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Die vorliegende Erfindung betrifft geschlossene hydrostatische Getriebe, des Typs, der eine
Ladepumpe beinhaltet, die als einzige Quelle von Ergänzungsfluid für den geschlossenen Kreis
und als die einzige Quelle von Steuerfluid für die Systemsteuerung dient, wie im Oberbegriff
von Anspruch 1 definiert.
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Solch ein typisches geschlossenes hydrostatisches Getriebesystem ist veranschaulicht und
beschrieben in US-A 3 359 727. Bei solchen Systemen werden der geschlossene Kreis und die
verschiedenen Systemkomponenten vor übermäßigen Drücken geschützt, mittels eines Paares
von Hochdruck- (Überdruck-) Begrenzungsventilen, die typischerweise von einem dem
Systemmotor zugeordneten Ventilblock beinhaltet werden. Solche Begrenzungsventile werden
so ausgelegt, daß sie den gesamten Systemstrom von der Hochdruckseite des Kreises zu der
Niederdruckseite durchlassen können, und daher sind sie ziemlich groß und teuer.
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Viele solche geschlossene hydrostatische Gebtriebesysteme benötigen außerdem eine Art von
Leistungsbegrenzungs-Steuerung, d.h. ein Steuersystem, welches, immer wenn die gesamte
von der Pumpe verbrauchte Eingangsleistung ein vorbestimmtes Maximum überschreitet,
automatisch die verstellbare Pumpe in Richtung kleinerer Verdrängung verstellt. Solche
Leistungsbegrenzungs-Steuerungen neigen dazu, recht komplex und teuer zu sein, da solche
Systeme als Eingangsgrößen Faktoren wie Systemdruck, Pumpenverdrängung und maximale
vorbestimmte Leistungseinstellung benötigen; siehe z.B. US-A 3 884 039, welche solch ein
Steuersystem veranschaulicht, das sowohl hydraulische als auch mechanische Steuerungen
aufweist.
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Von US-A 46 16 478 ist eine Vorrichtung bekannt, bei welcher die Schrägscheibe der Pumpe
durch einen verschiebbaren Bund, der über einen Hebel mit einem Retraktorring der
Schrägscheibe verbunden ist, mechanisch gesteuert wird. Fluidverbindung zwischen den zwei
Leitungen und dem Speicherbehälter wird mittels zweier zugeordneter Überlast-
Begrenzungsventile eingerichtet.
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Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine verbessertes
Leistungsbegrenzungs-Steuerung für ein geschlossenes hydrostatisches Getriebe zu schaffen, bei der solch eine
Steuerung viel einfacher und billiger als bei den bisher bekannten Leistungsbegrenzungs-
Systemen ist.
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Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ein verbessertes geschlossenes
hydrostatisches Getriebesystem zu schaffen, welches den Bedarf einer
Hochdruck-Begrenzungsventilanordnung beseitigt, die typischerweise dem Motorventilblock zugeordnet ist, und
bei der jedes Druckbegrenzungsventil in der Lage sein muß, im wesentlichen den gesamten
Systemstrom von der Hochdruckseite des Kreises zu der Niederdruckseite durchzulassen.
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Die obigen und andere Aufgaben der Erfindung werden erreicht durch die Schaffung eines
geschlossenen hydrostatischen Getriebesystems mit einem System-Speicherbehälter, einer
mittels einer Energiequelle antreibbaren Verstellpumpe und einer fluiddruckabhängig
ansprechenden Anordnung zum Verstellen der Verdrängung der Pumpe, wie in Anspruch 1
definiert. Ein Konstantmotor ist so ausgelegt daß er das Antriebsdrehmoment auf eine
umsteuerbare Last übertragen kann, die eine bekannte Trägheit hat, und eine erste und eine zweite
Leitung verbinden den Motor und die Pumpe miteinander. Das System beinhaltet eine
Ladepumpe, die mittels der Energiequelle antreibbar ist, wobei die Ladepumpe die alleinige Quelle
von Ergänzungsfluid für das geschlossene System sowie die alleinige Quelle von Steuerfluid
zum Verstellen der Verdrängung der Pumpe darstellt. Eine Hauptsteueranordnung ist so
ausgelegt, daß sie den Steuerfluidstrom von der Ladepumpe zu der fluiddruckabhängig
ansprechenden Anordnung steuert, wobei die Hauptsteueranordnung eine
Stromdrosselanordnung bildet, die strömungsmäßig in Reihe zwischen der Ladepumpe und der
fluiddruckabhängig ansprechenden Anordnung liegt. Außerdem beinhaltet das System eine
Leistungsbegrenzungs-Steueranordnung.
