EP0954703A1 - Power- and moment-regulating system for a plurality of hydraulic pumps - Google Patents

Power- and moment-regulating system for a plurality of hydraulic pumps

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EP0954703A1
EP0954703A1 EP97909271A EP97909271A EP0954703A1 EP 0954703 A1 EP0954703 A1 EP 0954703A1 EP 97909271 A EP97909271 A EP 97909271A EP 97909271 A EP97909271 A EP 97909271A EP 0954703 A1 EP0954703 A1 EP 0954703A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
control
hydraulic pump
torque
valve sleeve
Prior art date
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Granted
Application number
EP97909271A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0954703B1 (en
Inventor
Gerhard Beutler
Hermann Maier
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Brueninghaus Hydromatik GmbH
Original Assignee
Brueninghaus Hydromatik GmbH
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Filing date
Publication date
Priority claimed from DE19646687A external-priority patent/DE19646687C1/en
Application filed by Brueninghaus Hydromatik GmbH filed Critical Brueninghaus Hydromatik GmbH
Publication of EP0954703A1 publication Critical patent/EP0954703A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP0954703B1 publication Critical patent/EP0954703B1/en
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Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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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
    • F04B2205/00—Fluid parameters
    • F04B2205/06—Pressure in a (hydraulic) circuit
    • F04B2205/061—Pressure in a (hydraulic) circuit after a throttle

Definitions

  • the invention relates to a power or torque control device for at least two adjustable hydraulic pumps, each with a hydraulic servo control device provided for each hydraulic pump for the continuous adjustment of the delivery rate according to the preamble of claim 1.
  • a generic power or torque control device is e.g. known from EP 0149 787 B2.
  • the delivery quantity of each hydraulic pump is determined as a function of the delivery pressure of the respective hydraulic pump in a delivery pressure line assigned to the hydraulic pump and the control pressures in control lines provided for each hydraulic pump.
  • the servo control unit has a swiveling device which sets a pump actuator in the direction of the maximum flow rate and a piston which acts on the pump actuator in the direction of a flow rate reduction, the piston surface of which can be acted upon by the delivery pressure via a hydraulically actuated control valve or can be connected to a drain.
  • the control valve is actuated by the control pressure in the control line of the corresponding hydraulic pump.
  • a torque valve is provided with a valve piston movable in a valve sleeve, which forms a sealing seat with the valve sleeve and whose closing force is determined by a measuring spring arrangement which is connected to the pump actuator and is biased in dependence on the set delivery rate.
  • This torque valve of the two hydraulic pumps connects the control line of the respectively assigned hydraulic pump as a function of the control pressure in this control line and the control pressure in the control line of the respective other hydraulic pump under pretension of the measuring spring arrangement with the outlet.
  • the closing force of the valve piston of the torque valve is determined by one of two individual springs provided in the measuring spring arrangement of the torque valve.
  • the invention is based on the finding that a considerably improved approximation to the ideal characteristic curve can be achieved if the control pressure or control pressures derived from the delivery pressure of the second hydraulic pump or the delivery pressures of the additional hydraulic pumps provided in any number is not only the Valve piston, but also the valve sleeve of the torque valve is acted upon in a suitable manner.
  • an associated measuring surface can be provided on the valve piston of each torque valve for each control line, which can be acted upon by the control pressure of the respectively assigned control line in the opening direction of the torque valve.
  • a driving pin can be provided on the pump actuator, which engages in the valve sleeve of the associated torque valve to change the bias of the measuring spring arrangement.
  • the control pressure prevailing in the control line of the respective other hydraulic pump can act on a valve sleeve actuating piston such that the valve sleeve actuating piston displaces the valve sleeve against a return spring.
  • valve sleeve adjusting piston it is advantageous if the direction of movement of the valve sleeve adjusting piston is directed essentially perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve, since this enables a particularly compact construction of the torque valve.
  • An intermediate member according to claim 6 can be provided between the valve sleeve adjusting piston and the valve sleeve. The contact surface between the valve sleeve adjusting piston and the intermediate member can compensate for the displacement of the valve sleeve perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve adjusting piston when the intermediate member is carried along with the valve sleeve.
