EP0897062A2 - Druckregelkreis für mehrere Hydropumpen mit Druckmittler - Google Patents

Druckregelkreis für mehrere Hydropumpen mit Druckmittler Download PDF

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EP0897062A2
EP0897062A2 EP98113906A EP98113906A EP0897062A2 EP 0897062 A2 EP0897062 A2 EP 0897062A2 EP 98113906 A EP98113906 A EP 98113906A EP 98113906 A EP98113906 A EP 98113906A EP 0897062 A2 EP0897062 A2 EP 0897062A2
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EP
European Patent Office
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control
pressure
working
valve
hydraulic pump
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EP98113906A
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English (en)
French (fr)
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EP0897062A3 (de
EP0897062B1 (de
Inventor
Dirk Van Aalst
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Brueninghaus Hydromatik GmbH
Original Assignee
Brueninghaus Hydromatik GmbH
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Publication date
Application filed by Brueninghaus Hydromatik GmbH filed Critical Brueninghaus Hydromatik GmbH
Publication of EP0897062A2 publication Critical patent/EP0897062A2/de
Publication of EP0897062A3 publication Critical patent/EP0897062A3/de
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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
    • F04B49/12—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 by varying the length of stroke of the working members
    • 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
    • F04B2205/05—Pressure after the pump outlet
    • 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
    • F04B2207/00—External parameters
    • F04B2207/01—Load in general

Definitions

  • the invention relates to a control device for several in separate work lines promotional hydraulic pumps.
  • a control device gives from the EP 0 133 870 B1.
  • a control device for several in separate working lines promoting hydraulic pumps known.
  • the double hydraulic pumps are controlled by a control unit acting on a common adjustment device driven, which includes a power controller.
  • a is in the control unit
  • Diaphragm seal provided with the separate working lines of the two Hydraulic pumps is connected and from the prevailing in the separate working lines Working pressures generate an average working pressure.
  • the average working pressure serves to control the adjustment device.
  • Such a diaphragm seal goes in detail, for. B. from DE 34 07 827 C2.
  • the diaphragm seal disclosed there comprises one in one Piston chamber displaceable stepped piston, being between the piston chamber and the Step pistons a first and a second control edge are formed.
  • the first control edge is with a first pressure line and the second control edge with a second pressure line connected. Downstream of the control edges, annular grooves are provided, each over a check valve is connected to an outlet line.
  • the stepped piston will both with the inlet pressures present in the inlet lines and with the Existing outlet pressure applied in the outlet line. This results in one such adjustment of the stepped piston within the piston chamber that at the A mean pressure is applied to the outlet line.
  • a disadvantage of the known control device is that a change in Overall control characteristic, in particular that specified by the power controller Total output of the two double pumps is not easily achieved by a control signal is changeable. This is desirable in practice because of the different operating states require different operating performance of the hydraulic pumps. When changing the Operating states should be between different performance limits as quickly as possible can be switched. This problem arises not only in the EP 0 133 820 B1 known power controller, but also in other control devices for several hydraulic pumps conveying in separate working lines, e.g. B. in a pressure control device or a torque control device.
  • the invention is therefore based on the object of one control device for several to specify separate work lines promoting hydraulic pumps, which a fast Switching of the control characteristic enables.
  • the object is in connection with the characterizing features of claim 1 solves with the generic features.
  • the invention is based on the finding that by changing the outlet pressure of the diaphragm seal a particularly efficient change in the control characteristics of the Control device can be achieved.
  • the invention is at the diaphragm seal Provided encoder that acts on the diaphragm seal so that the diaphragm seal generated average working pressure not only from those prevailing in the work lines individual working pressures, but also from one acting on the encoder Is dependent on the encoder signal.
  • the diaphragm seal can have a valve piston according to claim 2, wherein the Encoder elastically acts on the valve piston via a first diaphragm seal spring.
  • the Encoder elastically acts on the valve piston via a first diaphragm seal spring.
  • the preload is at least one of the diaphragm seals advantageously adjustable according to claim 4 to fine-tune the To enable diaphragm seals.
  • the donor Electromagnet and the encoder signal thus be an electrical signal.
  • the electromagnet ensures a quick response of the diaphragm seal and thus the control device to the electrical encoder signal.
  • the control device has particular advantages if everyone Hydraulic pump according to claim 6 each have a separate adjusting device is assigned and each adjustment device is controlled by the diaphragm seal.
  • Two conventional valve units can be used, as is usually the case with Single hydraulic pumps can be used.
  • For a double hydraulic pump or multiple hydraulic pump therefore no special valve units are to be constructed or manufacture, which significantly reduces the cost.
  • the averaged working pressure the sensor provided on the diaphragm seal can also be varied by a z. B. electrical control signal, which on the z. B. trained as an electromagnet encoder acts, the overall performance of the hydraulic pumps can be changed quickly and effectively and thus be adapted to the operating conditions.
  • the power controller can be according to claim 8 by a so-called Hyperbola controls are formed in which each adjustment device has a swivel lever is associated with associated power control valves and that of the diaphragm seal generated averaged working pressure via an acting on the pivot lever Control spool and the pivot lever is transferred to the power control valve.
  • the control spool in a displacement adjusting piston.
  • control unit for each adjustment device can be a separate one Have stroke control valve that the pivoting of the associated hydraulic pump in Regulates dependence on a signal pressure.
  • the signal pressure is transmitted to the stroke control valve supplied to each hydraulic pump separately assigned signal pressure line. It is Stroke control valve via a stroke control valve spring with the control piston elastic connections.
  • Below the performance control characteristic (hyperbolic characteristic) of the by Power control valve, the pivot lever and the control slide formed Output controller is the displacement volume of the corresponding hydraulic pump in Dependence on the signal pressure in the signal pressure line through the Stroke control valve regulated.
  • the control unit for each Adjustment device additionally or alternatively a separate pressure cut-off valve have, which is subjected to the working pressure in the associated work and the working pressure in the working line to a predetermined maximum pressure limited. A further swing out of the corresponding hydraulic pump is at Exceeding the maximum pressure in the work line prevented.
  • the control device according to the invention is described in more detail with reference to FIG. 1.
  • the Control device of the embodiment shown in Fig. 1 works as a combined Power regulator and pressure regulator.
  • the displacement volume of each one Hydraulic pump under the power regulator and pressure regulator predetermined control limits by a control pressure acting on a stroke control valve separately controllable.
  • the control device according to the invention can also be used in the after other control principles working control devices, which are a diaphragm seal operate, find use.
  • the control device is used to control two conveying lines 1a and 1b that promote separate working lines Hydraulic pumps 2a and 2b.
  • the hydraulic pumps 2a and 2b are common Drive shaft 3 z. B. driven by an internal combustion engine, not shown.
  • the Hydraulic pumps 2a and 2b suck pressure fluid through an associated, with a Pressurized fluid tank 4 connected suction line 5a or 5b and feed the pressurized fluid under a working pressure into the working lines 1a or 1b.
  • the two hydraulic pumps 2a and 2b work as a double hydraulic pump.
  • further hydraulic pumps can also be provided within the scope of the invention be.
