具有球形活塞的径向活塞机的制作方法

具有球形活塞的径向活塞机
1.本发明涉及一种具有在缸体中实施冲程运动的活塞的径向活塞机。这种径向活塞机可用作做功机械，例如作为泵，又可用作马达。总的来说，对于所有径向活塞机而言，在转子中布置有缸体，并且在每个缸体中布置有活塞元件，该活塞元件与导向元件连接，其中该导向元件在滑动面上运行并且由此迫使该活塞元件作冲程运动。
2.在径向活塞机中，缸体以其纵轴线径向地布置在转子中。径向活塞机属于液压置换机，液压置换机根据置换原理工作。因此，当对应地控制压力介质流时，这些液压置换机既可作为泵又可作为马达运行。泵和马达通常具有相同的设计结构。
3.还可进一步地将径向活塞机区分为内部加压的径向活塞机和外部加压的径向活塞机。如果是内部加压的径向活塞机，从内部，即例如经由径向空心轴用压力介质填充缸体的工作腔和排空。在这种情况下，缸体围绕径向空心轴旋转。在这种情况下，布置在缸体中的活塞被支撑在外环处，所以将内部加压的径向活塞机称为外部支撑的径向活塞机。外环位于与该空心轴偏心的位置，工作活塞被支撑在该外环处。
4.与之相反，如果是外部加压的径向活塞机，从外部径向将压力介质送入缸体，其中布置在缸体中的活塞被支撑在居中布置的偏心轴上。因此也将外部加压的径向活塞机称为内部支撑的径向活塞机。
5.在商用径向活塞泵中，从驱动轴将驱动力矩传输到缸体星形部，其中多个径向定向的缸体布置为星形。该缸体星形部可旋转地设置在控制轴径上。径向布置在缸体星形部的缸体中的活塞经由静压释放的滑靴被支撑在与缸体星形偏心设置的冲程环上。活塞和滑靴经由球形接头相互连接并且通过卡环锁住。替代性地，也可为球形接头设置凸缘。油流经由外壳中的输送通道和排放通道与缸体星形部的缸体流体连接。在缸体星形部旋转时，由于冲程环的偏心位置，活塞实施冲程运动，并且其中，在膨胀阶段从输送通道吸油并在压缩阶段将油推入排放通道。
6.ep 0 011 145 b1特别地公开了一种用于静压环形活塞机的滑靴，其中具有球头的轴柄设置在活塞的球面中。在这种情况下，该球面被设计成在纵向方向上穿透活塞的阶梯孔。该活塞本身布置在位于缸体体内的缸体孔中。卡环将活塞和滑靴固定在一起。
7.在径向活塞机中，特别地使用圆柱形活塞。为了减少活塞在缸体内壁处的摩擦，这些活塞必须实施为相对于其直径来说对应得长。这增加了这种径向活塞机的容积，因为缸体星形部必须实施为具有对应得足够的直径，以便为缸体提供对应的结构空间。
8.因为所描述的活塞机通过其结构类型确定施加超过300bar的压力，所以活塞和滑靴之间的接头点暴露在高交变载荷下。特别地，接头本身仅可承受一定的最大拉伸力。若超过了该力，那么接头分离，从而导致活塞机故障。
9.因此，本发明的目的在于如此实施径向活塞机，使得减少摩擦。本发明的另一个目的在于，提高活塞处的允许的拉伸力，或者在发生缺陷前延长活塞的使用寿命。
10.在径向活塞机中，由此解决该目的，即活塞元件至少在活塞元件的区域中被设计成球形，该活塞元件在冲程运动期间在缸体的内壁处导致密封。通过活塞元件的球形设计产生密封区域，该密封区域为环形，即构成封闭的圆线。封闭的圆线导致比通过圆柱形活塞