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Das verbesserte Getriebesystem ist dadurch gekennzeichnet, daß die Leistungsbegrenzungs-
Steuerung eine erste Druckbegrenzungsventilanordnung, mittels der eine Fluidverbindung
zwischen der ersten Leitung und dem System-Speicherbehälter herstellbar ist, wenn der
Fluiddruck in der ersten Leitung einen vorbestimmten Maximaldruck übersteigt, und eine
zweite Druckbegrenzungsventilanordnung aufweist, mittels der eine Fluidverbindung zwischen
der zweiten Leitung und dem System-Speicherbehälter herstellbar ist, wenn der Fluiddruck in
der zweiten Leitung einen zweiten vorbestimmten Maximaldruck übersteigt. Die bekannte
Trägheit der Last und die vorbestimmten Maximaldrücke bestimmen eine vorbestimmbare
Verzögerungszeit der umsteuerbaren Last und des Motors von einem Betrieb mit maximaler
Geschwindigkeit in eine Richtung bis zum Stillstand. Die Stromdrosselanordnung wird so
gewählt, daß Umkehr der Hauptsteuerung von einem Betrieb mit maximaler Verdrängung in
einer Richtung zu einem Betrieb mit maximaler Verdrängung in die entgegengesetzte Richtung
in einer Verstellung der Pumpe von maximaler Verdrängung auf Neutralverdrängung resultiert,
wobei die Zeitdauer näherungsweise gleich der vorbestimmbaren Verzögerungszeit der
umsteuerbaren Last ist, und womit Kavitation und Hochdruckspitzen im wesentlichen
verhindert werden.
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Figur 1 ist eine Veranschaulichung, teilweise als schematisches Bild, teilweise als Schnittbild,
eines hydrostatischen Getriebesteuerungssystems, der Art, wie sie die vorliegende Erfindung
betrifft.
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Fig. 1A ist eine fragmentarische Veranschaulichung, teilweise in schematischer Form, teilweise
als Schnittbild, einer Leistungsbegrenzungsventilanordnung, die einen Aspekt der Erfindung
darstellt.
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Fig. 2 ist ein axiales Schnittbild durch den Deckel der Pumpe von Figur 1, jedoch in einem
größeren Maßstab, welches eines der Begrenzungsventile veranschaulicht, die einen Teil der
Erfindung darstellen.
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Fig. 3 ist eine Kurvendarstellung, die den Hauptsystemdruck und die Motorgeschwindigkeit
mit und ohne der vorliegenden Erfindung als Funktion der Zeit darstellt.
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Fig. 4 ist eine Kurvendarstellung des Drucks gegenüber der Zeit für die Niederdruckseite des
Systems, welche Systeme mit und ohne der vorliegenden Erfindung vergleicht.
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Fig. 5 ist eine Kurvendarstellung des Neigungswinkels der Schrägscheibe gegenüber der Zeit,
welche Systeme mit und ohne der vorliegenden Erfindung vergleicht.
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In der folgenden Beschreibung werden die Umrechnungen 1 psi = 6894,757 N/m²(Pa) und 1
gpm = 3,79 l/min benutzt.
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Fig. 1 veranschaulicht das typische hydrostatische Getriebesystem der Art, wie sie die
vorliegende Erfindung betrifft. Das System von Figur 1 beinhaltet eine
Axialkolben-Verstellpumpe, die allgemein mit 11 bezeichnet wird, und hydraulisch mittels eines Fluidleitungspaares
15 und 17 mit einem Konstantmotor 13 gekoppelt ist. Die Pumpe 11 kann in bekannter Weise
ausgeführt sein und eine Antriebswelle 19, die die allgemein mit 21 bezeichnete rotierende
Gruppe antreibt, aufweisen, sowie eine Ladepumpe 23, deren Ausstrom die einzige Quelle von
Ergänzungsfluid entweder über ein Rückschlagventil 25 für Leitung 15 oder über ein
Rückschlagventil 27 für Leitung 17 ist. Wie Fachleuten bekannt ist, gelangt der Ausstrom der
Ladepumpe 23 zu derjenigen der beiden Leitungen 15 oder 17, die einen niedrigeren
Fluiddruck aufweist.
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Die Pumpe 11 weist weiterhin eine Schrägscheibe 29 auf, die zur Verstellung der
Verdrängung der Pumpe 11 mittels eines Paares von Verstellzylindern 31 und 33 schwenkbar ist, wie
bekannt ist. Der Motor 13 beinhaltet eine Abtriebsbewelle 35, die zum Antreiben der Last
angeschlossen ist und die in Fig. 1 schematisch durch ein angetriebenes Rad 37 repräsentiert
wird, und die dazu benutzt wird, das Fahrzeug, in dem das hydrostatische Getriebesystem
arbeitet, in Bewegung zu setzen.
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Der Ausstrom der Ladepumpe 23 wird, abgesehen davon, daß er als Ergänzungsfluid in eine
der Leitungen 15 oder 17 gerichtet wird, mittels einer Leitung 39 einem Steuermechanismus,
der nachfolgend beschrieben wird, zugeführt, wobei die Leitung 39 ebenfalls an ein
Ladepumpenbegrenzungsventil 41 angeschlossen ist, das typischerweise auf einen Druck von z.B.
300 psi eingestellt ist.
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Das in Fig. 1 veranschaulichte hydrostatische Getriebesystem ist der Art, die als geschlossener
Kreis bezeichnet wird, hauptsächlich da Niederdruck-Rücklauffluid vom Motor 13 durch eine
der Leitungen 15 oder 17 zu der Einlaßseite der Pumpe 11 gelangt, wobei nur Leckfluid zu
dem Systemspeicher gelangt. Somit wird alles Fluid, das vom Hauptsystemkreis (Pumpe 11,
Motor 13 und Leitungen 15 und 17) verloren geht, durch die Ladepumpe 23 ersetzt.