  • Each hydraulic pump 2a and 2b is assigned an adjustment device 6a or 6b, which serves to adjust the displacement volume V g between a minimum value V g min and a maximum value V g max .
  • the adjusting devices in the direction of the maximum displacement volume V g max and the minimum displacement volume V g min are identified by a double arrow in FIG. 1.
  • each adjusting device 6a, 6b consists of two adjusting pistons 7a or 7b and 8a or 8b, which can be moved in actuating cylinders 9a or 9b and 10a or 10b.
  • the adjusting pistons 7a and 8a or 7b and 8b adjust the displacement volume of the assigned hydraulic pump 2a or 2b depending on the piston stroke.
  • a power controller is provided in the illustrated embodiment, which comprises a power control valve 11a or 11b.
  • a control slide valve 12a or 12b is provided in each of the actuating pistons 7a and 7b and can be acted upon by a pressure chamber 13a or 13b formed in the actuating piston 7a or 7b.
  • the pressure chamber 13a or 13b is connected to the associated actuating cylinder 9a or 9b via a connecting line 14a or 14b formed in the actuating piston 7a or 7b.
  • An increase in the pressure in the actuating cylinder 9a or 9b causes a displacement of the actuating piston 7a and 7b in FIG. 1 to the left in the direction of the maximum displacement volume V g max .
  • control slide 12a or 12b is acted upon via the connecting line 14a or 14b and the pressure chamber 13a or 13b in the direction perpendicular to the direction of movement of the actuating piston 7a or 7b and acts on a fixed pivot lever 16a mounted on a bearing 15a or 15b or 16b.
  • the arm of the pivot lever 16a or 16b opposite the control slide 12a or 12b acts on the power control valve 11a or 11b via a linkage 17a or 17b.
  • the valve piston of the power control valve 11a or 11b is displaced against a preferably adjustable power control valve spring 18a or 18b, so that via the power control valve 11a or 11b, the stroke control valve 19a or 19b still to be described and the pressure cut-off valve 20a, which is also yet to be described or 20b and the line 21a or 21b of the actuating cylinder 10a or 10b of the respectively opposite actuating piston 8a or 8b is acted upon by the pressure p m .
  • the hydraulic pump 2a or 2b is pivoted back in the direction of the minimum delivery volume V g min .
  • a hyperbolic characteristic curve results overall between the average working pressure p m present in the lines 22a and 22b and the displacement volume V g of the corresponding hydraulic pump 2a and 2b.
  • the hyperbolic power controller characteristic curve represents a characteristic curve of constant work power in a working pressure displacement volume diagram, so that the power controller limits the working range of the corresponding hydraulic pump 2a or 2b to a maximum power.
  • the stroke control valve 19a or 19b regulates the displacement volume V g of the corresponding hydraulic pump 2a and 2b.
  • the hydraulic control inputs Y 1 and Y 2 are connected to the respective stroke control valve 19a and 19b via signal pressure lines 23a and 23b.
  • the control signal supplied via the inputs Y 1 and Y 2 in the form of a control pressure displaces the valve piston of the stroke control valve 19a or 19b against a preferably adjustable first stroke control valve spring 24a or 24b.
  • the displacement volume V g of the hydraulic pump 2a or 2b is therefore inversely proportional to the signal pressure at the inputs Y 1 and Y 2 (negative control characteristic).
  • the adjustment position of the adjusting device 6a or 6b is fed back to the lift control valve 19a or 19b via the extension arm 25a or 25b and the second lift valve spring 26a or 26b.
  • the control signal supplied to the inputs Y 1 and Y 2 can also be an electrical signal, for example.
  • a pressure cut-off valve 20a or 20b is provided for each hydraulic pump 2a or 2b.
  • the valve piston of the pressure cut-off valve 20a or 20b is acted upon by the working pressure p 1 or p 2 prevailing in the working line 1a or 1b of the corresponding hydraulic pump 2a or 2b against a preferably adjustable pressure cut-off valve spring 27a or 27b.
  • the valve piston of the pressure cut-off valve 20a or 20b is displaced such that the actuating piston 8a or 8b increasingly via the line 21a or 21b and the pressure cut-off valve 20a or 20b is acted upon by the working pressure p 1 or p 2 and thus the associated hydraulic pump 2a or 2b swings back in the direction of the minimum displacement volume V g min .
  • the pressure cut-off valve 20a or 20b therefore effects a pressure limitation in the corresponding working line 1a or 1b.
  • the control characteristic of the valve unit consisting of the output control valve 11a or 11b, the lift control valve 19a or 19b and the pressure cut-off valve 20a or 20b can therefore be summarized to the extent that the output control valve limits the output of the hydraulic pump 2a or 2b to a maximum output, while the pressure cut-off valve 20a or 20b limits the working pressure in the working lines 1a or 1b.
  • the displacement volume V g is predetermined by the control pressure supplied to the hydraulic inputs Y 1 and Y 2 .
  • the hydraulic control unit further comprises a diaphragm seal 30 which is connected to the working lines 1a and 1b via connecting lines 31a and 31b.
  • a valve piston 32 of the diaphragm seal 30 is acted upon by the working pressures p 1 and p 2 prevailing in the working lines 1a and 1b.
  • the diaphragm seal 30 serves to generate an averaged working pressure p m , which is fed to the adjustment device 6a or 6b via the connecting lines 22a or 22b already described.
  • valve piston 32 In the opposite direction, the valve piston 32 is acted upon by the averaged working pressure p m , so that an averaging working pressure p m which corresponds to the arithmetic mean between the two working pressures p 1 and p 2 is established on the valve piston 32 if the further development according to the invention is disregarded.
  • the balance on the valve piston 32 is disturbed by an encoder 33 according to the invention, which acts on the valve piston 32 via a first diaphragm seal spring 34 arranged between the encoder 33 and the valve piston 32.
  • the transmitter 33 is therefore elastically coupled to the valve piston 32.
  • a preferably adjustable second diaphragm seal spring 35 acts on the valve piston 32, so that the transmitter 33 acts on the valve piston 32 against the second diaphragm seal spring 35.
  • the transmitter 33 is preferably an electromagnet and is controlled via an electrical connecting cable 36 with an electrical transmitter signal.
  • the maximum output of the hydraulic pumps 2a and 2b is predetermined by the averaged working pressure p m .
  • the averaged working pressure p m can be varied within certain limits, deviating from the arithmetic mean of the two working pressures p 1 and p 2 , which leads to a change in the maximum output of the two hydraulic pumps 2a and 2b leads.
  • the control device 1 can thus be expanded in a structurally relatively simple and inexpensive construction such that the maximum output of the two hydraulic pumps 2a and 2b can be changed within certain limits by the preferably electrical transmitter signal which adjusts the transmitter 33 is.
  • the maximum output of the hydraulic pumps 2a and 2b can therefore be changed relatively easily and quickly by the sensor signal.
  • Fig. 2 shows a preferred construction of the diaphragm seal 30 in one Sectional view.
  • the diaphragm seal designated as a whole by 30, has a valve piston 32 designed as a stepped piston, the two stepped surfaces 40 and 41 of which have the same size.
