本发明与径向活塞发动机有关。 在如已公开的法国专利申请2296778，那种类型的径向活塞发动机的情况下，由于压力介质对导向体从外到内的撞击总是沿同一方向作用在导向体上，所以只能部分补偿作用在活塞导向体上的液压力。然而，藉助沿相反方向从内到外的压力撞击，使导向体就位贴靠在支承壳体，该压力方向随导向体的回转运动变化，这就是说该方向连续地改变，这样在回转范围内反向作用的压力就不能得到补偿。
参照图1可进行更详尽的说明，图1所示表明根据上述已公开的法国专利申请的已知设计。通过例如缸盖通道输入的压力介质的压力PB分布在导向体2上方压力空间1内，遍及该压力空间的直径de地范围，该压力产生一在导向体回转运动中都保持稳态的力FH，且该导向体2啮合在空心的活塞3内。在图1所示活塞和导向体的回转位置中，有其合力为FK的相同压力PB作用在导向体2的底侧，导向体设有供压力介质通过的间隙，该合力FK使导向体2保持就位用其球环形支承面4压在壳体或缸盖的球环形支承面5上。一分力FKy与作用在导向体上侧的支承卸压力FH方向相反以抵消此合力，而把导向体压靠在支承上的力FK的另一分力FKx相对于导向体的纵轴线从横向作用，因此也就从横向作用在活塞3上。
在此回转位置的力平衡就给出了支承的允许卸压度和发动机的几何形状之间的函数关系为MBer＝FH/FK＝Coaα-sinαtgφ。
例如，当回转角α为10°而φ＝35°，在不考虑摩擦力情况下，可得出允许的卸压度mker＝0.863。
如果当α＝0，活塞不回转时，理论上，用一等于FK的反向液压力FH就能使导向体完全与支承面脱开。在此情况下，力之间的过量为1-0.863＝0.137，这就是说实际上14%对在导向体和壳体之间球环形面上接触压力产生不利影响，引起一相应的摩擦力矩。在导向体的球面支承面上增加的摩擦力矩使活塞的跟部端头（图中未示出）从一侧从偏心轮的周边上顶离，使该区摩擦和漏损增加，因为压力介质是通过扼流孔传到活塞跟部端头下侧使空心活塞卸压。
如果把所产生的摩擦力N、μ也考虑进去，则允许的卸压小几个百分点。为了能使摆动的导向体可靠地压在球座上，由于球面的尺寸误差和几何误差，因此还要对允许的卸压度加几个百分点，这样用上述的发动机数据（α，φ），可得出有效卸压度为约70%至75%。
本发明目的是根据通过使有效卸压度最大来设计一开始所述的那种径向活塞发动机的。
在本发明的径向活塞发动机中，导向体2设有一压力介质撞击的上端面8，其压力介质的液压有效作用面de垂直于导向体2的纵轴并位于壳体6的支承面5区域中或在活塞各回转位置与上述壳体支承面相交，这样就能达到本发明目的。由于在壳体的球环状支承面是相对于导向体上的球环状支承面定尺寸，这样通过导向体的回转运动，壳体的支承面，与上述先有技术所述导向体支承面不一样，它将部分地免于压力介质的撞击，卸压力FH作用于导向体上的卸压直径De跟着导向体的摆动运动摆动，这样在各回转位置，就能取得恒定的大的卸压，考虑到相反作用力的恒定方向，也能设计出在各回转位置恒定的大的卸压。
下面参照图并结合实施例更详细说明本发明，附图中：
图1图解表明先有技术设计在活塞导体上存在的各种力;
图1a是先有技术设计的简化示意图;
图2以与图1相同的示意方式示出，根据本发明的设计的各种力分布情况;
图2a以与图1a相同的示意方式示出本发明的设计。
图3表明根据本发明的又一实施例。
就图2的实施例而言，导向体2的球环形支承承4设计成约与相应壳体或缸盖6上的球环形支承面5的宽度相同，结果，在所示导向体2的最大回转位置，导向体的支承面4在一侧盖住了壳体6的支承面5，从而壳体6的支承面5的相对一侧就局部地未复盖住。理论上，球环状支承面4的宽度能以任何所要求的方式设计，甚至能达到最小为0，如图2a所示。因此导向体的球环状支承面4与缸盖的球环状支承面5的宽度之间无内在关系。缸盖的球环状支承面必须有一定的最小宽度因为除非卸压度为100%，球环状支承面4必须只传送合成的余力。
结果，形成卸压直径de的导向体2的端面8就会不断地被压力空间1引入的压力介质所撞击，这样作为压力PB的合成卸压力FH也跟着作回转运动并且总是作用在导向体2的轴线方向。
在中间位置，α＝0，壳体6的支承面5的外部，整个周边未复盖住，这样，导向体2的上端面8的卸压面被如图2所示最大回转位置同样方式的压力所撞击。
与图1所示的先有技术相反，就图2所示的本发明而言，导向体2端面上的卸压面并不是部分由导向体的支承面所形成而只是由直的端面8所形成。在回转运动时，只是该直端面的边缘扫过壳体的支承面5。在先有技术中，导向体2支承面4的部分区域总是被压力介质的压力所撞击，结果，卸压力不能跟着导向体2作回转运动。