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Die Fluiddrücke in den Verstellzylindern 31 und 33 und damit die Verdrängung der
Schrägscheibe 29 werden durch eine manuell bediente Hauptsteuerungsanordnung oder ein
Hauptsteuerungsventil bestimmt, die (das) allgemein mit 43 bezeichnet ist. Der Druck des
Steuerfluids von der Ladepumpe 23 gelangt von der Leitung 39 durch eine feste Drosselöffnung 44
zu einem Steuerdurchlaß 45. Steuerdruck kann zu einem von zwei Verstelldurchlässen 47 oder
49, je nach Stellung eines Steuerventilkolbens 51, geleitet werden. Der Verstelldurchlaß 47
steht mittels einer Leitung 53 in Fluidverbindung mit dem Verstellzylinder 31, und der
Verstelldurchlaß 49 steht mittels einer Leitung 55 in Fluidverbindung mit dem Verstellzylinder
33. Das Steuerventil 43 beinhaltet einen manuell bedienten Steuerhebel 57 und ein allgemein
mit 59 bezeichnetes Gestänge, welches den Steuerventilkolben 51 mit dem Steuerhebel 57 als
auch mit der Schrägscheibe 29 verbindet. Das Gestänge 59 bewegt den Kolben 51 in eine
neutrale Position, wenn die Winkelverstellung der Schrägscheibe 29 mit der Einstellung des
Steuerhebels 57 übereinstimmt, um die Schrägscheibe in dieser Position zu halten.
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Es versteht sich, daß die vorliegende Erfindung nicht auf einen bestimmten Typ von
Hauptsteuerungsventil begrenzt ist, sondern es ist ein wesentliches Merkmal der vorliegenden
Erfindung, daß sie in Verbindung mit einem geschlossenen Getriebesystem benutzt wird, bei
dem die Ladepumpe 23 die einzige Quelle sowohl von Ergänzungsfluid zum geschlossenen
Kreis als auch von Steuerfluid zum Hauptsteuerventil darstellt.
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Bei den meisten Getriebesystemen des in Fig. 1 gezeigten Typs beinhaltet der Motor einen
ziemlich großen und teuren Ventilblock, welcher ein Paar Hochdruck-Begrenzungsventile
aufweist, wobei eines der Druckbegrenzungsventile so angeschlossen ist, daß wenn Leitung 15
Fluid bei einem Druck über der Druckbegrenzungs-Einstellung enthält, Fluid von Leitung 15
zu Leitung 17 gelangt, und wobei das andere so angeschlossen ist, daß wenn Leitung 17 Fluid
bei einem Druck über der Druckbegrenzungs-Einstellung enthält, Fluid von Leitung 17 zu
Leitung 15 gelangt. Ein Grund dafür, daß solche Druckbegrenzungsventile typischerweise groß
und teuer sind, liegt darin, daß jedes so ausgelegt sein muß, daß es im wesentlichen den
gesamten Systemstrom (d.h. den gesamten Ausgangsstrom der Pumpe bei deren maximaler
Verdrängung) bei annähernd dem Begrenzungsdruck durchläßt und es der bei solchen Flüssen
und Drücken erzeugten Wärme widersteht. Es ist ein wichtiger Aspekt der vorliegenden
Erfindung, den Bedarf an diesen bekannten Hochdruck-Begrenzungsventilen und damit die
Ausgaben für die großen Druckbegrenzungsventile zu beseitigen, und es möglich zu machen,
Größe, Gewicht und Kosten des Motorventilblocks wesentlich zu vermindern.
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Noch unter Bezugnahme auf Fig. 1 beinhaltet die Axialkolbenpumpe 11 ein Pumpengehäuse,
allgemein mit 61 bezeichnet, von dem ein Teil die rotierende Gruppe 21 umgibt und das eine
Gehäusekammer 63 definiert. Wie in Fig. 1 schematisch dargestellt ist, steht die
Gehäusekammer 63 in offener Verbindung mit einem System-Speicherbehälter 65. Das Pumpengehäuse
61 beinhaltet einen Deckel 67, welcher ein Paar Fluiddurchlässe 71 und 73 bildet, wobei der
Durchlaß 71 wie gezeigt in Fig. 1 für die Verbindung zwischen den kontrahierenden Zylindern
der rotierenden Gruppe 21 und der Leitung 15 sorgt, während der Fluiddurchlaß 73 für die
Verbindung zwischen den sich expandierenden Zylindern der rotierenden Gruppe 21 und der
Fluidleitung 17 sorgt.