的面密封远远更小的摩擦力。在球形活塞元件旋转，或作倾斜运动时，虽然圆形密封线在至少部分为球形的活塞的表面上的位置发生变化，但是因为该圆形密封线的直径由于球形形状为恒定的并且缸体的内径也为恒定的，因此无论球形活塞元件在缸体中的位置如何，也无论球形活塞元件的倾斜角如何，产生的缸体内壁和球形活塞元件之间的间隙总是完全相同。由此，可省去成本密集的减摩涂层或还可省去活塞外层中的摩擦学轮廓。同样地，制造足够完美的球形形状的技术上的消耗远远低于制造具有足够完美的可比性能的传统纵向活塞；或者换句话说，根据现有技术，对于球形活塞元件来说，可选择比纵向活塞更低的制造品质，就能达到相同的目的。
11.由于在球体中，无论球体在哪个方向上旋转，大圆的直径然而都是恒定的，所以活塞元件在作冲程运动时也不会卡在缸体中，因为各自的密封圆线的直径与缸体的直径相比保持不变。至少部分为球形的活塞元件通过面施加的压力也自行居中定心。由此减少活塞机的损失和缸体中的活塞导轨内的磨损。
12.因为球形活塞的至少部分的球形减少了在活塞轴线上的活塞总长度，所以在相同功率下，可选择更小的转子直径，从而由此产生径向活塞机的更紧凑的结构。同时也可选择更高的工作压力，因为径向活塞机的缺点不再由接头连接决定。因此，圆形活塞消除了通过作用在接头处的拉伸力、压缩力和侧向力而产生的外壳内部压力的限制。在具有纵向活塞的活塞机中曾产生关于外壳内部压力或外部泄漏油管中的背压的限制，这些压力是例如由液压油箱、过滤器或冷却器在泄漏油管中的位置升高而导致的。随着这种限制的消除，在这种应用中的径向活塞机的应用范围得到扩大或者使一些应用这才成为可能。
13.从数学上看，部分为球形的活塞的与缸体内壁接触的表面为对称的球形区。球形区为例如球形盘或球形环的弯曲外侧。球形盘，或者也叫球形层，是实心球体被两个平行平面切割成三部分时，作为实心球体的中间部分得到的。如果平行平面在这种情况下位于球形中点的不同侧并且同时具有与球形中点相同的距离，那么这就是对称的球形盘，其外表面正好产生对称的球形区。但对称的球形区也通过穿过球体的径向孔得到。
14.在根据本发明的径向活塞泵的原型中，由于所选择的几何条件，产生约9
°
的球形区向两侧的倾斜角α。有利的是，在对应的公差下选择约10
°
，更好地12
°
的倾斜角度α。球形盘的厚度或球形盘的高度h与球形盘的直径dk之比对应于倾斜角α的两倍切线函数。如果向两侧倾斜12
°
，那么产生约0.4的球形盘的厚度h与球形盘的直径dk之比。对于技术人员自然清楚的是，这可仅为提示。根据径向活塞机的几何尺寸，在个别情况下也可需要较大的倾斜角α的值，或者较小的倾斜角α也可足够。直至20
°
的倾斜角α在技术上看来是合理的或可实现的。
15.有利的是，至少部分为球形的活塞元件可经由连接元件与导向元件连接，其中该连接元件与活塞刚性连接并且/或者与滑动元件刚性连接。只要球形活塞元件的运动不受强制导向的限制或连接元件不与缸体壁接触，则通过活塞元件的球形部分，球形活塞元件完全自由地在缸体中旋转，以便例如实施俯仰、偏滑或滚动运动。一般来说，活塞元件的运动通过强制导向被限制为俯仰运动和冲程运动。由此，在大多数应用情况中，不再需要将滑动元件或活塞元件可移动地相互连接，因为可通过被设计成至少部分为球形的活塞元件实施必要的旋转运动。在这种情况下，减少活塞机的损失和缸体中的活塞导轨内的磨损。
16.在这种情况下，技术人员将对应期望的运动学和期望的倾斜角α选择连接元件的
长度和直径。特别地，在径向活塞机中，滑靴具有倒圆的，与枢转角度和缸体内径相匹配的轮廓。滑靴的轮廓只需要能够反映出滑靴的与结构类型相关的运动学枢转运动。