  • the working surface 42 arranged opposite the stepped surfaces 40 and 41 has an area A which is equal to the sum of the areas A1 and A2 of the two step surfaces 40 and 41.
  • the valve piston 32 is arranged in a housing 43, of which only the inner working spaces are shown.
  • the housing thus has a first working space 44, into which the feed line 31a opens at the working pressure p 1 .
  • a second working space 45 is provided, to which the feed line 31b with the second working pressure p 2 is connected.
  • An annular groove 48 and 49 is assigned to each of the two working spaces 44 and 45 or the control edges 46 and 47 of the step surfaces 40 and 41.
  • the control edges 46 and 47 cooperate with an edge of the ring grooves 48 and 49, respectively.
  • a lead 50 and 51 lead away from the ring grooves 48 and 49, respectively.
  • a check valve 52 or 53 is arranged in each of the discharge lines 50 and 51. Both derivatives 50 and 51 are combined with a line 22, from which in turn a branch 54 leads to the work surface 42 and a further branch 55 to the connecting lines 22a and 22b.
  • the control edges 46, 47 each form an edge of the associated annular groove 48 or 49 chokes, which are denoted by 56 and 57.
  • the diaphragm seal 30 works as follows:
  • the right stop position of the valve piston 32 is consequently the equilibrium position when the working pressures are identical, since the mean pressure p m is identical to the respective working pressures p 1 and p 2 .
  • the equilibrium position of the valve piston 32 will change. If, for example, the pressure p 2 is greater than the pressure p 1 , then after the valve piston 32 has been pushed into its right stop position, the pressure fluid with the higher pressure p 2 after it flows through the discharge line 51 will flow into the line 22. As a result, the check valve 52 is closed. The pressure p 2 is on the work surface 42. Since the higher pressure p 2 is now present on the work surface 42, the left thrust force generated on this side is greater than that of the pressures p 1 and p 2 on the step surfaces 40, 41 caused right-hand thrust.
  • valve piston 32 is consequently shifted to the left until the control edge 47 of the step surface 41 throttles the pressure fluid flow with the pressure p 2 to such an extent that the balance of forces is restored.
  • This equilibrium is reached when the working pressures are averaged, i.e. when:
  • valve piston 32 will consequently, depending on the difference between the two operating pressures p 1 and p 2, more or less restrict the flow of pressurized fluid or also go completely free. However, he will always be able to maintain an equilibrium position.
  • the diaphragm seal can be made in the same way as this using the Drawing was described for two working pressures, also for the working pressures of more than two working lines can be designed.
  • the valve piston 32 is always in its Equilibrium pushed so that the multiple working pressures on the multiple equally large areas over the control edges and check valves with the pressure at the Work surface 42 are in balance.
  • the pressure conditions on the valve piston 32 also result from the following equilibrium consideration: if the step surface 40 has the area A 1 , the step surface 41 has the area A 2 and the working surface 42 has the area A and the following also applies: the equilibrium relationship results:
  • the transmitter 33 which is preferably designed as an electromagnet, is elastically connected to the valve piston 32 via the first diaphragm seal spring 34 and an extension 60.
  • An extension 61 is also provided on the opposite side of the valve piston 32.
  • a second diaphragm spring 35 is provided, which is adjustable in the preferred embodiment shown.
  • a plunger 62 of the transmitter 33 is influenced in its axial position by a transmitter signal supplied via the electrical lines 35 and exerts a corresponding force on the valve piston 32 via the first diaphragm seal spring 32, which displaces it to the right in FIG. 2.
  • a corresponding counterforce is exerted by the second pressure medium spring 35, so that there is an equilibrium position.
  • the valve piston 32 is shifted to the right in FIG. 2, the average working pressure p m in the line 22 increases and thus no longer exactly represents the arithmetic mean of the working pressures p 1 and p 2 .
  • the power limitation of the power controller can be influenced.
  • the extent of the variations in the average working pressure p m by the transmitter 33 can be adjusted by means of the adjustable second diaphragm seal spring 35.
  • control unit consisting of two hydraulic individual regulators assigned to each of the hydraulic pumps 2a and 2b and the use of a central pressure transmitter 30, it can be achieved by the transmitter 33 that the hydraulic pumps 2a and 2b largely operate in parallel despite the use of hydraulic individual regulators or swivel back.
  • the invention is not limited to the illustrated embodiment, in particular
  • the diaphragm seal 30 varied according to the invention can also be used in connection with others Control characteristics working control units are used, the z. B. only provide a pressure cut-off and no power regulation or as so-called load-sensing controllers are designed.

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Abstract

Eine Regelvorrichtung (1) für mehrere in getrennte Arbeitsleitungen (1a, 1b) fördernde Hydropumpen (2a, 2b) weist Verstellvorrichtungen (6a, 6b) zum Verstellen der Verdrängungsvolumina (Vg) der Hydropumpen (2a, 2b) und eine hydraulische Regeleinheit (30, 11a, 11b, 19a, 19b, 20a, 20b) zum Ansteuern der Verstellvorrichtungen (6a, 6b) auf. Die Regeleinheit umfaßt einen Druckmittler (30), der mit den getrennten Arbeitsleitungen (1a, 1b) der Hydropumpen (2a, 2b) verbunden ist und aus den in den getrennten Arbeitsleitungen (1a, 1b) herrschenden Arbeitsdrücken (p1, p2) einen gemittelten Arbeitsdruck (pm) erzeugt, der zur Ansteuerung der Verstellvorrichtungen (6a, 6b) dient. Der Druckmittler (30) ist mit einem Geber (33) zusätzlich so beaufschlagbar, daµ der gemittelte Arbeitsdruck (pm) nicht nur von den in den Arbeitsleitungen (1a, 1b) herrschenden Arbeitsdrücken (p1, p2), sondern zusätzlich von einem auf den Geber (33) einwirkenden Gebersignal abhängig ist.

Description

Die Erfindung betrifft eine Regelvorrichtung für mehrere in getrennte Arbeitsleitungen fördernde Hydropumpen.
Eine Regelvorrichtung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 gebt aus der EP 0 133 870 B1 hervor. Aus dieser Druckschrift ist eine Regelvorrichtung für mehrere in getrennte Arbeitsleitungen fördernde Hydropumpen bekannt. Die Doppel-Hydropumpen werden durch eine auf eine gemeinsame Verstellvorrichtung einwirkende Regeleinheit angesteuert, die einen Leistungsregler umfaßt. Ferner ist in der Regeleinheit ein Druckmittler vorgesehen, der mit den getrennten Arbeitsleitungen der beiden Hydropumpen verbunden ist und aus den in den getrennten Arbeitsleitungen herrschenden Arbeitsdrücken einen gemittelten Arbeitsdruck erzeugt. Der gemittelte Arbeitsdruck dient zur Ansteuerung der Verstellvorrichtung. Ein derartiger Druckmittler geht im Detail z. B. aus der DE 34 07 827 C2 hervor. Der dort offenbarte Druckmittler umfaßt einen in einem Kolbenraum verschiebbaren Stufenkolben, wobei zwischen dem Kolbenraum und dem Stufenkolben eine erste und eine zweite Steuerkante gebildet sind. Die erste Steuerkante ist mit einer ersten Druckleitung und die zweite Steuerkante mit einer zweiten Druckleitung verbunden. Stromabwärts der Steuerkanten sind Ringnuten vorgesehen, die jeweils über ein Rückschlagventil mit einer Ausgangsleitung verbunden sind. Der Stufenkolben wird sowohl mit den in den Eingangsleitungen anstehenden Eingangsdrücken als auch mit dem in der Ausgangsleitung anstehenden Ausgangsdruck beaufschlagt. Dabei ergibt sich eine solche Einstellung des Stufenkolbens innerhalb des Kolbenraums, daß an der Ausgangsleitung ein gemittelter Druck ansteht.
