EP0561153B1 - Vorrichtung zur Leistungregelung von wenigstens zwei hydrostatischen Verstellpumpen - Google Patents

Vorrichtung zur Leistungregelung von wenigstens zwei hydrostatischen Verstellpumpen Download PDF

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EP0561153B1
EP0561153B1 EP93102076A EP93102076A EP0561153B1 EP 0561153 B1 EP0561153 B1 EP 0561153B1 EP 93102076 A EP93102076 A EP 93102076A EP 93102076 A EP93102076 A EP 93102076A EP 0561153 B1 EP0561153 B1 EP 0561153B1
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EP
European Patent Office
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pressure
piston
lever arm
control
spring
Prior art date
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Expired - Lifetime
Application number
EP93102076A
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English (en)
French (fr)
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EP0561153A1 (de
Inventor
Werner Hörmann
Manfred Blum
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Brueninghaus Hydromatik GmbH
Original Assignee
Brueninghaus Hydromatik GmbH
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2201/00—Pump parameters
    • F04B2201/12—Parameters of driving or driven means
    • F04B2201/1203—Power on the axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2203/00—Motor parameters
    • F04B2203/02—Motor parameters of rotating electric motors
    • F04B2203/0208—Power
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2205/00—Fluid parameters
    • F04B2205/18—Pressure in a control cylinder/piston unit

Definitions

  • the invention relates to a device for regulating the power of at least two hydrostatic variable displacement pumps according to the preamble of claim 1.
  • the power control of this known device is a total power control, which distributes the total drive power made available by the drive motor as needed between the two variable pumps. Like any power control, it is based on the principle of adjusting the delivery volume of the variable pumps depending on the first control pressure along a hyperbolic characteristic, so that the maximum drive torque or, at constant drive speed, the maximum power consumption of the variable pumps remains essentially constant over the entire working range.
  • the spring arrangements assigned to the power control valves of the known device each consist of a compression spring, the setting value of which determines the counterpressure and thus the maximum power consumption of the respective variable pump.
  • the back pressure is selected so that each variable pump is set to 100% total drive power. This power can be transmitted by each variable pump as long as the pressure difference acting on the assigned power control valve is equal to the set back pressure, i.e. there is no second control pressure because the other variable pump does not require any power.
  • variable pumps each transfer 50% of the total drive power, their power consumption is limited to this value.
  • a corresponding power limitation in the form of throttle and valve devices is provided, which prevents a reduction in the power setting of the other variable pump.
  • the power restriction includes the first compression springs, the design effort of which is negligible, since they are used for the power control valves instead of the return springs usual in the prior art.
  • the function of the power limitation results from the setting values and the arrangement of the first and second, preferably adjustable compression springs in cooperation with the respective second control pressure.
  • the back pressure determining the maximum power consumption (100% of the total drive power) of each variable pump is divided into a first back pressure, ie the setting value of the first compression spring, and a second back pressure, ie the setting value of the second compression spring.
  • the pressure difference between the back pressure and the second control pressure is divided into a first pressure difference and a second pressure difference. Since the second control pressure only acts against the second, but not against the first pressure spring, the first pressure difference remains the same as the set value of the first pressure spring.
  • the second pressure difference between the second control pressure and the second pressure spring acting on the power control valve of each variable pump changes inversely proportional to the power consumption of the other variable displacement pump and is equal to zero if this variable displacement pump consumes the power corresponding to the setting value of the second compression spring.
  • the first control pressure is only opposed by the first pressure difference, ie the counter pressure of the first compression spring, so that the power consumption of the variable pump cannot exceed the value set with this counter pressure, ie is limited to this.
  • Both first compression springs thus determine the power settings to which both variable pumps are limited if the difference between the maximum power they take up is a minimum, for example zero when the power is limited to 50% for each variable pump.
  • a two-armed swivel lever with a first lever arm and a second lever arm is assigned to each power control valve and lies on the side opposite the first compression spring with the first lever arm, the second lever arm between a first and a second piston, which is in contact with it, the first piston is mounted displaceably in the actuating piston of the actuating device designed as an actuating cylinder perpendicular to its direction of movement and is acted upon by the first control pressure in the direction of the second lever arm, and the second piston by the second compression spring against the second control pressure is applied in the direction of the second lever arm.
  • the figure shows two hydrostatic variable displacement pumps 1 and 2, such as, for example, axial piston pumps in a swashplate design, which are connected mechanically via a gear (not shown) to a drive motor (also not shown) with constant drive speed.
  • the components or devices assigned to the variable displacement pumps 1, 2 are identified below by the addition .1 or .2 to the reference symbol, if necessary.