17.可例如借助车削、铣削或磨削加工制造具有至少部分为球形的活塞元件的根据本发明的活塞。替代性地可行的是，借助铸造、增材制造、mim技术、烧结或使用成型部件制造对应组装的单个部件。
18.在特别的应用情况下，活塞元件当然也可进一步地利用接头与连接元件连接并且/或者该连接元件可通过接头与导向元件连接。
19.在这种情况下，径向活塞机可以是内部加压的径向活塞机或外部加压的径向活塞机。在内部加压的径向活塞机的情况下，导向元件在此在与缸体支架的径向轴偏心布置的冲程环上运行。在外部加压的径向活塞机的情况下，导向元件在偏心轴上运行，该偏心轴与缸体支架的中点偏心地在缸体支架的内部中旋转。
20.现参考附图中描绘的实施例进一步地描述和阐释本发明。附图示出：
21.图1为具有根据本发明的圆形活塞的径向活塞机
22.图2为根据本发明的圆形活塞
23.图3a、图3b和图3c为径向活塞机的部分
24.图4为具有根据本发明的圆形活塞的外部支撑的旋转活塞机
25.本发明涉及一种用于径向活塞机的新型活塞，其中除了该新型活塞，该径向活塞机可为根据现有技术的径向活塞机。由于活塞的形状，在下文中将它称为圆形活塞，尽管严格来说，该圆形活塞的与空心缸体的内壁接触的部分只需对应于球形部分。因此在这个意义上，当在下文中出于语言的简化说到球形时，也应当包括仅部分的球形。
26.图1通过局部剖面图示出了内部加压和外部支撑的径向活塞机1的简化视图。一般来说，这种径向活塞机既可作为泵也可作为马达运行，只要没有设计上的特点来阻止。在下文中，将泵的运行方式作为这两种运行方式的代表进行描述。这种径向活塞泵的原理对于技术人员而言是众所周知的，因此在这里只对那些对于理解本发明来说必需的基本部分进行描述。径向活塞泵1具有外壳10，该外壳被设计成类似锅形并由未显示的外壳盖封闭。在外壳10的内腔11中设置有在调整方向3上可移动的冲程环12，该冲程环如此设置，即其侧面在外壳底座和外壳盖的凸台之间具有对应的间隙。由于是剖面图，图1中只看得见冲程环12的朝向观察者的侧面13，在外壳10封闭时，该侧面位于外壳盖的内侧上。在该图中，外壳底座的凸台被冲程环12遮住，更确切地说，为了清晰起见被省略。
27.冲程环12的内圆周构成用于滑靴22的滑动面14，球形活塞21被支撑在这些滑靴上，这些球形活塞被可移动地引导到缸体支架的径向延伸的孔5中。因为在这种结构类型中使缸体支架作旋转运动，所以在下文中将缸体支架称为转子16。由于这些孔与球形活塞21的相互作用，所以在下文中将这些孔称为活塞孔5。
28.活塞孔5围绕转子16的径向轴17旋转对称地分布。活塞孔的数目部分地取决于转子16的大小或径向活塞泵1的排量或吸收体积。在这里所示出的实例中，即在最大工作压力为350bar，具有19cm3/u排量或吸收体积的径向活塞泵中，在转子16中设置有七个活塞孔5。
29.转子16布置在控制轴径18上，该控制轴径固定地布置在壳体10的控制轴径孔中，并且通过驱动轴使该转子旋转。在马达的运行方式中，将由球形活塞21产生的扭矩传输到驱动轴，该驱动轴在现在的技术中被正确地称为输出轴。在这种情况下，球形活塞21使径向
活塞机1的工作腔相对于径向活塞机1的内腔11密封，其中活塞孔5内的工作腔从球形活塞21在活塞孔在控制轴径18的方向上的延长部中延伸到控制轴径18。在图1中，控制轴径孔和驱动轴被控制轴径18遮住，即位于图像的被截去的那一侧，并且因此不可见。