  • valve sleeve adjusting piston or the intermediate member can have an inclined surface, which is in engagement with the valve sleeve
  • the driver pin of the pump actuator can be designed as a hollow body, in particular as a hollow cylinder, the valve sleeve adjusting piston or the intermediate piece in the
  • Driver pin of the pump actuator slidably engages and is enclosed by the driver pin. This measure also results in a particularly compact one
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of the power or
  • Fig. 3 shows the control characteristic of a performance or Torque control device
  • Fig. 4 is a vertical section through a in the inventive power or. Torque control device used torque valve
  • FIG. 5 shows a horizontal section through a torque valve according to the invention corresponding to FIG. 4.
  • FIG. 1 shows a hydraulic circuit diagram which schematically illustrates the power or torque control device according to the invention using an exemplary embodiment.
  • the power or. Torque control device for controlling two hydraulic pumps 10 and 11.
  • the power or torque control device according to the invention is also suitable for controlling more than two hydraulic pumps in the same way.
  • the hydraulic pumps 10 and 11 are each driven by a drive shaft 12 and 13 from a drive unit, not shown.
  • the hydraulic pumps 10 and 11 draw the pressure fluid, for example oil, from a pressure fluid tank 41 via an intake line 14 and 15, respectively, and deliver the pressure fluid to a delivery pressure line 16 or 17, where it is available for a consumer that can be connected to port B.
  • Control lines 20 and 21 are connected to the outputs B connected to the delivery pressure lines 16 and 17 via preferably adjustable throttle elements 18 and 19.
  • the work connections AI and A2 which can be connected to work lines
  • Hydraulic pumps 10 and 11 The control line 20 of the first hydraulic pump 10 is connected to the
  • the control line 21 of the second hydraulic pump 11 is connected to the input X of the servo control unit 23 of the second hydraulic pump and to the input P2 of the servo control unit 22 of the first hydraulic pump 10.
  • the control pressure prevailing in the control line 20 is compared in a control valve 25 designed as a pressure compensator with the delivery pressure prevailing in the delivery pressure line 16.
  • the control valve is connected to the delivery pressure line 16 via a connecting line 24.
  • a pressure limiting valve 26 is connected downstream of the control valve 25 in order to limit the pressure in the control pressure line 27.
  • a servo control unit 23 of the second hydraulic pump 11 is provided with a control valve 28 which in any case works as a pressure compensator and which compares the pressure in the control line 21 with the delivery pressure in the delivery pressure line 17.
  • the control valve 28 is connected to the delivery pressure line 17 of the second hydraulic pump 11 via a connecting line 29.
  • a pressure limiting valve 30 is also connected downstream of the control valve 28 in order to limit the pressure in the signal pressure line 50.
  • the first hydraulic pump 10 is pivoted out by a swiveling device 31 in the direction of maximum delivery rate, while the second hydraulic pump 11 is also swung out in the direction of maximum delivery rate by a swiveling device 32.
  • the swivel-out device 31 or 32 consists of a piston 35 or 36 which can be acted upon against a spring 33 or 34.
  • the swivel-out device 31 or 32 acts on a pump actuator 37 or 38 which adjusts the delivery rate of the hydraulic pump 10 or 11.
  • A serves to reset the pump actuator 37 or 38 in the direction of a delivery rate reduction Pistons 39 and 40 which can be acted upon hydraulically.
  • the pistons 39 and 40 are acted upon by the signal pressure prevailing in the signal pressure line 27 or 50.
  • the control pressure in the control pressure line 25 or 28 which acts as a pressure compensator, increases the control pressure in the control pressure line 27 or 50 and thus the hydraulic pump 10 or 11 pivoted back in the direction of a reduction in the delivery rate until an equilibrium position is reached.
  • the control line 20 and 21 is connected to the pressure fluid tank 41 via a torque valve 42 and 43, respectively.
  • the valve piston 44 or 45 of the torque valve 42 or 43 is on the one hand from the control pressure in the control line 20 or 21 of the respectively assigned hydraulic pump 10 or 11 and on the other hand from the control pressure in the control line 21 or 20 of the other hydraulic pump 11 or 10 acted upon in the opening direction.