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Unter Bezugnahme auf Fig. 1A wird ein Aspekt der vorliegenden Erfindung schematisch
veranschaulicht. Wie zuvor erwähnt ist es eine Aufgabe der Erfindung, den Bedarf an den großen,
teuren Hochdruck-Begrenzungsventilen, die typischerweise im Motorventilblock enthalten
sind, zu beseitigen. Jedoch wird es Fachleuten offenbar sein, daß irgendeine Art von
Hochdruckbegrenzung zum Schutz des geschlossenen Systemkreises, der Pumpe, des Motors
und der Leitungen dennoch vonnöten ist. Daher veranschaulicht Fig. 1A eine
Druckbegrenzungsventilanordnung gemäß der vorliegenden Erfindung, die vorzugsweise im Deckel
67 untergebracht wird. Es ist ein wichtiger Aspekt der vorliegenden Erfindung, daß die
Druckbegrenzungsventile keine Querverbindung zwischen den Durchlässen herstellen, wie bei
typischen bisherigen geschlossenen Getriebesystemen (d.h. übermäßiger Druck in der
Hochdruckseite wird nicht nur an die Niederdruckseite des geschlossenen Kreises abgelassen).
Stattdessen gelangt Fluid mit einem Druck über dem eingestellten Begrenzungsdruck vom
geschlossenen Kreis zu dem System-Speicherbehälter 65. Wie in Fig. 1A schematisch
dargestellt, ist ein Druckbegrenzungsventil 75 so angeordnet, daß es übermäßigen Druck von
dem Fluiddurchlaß 71 an die Gehäusekammer 63 ableitet, und ein Druckbegrenzungsventil 77
ist so angeordnet, daß es übermäßigen Druck von dem Fluiddurchlaß 73 an die
Gehäusekammer 63 ableitet, von wo er zu dem System-Speicherbehälter 65 abfließt.
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Unter Bezugnahme auf Fig. 2 wird das Druckbegrenzungsventil 75 detaillierter beschrieben,
und es versteht sich, daß die folgende Beschreibung ebenfalls auf das Druckbegrenzungsventil
77 anwendbar ist. Der Deckel 67 weist eine abgestufte Bohrung 79 auf, die generell parallel
zum Fluiddurchlaß 71 ausgerichtet ist. Ein Durchlaß 81 verbindet den Durchlaß 71 und die
Bohrung 79. Innerhalb der abgestuften Bohrung 79 befindet sich die
Druckbegrenzungsventil-Baugruppe 75, die ein Sitzteil 83 aufweist, welches eine Mehrzahl von Abflachungen 85
festlegt (oder Kerben oder irgendeine andere Struktur, die Fluidverbindung ermöglicht). Das
Sitzteil 83 weist eine Radialdurchlaß 87 auf, der für die Verbindung zwischen der
angrenzenden Abflachung 85 und dem Inneren des Bauteils 83 sorgt.
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Im Bauteil 83 ist ein Stössel 89 angeordnet, der eine generell konische Stösselfläche 91
aufweist. Am rechten Ende (in Fig. 2) des Stössels 89 ist eine Scheibe 93 mit dem Stössel 89
mittels irgendeines geeigneten Verfahrens, z.B. Schweißen verbunden. Zwischen dem Sitzteil
83 und der Scheibe 93 ist eine wendelförmige Druckfeder 95 angeordnet, die die
Druckeinstellung des Druckbegrenzungsventils 75 bestimmt. Das rechte Ende der abgestuften
Bohrung 79 nimmt einen hohlen Stopfen 97 auf, und zwischen der Scheibe 93 und dem
Stopfen 97 ist eine relativ schwache Druckfeder 99 angeordnet, die der gesamten
Druckbegrenzungsventil-Baugruppe 75 erlaubt, als Rückschlagventil zu fungieren, wie nachfolgend
detaillierter beschrieben wird.
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In der vorliegenden Ausführungsform wird die Druckfeder 95 so gewählt, daß die
Druckbegrenzungsventile 75 und 77 auf 6500 Psi eingestellt sind. Der Fluiddruck im Durchlaß 71
herrscht auch an den Abflachungen 85 und im Radialdurchlaß 87, sowie in dem Inneren des
Sitzteils 83 vor, und übt somit eine vorspannende Kraft gegenüber dem Anteil der
Stösselfläche aus, der radial einwärts von dem durch das Sitzteil 83 festgelegten Sitz zur Verfügung
steht. Wenn der Fluiddruck im Durchlaß 71 (und in der Leitung 15) 6500 psi übersteigt, ist die
Kraft auf die Stösselfläche 91 ausreichend, um die Vorspannkraft der Druckfeder 95 zu
überwinden und den Stössel 89 in Fig. 2 nach links zu bewegen, wodurch der übermäßige Druck
von dem Durchlaß 71 durch den Durchlaß 81 abgelassen wird, vorbei an der Stösselfläche 91,
dann durch die Bohrung 79 in die Gehäusekammer 63 und zum System-Speicherbehälter 65.
