Die vorliegende Erfindung betrifft ein Hydrauliksystem mit einem ersten Hydraulikkreis, welcher eine erste

Aktuatoreinheit und eine diese mit umkehrbarer

Förderrichtung beaufschlagende erste

Druckerzeugungseinheit umfasst, und einem zweiten

Hydraulikkreis, welcher eine zweite Aktuatoreinheit und eine diese mit umkehrbarer Förderrichtung beaufschlagende zweite Druckerzeugungseinheit umfasst.

Hydrauliksysteme mit durch Druckerzeuger (z. B.

elektrisch betriebene Hydraulikaggregate) beaufschlagten hydraulischen Aktuatoren sind als Antriebs- bzw.

Verstellsysteme weit verbreitet. Dies hängt namentlich mit charakteristischen Vorteilen solcher Systeme

zusammen, wie insbesondere einer vergleichsweise hohen Leistungsdichte, einer hohen Flexibilität der

Implementierung solcher Systeme in die jeweilige

Anwendungsumgebung infolge der Möglichkeit der räumlich getrennten Unterbringung von Druckerzeuger einerseits und Aktuator andererseits, und - im Falle der Integration eines Druckspeichers - der Möglichkeit einer

ausfallsicheren Ausführung. Die Einsatz-Bandbreite solcher Systeme reicht von schwersten

maschinenbautechnischen bis hin zu feinsten

feinwerktechnischen Anwendungen. Sollen dabei an einer bestimmten technischen Einrichtung - über zwei (oder mehr) gesonderte, mit Druckmittel beaufschlagbare

Aktuatoren - unabhängig voneinander mehrere

unterschiedliche Verstell- bzw. Antriebsfunktionen ausführbar sein, so lässt sich dies mittels zweier verschiedener Konzepte realisieren: Entweder, es

existiert eine gemeinsame Druckversorgungseinheit, und die voneinander unabhängige Beaufschlagung der mindestens zwei Aktuatoren bzw. Aktuatoreinheiten erfolgt über zugeordnete gesteuerte Ventile, insbesondere in Form von elektrisch verstellbaren Proportionalventilen; solche Systeme sind beispielsweise bekannt aus DE 19935854 Al. Oder aber, jedem Aktuator bzw. jeder Aktuatoreinheit ist, wie eingangs angegeben, seine/ihre eigne, ausschließlich diesen/diese beaufschlagende Druckerzeugungseinheit zugeordnet; Beispiele derartiger Hydrauliksysteme sind der DE 102007021287 Al entnehmbar.

Die DE 102006044300 Al offenbart eine Pumpenanordnung mit mindestens zwei jeweils ein eigenes Pumpengehäuse

aufweisenden Radialkolbenpumpen. Die Antriebswellen der mindestens zwei Radialkolbenpumpen sind dabei drehfest miteinander gekoppelt. Bevorzugt sind auch die

Pumpengehäuse der mindestens zwei Radialkolbenpumpen starr miteinander gekoppelt.

Die DE 102008032740 Al offenbart eine der Förderung eines Fluids dienende Pumpenanordnung mit zwei von einer gemeinsamen Antriebswelle antreibbaren, als

Radialkolbenpumpen ausgebildeten Pumpeneinheiten. Die beiden Pumpeneinheiten sind dergestalt hydraulisch gekoppelt, dass einer ersten Pumpeneinheit eine zweite Pumpeneinheit hydraulisch nachgeschaltet ist.

Die vorliegende Erfindung hat zur Aufgabe, ein

Hydrauliksystem der eingangs angegebenen Art

bereitzustellen, das sich bei einem nur äußerst geringen Raumbedarf durch eine hervorragende Praxistauglichkeit für solche Anwendungen auszeichnet, bei denen mittels der (mindestens) zwei Aktuatoreinheiten sehr präzise

koordinierte Betätigungen mit sehr hohen

Reaktionsgeschwindigkeiten - insbesondere auch bei einer häufigen Bewegungsrichtungsumkehr in rascher Abfolge - möglich sein müssen.