  • a measuring spring arrangement 46 or 47 acts on the valve piston 44 or 45, which in the exemplary embodiment consists of two individual springs in order to generate the linear characteristic curve, which was already explained with reference to FIG. 2.
  • the preload of the measuring spring arrangement 46 or 47 is determined by the position of the pump actuator 37 or 38.
  • control pressure in the control line 20 or the control pressure in the control line 21 reaches the value set on the torque valve 42 or 43, the torque valve 42 or 43 begins to open and there is a pressure drop on the throttle element 18 or 19.
  • the control valve 25 or 28 is opened further and supplies the piston 39 or 40 with an increased signal pressure, so that the latter strives to adjust the pump actuator 37 or 38 in the direction of a reduced delivery rate.
  • the measuring spring of the measuring spring arrangement 46 or 47 of the torque valve 42 or 43 is biased. In this way, constant power control is achieved.
  • valve sleeve 48 or 49 is also of the type in the control line 21 or 20 of the respective other hydraulic pump 11 or 10 prevailing control pressure. This further development according to the invention results in an improved approximation of the control characteristic of the power or torque control device to the ideally hyperbolic profile. This is described in more detail below with reference to FIG. 3.
  • Fig. 3 shows in a similar way as Fig. 2, the prevailing in the delivery pressure line 16 delivery pressure pHD as a function of the delivery rate Q of the first hydraulic pump 10 or 11.
  • the first hydraulic pump 10 is adjusted to an approximately constant output on the real characteristic curve 1 ′ approximated to the ideal characteristic curve 1. If the second hydraulic pump 11 has an appreciable power output, the power output by the first hydraulic pump 10 must be reduced so that the total power output by the hydraulic pumps 10 and 11 does not exceed a predetermined maximum value and a drive unit driving the hydraulic pumps 10 and 11 is not overloaded.
  • FIG. 2 shows the control characteristic of a generic power or torque control device
  • FIG. 3 shows the characteristic, shown in FIG. 3, of the power or torque control device further developed according to the invention
  • the development according to the invention leads to an improved approximation of the control curve 2 " to the ideal rule series 2.
  • FIGS. 4 and 5 show a vertical longitudinal section through the moment valve 42
  • FIG. 5 shows a horizontal longitudinal section through the moment valve 42.
  • the torque valves 42 and 43 are formed in the same way, so that the following description is limited to the torque valve 42.
  • the torque valve 42 comprises a valve housing 60, a valve sleeve 61 which is axially movable in the valve housing 60 and a valve piston 62 which is movable with respect to the valve sleeve 61.
  • the valve piston 62 is acted upon by a spring plate 63 by the measuring spring arrangement 46 in the closing direction.
  • the measuring spring arrangement 46 consists of two individual springs 64 and 65 arranged one inside the other, which leads to the sectionally linear control characteristic which is shown in FIG. 3.
  • the preload of the spring assembly 46 is adjustable by means of a spring bolt 66.
  • a first pressure medium connection P1 is provided for the control line 20 and a second pressure medium connection P2 is provided in the valve housing 60 for the control line 21.
  • the pressure medium connection Pl connected to the control line 20 is connected to a first pressure chamber 67 via a connecting channel 75.
  • a first measuring surface 68 is acted upon by the control pressure prevailing in the control line 20 in the opening direction of the torque valve 42.
  • the torque valve 46 opens the control line 20 to the pressurized fluid tank 41.
  • the stepped bore 71 is connected to the transverse bore 73 via a connecting channel 72, so that the pressure fluid can flow into the leakage space 74.
  • the control line 21 connected to the pressure medium connection P2 is connected via a connecting channel 76 and via further connecting channels 77 and 78 to a second pressure chamber 79, on which a second measuring surface 80 is formed.
  • the control pressure prevailing in the control line 21 therefore also acts on the valve piston 72 in the opening direction of the torque valve 42.
  • control pressure prevailing in the control line 21 acts not only on the valve piston 62 but also also on the valve sleeve 61 in order to press it against one in dependence on the control pressure prevailing in the control line 21
  • a third Pressure chamber 82 is connected to the second pressure medium connection P2 via a connecting channel 90 which is only partially shown.