30.球形活塞21和滑靴22借助活塞杆23相互连接。在这种情况下，活塞杆23也可实施为连杆，也就是说该连杆可经由布置在球形活塞21处的接头与该球形活塞21可移动地连接。替代性地或此外，活塞杆23或具有布置在滑靴22处的接头的连杆可与滑靴22可移动地连接。然而，特别地当活塞杆23既与球形活塞21刚性连接又与滑靴22刚性连接时，产生协同效应。在这种情况下，不仅将球形活塞21的球形形状用作径向活塞机1的工作腔和内腔11之间的密封，还用作唯一的接头。这特别地具有优势，即避免通过接头削弱球形活塞21、活塞杆23和滑靴22的组合。特别地在圆形活塞21和滑靴22的刚性连接中，活塞杆23可如此实施为圆形活塞21的渐缩部，即该活塞杆达到高强度。
31.球形或球形部分形状允许球形活塞21在活塞孔5内，由滑靴22强行引导，特别地在其旋转平面上实施在转子16的旋转方向上或在与之相反的方向上的受限的倾斜运动。在这种情况下，圆形活塞21的倾斜运动受活塞杆23的限制，该活塞杆可在活塞孔壁处停止，特别地在指向冲程环12的活塞孔开口处。通过在冲程环12内侧处的未显示的环条之间对滑靴22的两侧强制引导，球形活塞21不经受侧向运动。
32.冲程环12可在内腔11中通过两个调节活塞31、32在调节方向3上横向于控制轴径18移动，以达到改变流量之目的。两个调节活塞31、32利用调节滑靴33、34在两个直径上相对而置的点位处作用在冲程环12的外圆周上。
33.在控制轴径18中，为了引入压力介质，各自形成与控制轴径18的中轴线偏心地，平行地纵向延伸的第一低压通道41和第二低压通道42，这些低压通道各自通向控制轴径21处的第一圆周槽，在下文中将该第一圆周槽称为低压槽45。进一步地，为了排放压力介质，各自形成与控制轴径21的中轴线偏心地，平行地纵向延伸的第一高压通道43和第二高压通道44，这些高压通道各自通向控制轴径21处的第二圆周槽，在下文中将该第二圆周槽称为高压槽46。低压槽45和高压槽46位于转子16的容纳圆形活塞21的活塞孔5的通口区域。第一低压通道41和第二低压通道42终止在径向活塞泵1的低压连接中，并且第一高压通道43和第二高压通道44终止在径向活塞泵1的高压连接中。径向活塞泵1的低压连接和高压连接在本图中不可见，因为从观察者出发，它们位于外壳底座的背面。在该实施例中选择了两个低压通道41、42和两个高压通道43、44，因为这与控制轴径18的已知特殊几何实施方案相结合，提供流体技术优点。然而，唯一的低压通道41和唯一的高压通道43便已足够实现径向活塞机1的基本原理。
34.在径向活塞泵1的运行中，也就是说当使转子16旋转时，在活塞孔5中在旋转运动的方向上携带球形活塞21一起运动。其中，由于转子16的旋转运动，离心力作用在活塞孔5中被引导的球形活塞21上，从而将活塞孔5中相应的球形活塞21径向向外挤压，直到球形活塞21的滑靴22以其远离控制轴径18的端部抵接在冲程环12处。在下文中，“向外”这一表达表示从转子16的旋转轴17开始，指向远离转子16的旋转轴17的方向，而“向内”这一表达表示指向转子16的旋转轴17的方向。同样地，术语“外部”表示具有与转子16的旋转轴17的较大径向距离的物体比具有与转子16的旋转轴17的较小径向距离的物体的相对位置。
35.在冲程环12的位置如此调整，使得冲程环12的假想轴与转子16的旋转轴17布置得