  • Each variable pump 1, 2 is via a suction line 3 and a drain line 4 connected to a tank 5 and via a working line 6.1 or 6.2 to one or more consumers, not shown.
  • the adjusting pumps 1, 2 are each assigned an adjusting device in the form of a hydraulic adjusting cylinder 7.1 or 7.2 for adjusting their delivery volumes.
  • An actuating piston 8 is arranged displaceably in each actuating cylinder 7 and is connected via a piston rod 9 to an actuating part 10 coupled to the swash plate of the respective variable displacement pump 1 or 2.
  • Each actuating piston 8 delimits a left cylinder chamber 11 in the respective actuating cylinder 7.1 or 7.2 with its (smaller) piston ring surface and a right cylinder chamber 12 with its (larger) piston surface Cylinder chamber 12 and thus in the sense of pivoting the respective variable pump 1 or 2 to a larger delivery volume.
  • Each piston rod 9 comprises a piston rod section of smaller diameter and a piston rod section of larger diameter.
  • the latter is designated by the reference number 14 and molded onto the respective actuating piston 8. Its end region connected to the piston rod section of smaller diameter protrudes from the respective actuating cylinder 7.1 or 7.2 and is provided with a blind bore running perpendicular to its direction of movement, in which a piston 15.1 or 15.2, hereinafter referred to as the first piston, is slidably mounted.
  • Each first piston 15.1, 15.2 can be acted upon by a control pressure corresponding to the working pressure in the working line 6.1 or 6.2 of the respective variable pump 1 or 2, hereinafter referred to as the first control pressure.
  • a first control pressure line 16.1, 17.1 or 16.2, 17.2 is provided, each consisting of a first line section 16.1 or 16.2 and a second line section 17.1 or 17.2.
  • the first line section 16.1 or 16.2 connects the working line 6.1 or 6.2 to the left cylinder space 11 of the respective actuating cylinder 7.1 or 7.2.
  • the respective left cylinder chamber 11.1 or 11.2 is connected to the respective blind bore via the second line section 17.1 or 17.2 running in the respective piston rod section 14.1 or 14.2.
  • Each first line section 16.1, 16.2 feeds the working pressure in the respective working line 6.1 or 6.2 to the left cylinder space 11 of the respective actuating cylinder 7.1 or 7.2 as the signal pressure and thus serves as the signal pressure line.
  • the right cylinder spaces 12 can also be acted upon with the working pressure as a control pressure via a connection.
  • Each variable pump 1, 2 is assigned a power control valve 18.1 or 18.2 in the form of a throttling 3/2-way valve, each with a slide 19 for regulating the actuating pressure applied to the respective actuating cylinder 7.1 or 7.2.
  • Each power control valve 18.1, 18.2 is provided with a tank connection and a connection to a third line section 20.1 or 20.2 and a fourth line section 21.1 or 21.2, both of which serve as signal pressure lines.
  • Each third line section 20 leads to the left cylinder chamber 11 and every fourth line section 21 to the signal pressure connection of the right cylinder chamber 12 of the respective actuating cylinder 7.1 or 7.2.
  • each power control valve 18.1 or 18.2 is acted upon on the left side in the figure by an adjustable first compression spring 22 in the direction of the starting position shown, in which the tank connection is open and the connection to the third line section 20 is closed.
  • each output control valve 18.1 or 18.2 opposite the first compression spring 22 Arranged on the side of each output control valve 18.1 or 18.2 opposite the first compression spring 22 is a two-armed pivot lever with a first lever arm 23.1 or 23.2 and a second lever arm 24.1 or 24.2 which can be pivoted about a pivot bearing 32.1 or 32.2.
  • the first lever arm 23 bears against the slide 19 of the respective power control valve 18.1 or 18.2.
  • the second lever arm 24 is arranged between the first piston 15 and the piston rod 25 of a second piston 26, both of which bear against it. Therefore, the arrangement of the pistons 15, 26 relative to the second lever arm 24 is such that the first control pressure acts against the pressure of the first and second compression springs 22 and 30.
  • Each second piston 26.1, 26.2 is slidably mounted in a cylinder 27.1 or 27.2 and delimits a control chamber 28 and with its (smaller) piston ring surface its (larger) piston surface has a spring chamber 29 in which an adjustable second compression spring 30 is arranged.
  • the control rooms 28.1, 28.2 of the cylinders 27.1 and 27.2 assigned to the two variable pumps 1, 2 are each connected via a second control pressure line 31.2 and 31.1, so to speak, so to speak, with the working line 6.2 and 6.1 of the other variable pumps 2 and 1, respectively.