Nachteilig bei der bekannten Regelvorrichtung ist jedoch, daß eine Veränderung der Gesamtregelcharakteristik, insbesondere der durch den Leistungsregler vorgegebenen Gesamtleistung der beiden Doppelpumpen nicht auf einfacher Weise durch ein Steuersignal veränderbar ist. Dies ist in der Praxis wünschenswert, da unterschiedliche Betriebszustände eine unterschiedliche Betriebsleistung der Hydropumpen erfordern. Beim Wechsel der Betriebszustände soll möglichst schnell zwischen verschiedenen Leistungsbegrenzungen umgeschaltet werden können. Diese Problematik stellt sich nicht nur bei dem aus EP 0 133 820 B1 bekannten Leistungsregler, sondern auch bei anderen Regelvorrichtungen für mehrere in getrennte Arbeitsleitungen fördernde Hydropumpen, z. B. bei einer Druck-Regelvorrichtung oder einer Drehmoment-Regelvorrichtung.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Regelvorrichtung für mehrere in getrennte Arbeitsleitungen fördernde Hydropumpen anzugeben, die ein schnelles Umschalten der Regelcharakteristik ermöglicht.
Die Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 in Verbindung mit den gattungsbildenden Merkmalen löst.
Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, daß durch Verändern des Ausgangsdrucks des Druckmittlers eine besonders effiziente Veränderung der Regelcharakteristik der Regelvorrichtung erreicht werden kann. Erfindungsgemäß ist an den Druckmittler ein Geber vorgesehen, der den Druckmittler so beaufschlagt, daß der von dem Druckmittler erzeugte gemittelte Arbeitsdruck nicht nur von den in den Arbeitsleitungen herrschenden einzelnen Arbeitsdrücken, sondern zusätzlich von einem auf den Geber einwirkenden Gebersignal abhängig ist.
Die Ansprüche 2 bis 11 beinhalten vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung.
Der Druckmittler kann entsprechend Anspruch 2 einen Ventilkolben aufweisen, wobei der Geber über eine erste Druckmittler-Feder den Ventilkolben elastisch beaufschlagt. Durch die dabei von dem Geber auf den Ventilkolben ausgeübte Zusatzkraft wird eine dem Gebersignal proportionale Verstellung des Ventilkolbens bewirkt und dadurch der Ausgangsdruck des Druckmittlers in Abhängigkeit von dem Gebersignal und weiterhin in Abhängigkeit von den Arbeitsdrücken der mit dem Druckmittel verbundenen Arbeitsleitungen variiert. Entsprechend Anspruch 3 kann an dem Ventilkolben eine zweite Druckmittler-Feder angreifen, die den Ventilkolben entgegengesetzt zu dem Geber beaufschlagt, so daß der Ventilkolben durch die beiden Druckmittler-Federn in seinem Kolbengehäuse zentriert ist. Die Vorspannung zumindest einer der Druckmittler-Federn ist entsprechend Anspruch 4 vorteilhaft justierbar, um eine Feinabstimmung des Druckmittlers zu ermöglichen. Entsprechend Anspruch 5 kann der Geber ein Elektromagnet und das Gebersignal somit eine elektrisches Signal sein. Der Elektromagnet gewährleistet ein schnelles Ansprechen des Druckmittlers und somit der Regelvorrichtung auf das elektrische Gebersignal.
Die erfindungsgemäße Regelvorrichtung hat besondere Vorteile, wenn jeder Hydrompumpe entsprechend Anspruch 6 jeweils eine separate Verstellvorrichtung zugeordnet ist und jede Verstellvorrichtung von dem Druckmittler angesteuert wird. Dabei können zwei konventionelle Ventileinheiten Verwendung finden, wie sie üblicherweise an Einzel-Hydropumpen eingesetzt werden. Für eine Doppel-Hydropumpe oder Mehrfach-Hydropumpe sind daher keine besonderen Ventileinheiten zu konstruieren oder herzustellen, was den Kostenaufwand deutlich reduziert. Es ist jedoch notwendig, die Ventileinheiten durch ein einheitliches Steuersignal gemeinsam anzusteuern, und über dieses gemeinsame Steuersignal die Regelcharakteristik beider Regeleinheiten einheitlich zu verändern. Wenn die Ventileinheiten z. B. als Leistungsregler arbeiten, kann durch den durch den Druckmittler erzeugten gemittelten Arbeitsdruck die Gesamtleistung der beiden Hydropumpen vorgegeben werden. Da erfindungsgemäß der gemittelte Arbeitsdruck durch den an dem Druckmittler vorgesehene Geber zusätzlich variierbar ist, kann durch ein z. B. elektrisches Steuersignal, welches auf den z. B. als Elektromagneten ausgebildeten Geber einwirkt, die Gesamtleistung der Hydropumpen schnell und effektiv verändert werden und somit den Betriebsbedingungen angepaßt werden.
Der Leistungsregler kann entsprechend Anspruch 8 dabei durch einen sogenannten Hyperbelregler gebildet werden, in dem jede Verstellvorrichtung über einen Schwenkhebel mit zugehörigen Leistungsregelventilen in Verbindung steht und der von dem Druckmittler erzeugte gemittelte Arbeitsdruck über einen an dem Schwenkhebel angreifenden Steuerschieber und den Schwenkhebel auf das Leistungsregelventil übertragen wird. Entsprechend Anspruch 9 kann der Steuerschieber in einen das Verdrängungsvolumen verstellenden Stellkolben integriert sein. Dabei ist der Hebelarm, mit welchem der Steuerschieber an dem Schwenkhebel angreift, von der Stellung des Stellkolbens und somit von dem Verdrängungsvolumen der zugehörigen Hydropumpe abhängig.