Wie Fachleuten für Druckbegrenzungsventile bekannt ist, wird ein Druck von 6500 psi den
Stössel 89 veranlassen, sich gerade soweit nach links zu bewegen, daß der Fluiddruck im
Durchlaß 71 6500 psi nicht übersteigt. Wenn der Druck in Durchlaß 71 wesentlich über 6500
psi ansteigt, wird sich der Stössel 89 weiter nach links bewegen und somit eine größere
Durchflußmenge erlauben. Wenn bei dem Druckbegrenzungsventil 75 beispielsweise der Druck
im Durchlaß 71 auf etwa 6800 psi ansteigt, wird der Stössel 89 ganz geöffnet sein, um eine
bestimmte Durchflußmenge zu erlauben (angenommen für das folgende Beispiel läge er bei 8
gpm). Das Druckbegrenzungsventil 75 kann mehr als 8 gpm durchlassen, falls der Druck im
Durchlaß 71 wesentlich über 6800 psi ansteigt.
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Falls zu irgendeinem Zeitpunkt der Fluiddruck in der Leitung 15 und dem Durchlaß 71 unter
den Druck in der Gehäusekammer 63 abfällt (was wahrscheinlich nur passieren würde, wenn
die Leitung 17 an der Hochdruckseite des Kreises liegt), so wäre der Fluiddruck in der
Gehäusekammer 63 und in der Bohrung 79 ausreichend, um den Stössel 89 und das Sitzteil 83
in Figur 2 nach rechts zu schieben, wobei die Kraft der Druckfeder 99 überwunden wird. Fluid
würde dann von der Bohrung 79, vorbei am Sitzteil 83, dann durch den Durchlaß 81 in den
Durchlaß 71 fließen.
Betrieb
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Es ist ein wichtiger Aspekt der vorliegenden Erfindung, daß die oben beschriebene
Druckbegrenzungsventilanordnung in der Lage ist, zufriedenstellend die Funktion einer
Leistungsbegrenzungssteuerung auszuführen, ohne den Bedarf einer getrennten und relativ komplizierten
und teuren Steuer-Baugruppe. Wie hier benutzt, soll der Begriff "Leistungsbegrenzung" als ein
allgemeiner Begriff gesehen werden, so daß die Steuerung der vorliegenden Erfindung anstelle
von verschiedenen Steuerungen benutzt werden kann, die in der bisherigen Technik bekannt
sind als "Druckübersteuerungen", "Druckbegrenzer", "Leistungsbegrenzer" oder
"Drehmomentbegrenzer".
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Der Betrieb der vorliegenden Erfindung als eine Leistungsbegrenzung wird nun beschrieben.
Unter anfänglicher Bezugnahme auf die Figuren 1 und 1A und unter der Annahme, daß die
Pumpe bei ihrer maximalen Verdrängung arbeitet (Typischerweise 18 Grad Neigungswinkel
der Schrägscheibe), wird das Volumen des Ausgangsstromes der Pumpe als 50 gpm
angenommen, während das Volumen des Ausgangsstromes der Ladepumpe 23 als 8 gpm
angenommen wird. Wie zuvor erwähnt, sind die Druckbegrenzungsventile 75 und 77 so ausgelegt,
daß sie näherungsweise 8 gpm durchlassen, wenn der Stössel voll geöffnet ist und der Druck in
den Leitungen 15 bzw. 17 innerhalb von einigen hundert psi über der Druckbegrenzungs-
Einstellung liegt. Der Betrieb der Erfindung wird in Bezug auf zwei unterschiedliche
Betriebsbedingungen beschrieben. Die erste zu beschreibende Bedingung ist eine typische
Überlastbedingung der Art, wie sie auftreten würde, wenn das Fahrzeug auf ein Hindernis
trifft, das es nicht überwinden kann, und das daher die Last auf den Motor 13 ansteigen und
den Druck in der Leitung 15 die Begrenzungseinstellung des Druckbegrenzungsventils 75 von
6500 psi übersteigen läßt. Sobald der Druck im Durchlaß 71 6500 psi etwas übersteigt, beginnt
das Druckbegrenzungsventil 75 8 gpm vom Durchlaß 71 zu der Gehäusekammer 63
durchzulassen, womit nur noch 42 gpm durch den geschlossenen Kreis zirkulieren, was zu
wenig ist, um den Pumpeneinlaß voll zu halten, wenn die Pumpe bei maximaler Verdrängung
arbeitet. Daher werden die gesamten 8 gpm Ausstrom der Ladepumpe 23 durch das
Rückschlagventil 27 in die Leitung 17 gelassen, um den geschlossenen Kreis voll Fluid zu halten.