  • the second piston 26.1 assigned to the power control valve 18.1 of the variable pump 1 can be acted upon with the working pressure in the working line 6.2 of the variable pump 2 as the second control pressure.
  • variable pumps 1, 2 in the ratio of 60/40.
  • the compression springs 22.1 and 30.2 are at 60% and the compression springs 22.2 and 30.1 at 40% of the total drive power provided by the drive motor, i.e. to a value corresponding to the quotient of 100% total drive power and max. Delivery volume of the respective variable pump.
  • the power control valves 18.1, 18.2 are in their starting position, so that both variable pumps 1, 2 are set to the maximum delivery volume.
  • variable pumps are driven by the drive motor at the same and constant speed. If the variable displacement pump 2 does not take up any power, for example, and the second control pressure accordingly has the value zero, the second pressure difference at the second piston 26.1 is equal to the set value of the second pressure spring 30.1, so that the power control valve 18.1 and thus the variable displacement pump 1 are set to 100% power is.
  • variable pump 1 now takes up this set power and, with a corresponding load from the connected consumer, the hydraulic force of the working pressure in the working line 6.1, and thus the first control pressure, the adjusting force of the working pressure 6.1 via the first piston 15.1 and the pivoting lever 23.1, 24.1 exceeds two compression springs 28.1 and 30.1, the slide 19.1 of the power control valve 18.1 is moved to the left into the control position in which the two cylinder spaces 11.1 and 12.1 of the actuating cylinder 7.1 are connected to one another are connected.
  • the working pressure in the working line 6.1 now acts as the actuating pressure on the larger piston surface of the actuating piston 8.1 and moves it to the left while pivoting the variable displacement pump 1 until there is a force equilibrium at the power control valve 18.1.
  • the lever length of the second lever arm 24.1 is shortened, so that the working pressure in the working line 6.1 can increase in the same ratio as the delivery volume of the variable pump 1 decreases.
  • the product of the working pressure and delivery volume is kept constant in this way, ie the variable pump 1 is regulated along a hyperbolic characteristic.
  • the working pressure in the working line 6.1 acts via the second control pressure line 31.1 as a second control pressure on the second piston 26.2 and reduces the pressure difference against the first control pressure compared to the second pressure spring 30.2 to the value zero.
  • the power control valve 18.2 and thus the variable pump 2 is now set to 40% of the total drive power in accordance with the setting value of the first compression spring 22.2.
  • variable pump 2 now consumes this power of 40%, its delivery volume is reduced in the manner already described above with the variable pump 1 and regulated along a hyperbolic characteristic curve when the hydraulic force of the working pressure in the working line 6.2 with a corresponding load by the connected consumer the setting force of the first compression spring exceeds 22.2.
  • the working pressure in the working line 6.2 acts via the second control pressure line 31.2 as the second control pressure on the second piston 26.1 and reduces the pressure difference acting against the first control pressure compared to the second pressure spring 30.1 to the value zero.
  • the power control valve 18.1 and thus the variable pump 1 is now set to 60% of the total drive power in accordance with the setting value of the first compression spring 22.1.
  • variable pumps 1, 2 transmit these set power values of 60% or 40% of the total drive power, they are limited to these values, since the power setting of each variable pump also exceeds the set value of the assigned second compression spring 30 is not reduced by the second control pressure corresponding to the power consumption of the respective other variable displacement pump; in such a case, the piston rod 25 of the second piston 26 acted upon by the second control pressure lifts off from the second lever arm 24, so that the power setting of the respective variable pump can no longer be influenced by the power consumption of the other variable pump.
  • a higher power consumption by one of the two variable pumps is only possible if the power consumption of the other variable pump falls below the set value of the first compression spring 22 assigned to it.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Leistungsregelung von wenigstens zwei hydrostatischen Verstellpumpen nach dem Oberbegriff des Anspruches 1.
  • Derartige Vorrichtungen sind in der Praxis bekannt und beispielsweise auf Seite 9 des Technischen Merkblattes RD93010/03.87 der Firma Hydromatik GmbH unter der Bezeichnung Cross-Sensing dargestellt. Die Leistungsregelung dieser bekannten Vorrichtung ist eine Summenleistungsregelung, die die vom Antriebsmotor zur Verfügung gestellte Gesamtantriebsleistung bedarfsorientiert zwischen den beiden Verstellpumpen verteilt. Sie beruht wie jede Leistungsregelung auf dem Prinzip der Verstellung des Fördervolumens der Verstellpumpen in Abhängigkeit vom ersten Steuerdruck entlang einer hyperbolisch verlaufenden Kennlinie, so daß das maximale Antriebsmoment bzw. bei konstanter Antriebsdrehzahl die maximale Leistungsaufnahme der Verstellpumpen über den gesamten Arbeitsbereich im wesentlichen konstant bleibt.