Gelöst wird diese Aufgabenstellung, wie in Anspruch 1 angegeben, erfindungsgemäß durch die Implementierung der folgenden charakteristischen, in Kombination miteinander funktionalen zusammenwirkenden Merkmale: Die erste und die zweite Druckerzeugungseinheit sind jeweils als schlitzgesteuerte Radialkolbenpumpe ausgeführt. Sie bilden eine Pumpengruppe mit einem einzigen, gemeinsamen Pumpenträger und einem einzigen, gemeinsamen Rotor, welcher auf einem frei auskragenden Abschnitt einer gemeinsamen, einseitig fixierten Pumpenträgernabe

bezüglich einer Hauptachse drehbar gelagert ist und in zwei zueinander axial versetzten Ebenen angeordnete, der Aufnahme von oszillierenden Pumpenkolben dienende

Pumpenkolbenbohrungen aufweist. Die Pumpenträgernabe weist dabei zwei erste Fluidbohrungen und zwei zweite Fluidbohrungen auf, wobei die beiden ersten

Fluidbohrungen mit zwei ersten Pumpenanschlüssen und zwei an der Pumpenträgernabe in einer ersten Pumpenkolbenebene angeordneten ersten Steueröffnungen und die beiden zweiten Fluidbohrungen mit zwei zweiten Pumpenanschlüssen und zwei an der Pumpenträgernabe in einer zweiten

Pumpenkolbenebene angeordneten zweiten Steueröffnungen kommunizieren. In dem Pumpenträger sind ein erster

Verstellrahmen und ein zweiter Verstellrahmen jeweils in einer zu der Hauptachse senkrechten Ebene unabhängig voneinander linear verschiebbar geführt aufgenommen, wobei in jedem Verstellrahmen ein auf die Pumpenkolben der betreffenden zugeordneten Druckversorgungseinheit wirkender Exzenterring aufgenommen ist.

In Umsetzung der vorliegenden Erfindung lassen sich leistungsstarke Hydrauliksysteme realisieren, die äußerst kompakt sein, d. h. bei solchen Anwendungen zum Einsatz kommen können, bei denen nur ein sehr kleiner Bauraum zur Verfügung steht. Insoweit erweisen sich sowohl der

Umstand, dass die beiden Druckerzeugungseinheiten, die aufgrund ihrer Bauweise als schlitzgesteuerte

Radialkolbenpumpen mit radial innen, auf der

Umfangsfläche der Pumpenträgernabe angeordneten

Steueröffnungen bei einer hohen Leistung ohnehin nur einen minimalen Bauraum beanspruchen, infolge eines gemeinsamen Rotors auf engstem Raum untergebracht sein können, als auch der Umstand, dass für den Antrieb des einen, gemeinsamen Rotors nur ein einziger Motor

erforderlich ist, als günstig. Dabei lassen sich zugleich exzellente Leistungsdaten insbesondere hinsichtlich der Reaktionsgeschwindigkeit und sonstigen Systemdynamik verwirklichen. Insoweit lässt sich in vorteilhafter Weise nutzen, dass die Umsteuerung der Förderrichtung jeder der beiden Druckerzeugungseinheiten über die Verschiebung des jeweils zugeordneten Verstellrahmens erfolgt, so dass keine - der Systemdynamik abträgliche - Drehrichtungsumkehr des (gemeinsamen) Rotors erfolgt. Zugleich sind, anders als im Falle der Verwendung von Stromwendeventilen, massive Druckimpulse ausgeschlossen, weil bei jeder Umkehr der Förderrichtung zwingend der Betriebspunkt der Nullförderung durchfahren wird. Dies wirkt sich günstig auf die Betriebseigenschaften aus. Gemäß einer ersten bevorzugten Weiterbildung der

Erfindung sind die beiden zweiten Steueröffnungen

bezüglich der Hauptachse in Umfangsrichtung um einen primären Phasenwinkel zu den beiden ersten