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In der oben beschriebenen Situation, bei der der gesamte Ausstrom der Ladepumpe als
Ergänzungsfluid für den geschlossenen Kreis dient, ist in der Leitung 39 zum
Hauptsteuerungsventil 43 kein unter Druck stehendes Fluid verfügbar. Daher herrscht im
Verstelldurchlaß 49 und in Leitung 55 kein ausreichender Druck, um den Verstellzylinder 33 in einer
Position zu halten, die notwendig ist, um die Schrägscheibe 29 bei ihrer maximalen
Verdrängung zu halten. Daher wird die Schrägscheibe 29 beginnen, sich soweit in Richtung kleinerer
Verdrängung zu verstellen, bis sie eine Verdrängung erreicht (in unserem Beispiel
näherungsweise 3 Grad), bei der der Ausstrom der Pumpe jetzt auf einen Strom reduziert ist, der
annähernd gleich dem Ausgangsstrom der Ladepumpe ist, d.h. 8 gpm. Wenn sich die Pumpe
auf eine Verdrängung verstellt, bei der dieses Gleichgewicht auftritt, wird der gesamte
Ausstrom von 8 gpm der Verstellpumpe 11 immer noch über das Druckbegrenzungsventil 75 an
die Gehäusekammer abgelassen und der gesamte Ausstrom der Ladepumpe 23 gelangt als
Ergänzungsfluid in den geschlossenen Kreis. Die Verdrängung der Schrägscheibe 29 fällt nicht
weiter ab, da der Ausgangsstrom der Ladepumpe 23 jetzt in der Lage ist, das gesamte
erforderliche Ergänzungsfluid zum geschlossenen Kreis zu liefern, und in der Leitung 39 und
dem Verstellzylinder 33 einen Steuerdruck aufzubauen zu beginnen, und somit jede weitere
Abnahme der Verdrängung der Schrägscheibe 29 zu verhindern. Es versteht sich daher, warum
die Druckbegrenzungsventile 75 und 77 wie oben beschrieben ausgelegt sind. Wenn die
Druckbegrenzungsventile wesentlich kleiner ausgelegt wären, würde sich die Pumpe 11 immer
noch in Richtung kleinerer Verdrängung verstellen, da das passende Druckbegrenzungsventil 8
gpm durchlassen würde, jedoch nur als Antwort auf einen Systemdruck, der wesentlich höher
ist als die Einstellung der Druckbegrenzung, d.h. ausreichend hoch über der
Druckbegrenzungs-Nenneinstellung von 6500 psi würden wahrscheinlich Schäden im
geschlossenen System auftreten.
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Es ist wesentlicher Aspekt der vorliegenden Erfindung, daß die
Leistungsbegrenzungssteuerung effektiv in einem zweiten Typ von Situation arbeitet, der nicht nur eine einfache
Drucküberlastung darstellt. Die zweite Situation ist ein Umkehren der Last, der Art, wie sie
zum Beispiel dann auftritt, wenn der Fahrer des Fahrzeugs schnell von maximaler Verdrängung
in einer Richtung auf maximale Verdrängung in die entgegengesetzte Richtung schaltet. Bei
der Beschreibung einer "Lastumkehr"-Situation wird angenommen, daß der Fahrer wie oben
beschrieben schneller schaltet, als wie das Fahrzeug für den Übergang braucht, wenn es im
Leerlauf auf einen Halt zurollt, und dann beginnt, in die entgegengesetzte Richtung zu fahren.
In anderen Worten schafft der Fahrer des Fahrzeugs eine dynamische Bremssituation, bei
welcher der Hub der Pumpe umgekehrt wird und der Motor aufgrund der Trägheit des
Fahrzeugs als Pumpe zu arbeiten beginnt, und die Pumpe beginnt als Motor und als
dynamische Bremse zu arbeiten. Bei der Entwicklung der Leistungsbegrenzungssteuerung der
vorliegenden Erfindung wurde festgestellt, daß die Leistungsbegrenzungssteuerung wie oben
beschrieben im allgemeinen befriedigend in typischen Überlastsituationen war, jedoch
anfänglich unbefriedigend bei den gerade beschriebenen Lastumkehr-Situationen. Es wurde
während der Entwicklung der vorliegenden Erfindung festgestellt, daß bei Systemen, die von
der Leistungsbegrenzungssteuerung der Erfindung Gebrauch machen, viele der Motorteile
substantielle Anzeigen von Kavitationsschäden zeigten, wenn das System zahlreichen
Lastumkehrungen ausgesetzt wurde.
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Infolge solcher Kavitationsschäden wurde festgestellt, daß während Lastumkehr-ähnlichen
Situationen sich die Pumpe 11 viel schneller in Richtung kleinerer Verdrängung verstellt, als
der Motor 13 verzögern würde, so daß die Leitung (im Beispiel Leitung 15), die die Pumpe
mit dem Motor verbindet, nicht ausreichend voll und druckbeaufschlagt wäre, und daß
Kavitation im Motor auftreten würde. Bei typischen geschlossenen Systemen des in Fig. 1 gezeigten
Typs wird es als wünschenswert erachtet, den Druck im gesamten geschlossenen Kreis bei
mindestens 80 psi zu halten.