  • Die den Leistungsregelventilen der bekannten Vorrichtung zugeordneten Federanordnungen bestehen aus je einer Druckfeder, deren Einstellwert den Gegendruck und damit die maximale Leistungsaufnahme der jeweiligen Verstellpumpe bestimmt. Der Gegendruck ist so gewählt, daß jede Verstellpumpe auf 100 % Gesamtantriebsleistung eingestellt ist. Diese Leistung kann von jeder Verstellpumpe solange übertragen werden, wie die am zugeordneten Leistungsregelventil wirkende Druckdifferenz gleich dem eingestellten Gegendruck ist, d.h. kein zweiter Steuerdruck ansteht, da die jeweils andere Verstellpumpe keine Leistung beansprucht.
  • Mit zunehmender Leistungsaufnahme der letzteren Verstellpumpe verringert sich infolge des entsprechend steigenden zweiten Steuerdrucks die Druckdifferenz am Leistungsregelventil der ersteren Verstellpumpe und damit dessen Leistungseinstellung.
  • Sobald jedoch beide Verstellpumpen je 50 % der Gesamtantriebsleistung übertragen, wird ihre Leistungsaufnahme auf diesen Wert beschränkt. Zu diesem Zweck ist eine entsprechende Leistungsbeschränkung in Form von Drossel- und Ventileinrichtungen vorgesehen, die eine Reduzierung der Leistungseinstellung der jeweils anderen Verstellpumpe verhindert. Diese Einrichtungen sind konstruktiv vergleichsweise aufwendig und nicht Lieferbestandteil der bekannten Vorrichtung. Sie werden vom Kunden nachträglich bei der Installation der Leistungsregelungsvorrichtung und der Verstellpumpen in Fahrzeuge etc. mit eingebaut.
  • Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Vorrichtung der eingangs genannten Art so weiterzubilden, daß sie die Leistungsbeschränkung in konstruktiv vereinfachter Ausführung bereits ab Werk als integralen Bestandteil enthält.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 1 gelöst.
  • In konstruktiver Hinsicht umfaßt die Leistungsbeschränkung die ersten Druckfedern, deren konstruktiver Aufwand vernachlässigbar ist, da sie anstelle der im Stand der Technik üblichen Rückstellfedern für die Leistungsregelventile verwendet werden.
  • Die Funktion der Leistungsbeschränkung ergibt sich aus den Einstellwerten und der Anordnung der ersten und zweiten, vorzugsweise verstellbar ausgebildeten Druckfedern im Zusammenwirken mit dem jeweiligen zweiten Steuerdruck. Der die maximale Leistungsaufnahme (100 % der Gesamtantriebsleistung) jeder Verstellpumpe bestimmende Gegendruck ist erfindungsgemäß in einen ersten Gegendruck, d.h. den Einstellwert der ersten Druckfeder, und einen zweiten Gegendruck, d.h. den Einstellwert der zweiten Druckfeder, aufgeteilt. Dementsprechend ist auch die Druckdifferenz zwischen dem Gegendruck und dem zweiten Steuerdruck in eine erste Druckdifferenz und eine zweite Druckdifferenz aufgeteilt. Da der zweite Steuerdruck nur gegen die zweite, nicht jedoch gegen die erste Druckfeder wirkt, bleibt die erste Druckdifferenz unverändert gleich dem Einstellwert der ersten Druckfeder. Die am Leistungsregelventil jeder Verstellpumpe wirkende zweite Druckdifferenz zwischen dem zweiten Steuerdruck und der zweiten Druckfeder ändert sich umgekehrt proportional zur Leistungsaufnahme der jeweils anderen Verstellpumpe und ist gleich Null, wenn diese Verstellpumpe die dem Einstellwert der zweiten Druckfeder entsprechende Leistung aufnimmt. In diesem Fall steht dem ersten Steuerdruck lediglich die erste Druckdifferenz, d.h. der Gegendruck der ersten Druckfeder entgegen, so daß die Leistungsaufnahme der Verstellpumpe den mit diesem Gegendruck eingestellten Wert nicht überschreiten kann, d.h. auf diesen beschrankt ist. Beide erste Druckfedern bestimmen somit die Leistungseinstellungen, auf welche beide Verstellpumpen beschränkt werden, wenn der Unterschied zwischen den von ihnen maximal aufgenommenen Leistungen ein Minimum ist, beispielsweise gleich Null bei einer Leistungsbeschränkung auf 50 % für jede Verstellpumpe.
  • Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung und zur Erzielung der hyperbolischen Regelkurve ist je ein zweiarmiger Schwenkhebel mit einem ersten Hebelarm und einem zweiten Hebelarm jedem Leistungsregelventil zugeordnet und liegt an dessen der ersten Druckfeder gegenüberliegenden Seite mit dem ersten Hebelarm an, wobei der zweite Hebelarm zwischen einem ersten und einem zweiten, ihm jeweils anliegenden Kolben angeordnet ist, der erste Kolben im Stellkolben der als Stellzylinder ausgebildeten Stelleinrichtung senkrecht zu dessen Bewegungsrichtung verschiebbar gelagert und vom ersten Steuerdruck in Richtung des zweiten Hebelarmes beaufschlagt ist, und der zweite Kolben von der zweiten Druckfeder entgegen dem zweiten Steuerdruck in Richtung des zweiten Hebelarmes beaufschlagt ist.
  • Nachstehend ist die Erfindung anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispiels unter Bezugnahme auf den Schaltplan gemäß der einzigen Figur näher beschrieben.
  • Die Figur zeigt zwei hydrostatische Verstellpumpen 1 und 2, wie z.B. Axialkolbenpumpen in Schrägscheibenbauweise, die über ein nicht gezeigtes Getriebe mit einem ebenfalls nicht gezeigten Antriebsmotor konstanter Antriebsdrehzahl in mechanischer Antriebsverbindung stehen. Nachstehend sind die den Verstellpumpen 1, 2 zugeordneten Bauteile bzw. Einrichtungen bei Bedarf durch den Zusatz .1 bzw. .2 zum Bezugszeichen gekennzeichnet. Jede Verstellpumpe 1, 2 ist über je eine Saugleitung 3 und je eine Leckölleitung 4 an einen Tank 5 sowie über je eine Arbeitsleitung 6.1 bzw. 6.2 an einen oder mehrere nicht gezeigte Verbraucher angeschlossen.
  • Den Verstellpumpen 1, 2 ist je eine Stelleinrichtung in Form eines hydraulischen Stellzylinders 7.1 bzw. 7.2 zur Verstellung ihrer Fördervolumina zugeordnet. In jedem Stellzylinder 7 ist ein Stellkolben 8 verschiebbar angeordnet und über eine Kolbenstange 9 mit einem mit der Schrägscheibe der jeweiligen Verstellpumpe 1 bzw. 2 gekoppelten Stellteil 10 verbunden. Jeder Stellkolben 8 begrenzt im jeweiligen Stellzylinder 7.1 bzw. 7.2 mit seiner (kleineren) Kolbenringfläche einen linken Zylinderraum 11 und mit seiner (größeren) Kolbenfläche einen rechten Zylinderraum 12. Eine Vorspannfeder 13 im linken Zylinderraum 11 beaufschlagt den Stellkolben 8 im Sinne einer Verkleinerung des rechten Zylinderraums 12 und damit im Sinne eines Ausschwenkens der jeweiligen Verstellpumpe 1 bzw. 2 auf größeres Fördervolumen.
  • Jede Kolbenstange 9 umfaßt einen Kolbenstangenabschnitt kleineren und einen Kolbenstangenabschnitt größeren Durchmessers. Letzterer ist mit dem Bezugszeichen 14 bezeichnet und an den jeweiligen Stellkolben 8 angeformt. Sein mit dem Kolbenstangenabschnitt kleineren Durchmessers verbundener Endbereich ragt aus dem jeweiligen Stellzylinder 7.1 bzw. 7.2 heraus und ist mit einer senkrecht zu seiner Bewegungsrichtung verlaufenden Sackbohrung versehen, in der ein Kolben 15.1 bzw. 15.2, nachstehend als erster Kolben bezeichnet, verschiebbar gelagert ist.
  • Jeder erste Kolben 15.1, 15.2 ist von einem dem Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 6.1 bzw. 6.2 der jeweiligen Verstellpumpe 1 bzw. 2 entsprechenden Steuerdruck, nachstehend als erster Steuerdruck bezeichnet, beaufschlagbar. Zu diesem Zweck ist je eine erste Steuerdruckleitung 16.1, 17.1 bzw. 16.2, 17.2 bestehend aus je einem ersten Leitungsabschnitt 16.1 bzw. 16.2 und je einem zweiten Leitungsabschnitt 17.1 bzw. 17.2 vorgesehen. Der erste Leitungsabschnitt 16.1 bzw. 16.2 verbindet die Arbeitsleitung 6.1 bzw. 6.2 mit dem linken Zylinderraum 11 des jeweiligen Stellzylinders 7.1 bzw. 7.2. Über den zweiten, im jeweiligen Kolbenstangenabschnitt 14.1 bzw. 14.2 verlaufenden Leitungsabschnitt 17.1 bzw. 17.2 ist der jeweilige linke Zylinderraum 11.1 bzw. 11.2 an die jeweilige Sackbohrung angeschlossen.