Steueröffnungen verdreht, wobei der primäre Phasenwinkel - bei zwei Druckversorgungseinheiten - besonders

bevorzugt 90° beträgt. Die mit dieser Ausgestaltung verbundenen Vorteile sind besonders ausgeprägt, wenn die Verschieberichtung des zweiten Verstellrahmens bezüglich der Hauptachse in Umfangsrichtung um einen sekundären Phasenwinkel gegenüber der Verschieberichtung des ersten Verstellrahmens verdreht ist, wobei besonders bevorzugt der erste und der zweite Phasenwinkel betragsgleich sind, so dass der sekundäre Phasenwinkel - bei zwei

Druckversorgungseinheiten - ebenfalls besonders bevorzugt 90° beträgt. Diese Ausgestaltung begünstigt sowohl die Möglichkeit, den axialen Abstand der beiden

Druckversorgungseinheiten zueinander zu minimieren; denn durch den Winkelversatz der ersten und der zweiten

Verschieberichtung zueinander um den sekundären

Phasenwinkel behindern sich die Verstelleinrichtungen für die beiden Verstellrahmen einander nicht wechselseitig. Zudem lassen sich, korrespondierend zu dem Phasenversatz der zugeordneten Steueröffnungen, in der Pumpenträgernabe die in die Steueröffnungen mündenden Fluidbohrungen in dem Sinne sowohl in strömungstechnischer als auch in mechanischer Hinsicht besonders günstig positionieren, dass sie maximale Strömungsquerschnitte aufweisen können, ohne dass dies nachteilige Auswirkungen auf die

Festigkeit und Formbeständigkeit der Pumpenträgernabe hätte. Der besonders kompakten Ausführung der

Pumpengruppe kommt weiterhin entgegen, wenn die

Pumpenkolbenbohrungen der beiden Radialkolbenpumpen um eine halbe Teilung zueinander versetzt, d. h. "auf Lücke" angeordnet sind; denn dies ermöglicht bei einer

vergleichsweise großen Anzahl von Pumpenkolben mit vergleichsweise großem Durchmesser eine besonders geringe axiale Baulänge, ohne dass die Pumpenkolbenbohrungen der beiden Radialkolbenpumpen einander wechselseitig im Weg sind .

Im vorstehenden Sinne sind die beiden zweiten

Fluidbohrungen bevorzugt bezüglich der Hauptachse in Umfangsrichtung zu den beiden ersten Fluidbohrungen versetzt angeordnet, wobei besonders bevorzugt die beiden ersten Fluidbohrungen einander bezüglich der Hauptachse im Wesentlichen diametral gegenüberliegend in einer ersten Bezugsebene und die beiden zweiten Fluidbohrungen einander bezüglich der Hauptachse im Wesentlichen

diametral gegenüberliegend in einer zweiten Bezugsebene verlaufen und - bei zwei Druckversorgungseinheiten - die erste Bezugsebene und die zweite Bezugsebene im

Wesentlichen aufeinander senkrecht stehen.

Im Hinblick auf besonders günstige Betriebseigenschaften ist weiterhin vorteilhaft, wenn mindestens einer der beiden Verstellrahmen mittels mindestens einer

Rückstellfeder in eine ein maximales Fördervolumen in einer primären Förderrichtung definierende primäre

Endlage vorgespannt ist. Denn auf diese Weise ist die spiel- und somit hysteresefreie Verschiebung des

betreffenden Verstellrahmens über die zugeordnete

Verstelleinrichtung in wechselnde Richtungen möglich, so dass sich maximale Reaktionsgeschwindigkeiten bei

höchster Reproduzierbarkeit der Betriebskennlinie

realisieren lassen. Zudem kann die Verstelleinrichtung vergleichsweise einfach ausgeführt sein, insbesondere indem sie eine Verstellspindel und eine auf den

Verstellrahmen wirkende Verstellmutter umfasst. Die beiden Verstellrahmen können, was wiederum im Hinblick auf eine besonders geringe Baugröße vorteilhaft ist, spaltfrei einander benachbart angeordnet sein;

insbesondere können sie im Bereich von einander

gegenüberliegenden Stirnflächen gleitend aneinander anliegen .