一致的情况下，在转子16的每个位置中，转子16的外侧与冲程环12的内侧之间的距离d是相同的。在这种情况下，球形活塞21相对于旋转轴17的径向距离在转子16作旋转运动期间不发生变化，从而使得球形活塞21在相应的活塞孔5内不实施冲程。
36.当冲程环12如此设置，使得冲程环12的假想轴19不再与转子16的旋转轴17一致，则在转子16在冲程环12内循环往复时使转子16和冲程环12之间的距离d发生周期性变化。该距离变化导致的是，当冲程环12和转子16之间的距离d减小时，冲程环12的滑动面14在滑靴22上施加反作用力，该反作用力对抗离心力向内挤压球形活塞21。当冲程环12和转子16之间的距离d增大时，反之，冲程环12不再对有关的球形活塞21的滑靴22施加力并且通过离心力也通过压缩力将球形活塞21径向向外挤压，从而使得有关的滑靴22不会失去与冲程环12的滑动面14的接触。对应地，在转子16作完整旋转期间，迫使球形活塞21作两个周期性的冲程运动，第一冲程运动是径向向外的，其中工作腔的容积不断增加，因此在下文中将该第一冲程运动称为膨胀阶段，第二冲程运动是径向向内的，在控制轴径18的方向上，其中工作腔的容积不断减少，因此在下文中将该第二冲程称为压缩阶段。
37.在这种情况下，低压槽45如此布置在控制轴径18上，使得在膨胀阶段，低压槽45和由此还有第一和第二低压通道41、42与相应的球形活塞21流体连接。因此，球形活塞21的径向向外的冲程运动产生吸力效应，该吸力效应吸入位于低压连接处的压力介质并且用压力介质填充活塞孔5的工作腔。进一步地，高压槽46在这种情况下如此布置在控制轴径21上，使得在压缩阶段，高压槽46和由此还有第一和第二高压通道43、44与相应的球形活塞21流体连接。因此，球形活塞21的径向向内的冲程运动产生压力效应，该压力效应将在有关的活塞孔5的工作腔中积聚的压力介质经由高压槽46推入高压通道43、44。
38.因此，在泵的运行方式中，球形活塞21的周期性冲程运动迫使压力介质从低压通道流向高压通道。相反在马达的运行方式中，压力介质从高压通道流向低压通道。取决于径向活塞机1是作为泵的运行方式还是作为马达的运行方式，在泵运行中，压力能通过驱动力矩传给径向活塞机，或者在马达运行中，从径向活塞机中抽出压力能并转化为输出力矩。
39.图2示出了包括球形活塞21和滑靴22的活塞元件2，该球形活塞和该滑靴借助活塞杆23相互刚性连接。孔29通过球形活塞21的纵轴线，活塞轴线20延伸，通过该孔，在活塞机1运行时，将位于活塞孔5中的压力介质挤压到滑靴底26上。由此迫使滑靴底26进入静压平衡状态，其中在滑靴底和滑动面14之间形成减少摩擦的压力介质薄膜。在径向活塞机1中，滑靴底26与滑动面14的几何形状相适应，即该滑靴底为向外弯曲的。进一步地，如图3所示，滑靴22以其活塞轴线20为准在旋转方向上看具有前滑靴端部27，并且与之相对的是后滑靴端部28。
40.原则上，除了活塞杆23之外，球形活塞21可完全采用球形形状。然而，只需要在球形活塞21的点位处有理想的完美球形形状，这些点位为了密封活塞孔空间与活塞孔壁51接触，或者严格地说，最好与活塞孔壁接触。在下文中，球形活塞21的大圆称为中圆24，该大圆垂直于活塞轴线20。当活塞轴线20与活塞孔轴线50重合时，则中圆24所展开的平面在中圆24之外的延长部与活塞孔相交形成相交圆，在下文中将该相交圆称为密封圆，因为它实际上使活塞孔5的工作腔相对于活塞机1的内腔11密封。在这种情况下，在完整旋转时可形成的所有密封圆的总和限定了球形区250，即球形盘的外圆周，其中至少部分为球形的活塞元件71必须对应于理想的球形形状。