Entsprechend Anspruch 10 kann die Regeleinheit für jede Verstellvorrichtung ein separates Hubregelventil aufweisen, das die Ausschwenkung der zugeordneten Hydropumpe in Abhängigkeit von einem Stelldruck regelt. Der Stelldruck wird dem Hubregelventil mittels einer jeder Hydropumpe separat zugeordneten Stelldruckleitung zugeführt. Dabei ist das Hubregelventil über eine Hubregelventil-Feder mit dem Stellkolben elastische Verbunden. Unterhalb der Leistungsregel-Kennlinie (Hyperbel-Kennlinie) des durch das Leistungsregelventil, den Schwenkhebel und den Steuerschieber gebildeten Leistungsreglers wird das Verdrängungsvolumen der entsprechenden Hydropumpe in Abhängigkeit von dem in der Stelldruckleitung herrschenden Stelldruck durch das Hubregelventil geregelt. Bei Überschreiten der Leistungsregler-Kennlinie durch das eingestellte Verdrängungsvolumen bzw. den sich in der Arbeitsleitung einstellenden Arbeitsdruck greift der Leistungsregler ein und regelt das Verdrängungsvolumen entsprechend der Leistungsregler-Kennlinie (Hyperbel-Kennlinie, Kennlinie gleicher Leistung) zurück. Entsprechend Anspruch 11 kann die Regeleinheit für jede Verstellvorrichtung zusätzlich oder auch alternativ ein separates Druckabschneideventil aufweisen, das mit dem Arbeitsdruck in der zugehörigen Arbeitsleistung beaufschlagt wird und den Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung auf einen vorgegebenen Maximaldruck begrenzt. Ein weiteres Ausschwenken der entsprechenden Hydropumpe wird bei Überschreiten des Maximaldrucks in der Arbeitsleitung verhindert.
Die Erfindung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnung anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispiels näher beschrieben. In der Zeichnung zeigen:
Fig. 1
ein Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Regelvorrichtung in einem hydraulischen Prinzipschaltbild; und
Fig. 2
ein Ausführungsbeispiel des bei der erfindungsgemäßen Regelvorrichtung verwendeten Druckmittlers.
Die erfindungsgemäße Regelvorrichtung wird anhand von Fig. 1 näher beschrieben. Die Regelvorrichtung des in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiels arbeitet als kombinierter Leistungsregler und Druckregler. Zusätzlich ist das Verdrängungsvolumen jeder einzelnen Hydropumpe im Rahmen der durch den Leistungsregler und den Druckregler vorgegebenen Regelgrenzen durch einen auf ein Hubregelventil einwirkenden Stelldruck separat ansteuerbar. Die erfindungsgemäße Regelvorrichtung kann jedoch auch bei nach anderen Regelprinzipien arbeitenden Regelvorrichtungen, die sich eines Druckmittlers bedienen, Verwendung finden.
Die allgemein mit dem Bezugszeichen 1 bezeichnete erfindungsgemäße Regelvorrichtung dient zum Ansteuern zweier in getrennte Arbeitsleitungen 1a bzw. 1b fördernder Hydropumpen 2a und 2b. Die Hydropumpen 2a und 2b werden über eine gemeinsame Antriebswelle 3 z. B. von einem nicht dargestellten Verbrennungsmotor angetrieben. Die Hydropumpen 2a bzw. 2b saugen Druckfluid über eine zugeordnete, mit einem Druckfluid-Tank 4 verbundene Saugleitung 5a bzw. 5b an und speisen das Druckfluid unter einem Arbeitsdruck in die Arbeitsleitungen 1a bzw. 1b ein. In dem Ausführungsbeispiel arbeiten die beiden Hydropumpen 2a und 2b als Doppelhydropumpe. Es können jedoch auch im Rahmen der Erfindung noch weitere Hydropumpen vorgesehen sein.
Jeder Hydropumpe 2a und 2b ist eine Verstellvorrichtung 6a bzw. 6b zugeordnet, die der Verstellung des Verdrängungsvolumen Vg zwischen einem Minimalwert Vg min und einem Maximalwert Vg max dient. Zum besseren Verständnis der Erfindung sind in Fig. 1 die Verstellvorrichtungen in Richtung auf das maximale Verdrängungsvolumen Vg max und das minimale Verdrängungsvolumen Vg min durch einen Doppelpfeil gekennzeichnet. Jede Verstellvorrichtung 6a, 6b besteht im dargestellten Ausführungsbeispiel aus zwei Verstellkolben 7a bzw. 7b und 8a bzw. 8b, die in Stellzylindern 9a bzw. 9b und 10a bzw. 10b bewegbar sind. Die Verstellkolben 7a und 8a bzw. 7b und 8b verstellen je nach Kolbenhub das Verdrängungsvolumen der zugeordneten Hydropumpe 2a bzw. 2b.
Für jede Hydropumpe 2a bzw. 2b ist im dargestellten Ausführungsbeispiel ein Leistungsregler vorgesehen, der ein Leistungsregelventil 11a bzw. 11b umfaßt. In den Stellkolben 7a und 7b ist jeweils ein Steuerschieber 12a bzw. 12b vorgesehen, der durch jeweils einen in dem Stellkolben 7a bzw. 7b ausgebildeten Druckraum 13a bzw. 13b beaufschlagbar ist. Der Druckraum 13a bzw. 13b ist über eine in dem Stellkolben 7a bzw. 7b ausgebildete Verbindungsleitung 14a bzw. 14b mit dem zugeordneten Stellzylinder 9a bzw. 9b verbunden. Eine Erhöhung des Drucks in dem Stellzylinder 9a bzw. 9b bewirkt eine Verschiebung des Stellkolbens 7a und 7b in Fig. 1 nach links in Richtung auf maximales Verdrängungsvolumen Vg max. Gleichzeitig wird der Steuerschieber 12a bzw. 12b über die Verbindungsleitung 14a bzw. 14b und den Druckraum 13a bzw. 13b in zur Bewegungsrichtung des Stellkolbens 7a bzw. 7b senkrechter Richtung beaufschlagt und wirkt auf einen feststehenden, an einem Lager 15a bzw. 15b gelagerten Schwenkhebel 16a bzw. 16b ein. Der dem Steuerschieber 12a bzw. 12b gegenüberliegende Arm des Schwenkhebels 16a bzw. 16b wirkt über ein Gestänge 17a bzw. 17b auf das Leistungsregelventil 11a bzw. 11b. Der Ventilkolben des Leistungsregelventils 11a bzw. 11b wird dabei gegen eine vorzugsweise justierbare Leistungsregelventil-Feder 18a bzw. 18b verschoben, so daß über das Leistungsregelventil 11a bzw. 11b, das noch zu beschreibende Hubregelventil 19a bzw. 19b und das ebenfalls noch zu beschreibende Druckabschneideventil 20a bzw. 20b und die Leitung 21a bzw. 21b der Stellzylinder 10a bzw. 10b des jeweils gegenüberliegenden Stellkolbens 8a bzw. 8b mit dem Druck pm beaufschlagt wird. Dadurch wird die Hydropumpe 2a bzw. 2b in Richtung auf minimales Fördervolumen Vg min zurückgeschwenkt.
Da der Hebelarm, mit welchem der Steuerschieber 12a bzw. 12b an dem Schwenkhebel 16a bzw. 16b angreift, von der Stellung des Stellkolbens 7a bzw. 7b und somit von dem Verdrängungsvolumen Vg der Hydropumpe 2a und 2b ahhängt, ergibt sich insgesamt eine hyperbolische Kennlinie zwischen dem in den Leitungen 22a bzw. 22b anstehenden gemittelten Arbeitsdruck pm und dem Verdrängungsvolumen Vg der entsprechende Hydropumpe 2a und 2b. Die hyperbolische Leistungsregler-Kennlinie stellt dabei in einem Arbeitsdruck-Verdrängungsvolumen-Diagramm eine Kennlinie konstanter Arbeitsleistung dar, so daß der Leistungsregler den Arbeitsbereich der entsprechenden Hydropumpe 2a bzw. 2b auf eine Maximalleistung begrenzt.