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Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung wurde festgestellt, daß der 80 psi Minimaldruck
im geschlossenen Kreis aufrechterhalten und Kaviatationsschäden verhindert werden konnten,
indem die Verstellrate der Pumpe 11 in Richtung kleinerer Verdrängung an die
Verzögerungsrate des Motors 13 "angepaßt" wurde. Um solch ein Anpassen zu bewerkstelligen, ist es
notwendig, die Verzögerungszeit der speziellen Motorlast (des speziellen Fahrzeugs) zu
bestimmen, die von Fachleuten ohne weiteres aus der Kenntnis der Trägheit (dem Gewicht)
des Fahrzeugs, der Maximalgeschwindigkeit des Fahrzeugs, sowie der Verdrängung des
Motors, dem Reifendurchmesser und der Nenneinstellung der Druckbegrenzung ermittelt
werden kann. Daher ist es möglich das Drehmoment zu bestimmen, welches ausgeübt wird,
wenn der Motor 13 während einer Lastumkehr als Pumpe betrieben wird. Aus dem Obigen ist
es möglich die Zeit zu berechnen, die das Fahrzeug benötigt, um von der maximalen
Fahrzeuggeschwindigkeit auf Null abzubremsen. Es wird beachtet, daß sich bestimmte Faktoren,
speziell das Gewicht des Fahrzeugs ändern können, und daher ist die Verzögerungszeit, auf die
oben Bezug genommen wurde, nur eine typische Zeit, oder sie kann als Bereich berechnet
werden, entsprechend dem Gewicht des leeren Fahrzeugs gegenüber dem voll beladenen.
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Wenn die Verzögerungszeit für den Motor bekannt ist, ist der nächste Schritt, sicherzustellen,
daß die von der Pumpe zum Verstellen in Richtung kleinerer Verdrängung benötigte Zeit im
wesentlichen die gleiche ist. Wieder unter Bezugnahme auf Fig. 1 ist ein Weg, das erwünschte
Anpassen der Motorverzögerung an das Verstellen der Pumpe in Richtung kleinerer
Verdrängung zu bewerkstelligen, eine angemessene Größe der Drosselöffnung 44 zu wählen.
Wie in Fig. 1 zu sehen ist, ist es für die Abnahme des Winkels der Schrägscheibe 29 in
Richtung auf die neutrale Position notwendig, unter Druck stehendes Steuerfluid durch die
Leitung 39, dann durch die Drosselöffnung 44 zum Steuerdurchlaß 45, dann vorbei am Kolben
51 zum Verstelldurchlaß 47, dann durch die Leitung 53 zum Verstellzylinder 31 fließen zu
lassen, wodurch die Schrägscheibe 29 in Richtung auf ihre neutrale Position "getrieben" wird.
Zur gleichen Zeit muß unter Druck stehendes Steuerfluid im Verstellzylinder 33 durch die
Leitung 55 zum Verstelldurchlaß 49 und dann vorbei am Kolben 51 in den System-
Speicherbehälter austreten. Die Größe der Drosselöffnung 44 wird normalerweise primär so
gewählt, daß ein akzeptabler Empfindlichkeitspegel des gesamten
Verdrängungssteuerungssytems geschaffen wird. Jedoch wird, um die Zeit zum Verstellen der Verdrängung der Pumpe
in Richtung kleinerer Verdrängung an die Motorverzögerungszeit anzupassen, die
Drosselöffnung 44 typischerweise etwas kleiner ausfallen, als wenn dessen Auswahlkriterium
primär die Antwortzeit des gesamten Steuerungssystems gewesen wäre.
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Die Bedeutung der Wahl der Drosselöffnung 44 und des Anpassens der Pumpenverstellung in
Richtung kleinerer Verdrängung an die Motorverzögerung soll nun unter Bezugnahme auf die
Kurven der Figuren 3, 4 und 5 veranschaulicht werden. Der Zweck dieser Kurven liegt im
Vergleich verschiedener Systemparameter mit und ohne der Drosselöffnung und den
Anpassungsaspekten der vorliegenden Erfindung. Aus Gründen der Veranschaulichung der Erfindung
wird der Vergleich auf dem angenommen Gebrauch einer typischen Drosselöffnung 44 mit
einem Durchmesser von 2,591mm (0,102 Zoll) basieren, was eine der Drosselöffnungs-
Standardgrößen darstellt, die kommerziell von dem Anmelder der vorliegenden Erfindung
benutzt wird. Bei der zugrundeliegenden Ausführungsform wurde festgestellt, daß ein
geeignetes Anpassen der Pumpenverstellung in Richtung kleinerer Verdrängung an die
Motorverzögerung bei einer Drosselöffnung 44 mit einem Durchmesser von 1,8542 mm (0,073 Zoll)
auftrat. Dies wurde empirisch festgestellt. Daher repräsentieren die mit "W/O" bezeichneten
Kurven ein Steuerungssystem ohne Drosselöffnung und Anpassungsaspekte der Erfindung und
jene Kurven, die mit "INV" bezeichnet sind, repräsentieren ein System, das diese Aspekte der
Erfindung berücksichtigt.
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Fig. 3 ist eine Kurve mit doppelter Ordinate, wobei die Ordinate linker Hand der Druck in
Leitung 17 (in psi) ist, und die Ordinate rechter Hand die Motorgeschwindigkeit (in U/min) ist.
Bei der Kurve von Fig. 3, sowie bei den Kurven von den Figuren 4 und 5 ist die Abszisse Zeit,
und es sollte erwähnt werden, daß alle Kurven in den Figuren 3, 4 und 5 die gleiche Zeitdauer
abdecken.