41.为了阻止球形活塞21卡在活塞孔5中，中圆24的直径dk被选择为比活塞孔5的直径略小。例如中圆24小10μm，则在中圆24和活塞孔壁51处于中心位置时，工作圆和中圆之间产生5μm的间隙。由于压力介质的粘性，活塞机1的工作腔和内腔11之间产生足够的密封。当然，技术人员如此选择球形活塞21和活塞孔壁51之间的间隙，使得该间隙在给定的尺寸和相应的使用目的中最为合适。
42.图3a示出了在其外死点处的球形活塞21，也就是说从膨胀阶段向压缩阶段的过渡。在外死点处，由于冲程环12的偏心位置，转子16和冲程环12的滑动面14之间的距离为最大距离d
max
。由于离心力，即环条、压紧装置以及其他压力，球形活塞21一般来说在其外死点处如此定向，使得活塞轴线20或多或少与活塞孔轴线50重合。环形活塞机1的单个元件的几何形状如此选择，使得在这种情况下，球形活塞21的中圆24位于外活塞孔开口52的附近，但仍然还在活塞孔壁51中足够深的位置，以确保活塞2在活塞孔5内的安全导向以及活塞孔壁51和中圆24之间的密封。
43.在进一步旋转时，从外死点开始，接着通过活塞孔壁51作用在球形活塞21的中圆24上的力携带活塞2在转子16的旋转方向15上一起运动。因为在压缩阶段，冲程环12和转子16之间的距离越来越小，所以在有关的活塞孔5中向内更深地引导活塞2。受冲程环12和转子16之间的偏心所限，在前滑靴端部27的位置处的冲程环12和转子16之间的距离不同于在后滑靴端部27的位置处的冲程环12和转子16之间的距离。由此，建立在压缩阶段从前滑靴端部27作用到后滑靴端部28的力。由此，使球形活塞21的活塞2在压缩阶段围绕其中点z在与转子16的旋转方向15相反的方向上倾斜。通过该倾斜运动，中圆24在远离旋转方向的活塞孔壁51处在外活塞孔开口52的方向上旋转并且在面向旋转方向的活塞孔壁51处在内活塞孔开口53的方向上旋转。球形活塞21的中圆24因此失去与活塞孔壁51的接触。由于球形活塞21的球形形状，球形活塞21的新的大圆现成为密封圆25，即在活塞孔5中垂直于活塞孔轴线50的球形活塞21的相应的位置上的那个大圆。作为几何结果，每个密封圆的中点与球形活塞21的球形中点z一致。
44.在从活塞2的内死点it到外死点at的过渡中，即在膨胀阶段，转子16的外侧和冲程环12的内侧之间的距离从d
min
连续增加到d
max
。在膨胀阶段，前滑靴端部27处的距离d因此总是比后滑靴端部28处的距离大。由此，在前滑靴端部27处由冲程环12施加在活塞2上的反力分量比后滑靴端部28处的反力分量小。因此，活塞2在前滑靴端部27的方向上比在转子16的旋转方向15的方向上偏转。这样看，在膨胀阶段，倾斜角α领先于旋转运动15。在压缩阶段，即在外死点at到内死点it之间的过渡中，这些关系是相反的，并且倾斜角α滞后于转子16的旋转运动15。通过倾斜运动，活塞轴线20相对于活塞孔轴线50倾斜角度α。该倾斜运动一方面具有最大的范围，如图3b所示，在活塞2的内死点it和外死点at之间的运动的大约一半中，或者在外死点at和内死点it之间的活塞2的运动的大约一半中。