  • the control pressure of the second control line 21 prevailing in the pressure chamber 82 thus acts on a valve sleeve actuating piston 83.
  • the direction of movement of the valve sleeve actuating piston 83 is oriented perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve 61. This leads to a particularly compact structure of the torque valve 42 according to the invention.
  • the valve sleeve actuating piston 83 acts on an intermediate member 84 which has a plate-like end 85 on the end face.
  • the intermediate member 84 has an inclined surface 86 which engages on a bolt element 87 formed on the valve sleeve 61. With a suitable, flat angle of inclination of the inclined surface 87, a reduction between the movement of the valve sleeve adjusting piston 83 and the movement of the valve sleeve 61 can be achieved, if necessary.
  • the intermediate member 84 is arranged within a driving pin 88 which is designed as a hollow cylinder and is connected to the pump actuator 37 in a suitable manner.
  • the driving pin 88 has a recess 89 for receiving the bolt element 87, so that the bolt element 87 lies flush against the inclined surface 86 of the intermediate member 84.
  • valve sleeve actuating piston 83 is biased at its end opposite the driving pin 88 by an actuating spring 100 so that the valve sleeve actuating piston 83 is pressed upward in FIG. 4 without being acted upon by the control pressure prevailing in the control line 21. In this way, the valve sleeve actuating piston 83 is reset.
  • the preload of the actuating spring 100 can be adjusted by adjusting the spring plate 101.
  • the adjustment of the spring plate 101 after removal of a housing sleeve 102 is accessible from the outside.
  • the pump actuator 3 By a horizontal displacement of the driving pin 88, the pump actuator 3 also acts on the valve sleeve 61.
  • the plate-like closure 85 of the intermediate element 84 ensures that the valve sleeve actuating piston 83 is in constant engagement with the intermediate element 84 despite the horizontal movement of the driving pin 88 in FIG. 4. Due to the vertical orientation in Fig. 4 Direction of movement of the valve sleeve actuating piston 83 perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve 61 and the driving pin 88, the displacement of the valve sleeve 61 by the driving pin 88 on the one hand and by the valve sleeve adjusting piston 83 on the other hand can take place independently of one another.
  • the invention is not limited to the illustrated embodiment.
  • the torque valve can be designed in a variety of other ways.
  • the torque valve can have additional measuring surfaces for the control lines of the power or.
  • a separate pressure chamber must then be provided for each additional hydraulic pump to be connected to the valve sleeve actuating piston 83 for each additional hydraulic pump that can be connected, or a correspondingly large number of valve sleeve actuating pistons 83 are to be arranged in parallel.

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Abstract

The invention concerns a power- and moment-regulating system for at least two adjustable hydraulic pumps (10, 11), said system comprising for each hydraulic pump (10, 11) a hydraulic servo control apparatus (22, 23) for continuously adjusting the delivery. To that end, the delivery of each hydraulic pump (10, 11) is determined as a function of the delivery pressure of the respective hydraulic pump (10, 11) in a delivery pressure line (16, 17) associated with the hydraulic pump (10, 11) and the control pressures in control lines (20, 21) provided for each hydraulic pump (10, 11). Each servo control apparatus (22, 23) is provided with a moment valve (42, 43) having a valve piston (62) which can move in a valve sleeve (61) and forms a valve seat with the latter and whose closure force is determined by a measuring spring arrangement (46, 47) which is connected to the pump actuator (37, 38) and is pretensioned as a function of the set delivery. To that end, each moment valve (42; 43) connects the control line (20, 21) of the associated hydraulic pump (10; 11) to an outlet (41) as a function of the control pressure in this control line (20; 21) and the control pressure in the control line (21; 20), that is the control pressures in the control lines of the other hydraulic pump(s) (11; 10) in each case, under the pretension of the measuring spring arrangement (46; 47). According to the claimed development, for a given hydraulic pump (10; 11), the control pressure in the control line (21; 20) or the control pressures in the control lines of the other hydraulic pump(s) (11; 10) in each case act both on the valve piston (62) and on the valve sleeve (61) of the moment valve (42; 43) associated with the given hydraulic pump (10; 11).