Eine wiederum anderer bevorzugte Weiterbildung der vorliegenden Erfindung zeichnet sich dadurch aus, dass der Rotor und ein topfartiger, die freie Stirnseite der Pumpenträgernabe abdeckender Ansatz eine gemeinsam drehende Rotoreinheit bilden, wobei der besagte

topfartige Ansatz insbesondere ein integraler Bestandteil des Rotors und/oder als eine zum Anschluss an eine

Motorwelle hergerichtete Kupplung ausgeführt sein kann. Idealerweise weist der topfartige Ansatz eine

zylindrische Dichtfläche auf, welche mit einem an dem Pumpenträger angeordneten, besonders bevorzugt in einem Pumpenträgerdeckel aufgenommenen Dichtring zusammenwirkt. Auch eine solche Ausgestaltung kann zu einer im höchsten Maße kompakten Pumpengruppe beitragen.

Je nach der individuellen Anwendungssituation können bei dem erfindungsgemäßen Hydrauliksystem unterschiedlich ausgeführte Aktuatoreinheiten zum Einsatz kommen. So ist die Erfindung insbesondere mitnichten auf die Verwendung von Linearaktuatoren beschränkt, sondern es sind

namentlich auch Drehaktuatoren sind einsetzbar. Unter den Linearaktuatoren sind wiederum Gleichlauf _Z ylinder

besonders vorteilhaft; denn durch den Wegfall von Ausgleichsströmen - je nach der Bewegungsrichtung in einen bzw. aus einem Tank - treten bei der

Strömungsrichtungsumkehr keinerlei Unstetigkeiten auf; dies ist für sensible Anwendungen eminent vorteilhaft.

Ein zumindest im Wesentlichen vergleichbares Ergebnis lässt sich erreichen, wenn die jeweilige Aktuatoreinheit zwei gegenläufig arbeitend mechanisch gekoppelte, als Differentialzylinder ausgeführte Linearaktuatoren

umfasst, welche doppeltwirkend ausgeführt und über Kreuz miteinander hydraulisch verschaltet sind. Letzteres bedeutet, dass jeweils der Kolbenarbeitsraum des einen und der Kolbenstangenarbeitsraum des anderen

Differentialzylinders miteinander hydraulisch verbunden sind und gemeinsam beaufschlagt werden. Je nach der

Kinematik der mechanischen Koppelung der beiden

Differentialzylinder erfolgt auch hier ein vollständiger bzw. sehr weitgehender interner Volumenausgleich, so dass Ausgleichsströmungen ganz entfallen bzw. allenfalls minimal ausfallen. Gegenüber der Verwendung von

Gleichlauf _Z ylindern ist in diesem Fall die Möglichkeit, höhere Leistungsdichten zu realisieren, vorteilhaft;

besonders bevorzugt kommen solche Aktuatoreinheiten mit zwei gegenläufig arbeitend mechanisch gekoppelten

Differentialzylindern zum Einsatz für Schwenkbewegungen zweier gelenkig miteinander verbundener Strukturelemente relativ zueinander.

In fertigungstechnischer Hinsicht ist schließlich

besonders vorteilhaft, wenn der Pumpenträger ein

topfförmiges Pumpenträgergehäuse aufweist, wobei die Pumpenträgernabe ein gesondert gefertigtes, an dessen Boden mit dem Pumpenträgergehäuse gefügtes Bauteil bildet. Im Bereich der Fügefläche befinden sich Übergaben, an denen die sich in der Pumpenträgernabe erstreckenden Fluidkanäle mit in dem Pumpenträgergehäuse verlaufenden Fluidkanälen, welche an den

Pumpenanschlüssen enden, kommunizieren.