  • Jeder erste Leitungsabschnitt 16.1, 16.2 führt den Arbeitsdruck in der jeweiligen Arbeitsleitung 6.1 bzw. 6.2 als Stelldruck dem linken Zylinderraum 11 des jeweiligen Stellzylinders 7.1 bzw. 7.2 zu und dient somit als Stelldruckleitung. Die rechten Zylinderräume 12 sind über je einen Anschluß ebenfalls mit dem Arbeitsdruck als Stelldruck beaufschlagbar.
  • Jeder Verstellpumpe 1, 2 ist je ein Leistungsregelventil 18.1 bzw. 18.2 in Form eines drosselnden 3/2-Wegeventils mit je einem Schieber 19 zur Regelung der Stelldruckbeaufschlagung des jeweiligen Stellzylinders 7.1 bzw. 7.2 zugeordnet. Jedes Leistungsregelventil 18.1, 18.2 ist mit einem Tankanschluß sowie je einem Anschluß an einen dritten Leitungsabschnitt 20.1 bzw. 20.2 und einen vierten Leitungsabschnitt 21.1 bzw. 21.2, die beide als Stelldruckleitungen dienen, versehen. Jeder dritte Leitungsabschnitt 20 führt zum linken Zylinderraum 11 und jeder vierte Leitungsabschnitt 21 zum Stelldruckanschluß des rechten Zylinderraums 12 des jeweiligen Stellzylinders 7.1 bzw. 7.2.
  • Der Schieber 19 jedes Leistungsregelventils 18.1 bzw. 18.2 ist auf der in der Figur linken Seite von einer einstellbaren ersten Druckfeder 22 in Richtung der gezeigten Ausgangsstellung beaufschlagt, in der der Tankanschluß geöffnet und der Anschluß an den dritten Leitungsabschnitt 20 geschlossen ist.
  • Auf der der ersten Druckfeder 22 gegenüberliegenden Seite jedes Leistungsregelventils 18.1 bzw. 18.2 ist je ein zweiarmiger, um je ein Schwenklager 32.1 bzw. 32.2 schwenkbarer Schwenkhebel mit einem ersten Hebelarm 23.1 bzw. 23.2 und einem zweiten Hebelarm 24.1 bzw. 24.2 angeordnet. Der erste Hebelarm 23 liegt dem Schieber 19 des jeweiligen Leistungsregelventils 18.1 bzw. 18.2 an. Der zweite Hebelarm 24 ist zwischen dem ersten Kolben 15 und der Kolbenstange 25 eines zweiten Kolbens 26, die ihm beide anliegen, angeordnet. Daher ist die Anordnung der Kolben 15, 26 gegenüber dem zweiten Hebelarm 24 so getroffen, daß der erste Steuerdruck gegen den Druck der ersten und der zweiten Druckfeder 22 bzw. 30 wirkt. Jeder zweite Kolben 26.1, 26.2 ist in je einem Zylinder 27.1 bzw. 27.2 verschiebbar gelagert und begrenzt mit seiner (kleineren) Kolbenringfläche einen Steuerraum 28 und mit seiner (größeren) Kolbenfläche einen Federraum 29, in dem eine einstellbare zweite Druckfeder 30 angeordnet ist. Die Steuerräume 28.1, 28.2 der den beiden Verstellpumpen 1, 2 zugeordneten Zylinder 27.1 bzw. 27.2 sind über je eine zweite Steuerdruckleitung 31.2 bzw. 31.1 sozusagen über Kreuz mit der Arbeitsleitung 6.2 bzw. 6.1 der jeweils anderen Verstellpumpe 2 bzw. 1 verbunden. Auf diese Weise ist der dem Leistungsregelventil 18.1 der Verstellpumpe 1 zugeordnete zweite Kolben 26.1 mit dem Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 6.2 der Verstellpumpe 2 als zweiten Steuerdruck beaufschlagbar. Gleiches gilt sinngemäß für den zweiten Kolben 26.2.