Description

Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung für mehrere HvdropumpenPower or torque control device for several HV pumps
Die Erfindung betrifft eine Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung für zumindest zwei verstellbare Hydropumpen mit jeweils einem für jede Hydropumpe vorgesehenen hydraulischen Servosteuergerät zur stufenlosen Einstellung der Fördermenge entsprechend dem Oberbegriff des Anspruchs 1.The invention relates to a power or torque control device for at least two adjustable hydraulic pumps, each with a hydraulic servo control device provided for each hydraulic pump for the continuous adjustment of the delivery rate according to the preamble of claim 1.
Eine gattungsgemäße Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung ist z.B. aus der EP 0149 787 B2 bekannt. Bei der bekannten Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtυng wird die Fδrdermenge einer jeden Hydropumpe in Abhängigkeit von dem Fδrderdruck der jeweiligen Hydropumpe in einer der Hydropumpe zugeordneten Förderdruckleitung und den Steuerdrücken in für jede Hydropumpe vorgesehenen Steuerleirungen bestimmt. Dazu weist das Servosteuergerät eine ein Pumpenstellglied in Richtung maximaler Fδrdermenge stellende Ausschwenkeinrichtung und einen auf das Pumpenstellglied in Richtung einer Fördermengen-Verringerung wirkenden Kolben auf, dessen Kolbenfläche über ein hydraulisch betätigbares Steuerventil mit dem Förderdruck beaufschlagbar oder mit einem Ablauf verbindbar ist. Die Betätigung des Steuerventils erfolgt durch den Steuerdruck in der Steuerleitung der entsprechenden Hydropmpe. Für jedes Servosteuergerät ist ein Momentenventil vorgesehen mit einem in einer Ventilhülse bewegbaren Ventilkolben, der mit der Ventilhülse einen Dichtsitz bildet und dessen Schließkraft von einer Meßfederanordnung bestimmt ist, die mit dem Pumpenstellglied verbunden ist und in Abhängigkeit von der eingestellten Fördermenge vorgespannt ist. Dieses Momentenventil der beiden Hydropumpen verbindet die Steuerleitung der jeweils zugeordneten Hydropumpe in Abhängigkeit von dem Steuerdruck in dieser Steuerleitung und dem Steuerdruck in der Steuerleitung der jeweils anderen Hydropumpe unter Vorspannung der Meßfederanordnung mit dem Ablauf.A generic power or torque control device is e.g. known from EP 0149 787 B2. In the known power or torque control device, the delivery quantity of each hydraulic pump is determined as a function of the delivery pressure of the respective hydraulic pump in a delivery pressure line assigned to the hydraulic pump and the control pressures in control lines provided for each hydraulic pump. For this purpose, the servo control unit has a swiveling device which sets a pump actuator in the direction of the maximum flow rate and a piston which acts on the pump actuator in the direction of a flow rate reduction, the piston surface of which can be acted upon by the delivery pressure via a hydraulically actuated control valve or can be connected to a drain. The control valve is actuated by the control pressure in the control line of the corresponding hydraulic pump. For each servo control unit, a torque valve is provided with a valve piston movable in a valve sleeve, which forms a sealing seat with the valve sleeve and whose closing force is determined by a measuring spring arrangement which is connected to the pump actuator and is biased in dependence on the set delivery rate. This torque valve of the two hydraulic pumps connects the control line of the respectively assigned hydraulic pump as a function of the control pressure in this control line and the control pressure in the control line of the respective other hydraulic pump under pretension of the measuring spring arrangement with the outlet.
Die Charakteristik dieser bekannten Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung ist in Fig.The characteristic of this known power or torque control device is shown in Fig.