Im Folgenden wird die vorliegende Erfindung vermittels eines in der Zeichnung dargestellten bevorzugten

Ausführungsbeispiels näher erläutert. Dabei

veranschaulicht

Fig. 1 anhand eines Hydraulikschaltplans ein

erfindungsgemäßes Hydrauliksystem,

Fig. 2 einen Axialschnitt durch die bei dem

Hydrauliksystem nach Fig. 1 zum Einsatz gebrachte Doppelpumpe und

Fig. 3 einen zur Hauptachse senkrechten Schnitt durch die Doppelpumpe nach Fig. 2 entlang der Linie III-III (bei gegenüber der Betriebsstellung nach Fig. 2 geringfügig gedrehtem Rotor) .

Das in Fig. 1 gezeigte Hydrauliksystem umfasst einen ersten Hydraulikkreis 1 und einen zweiten Hydraulikkreis 2. Der erste Hydraulikkreis 1 umfasst seinerseits eine erste Aktuatoreinheit 3, eine diese beaufschlagende erste Druckerzeugungseinheit 4 und einen ersten Tank 5. In entsprechender Weise umfasst der zweite Hydraulikkreis 2 eine zweite Aktuatoreinheit 6, eine diese beaufschlagende zweite Druckerzeugungseinheit 7 und einen zweiten Tank 8. In alternativer Ausgestaltung könnten der erste und der zweite Tank zu einem gemeinsamen Tank zusammengefasst werden, ohne dass sich hierdurch etwas an der

Qualifizierung der beiden Hydraulikkreise 1, 2 als erster und zweiter Hydraulikkreis ändern würde, d. h. eine solche tankseitige hydraulische Verbindung stünde der Einordnung der beiden Hydraulikkreise als erster

Hydraulikkreis 1 und zweiter Hydraulikkreis 2 im Sinne der vorliegenden Erfindung nicht entgegen.

Die erste Aktuatoreinheit 3 umfasst zwei als

doppeltwirkende Differentialzylinder 9 ausgeführte

Linearaktuatoren 10. Diese arbeiten in dem Sinne - mittels der um einen Schwenkpunkt S verschwenkbar

gelagerten Koppelstange 11 mechanisch miteinander

zwangsgekoppelt - gegenläufig, dass bei einem

Verschwenken (Pfeile , ß) der Koppelstange bezüglich des Schwenkpunktes S jeweils bei einem der beiden

Linearaktuatoren 10 die Kolbenstange 12 einfährt, bei dem anderen Linearaktuator 10 hingegen ausfährt. Die beiden Linearaktuatoren 10 sind dabei in dem Sinne über Kreuz hydraulisch miteinander verschaltet, dass - bei einer ersten Förderrichtung A der ersten Druckerzeugungseinheit 4 - der Kolbenarbeitsraum 13a des einen Linearaktuators 10a und der Kolbenstangenarbeitsraum 14b des anderen Linearaktuators 10b über eine gemeinsame ersten

Druckleitung 15a aus einem ersten Pumpenanschluss 16a der ersten Druckerzeugungseinheit 4 heraus beaufschlagbar sind. Umgekehrt sind - bei einer zweiten Förderrichtung B der ersten Druckerzeugungseinheit 4 - der

Kolbenstangenarbeitsraum 14a des einen Linearaktuators 10a und der Kolbenarbeitsraum 13b des anderen

Linearaktuators 10b über einer andere gemeinsame zweite Druckleitung 15b aus einem zweiten Pumpenanschluss 16b der ersten Druckerzeugungseinheit 4 heraus

beaufschlagbar. Über ein eine erste

Ausgleichsleitungsanordnung 17, welche ein erstes

Wechselventil 18 umfasst, stehen der erste und der zweite Pumpenanschluss 16a, 16b der ersten Druckerzeugungseinheit 4 mit dem ersten Tank 5 in

Verbindung. In entsprechender Weise gelten die

vorstehenden Erläuterungen für den zweiten Hydraulikkreis

2.