Vor dem Ansprechen des Leistungsregelventils 11a bzw. 11b, d. h. vor Erreichen der Maximalleistung regelt das Hubregelventil 19a bzw. 19b das Verdrängungsvolumen Vg der entsprechenden Hydropumpe 2a und 2b. Die hydraulischen Steuereingänge Y1 und Y2 sind über Stelldruckleitungen 23a und 23b mit den jeweiligen Hubregelventil 19a bzw. 19b verbunden. Durch das über die Eingänge Y1 bzw. Y2 in Form eines Stelldrucks zugeführte Stellsignal wird der Ventilkolben des Hubregelventils 19a bzw. 19b gegen eine vorzugsweise justierbare erste Hubregelventil-Feder 24a bzw. 24b verschoben. Je größer der Stelldruck an dem Eingang Y1 bzw. Y2 ist, desto mehr wird der Stellkolben 8a bzw. 8b mit entsprechenden Arbeitsdruck p1 bzw. p2 beaufschlagt und die zugehörige Hydropumpe 2a bzw. 2b in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen Vg min zurückgeschwenkt. Das Verdrängungsvolumen Vg der Hydropumpe 2a bzw. 2b ist daher dem Stelldruck an den Eingängen Y1 und Y2 umgekehrt proportional (negativer Regelcharakteristik). Eine Rückkopplung der Stellposition der Verstellvorrichtung 6a bzw. 6b auf das Hubregelventil 19a bzw. 19b erfolgt über den Verlängerungsarm 25a bzw. 25b und die zweite Hubventil-Feder 26a bzw. 26b. Das den Eingängen Y1 und Y2 zugeführte Stellsignal kann z.B. auch ein elektrisches Signal sein.
Zusätzlich ist bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel für jede Hydropumpe 2a bzw. 2b ein Druckabschneideventil 20a bzw. 20b vorgesehen. Der Ventilkolben des Druckabschneideventils 20a bzw. 20b wird durch den in der Arbeitsleitung 1a bzw. 1b der entsprechenden Hydropumpe 2a bzw. 2b herrschenden Arbeitsdruck p1 bzw. p2 gegen eine vorzugsweise justierbare Druckabschneideventil-Feder 27a bzw. 27b beaufschlagt. Wenn der Arbeitsdruck p1 bzw. p2 in der entsprechenden Arbeitsleitung 1a bzw. 1b ansteigt, wird der Ventilkolben des Druckabschneideventils 20a bzw. 20b so verschoben, daß der Stellkolben 8a bzw. 8b zunehmend über die Leitung 21a bzw. 21b und das Druckabschneideventil 20a bzw. 20b mit dem Arbeitsdruck p1 bzw. p2 beaufschlagt wird und somit die zugeordnete Hydropumpe 2a bzw. 2b in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen Vg min zurückschwenkt. Das Druckabschneideventil 20a bzw. 20b bewirkt daher eine Druckbegrenzung in der entsprechenden Arbeitsleitung 1a bzw. 1b.
Die Regelcharakteristik der aus dem Leistungsregelventil 11a bzw. 11b, dem Hubregelventil 19a bzw. 19b und dem Druckabschneideventil 20a bzw. 20b bestehenden Ventileinheit kann daher dahingehend zusammengefaßt werden, daß das Leistungsregelventil die Leistung der Hydropumpe 2a bzw. 2b auf eine maximale Leistung begrenzt, während das Druckabschneideventil 20a bzw. 20b den Arbeitsdruck in den Arbeitsleitungen 1a bzw. 1b begrenzt. Innerhalb des durch diese Begrenzungen festgelegten Regelbereichs wird das Verdrängungsvolumen Vg durch den den hydraulischen Eingängen Y1 bzw. Y2 zugeführten Stelldruck vorgegeben.
Die erfindungsgemäße hydraulische Regeleinheit umfaßt neben den vorstehend geschilderten Ventileinheiten 11a, 19a, 20a bzw. 11b, 19b, 20b ferner einen Druckmittler 30, der über Verbindungsleitungen 31a bzw. 31b mit den Arbeitsleitungen 1a bzw. 1b in Verbindung steht. Ein Ventilkolben 32 des Druckmittlers 30 wird durch die in den Arbeitsleitungen 1a bzw. 1b herrschenden Arbeitsdrücke p1 bzw. p2 beaufschlagt. Der Druckmittler 30 dient zur Erzeugung eines gemittelten Arbeitsdrucks pm, der über die bereits beschriebenen Verbindungsleitungen 22a bzw. 22b der Verstellvorrichtung 6a bzw. 6b zugeführt wird. In Gegenrichtung wird der Ventilkolben 32 durch den gemittelten Arbeitsdruck pm beaufschlagt, so daß sich an den Ventilkolben 32 bei Außerachtlassung der erfindungsgemäßen Weiterbildung ein gemittelter Arbeitsdruck pm einstellt, der dem arithmetischen Mittel zwischen den beiden Arbeitsdrücken p1 und p2 entspricht. Das Gleichgewicht an dem Ventilkolben 32 wird jedoch durch einen erfindungsgemäßen Geber 33 gestört, der an dem Ventilkolben 32 über eine zwischen dem Geber 33 und dem Ventilkolben 32 angeordnete erste Druckmittler-Feder 34 angreift. Der Geber 33 ist daher mit dem Ventilkolben 32 elastisch gekoppelt. An dem gegenüberliegenden Ende greift an dem Ventilkolben 32 eine vorzugsweise justierbare zweite Druckmittler-Feder 35 an, so daß der Geber 33 den Ventilkolben 32 gegen die zweite Druckmittler-Feder 35 beaufschlagt. Der Geber 33 ist vorzugsweise ein Elektromagnet und wird über elektrische Verbindungskabel 36 mit einem elektrischen Gebersignal angesteuert.
Wie bereits beschrieben, wird durch den gemittelten Arbeitsdruck pm die Maximalleistung der Hydropumpen 2a bzw. 2b vorgegeben. Durch Verändern der Gleichgewichtslage des Ventilkolbens 32 des Druckmittlers 30 mittels des Gebers 33 kann somit der gemittelte Arbeitsdruck pm abweichend von dem arithmetischen Mittel der beiden Arbeitsdrücke p1 und p2 innerhalb gewisser Grenzen variiert werden, was zu einer Veränderung der Maximalleistung der beiden Hydropumpen 2a und 2b führt. Durch die erfindungsgemäße Anordnung des Gebers 33 an dem Druckmittler 30 kann somit in konstruktiv relativ einfacher und kostengünstiger Bauweise die Regelvorrichtung 1 so erweitert werden, daß die Maximalleistung der beiden Hydropumpen 2a und 2b durch das den Geber 33 verstellende, vorzugsweise elektrische Gebersignal innerhalb gewisser Grenzen veränderbar ist. Bei einem Wechsel des Betriebszustands der erfindungsgemäßen Regelvorrichtung kann daher die Maximalleistung der Hydropumpen 2a und 2b durch das auf Gebersignal relativ einfach und schnell verändert werden.