就先有技术而论，卸压面de被大致为壳体6中的圆柱形压力空间1所限定，反之，就本发明情况来说，卸压面de是依附于导向体2。这一点从图1a和图2a的示意图中就能说明。根据图1a所示的先有技术中，壳体的支承面已减小到导向体2的球环状支承面4所压住的一环形密封边缘5′。导向体上方的压力空间1基本上由一具有固定直径de的圆柱形凹穴所形成。该密封边缘5′决定了压力区PB的尺寸，因此也决定其稳态位置，因为在导向体作回转运动时，密封边缘5′并不改变。
与此相反，如图2a所示的本发明来说，导向体2上方的压力空间是由大致为球杯状的凹穴所形成。导向体2的支承面4减小到周边缘4′，作为密封边缘支承在球杯形凹穴内。此环状密封边缘4′的直径de决定了作用在导向体2上的压力区PB的尺寸和位置。结果，压力区的方向不可避免地跟着由导向体2的上端面8所形成的密封边缘4′方向变化。由于此原因，依据本发明，在图2a中的圆柱件2相对于带有凹球形支承面的固定件5而运动，在圆柱件和固定件之间的密封线4′与相连的压力区一起也是可动的。
换句话说，就本发明而论，卸压面de的平面或其在轴向的投影与壳体6球环状支承面5相交，壳体6的支承壳5的宽度由垂直于导向体2纵轴的卸压面de的回转范围所决定。此宽度用于确定支承壳5上缘的最小高度。支承壳5的下缘设计成在其底部，即使在根据图2的最大回转位置时仍保留着导向体2一足够的支承面。
图2表示在导向体2的最大回转位置时，在壳体的支承面5上缘的最小高度。如图2a所示，该上缘也可能更高。就图2实施例情况，导向体支承面4的宽度相当于壳体上的支承面5的宽度，这样在最大回转位置，二支承面完全在一侧相重合。然而，如上所述，此支承面4的宽度并非要求。
通过壳体或缸盖与导向体之间支承面的形状可得出液压卸压区PB和合成卸压力FH与回转导向体有关。液压卸压力作用在相同平面或对准导向体径向方向内侧的反作用，因此不必害怕有使活塞会被拉出的临界位置，因为相同的摩擦力矩作用在各回转位置上，FH必定不大于FK，结果卸压度不再被径向活塞发动机的几何形状所限制而只是被压力区的尺寸所限制，理论上可以做到FH＝FK，因此理论上也可达到100%的卸压度。
随着一大的卸压度，摩擦力减小，这对导向体的摩擦力矩有一非常积极的效果。
图3表明本发明又一实施例，其中，导向体2′包绕着大部分活塞3′，在该实施例中应用了相同条件，卸压面de的平面只能在壳体6的支承壳5区域内回转商不会超出此区域。由于大的卸压度所以只产生小的摩擦力N、μ，这样导向体的摩擦力矩就能减到很小。虽然为了结构上的原因，本发明设有一较大的球半径RK，因为活塞进入到导向体，故该半径RK比活塞直径还大，然而摩擦力矩仍能保持很小。
以图3所示的本发明来说，导向体2′的上部设计成球状，弹簧9所支撑的支环10设在球的下部，上述支环10还支撑在壳体或缸盖内。图3标号11表示一偏心轮，活塞3′或3以可滑动的状态支承在该偏心轮的周边上。
在图3，支承面4上形成的一环形槽用标号12表示，该槽形成在导向体2′的周边上靠近导向体2′的端面处，并通过一斜孔13，与径向活塞发动机的漏油空间常通着。如同图2的实施例，就图3的本发明实施例而言，也能从图2a推导出，为了取得一大的卸压度和传递FK-FB的余力，在支承面4和5之间也只需要一较窄的密封面。因此，在其球环状支承面内靠近导向体2′的端面形成环形槽12。结果，压力面精确地限定在导向体2′的端面8上，因为通过斜孔13，环形槽12减小了球环状支承面余下区域的油压。没有此带卸压孔13的环形槽12，就不能精确限定支承区的减压，因此也就不能精确限定卸压区的减压。在图3中位于环形槽12下的凸球环状支承面4只用作减小接触压力以及只用作在缸盖内更好的孔导向。
藉助本发明，一方面可取得最大的有效卸压度，另一方面，卸压度可清楚地和确切地预定，因为在各回转位置，压力沿导向体轴线方向作用在导向体上。
反之，就图2所示本发明的情况，活塞3设计成一空心活塞而导向体设计成相当于进入空心活塞的一实心圆柱件，而图3所示的本发明中，导向体2′设有一圆柱形凹穴，在凹穴内，实心圆柱体的活塞3′可位移地导向，因此就本发明的此实施例而言，导向体2′包绕着大部分活塞。
在导向体2或2′的端面8上，在中心区也可能形成几个突起。基本要求是出现有由直径de定出的液压有效卸压面，该有效卸压面在活塞的回转运动中与壳体的轴承面5相交。