Wie dies bereits in Fig. 1 veranschaulicht ist und nachstehend hinsichtlich einer bevorzugten konstruktiven Umsetzung im Detail erläutert wird, sind die erste

Druckerzeugungseinheit 4 und die zweite

Druckerzeugungseinheit 7 nicht unabhängig voneinander; sie sind vielmehr, wie in Fig. 1 durch die

Verbindungswelle 19 schematisch veranschaulicht,

mechanisch miteinander gekoppelt. Die beiden

Druckerzeugungseinheiten 4, 7 weisen demnach permanent miteinander gekoppelte, d. h. über einen gemeinsamen Elektromotor 20 ständig drehrichtungs- und drehzahlgleich angetriebene Rotoren auf. Die Umkehrung der

Förderrichtung der jeweiligen ersten bzw. zweiten

Druckerzeugungseinheit 4, 7 erfolgt somit über eine interne Verstellung der jeweiligen Druckerzeugungseinheit 4, 7 (s. u.), nicht indessen über eine

Drehrichtungsumkehr des Elektromotors 20 oder

Stromwendeventile. Der Elektromotor 20 ist allerdings drehzahlveränderbar ausgeführt.

Die beiden in Fig. 1 aus Gründen der Anschaulichkeit räumlich getrennt dargestellten Druckerzeugungseinheiten 4, 7 bilden, wie dies in den Figuren 2 und 3 im Detail veranschaulicht ist, eine Pumpengruppe 21; sie sind als zwei hinsichtlich Förderrichtung und Fördermenge

unabhängig voneinander verstellbare schlitzgesteuerte Radialkolbenpumpen 22, 23 in eine Doppelpumpe 24

integriert. Diese umfasst einen Pumpenträger 25, welcher seinerseits als Hauptkomponenten ein topfförmiges

Pumpenträgergehäuse 26, eine Pumpenträgernabe 27 und einen Pumpenträgerdeckel 28 aufweist. Das

Pumpenträgergehäuse 26 umfasst einen Boden 29 und einen Mantel 30. Durch Einpressen in eine korrespondierende Bohrung 31 ist die Pumpenträgernabe 27 im Bereich ihres einen Endes dergestalt mit dem Boden 29 des

Pumpenträgergehäuses 26 gefügt, dass sie im Übrigen frei auskragt .

Auf dem frei auskragenden Abschnitt 32 der

Pumpenträgernabe 27 ist, um eine durch diese definierte Hauptachse X drehbar, ein für beide Radialkolbenpumpen 22, 23 gemeinsamer Rotor 33 gelagert. Hierzu verfügt der Rotor 33 über eine verschleißfeste und hinsichtlich der Gleiteigenschaften optimierte Gleitlagerbuchse 34. Der Rotor 33 weist weiterhin, in zwei zueinander axial versetzten Ebenen jeweils gleichmäßig um die Hauptachse X herum verteilt angeordnet, jeweils elf der Aufnahme von oszillierenden Pumpenkolben 35 dienende radiale

Pumpenkolbenbohrungen 36 auf. Die Pumpenkolbenbohrungen 36 der beiden Radialkolbenpumpen 22, 23 sind dabei um eine halbe Teilung zueinander versetzt, d. h. "auf Lücke" angeordnet. Weiterhin umfasst jede der beiden

Radialkolbenpumpen 22, 23 einen Verstellrahmen 37 bzw.

42. In dem jeweiligen Verstellrahmen 37, 42 ist jeweils - mit seinem Außenring 38 - ein einen Exzenterring 39 bildendes Wälzlager 40 aufgenommen, dessen Innenring 41 radial außen auf die Pumpenkolben 35 der betreffenden Radialkolbenpumpe 22 bzw. 23 wirkt. Die beiden

Verstellrahmen 37, 42 sind dabei in dem

Pumpenträgergehäuse 26 jeweils in zu der Hauptachse X senkrechten Ebenen unabhängig voneinander linear verschiebbar geführt aufgenommen; an dem

Pumpenträgergehäuse 26 sind hierzu für die beiden

Verstellrahmen 37, 42 jeweils vier (Gleitflächen

aufweisende) Stütznasen ausgeführt. Die

Verschieberichtung Z2 des Verstellrahmens 42 der zweiten Radialkolbenpumpe 23 steht dabei senkrecht auf der

Verschieberichtung ZI des Verstellrahmens 37 der ersten Radialkolbenpumpe 22; d. h. die beiden

Verschieberichtungen ZI und Z2 sind bezüglich der

Hauptachse X in Umfangsrichtung um einen sekundären

Phasenwinkel d von 90° versetzt.