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Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 3 kann man sehen, daß der Druck in Leitung 17 (die mit
"17" bezeichnete Kurve) anfänglich bei einem Druck von 300 psi liegt, was anzeigt, daß die
Leitung 15 zu diesem Zeitpunkt die Niederdruckseite des Kreises darstellte. Die
Motorgeschwindigkeit (die mit "13" bezeichnete Kurve) war anfänglich 3200 U/min im
Uhrzeigersinn. Wenn die Zeit näherungsweise gleich Null ist, schaltete der Fahrer des Fahrzeugs den
Steuerhebel 57 von einer Stellung, bei der maximale Pumpenverdrängung in Vorwärtsrichtung
gewählt wird, auf eine Position, bei der maximale Pumpenverdrängung in entgegengesetzter
Richtung gewählt wird (zuvor bezeichnet mit "Lastumkehr"-Bedingung). Wenn die
Motorgeschwindigkeit schnell abzufallen beginnt (der Motor 13 wird nun als Pumpe
betrieben), steigt der Druck in Leitung 17 schnell auf etwa 6500 psi an (die Einstellung des
Druckbegrenzungsventils 77), bleibt dann auf diesem Pegel, bis die Zeit gleich 2,6 Sekunden ist; die
Motorgeschwindigkeit ist zu diesem Zeitpunkt auf Null abgesunken, hat die Richtung
umgekehrt und nähert sich wieder der Maximalgeschwindigkeit von 3200 U/min, jetzt jedoch
entgegen dem Uhrzeigersinn. Wenn die Motorgeschwindigkeit wieder einen Pegel von 3200
U/min erreicht hat, ist das zum Aufrechterhalten dieser Geschwindigkeit benötigte
Drehmoment viel kleiner, und der Druck in der Leitung 17 fällt auf näherungsweise 500 psi ab. Es
sollte erwähnt werden, daß die Kurven in Fig. 3 Betriebsbedingungen in Systemen sowohl mit
als auch ohne Drosselöffnung und Anpassungsmerkmale der vorliegenden Erfindung
veranschaulichen, d.h. die Anwesenheit oder Abwesenheit solcher Merkmale beeinflussen nicht
den Druck in der Leitung 17 oder die Motorgeschwindigkeit.
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Unter Bezugnahme auf Fig. 4 wird eine Kurve des Drucks in Leitung 15 als Funktion der Zeit
veranschaulicht. Die mit "W/O" bezeichnete Kurve zeigt diesen ohne Drosselöffnung und
Anpassungsmerkmale der Erfindung, wobei der Druck in Leitung 15 anfangs etwa 500 psi
beträgt, wobei jedoch, wenn die Lastumkehr auftritt, der Druck in Leitung 15 schnell abfällt,
und nach einer Zeit von näherungsweise 0,3 Sekunden der Druck in Leitung 15
näherungsweise Null ist. Wenn die Zeit näherungsweise gleich 1,0 Sekunden ist, beginnt der Druck in
Leitung 15 zu steigen und pegelt sich dann näherungsweise auf 80 psi ein. Im Gegensatz dazu
zeigt die die Erfindung repräsentierende Kurve, daß der Druck in Leitung 15 anfänglich bei
etwa 500 psi lag, jedoch während der Lastumkehr der Druck in Leitung 15 auf nicht weniger
als etwa 100 psi abfiel, dann bei einer Zeit von näherungsweise 1,0 Sekunden leicht anstieg und
sich auf etwa 160 psi einpegelte. Aus der Kurve von Fig. 4 läßt sich klar erkennen, daß mit der
vorliegenden Erfindung im geschlossenen Kreis ein ausreichender Druck aufrechterhalten wird,
um im wesentlichen die Möglichkeit von Kavitationsschäden auszuschließen.
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Unter Bezugnahme auf Fig. 5 lag der Winkel der Schrägscheibe 29 in beiden Systemen, mit
oder ohne der Erfindung, anfänglich bei dem Maximum von 18 Grad in einer Richtung (bei der
Kurve als negativ bezeichnet), fällt dann während der Lastumkehr in Richtung neutral ab,
durchläuft neutral und steigt dann in der entgegengesetzten Richtung an (bei der Kurve als
positiv bezeichnet). Bei der Kurve von Fig. 5, welche das System ohne die vorliegende
Erfindung markiert, kann man jedoch sehen, daß der Neigungswinkel der Schrägscheibe anfänglich
mit einer höheren Geschwindigkeit abfällt, und dann, wenn die Zeit nahezu 0,5 Sekunden ist,
sich näherungsweise auf 5 Grad einpegelt, bis die Zeit nahezu 0,8 Sekunden beträgt. Fachleute
wissen, daß dieser relativ ebene Anteil der Verstellkurve in Richtung kleinerer Verdrängung in
Fig. 5 ein Anzeichen für Kavitation ist, da die Form der Verstellkurve in Richtung kleinerer
Verdrängung (verglichen mit der stetigen Abnahme der in Fig. 3 gezeigten
Motorgeschwindigkeit) eine Zeitdauer anzeigt, in der die Pumpe auf zusätzliches Fluid "wartet". Der
Vergleich mit der Kurve des die Erfindung einschließenden Systems zeigt, daß die Verstellung
der Pumpe 11 in Richtung kleinerer Verdrängung mit einer generell konstanten Rate erfolgt.