45.最后，图3c示出了当冲程环12和转子16之间的距离达到最小距离d
min
时，在其内死点处的球形活塞2。正如可见的，在远离活塞杆23的一侧与实施为部分为球形的活塞21相接的活塞底座210基本实施为圆锥形，从而使得内死点it中的活塞底座210可尽可能地与从活塞孔5到控制轴径18的漏斗形过渡相适应。由此，有利地减少内死点it中的死容积。
46.根据几何定律，角度α也等于密封圆平面和中圆平面之间的角度α。由于制造技术的原因，但也因为可能的旋转方向变化，将球形活塞21的球表面实施为对称的，从而使得球
形部分，即如图2所示的球形区250，包括至少一个介于-α和 α之间的角。进一步地，取决于所选择的圆形活塞机1和活塞2的几何形状，如此在活塞杆23的位置处选择渐缩部，使得该活塞杆在运行中不与活塞孔壁51或转子16抵接，以避免活塞孔杆23或转子16和活塞孔壁51的损坏。
47.本发明也适用于内部支撑的径向活塞机。图4示出了内部支撑的径向活塞机6的基本结构，其中低压通道和高压通道布置在此情况下固定的活塞支架61的外侧66处。在内部支撑的径向活塞机6中的低压通道和高压通道的设计对于技术人员而言很熟悉，从而为了清晰起见在图4中没有明确地画出。
48.活塞支架61构成多个活塞孔5的容纳部，这些活塞孔以彼此相同的距离径向围绕活塞支架61的中点60布置，从而使得活塞孔5的纵轴线50的延长部在活塞支架61的中点60相交。为了清晰起见，在图4中只显示了三个活塞孔5。通常是介于3和9之间的奇数，但根据径向活塞泵的大小和性能，技术人员会选择合适的活塞孔的数目。
49.活塞支架61的内部被设计成空腔，在该空腔中，偏心轴63围绕活塞支架中点60旋转。偏心中点e位于与活塞支架中点60的距离d的位置，因此该偏心中点e在圆形轨迹64上围绕活塞支架中点60旋转。
50.在活塞孔5中的每个活塞孔中布置有根据本发明的圆形活塞，该圆形活塞基本是由球形活塞元件71、活塞杆73和滑靴72构成。通过各一个返回元件在偏心轴63或偏心中点e的方向上，即向径向活塞机的内部挤压每个圆形活塞，在该实施例中，这些返回元件被设计成螺旋弹簧74。在内部支撑的径向活塞机6中，至少部分为球形的活塞元件71向内密封径向活塞机6的工作腔。由此，该工作腔是活塞孔5的一部分，在该工作腔中送入或排放压力介质，该活塞孔在活塞支架61的外圆周66和至少部分为球形的活塞元件71之间延伸。
51.偏心轴63的外圆周构成滑动面65，在该滑动面上，圆形活塞7的滑靴72由滑动底76支撑。因为在该实施例中，偏心轴的滑动面65被成型为凸形，所以滑动底76也对应地成型为凹形。在偏心轴63作完整旋转期间，通过滑靴72在偏心轴63上的滑动，迫使球形活塞7作两个周期性的冲程运动，第一冲程运动是径向向外的，其中工作腔的容积不断减少，因此在下文中将该第一冲程运动称为压缩阶段，第二冲程运动是径向向内的，在活塞支架中点60的方向上，其中工作腔的容积不断增加，因此在下文中将该第二冲程运动称为膨胀阶段。在这种情况下，偏心中点e和活塞支架中点60之间的距离d确定活塞冲程的振幅。
52.也正如在第一实施例中所描述的外部支撑的径向活塞机1，圆形活塞7在膨胀阶段和压缩阶段实施倾斜运动。在此，由于被设计成至少部分为球形的活塞元件71，活塞孔5的内壁51和圆形活塞7的球形区75之间也随时保持圆线形密封圆。同样在该实施例中，球形活塞7和活塞孔壁51之间的间隙防止的是，球形活塞7不可卡住。