Zur Verstellung des Verstellrahmens 37, d. h. zu dessen Verschiebung relativ zum Pumpenträger 25, dient eine Verstelleinrichtung 43 mit einer Verstellspindel 44 und einer auf den Verstellrahmen 37 wirkenden Verstellmutter 45. Die Verstelleinrichtung 43 ist dabei in einer

Aussparung 46, welche durch eine Ausstülpung 47 des

Mantels 30 des Pumpenträgergehäuses 26 begrenzt ist, untergebracht. Die Verstellspindel 44 stützt sich dabei an einem an der besagten Ausstülpung 47 ausgeführten Sitz 48 drehbar ab; ihr Ende ragt, in der Bohrung 49

abgedichtet, aus dem Pumpenträgergehäuses 26 heraus. Zur Verdrehsicherung der Spindelmutter 45 liegt diese mit einer ebenen Gleitfläche 50 an einer korrespondierenden, die Aussparung 46 begrenzenden Stützfläche 51 an. Auf der gegenüberliegenden Seite wirken auf den Verstellrahmen 37 vier Rückstellfedern 52 dergestalt, dass der

Verstellrahmen 37 spielfrei gegen die Spindelmutter 45 und in Richtung auf die primäre Endlage, in der sich der Verstellrahmen 37 in den Figuren 2 und 3 befindet, vorgespannt ist. Die Bohrungen 53, in denen die

Rückstellfedern 52 aufgenommen sind, sind mittels der Abdeckung 54 nach außen hin verschlossen. Mit der Maßgabe einer um 90° gedrehten Verschieberichtung (s. o.) gelten die vorstehenden Erläuterungen in entsprechender Weise für die dem Verstellrahmen 42 der zweiten

Radialkolbenpumpe 23 zugeordnete Verstelleinrichtung.

Die Pumpenträgernabe 27 weist zwei sich parallel zur Hauptachse X erstreckende erste Fluidbohrungen 55 und, bezüglich der Hauptachse X in Umfangsrichtung zu diesen versetzt, zwei sich ebenfalls parallel zur Hauptachse X erstreckende zweite Fluidbohrungen 56 auf. Die

Fluidbohrungen 55, 56 liegen dabei einander bezüglich der Hauptachse X in dem Sinne paarweise diametral gegenüber, dass die beiden ersten Fluidbohrungen 55 eine erste

Bezugsebene Y1 und die beiden zweiten Fluidbohrungen 56 eine zweite Bezugsebene Y2 definieren, wobei hier die erste Bezugsebene Y1 und die zweite Bezugsebene Y2 aufeinander senkrecht stehen.

Jede der beiden ersten Fluidbohrungen 55 mündet, mit dieser kommunizierend, in eine halbmondförmige

schlitzartige erste Steueröffnung 57, wobei die beiden ersten Steueröffnungen 57 in der Pumpenkolbenebene der ersten Radialkolbenpumpe 22 angeordnet durch einen zwischen ihnen verbliebenen ersten Stegabschnitt 58 der Pumpenträgernabe 27 voneinander getrennt sind. In

entsprechender Weise mündet jede der beiden zweiten

Fluidbohrungen 56, mit dieser kommunizierend, in eine halbmondförmige schlitzartige zweite Steueröffnung 59, wobei die beiden zweiten Steueröffnungen 59 in der

Pumpenkolbenebene der zweiten Radialkolbenpumpe 23 angeordnet durch einen zwischen ihnen verbliebenen zweiten Stegabschnitt 60 der Pumpenträgernabe 27 voneinander getrennt sind. Die beiden zweiten Steueröffnungen 59 sind bezüglich der Hauptachse X in Umfangsrichtung um einen primären Phasenwinkel von 90° zu den beiden ersten Steueröffnungen 57 verdreht.