Fig. 2 zeigt eine bevorzugte konstruktive Ausbildung des Druckmittlers 30 in einer Schnittdarstellung.
Der insgesamt mit 30 bezeichnete Druckmittler weist einen als Stufenkolben ausgebildeten Ventilkolben 32 auf, dessen zwei gleichsinnige Stufenflächen 40 und 41 gleich groß sind Die zu den Stufenflächen 40 und 41 gegensinnig angeordnete Arbeitsfläche 42 weist eine Fläche A auf, die gleich der Summe der Flächen A1 und A2 der beiden Stufenflächen 40 und 41 ist. Der Ventilkolben 32 ist in einem Gehäuse 43 angeordnet, von welchem nur die inneren Arbeitsräume dargestellt sind. So weist das Gehäuse einen ersten Arbeitsraum 44 auf, in welchen die Zuleitung 31a mit dem Arbeitsdruck p1 einmündet. Des weiteren ist ein zweiter Arbeitsraum 45 vorgesehen, an welchen die Zuleitung 31b mit dem zweiten Arbeitsdruck p2 angeschlossen ist. Jedem der beiden Arbeitsräume 44 und 45 bzw. den Steuerkanten 46 und 47 der Stufenflächen 40 und 41 ist eine Ringnut 48 bzw. 49 zugeordnet. Die Steuerkanten 46 und 47 wirken dabei jeweils mit einer Kante der Ringnuten 48 bzw. 49 zusammen. Aus den Ringnuten 48 und 49 führen je ein Ableitung 50 bzw. 51 weg. In jeder der Ableitungen 50 und 51 ist je ein Rückschlagventil 52 bzw. 53 angeordnet. Beide Ableitungen 50 und 51 sind mit einer Leitung 22 vereinigt, von welcher wiederum eine Abzweigung 54 zu der Arbeitsfläche 42 und eine weitere Abzweigung 55 zu den Verbindungsleitungen 22a und 22b führt. Die Steuerkanten 46, 47 bilden jeweils mit einer Kante der zugehörigen Ringnut 48 bzw. 49 Drosseln die mit 56 und 57 bezeichnet sind.
Der Druckmittler 30 arbeitet folgendermaßen:
Werden die Arbeitsdrücke p1 und p2 über die Zuleitungen 31a und 31b dem Druckmittler 30 zugeleitet, so wirken diese Drücke p1 und p2 auf die Stufenflächen 40 bzw. 41 des Ventilkolbens 32 ein. Sie werden den Ventilkolben 32 nach rechts verschieben, so daß die Steuerkanten 46 bzw. 47 der Ringnuten 48 bzw. 49 freigegeben sind. Damit kann das Druckfluid in die Ableitungen 50 bzw. 51 eindringen und über die Rückschlagventile 52 und 53 in die Leitung 22 gelangen.
Sind die beiden Arbeitsdrücke gleich groß, also p1 = p2, so wird sich über die Leitung 22 und die Abzweigung 54 der Druck p1 = p2 an der Arbeitsfläche 42 aufbauen. Hierdurch wird auf den Ventilkolben 32 von beiden Seiten mit gleichen Kräften eingewirkt. Die rechte Anschlagposition des Ventilkolbens 32 ist folglich bei Identität der Arbeitsdrücke die Gleichgewichtsstellung, da der gemittelte Druck pm identisch ist mit den jeweiligen Arbeitsdrücken p1 und p2.
Tritt jedoch der Fall auf, daß einer der beiden Arbeitsdrücke p1, p2 höher ist, wird sich die Gleichgewichtsstellung des Ventilkolbens 32 verändern. Ist beispielsweise der Druck p2 größer als der Druck p1, dann wird, nachdem der Ventilkolben 32 in seine rechte Anschlagstellung geschoben wurde, das Druckfluid mit dem höheren Druck p2, nachdem es durch die Ableitung 51 hindurchfließt, in die Leitung 22 fließen. Hierdurch wird das Rückschlagventil 52 geschlossen. Der Druck p2 steht an der Arbeitsfläche 42. Da nunmehr der höhere Druck p2 an der Arbeitsfläche 42 ansteht, ist die auf dieser Seite erzeugte, Links-Schubkraft größer als die von den Drücken p1 und p2 an den Stufenflächen 40, 41 verursachte Rechts-Schubkraft. Der Ventilkolben 32 wird folglich nach links verschoben bis die Steuerkante 47 der Stufenfläche 41 den Druckfluidstrom mit dem Druck p2 soweit drosselt, daß das Kräftegleichgewicht wieder hergestellt ist. Dieses Gleichgewicht ist dann erreicht, wenn die Arbeitsdrücke gemittelt sind, also wenn gilt:
Figure 00090001
Der Ventilkolben 32 wird folglich je nach Differenz zwischen den beiden Betriebsdrücken p1 und p2 den Druckfluidstrom mehr oder weniger drosseln oder auch ganz freigehen. Er wird jedoch immer eine Gleichgewichtsstellung einnehmen können.
Wie bereits erwähnt, kann der Druckmittler in gleicher Weise wie dies anhand der Zeichnung für zwei Arbeitsdrücke beschreiben wurde, auch für die Arbeitsdrücke von mehr als zwei Arbeitsleitungen ausgelegt werden. Immer wird der Ventilkolben 32 in seine Gleichgewichtsstellung geschoben, so daß die mehreren Arbeitsdrücke an den mehreren gleich großen Flächen über die Steuerkanten und Rückschlagventile mit dem Druck an der Arbeitsfläche 42 im Gleichgewicht stehen.
Die Druckverhältnisse an dem Ventilkolben 32 ergehen sich auch aus der folgenden Gleichgewichtsbetrachtung: Wenn die Stufenfläche 40 die Fläche A1, die Stufenfläche 41 die Fläche A2 und die Arbeitsfläche 42 die Fläche A hat und ferner gilt:
Figure 00090002
ergibt sich die Gleichgewichtsbeziehung:
Figure 00090003
Erfindungsgemäß wird die Gleichgewichtslage des Ventilkolbens 32 des Druckmittlers 30 nicht nur durch die Arbeitsdrücke p1 und p2 sondern auch durch den Geber 33 zusätzlich beeinflußt. Der vorzugsweise als Elektromagnet ausgebildete Geber 33 ist über die erste Druckmittler-Feder 34 und eine Verlängerung 60 elastisch mit dem Ventilkolben 32 verbunden. An der gegenüberliegenden Seite des Ventilkolbens 32 ist ebenfalls eine Verlängerung 61 vorgesehen. Zwischen dem Gehäuse 43 und der Verlängerung 61 des Ventilkolbens 32 ist eine zweite Druckmittler-Feder 35 vorgesehen, die im dargestellten bevorzugten Ausführungsbeispiel justierbar ist. Ein Stößel 62 des Gebers 33 wird in seiner axialen Position durch ein über die elektrischen Leitungen 35 zugeführte Gebersignal beeinflußt und übt über die erste Druckmittler-Feder 32 eine entsprechende Kraft auf den Ventilkolben 32 aus, die diesen in Fig. 2 nach rechts verschiebt.