  • Nachstehend ist die Funktion der erfindungsgemäßen Vorrichtung anhand einer Leistungsbeschränkung der Verstellpumpen 1, 2 im Verhältnis von 60/40 beschrieben. Dementsprechend sind die Druckfedern 22.1 sowie 30.2 auf 60 % und die Druckfedern 22.2 sowie 30.1 auf 40 % der vom Antriebsmotor zur Verfügung gestellten Gesamtantriebsleistung, d.h. auf einen Wert entsprechend dem Quotienten aus 100 % Gesamtantriebsleistung und max. Fördervolumen der jeweiligen Verstellpumpe, eingestellt. Die Leistungsregelventile 18.1, 18.2 befinden sich in ihrer Ausgangsstellung, so daß beide Verstellpumpen 1,2 auf maximales Fördervolumen eingestellt sind.
  • Beide Verstellpumpen werden durch den Antriebsmotor mit gleicher und konstanter Drehzahl angetrieben. Wenn dabei die Verstellpumpe 2 beispielsweise keine Leistung aufnimmt und dementsprechend der zweite Steuerdruck den Wert Null hat, ist die zweite Druckdifferenz am zweiten Kolben 26.1 gleich dem Einstellwert der zweiten Druckfeder 30.1, so daß das Leistungsregelventil 18.1 und damit die Verstellpumpe 1 auf 100 % Leistung eingestellt ist.
  • Wenn nun die Verstellpumpe 1 diese eingestellte Leistung aufnimmt und bei entsprechender Belastung durch den angeschlossenen Verbraucher die über den ersten Kolben 15.1 und den Schwenkhebel 23.1, 24.1 auf das Leistungsregelventil 18.1 wirkende hydraulische Kraft des Arbeitsdrucks in der Arbeitsleitung 6.1 und damit des ersten Steuerdrucks die Einstellkraft der beiden Druckfedern 28.1 und 30.1 übersteigt, wird der Schieber 19.1 des Leistungsregelventils 18.1 nach links in die Regelstellung verschoben, in der die beiden Zylinderräume 11.1 und 12.1 des Stellzylinders 7.1 miteinander verbunden sind. Der Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 6.1 beaufschlagt nun als Stelldruck die größere Kolbenfläche des Stellkolbens 8.1 und verschiebt diesen unter Zurückschwenken der Verstellpumpe 1 so lange nach links, bis Kraftgleichgewicht am Leistungsregelventil 18.1 herrscht. Dabei verkürzt sich die Hebellänge des zweiten Hebelarmes 24.1, so daß der Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 6.1 im gleichen Verhältnis ansteigen kann, wie sich das Fördervolumen der Verstellpumpe 1 verringert. Das Produkt aus Arbeitsdruck und Fördervolumen wird auf diese Weise konstant gehalten, d.h. die Verstellpumpe 1 entlang einer hyperbolischen Kennlinie geregelt.
  • Bei maximaler Leistungsaufnahme der Verstellpumpe 1 wirkt der Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 6.1 über die zweite Steuerdruckleitung 31.1 als zweiter Steuerdruck auf den zweiten Kolben 26.2 und reduziert die gegen den ersten Steuerdruck wirkende Druckdifferenz gegenüber der zweiten Druckfeder 30.2 auf den Wert Null. Das Leistungsregelventil 18.2 und damit die Verstellpumpe 2 ist nun entsprechend dem Einstellwert der ersten Druckfeder 22.2 auf 40 % der Gesamtantriebsleistung eingestellt.
  • Wenn nun die Verstellpumpe 2 diese Leistung von 40 % aufnimmt, wird ihr Fördervolumen in der vorstehend anhand der Verstellpumpe 1 bereits beschriebenen Weise verringert und entlang einer hyperbolischen Kennlinie geregelt, wenn die hydraulische Kraft des Arbeitsdrucks in der Arbeitsleitung 6.2 bei entsprechender Belastung durch den angeschlossenen Verbraucher die Einstellkraft der ersten Druckfeder 22.2 übersteigt. Gleichzeitig wirkt der Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 6.2 über die zweite Steuerdruckleitung 31.2 als zweiter Steuerdruck auf den zweiten Kolben 26.1 und reduziert die gegen den ersten Steuerdruck wirkende Druckdifferenz gegenüber der zweiten Druckfeder 30.1 auf den Wert Null. Das Leistungsregelventil 18.1 und damit die Verstellpumpe 1 ist nun entsprechend dem Einstellwert der ersten Druckfeder 22.1 auf 60 % der Gesamtantriebsleistung eingestellt.