2 als Funktion des in der Förderdruckleitung herrschenden Hochdrucks pHD in Abhängigkeit von der Fördermenge Q der zugehörigen Hydropumpe veranschaulicht. Eine ideale Leistungskennlinie einer der beiden Hydropumpen bei abgeschaltetem Verbraucher in dem Druckkreislauf der anderen Hydropumpe ist mit dem Bezugszeichen 1 gekennzeichnet. Bei dieser hyperbelfόrmigen Idealkennlinie 1 mit konstanter Leistung ist das Produkt aus Fördermenge Q und Druck pHD in der Hochdruckleitung konstant und die Kurve hat daher einen hyperbolischen Verlauf. Bei der aus der EP 0149 787 B2 bekannten Regeleinrichtung wird die Idealkennlinie 1 durch eine reale Kennlinie 1 ' angenähert. Die reale Kennlinie 1 ' weist zwei lineare Abschnitte auf. In jedem der linearen2 as a function of the high pressure pHD prevailing in the delivery pressure line as a function of the delivery rate Q of the associated hydraulic pump. An ideal performance curve for one of the two hydraulic pumps when the consumer is switched off in the pressure circuit of the other hydraulic pump is marked with the reference number 1. In the case of this hyperbolic ideal characteristic curve 1 with constant output, the product of the delivery quantity Q and pressure pHD in the high-pressure line is constant and the curve therefore has a hyperbolic course. In the control device known from EP 0149 787 B2, the ideal characteristic curve 1 is approximated by a real characteristic curve 1 '. The real characteristic curve 1 'has two linear sections. In each of the linear
Abschnitte wird die Schließkraft des Ventilkolbens des Momentenventils durch eine von zwei in der Meßfederanordnung des Momentenventils vorgesehene Einzelfedern bestimmt.In sections, the closing force of the valve piston of the torque valve is determined by one of two individual springs provided in the measuring spring arrangement of the torque valve.
Auf diese Weise läßt sich der hyperbolische Verlauf der Idealkennlinie 1 für die praktischen Bedürfnisse ausreichend annähern.In this way, the hyperbolic course of the ideal characteristic 1 can be sufficiently approximated for practical needs.
Wird nun in dem Druckkreislauf der anderen Hydropumpe ein Verbraucher, z.B. eine Baggersteuerung, zugeschaltet, so wird bei der aus der EP 0149 787 B2 bekannten Regeleinrichtung das im Servosteuergerät der ersten Hydropumpe vorgesehene Momentenventil durch eine mit der zweiten Hydropumpe verbundene Steuerleitung zusätzlich beaufschlagt. Dies geschieht bei der aus der EP 0149 787 B2 bekannten Regeleinrichtung in der Weise, daß der Ventilkolben des Momentenventils gegen die Meßfederanordnung in Öffnungsrichtung zusätzlich beaufschlagt wird. In dem in Fig. 2 dargestellten P-Q-Diagramm entspricht dies einer Parallelverschiebung der Kennlinie 1' in y-Richtung, was durch den Vektor y veranschaulicht ist. Durch das Zuschalten des Verbrauchers in dem Druckkreislauf der zweiten Hydropumpe wird die ursprüngliche Kennlinie 1 ' der ersten Hydropumpe in die Kennlinie 2' übergeführt. Im Bereich einer relativ geringen Fördermenge Q bzw. im Bereich eines relativ hohen Drucks pHD in der Förderdrucklei tu ng führt dies jedoch zu einer erheblichen Abweichung von der entsprechenden Idealkennlinie 2 konstanter Leistung (Q x p = konstant). Es kommt in diesem Bereich zu einer Momentenüberschreitung, was in Fig. 2 durch die schraffierte Fläche veranschaulicht ist. Dies kann zu einer Überlastung der ersten Hydropumpe bzw. des Antriebsaggregats führen. Eine bessere Annäherung würde sich durch die abschnittsweise linearisierte Kennlinie 2" ergeben, die jedoch mit der aus der EP 0 149 787 B2 bekannten Regeleinrichung nicht realisierbar ist. Die in Fig. 2 veranschaulichte relativ große Abweichung von der Idealkennlinie (Q x p = konstant) kann zwar durch die Verwendung eines sehr aufwendigen, sogenannten Hyperbel-Leistungsreglers oder durch elektronisch arbeitende, z.B. mikroprozessorgesteuerte Leistungsregler grundsätzlich vermieden werden. Der Bauaufwand für derartige Lösungen und die damit verbundenen Fertigungskosten sind jedoch erheblich und stehen in keinem Verhältnis zu dem relativ geringen Aufwand für eine gattungsgemäße Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung, wie sie z. B. aus der EP 0149 787 B2 bekannt ist.If a consumer, for example an excavator control, is now switched on in the pressure circuit of the other hydraulic