Dementsprechend erstrecken sich der erste und der zweite Stegabschnitt 58, 60 in zueinander senkrechten Ebenen. (Aus Gründen der Übersichtlichkeit sind die

Pumpenkolbenbohrungen und Pumpenkolben der zweiten

Radialkolbenpumpe 23, wie sie in der Ansicht gemäß Fig. 2 durch die zweiten Steueröffnungen 59 hindurch eigentlich sichtbar wären, nicht dargestellt.)

Zwischen der jeweiligen Steueröffnung 57 bzw. 59 und dem freien Ende 61 der Pumpenträgernabe 27 sind die beiden ersten Fluidbohrungen 55 und die beiden zweiten

Fluidbohrungen 56 jeweils mittels eines eingepressten Stopfens 62 verschlossen. Am ihrem jeweiligen

gegenüberliegenden Ende kommunizieren die Fluidbohrungen 55, 56 über Übergaben 63, welche sich im Bereich der durch die Bohrung 31 definierte Fügefläche der

Pumpenträgernabe 27 mit dem Pumpenträgergehäuses 26 befinden, mit in dem Pumpenträgergehäuse 26 verlaufenden Fluidkanälen 64, welche ihrerseits jeweils an einem zugeordneten Pumpenanschluss 16a, 16b enden.

Der Rotor 33 bildet zusammen mit einem topfartigen, die freie Stirnseite 61 der Pumpenträgernabe 27 abdeckenden Ansatz 65, welcher einen integralen Bestandteil des Rotors 33 darstellt, eine gemeinsam drehende Rotoreinheit 66. Über den Ansatz 65 wird der Rotor 33 mittels eines (in Figur 2 nicht dargestellten) Elektromotors 20 drehend angetrieben. So kann der Ansatz 65, je nach der

individuellen Konstellation, als eine zum Anschluss an eine Motorwelle hergerichtete Kupplung ausgeführt sein, was in Fig. 2 durch die an dem Ansatz 65 ausgeführte Verzahnung V schematisch veranschaulicht ist. Der Ansatz 65 weist im Übrigen eine zylindrische Dichtfläche 67 auf, welche mit einem in dem Pumpenträgerdeckel 28 aufgenommen Dichtring 68 zusammenwirkt.

Der den Rotor 33 und die Verstellrahmen 37, 42 samt zugehöriger Verstelleinrichtungen 43 aufnehmende Hohlraum 69 des Pumpenträgers 25 ist drucklos, indem er mit einem - für beide Radialkolbenpumpen 22 und 23 gemeinsamen - Tank kommuniziert. Hierzu mündet eine den Mantel 30 des Pumpenträgergehäuses 26 durchsetzende Tankleitung 70, welche mit einem an dem oberen Deckel 54 vorgesehenen Tankanschluss T kommuniziert, in den besagten Hohlraum 69, der demgemäß vollständig mit Hydrauliköl geflutet ist. Auch der Raum 71 zwischen dem stirnseitigen Ende 61 der Pumpenträgernabe 27 und dem topfförmigen Ansatz 65 des Rotors 33 ist über die freien, offenen Enden der zweiten Fluidbohrungen 56, die Querbohrung 72 und die den Ansatz 65 und die Gleitlagerbuchse 34 durchsetzenden Radialbohrungen 73 an den Hohlraum 69 angeschlossen und somit druckentlastet. An den Hohlraum 69 sind über entsprechende Bohrungen 74 die beiden in dem

Pumpenträgergehäuse 26 untergebrachten Wechselventile 18 (vgl. Fig. 1) angeschlossen. Erkennbar ist in Fig. 2 schließlich noch eine Gewindebohrung 75, die der

Befestigung des Pumpenträgers 25 an einer Tragstruktur dient .