  • Wenn beide Verstellpumpen 1, 2 diese eingestellten Leistungswerte von 60 % bzw. 40 % der Gesamtantriebsleistung übertragen, sind sie auf diese Werte beschränkt, da die Leistungseinstellung jeder Verstellpumpe auch bei Überschreiten des Einstellwertes der zugeordneten zweiten Druckfeder 30 durch den der Leistungsaufnahme der jeweils anderen Verstellpumpe entsprechenden zweiten Steuerdruck nicht reduziert wird; in einem solchen Fall hebt die Kolbenstange 25 des vom zweiten Steuerdruck beaufschlagten zweiten Kolbens 26 nämlich vom zweiten Hebelarm 24 ab, so daß die Leistungseinstellung der jeweiligen Verstellpumpe durch die Leistungsaufnahme der jeweils anderen Verstellpumpe nicht mehr beeinflußt werden kann.
  • Eine höhere Leistungsaufnahme durch eine der beiden Verstellpumpen ist nur dann möglich, wenn die Leistungsaufnahme der jeweils anderen Verstellpumpe unter den Einstellwert der ihr zugeordneten ersten Druckfeder 22 fällt.

Claims (3)

  1. Vorrichtung zur Leistungsregelung von wenigstens zwei durch einen gemeinsamen Antriebsmotor angetriebenen, in jeweils eine Arbeitsleitung fördernden hydrostatischen Verstellpumpen durch Verstellung ihres Fördervolumens in Abhängigkeit vom Arbeitsdruck in beiden Arbeitsleitungen mittels je einer mit einem Stelldruck beaufschlagbaren, in Richtung maximalen Fördervolumens vorgespannten Stelleinrichtung,
    mit je einem jeder Stelleinrichtung zugeordneten Leistungsregelventil, das von einem dem Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung der durch die Stelleinrichtung zu verstellenden Verstellpumpe entsprechenden ersten Steuerdruck gegen eine Druckdifferenz in Richtung einer Regelstellung beaufschlagt ist, in der das Leistungsregelventil die Stelldruckbeaufschlagung der Stelleinrichtung in Richtung einer Verringerung des Fördervolumens der Verstellpumpe entlang einer hyperbolischen Regelkurve regelt,
    wobei die Druckdifferenz aus einem dem ersten Steuerdruck entgegenwirkenden Gegendruck einer Federanordnung und einem dem Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung der jeweils anderen Verstellpumpe entsprechenden zweiten Steuerdruck resultiert und mit zunehmendem zweiten Steuerdruck von einem vorgegebenen Maximalwert bis auf einen vorgegebenen Minimalwert abfällt,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Federanordnung in eine erste und eine zweite Druckfeder (22,30) aufgeteilt ist, daß die erste Druckfeder (22) auf eine dem Minimalwert (Δpmin) der Druckdifferenz und die zweite Druckfeder (30) auf eine der Differenz (Δpmax-Δpmin) zwischen dem Maximalwert (Δpmax) und dem Minimalwert (Δpmin) der Druckdifferenz entsprechende Kraft eingestellt ist, und daß die erste Druckfeder (22) mit ihrer eingestellten Kraft und die zweite Druckfeder (30) mit einer mit zunehmendem zweiten Steuerdruck abnehmenden Kraft das Leistungsregelventil (18.1 bzw. 18.2) beaufschlagen.
  2. Vorrichtung nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die erste und die zweite Druckfeder (22, 30) einstellbar sind.
  3. Vorrichtung nach Anspruch 1 oder 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß je ein zweiarmiger Schwenkhebel (23.1, 24.1 bzw. 23.2, 24.2) mit einem ersten Hebelarm (23.1 bzw. 23.2) und einem zweiten Hebelarm (24.1 bzw. 24.2) jedem Leistungsregelventil (18.1, 18.2) zugeordnet ist und an dessen der ersten Druckfeder (22) gegenüberliegenden Seite mit dem ersten Hebelarm (23.1 bzw. 23.2) anliegt, und daß der zweite Hebelarm (24.1 bzw. 24.2) zwischen einem ersten und einem zweiten, ihm jeweils anliegenden Kolben angeordnet ist, wobei der erste Kolben (15.1 bzw. 15.2) im Stellkolben (8) der als Stellzylinder (7.1 bzw. 7.2) ausgebildeten Stelleinrichtung senkrecht zu dessen Bewegungsrichtung verschiebbar gelagert und vom ersten Steuerdruck in Richtung des zweiten Hebelarmes (24.1 bzw. 24.2) beaufschlagt ist, und wobei der zweite Kolben (26.1 bzw. 26.2) von der zweiten Druckfeder (30.1 bzw. 30.2) entgegen dem zweiten Steuerdruck in Richtung des zweiten Hebelarmes (24.1 bzw. 24.2) beaufschlagt ist.
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