Durch die zweite Druckmittel-Feder 35 wird eine entsprechende Gegenkraft ausgeübt, so daß sich eine Gleichgewichtslage ergibt. Bei einer Verschiebung des Ventilkolbens 32 in Fig. 2 nach rechts erhöht sich der gemittelte Arbeitsdruck pm in der Leitung 22 und stellt somit nicht mehr exakt das arithmetische Mittel aus den Arbeitsdrücken p1 und p2 dar. Wie bereits beschrieben kann dadurch z. B. die Leistungsbegrenzung der Leistungsregler beeinflußt werden. Das Ausmaß der Variationen des gemittelten Arbeitsdrucks pm durch den Geber 33 ist mittels der justierbaren zweiten Druckmittler-Feder 35 einstellbar. Bei der in dem Ausführungsbeispiel dargestellten Konzeption der Regeleinheit aus zwei jeweils den Hydropumpen 2a und 2b zugeordneten hydraulischen Einzelreglern und der Verwendung eines zentralen Druckmittlers 30 kann durch den Geber 33 erreicht werden, daß die Hydropumpen 2a und 2b trotz der Verwendung von hydraulischen Einzelreglern weitgehend parallel aus bzw. zurückschwenken.
Die Erfindung ist nicht auf das dargestellte Ausführungsbeispiel begrenzt, insbesondere kann der erfindungsgemäß variierte Druckmittler 30 auch in Verbindung mit nach anderen Regelcharakteristiken arbeitenden Regeleinheiten zur Anwendung kommen, die z. B. lediglich eine Druckabschneidung und keine Leistungsregelung vorsehen oder als sogenannte Load-Sensing-Regler ausgelegt sind.

Claims (11)

  1. Regelvorrichtung (1) für mehrere in getrennte Arbeitsleitungen (1a, 1b) fördernde Hydropumpen (2a, 2b) mit
    zumindest einer Verstellvorrichtung (6a, 6b) zum Verstellen der Verdrängungsvolumina (Vg) der Hydropumpen (2a, 2b), und
    einer einen Druckmittler (30) aufweisenden hydraulischen Regeleinheit (30, 11a, 11b, 19a, 19b, 20a, 20b) zum Ansteuern der zumindest einen Verstellvorrichtung (6a, 6b), wobei der Druckmittler (30) mit den getrennten Arbeitsleitungen (1a, 1b) der Hydropumpen (2a, 2b) verbunden ist und aus den in den getrennten Arbeitsleitung (1a, 1b) herrschenden Arbeitsdrücken (p1, p2) einen gemittelten Arbeitsdruck (pm) erzeugt, der zur Ansteuerung der zumindest einen Verstellvorrichtung (6a, 6b) dient,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Druckmittler (30) mit einem Geber (33) zusätzlich so beaufschlagbar ist, daß der gemittelten Arbeitsdruck (pm) nicht nur von den in den Arbeitsleitungen (1a, 1b) herrschenden Arbeitsdrücken (p1, p2), sondern zusätzlich von einem auf den Geber (33) einwirkenden Gebersignal abhängig ist.
  2. Regelvorrichtung nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Druckmittler (30) einen Ventilkolben (32) aufweist, der über eine erste Druckmittler-Feder (34) von dem Geber (33) elastisch beaufschlagbar ist.
  3. Regelvorrichtung nach Anspruch 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß an dem Ventilkolben (32) des Druckmittlers (30) eine zweite Druckmittler-Feder (35) angreift, die den Ventilkolben (32) entgegengesetzt zu dem Geber (33) beaufschlagt.
  4. Regelvorrichtung nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Vorspannung zumindest einer der Druckmittler-Federn (34, 35) justierbar ist.
  5. Regelvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Geber (33) ein Elektromagnet und das Gebersignal ein elektrisches Signal ist.
  6. Regelvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß jeder Hydropumpe (2a, 2b) jeweils eine separate Verstellvorrichtung (6a, 6b) zugeordnet ist, und
    daß die Regeleinheit (30, 11a, 11b, 19a, 19b, 20a, 20b) jede Verstellvorrichtung (6a, 6b) in Abhängigkeit von dem Arbeitsdruck (p1; p2), der in der Arbeitsleitung (1a, 1b), der zugeordneten Hydropumpe (2a; 2b) herrscht, und dem gemittelten Arbeitsdruck (pm) ansteuert.
  7. Regelvorrichtung nach Anspruch 6,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Regeleinheit (30, 11a, 11b, 19a, 19b, 20a, 20b) für jede Verstellvorrichtung ein separates Leistungsregelventil (11a, 11b) aufweist.
  8. Regelvorrichtung nach Anspruch 7,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß jede Verstellvorrichtung (6a, 6b) über einen Schwenkhebel (16a, 16b) mit dem zugehörigen Leistungsregelventil (11a, 11b) in Verbindung steht und der gemittelte Arbeitsdruck (pm) über einen an dem Schwenkhebel (16a, 16b) angreifenden Steuerschieber (12a, 12b) und den Schwenkhebel (16a, 16b) auf das Leistungsregelventil (11a, 11b) einwirkt.
  9. Regelvorrichtung nach Anspruch 8,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Steuerschieber (12a, 12b) in einem das Verdrängungsvolumen (Vg) verstellenden Stellkolben (7a, 7b) integriert ist und der Hebelarm, mit welchem der Steuerschieber (12a, 12b) an dem Schwenkhebel (16a, 16b) angreift, von der Stellung des Stellkolbens (7a, 7b) und somit von dem Verdrängungsvolumen (Vg) der zugehörigen Hydropumpe (2a, 2b) abhängig ist.
  10. Regelvorrichtung nach Anspruch 8,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Regeleinheit (30, 11a, 11b, 19a, 19b, 20a, 20b) für jede Verstellvorrichtung (6a, 6b) ein separates Hubregelventil (19a, 19b) aufweist, das die Ausschwenkung der zugeordneten Hydropumpe (2a, 2b) in Abhängigkeit von einem Stelldruck regelt, der dem Hubregelventil (19a, 19b) mittels jeweils einer jeder Hydropumpe (2a, 2b) separat zugeordneten Stelldruckleitung (23a, 23b) zugeführt wird, wobei das Hubregelventil (19a, 19b) über eine Hubregelventil-Feder (26a, 26b) mit dem Stellkolben (7a, 7b) elastisch verbunden ist.
  11. Regelvorrichtung nach einem der Ansprüche 6 bis 10,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Regeleinheit (30, 11a, 11b, 19a, 19b, 20a, 20b) für jede Verstellvorrichtung (6a, 6b) ein separates Druckabschneideventil (20a, 20b) aufweist, das mit dem Arbeitsdruck (p1; p2), der in der Arbeitsleitung (1a, 1b) der zugeordneten Hydropumpe (2a, 2b) herrscht, beaufschlagt ist und die Ausschwenkung der zugeordneten Hydropumpe (2a, 2b) begrenzt, wenn ein vorgegebener Maximaldruck in der Arbeitsleitung (1a, 1b) überschritten ist.
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