pump, the torque valve provided in the servo control unit of the first hydraulic pump is additionally acted upon by a control line connected to the second hydraulic pump in the control device known from EP 0149 787 B2. This takes place in the control device known from EP 0149 787 B2 in such a way that the valve piston of the torque valve is additionally acted upon in the opening direction against the measuring spring arrangement. In the PQ diagram shown in FIG. 2, this corresponds to a parallel shift of the characteristic 1 'in the y direction, which is illustrated by the vector y. By connecting the consumer in the pressure circuit of the second hydraulic pump, the original characteristic curve 1 'of the first hydraulic pump is converted into the characteristic curve 2'. In the area of a relatively small delivery quantity Q or in the area of a relatively high pressure pHD in the delivery pressure line, however, this leads to a considerable deviation from the corresponding ideal characteristic curve 2 of constant output (Q xp = constant). In this area the torque is exceeded, which is illustrated in FIG. 2 by the hatched area. This can lead to an overload of the first hydraulic pump or the drive unit. A better approximation would result from the characteristic curve 2 "linearized in sections, which, however, cannot be realized with the control device known from EP 0 149 787 B2. The relatively large deviation from the ideal characteristic curve (Q xp = constant) illustrated in FIG. 2 can in principle be avoided by using a very complex so-called hyperbole power controller or by electronically operating, for example microprocessor-controlled power controllers. However, the construction costs for such solutions and the associated manufacturing costs are considerable and are out of all proportion to the relatively low costs for a generic power or torque control device, such as that used for. B. is known from EP 0149 787 B2.
Es ist daher die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine gattungsgemäße Leistungsbzw. Momentenregeleinrichtung so weiterzubilden, daß eine bessere Annäherung an die ideale Regelkennlinie erzielt wird.It is therefore the object of the present invention to provide a generic performance or To develop torque control device so that a better approximation to the ideal control characteristic is achieved.
Die Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 in Verbindung mit den gattungsbildenden Merkmalen gelöst.The object is achieved by the characterizing features of claim 1 in conjunction with the generic features.
Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, daß eine erheblich verbesserte Annäherung an die Idealkennlinie erzielt werden kann, wenn durch den aus dem Förderdruck der zweiten Hydropumpe bzw. den Förderdrücken der in beliebiger Anzahl vorgesehenen weiteren Hydropumpen abgeleitete(n) Steuerdruck bzw. Steuerdrücke nicht nur der Ventilkolben, sondern auch die Ventilhülse des Momentenventils in geeigneter Weise beaufschlagt wird.The invention is based on the finding that a considerably improved approximation to the ideal characteristic curve can be achieved if the control pressure or control pressures derived from the delivery pressure of the second hydraulic pump or the delivery pressures of the additional hydraulic pumps provided in any number is not only the Valve piston, but also the valve sleeve of the torque valve is acted upon in a suitable manner.
Nach den Ansprüchen 2 bis 10 ergeben sich vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung.According to claims 2 to 10 there are advantageous developments of the invention.
Entsprechend Anspruch 2 kann an dem Ventilkolben eines jeden Momentenventils für jede Steuerleitung eine zugeordnete Meßfläche vorgesehen sein, die mit dem Steuerdruck der jeweils zugeordneten Steuerleitung in Öffnungsrichtung des Momentenventils beaufschlagbar ist. Ferner kann entsprechend Anspruch 3 ein Mitnahmestift an dem Pumpenstellglied vorgesehen sein, der in der Ventilhülse des zugeordneten Momentenventils zur Änderung der Vorspannung der Meßfederanordnung angreift. Entsprechend Anspruch 4 kann der in der Steuerleitung der jeweils anderen Hydropumpe herrschende Steuerdruck einen Ventilhülsen-Stellkolben so beaufschlagen, daß der Ventilhülsen-Stellkolben die Ventilhülse gegen eine Rückstellfeder verschiebt. Entsprechend Anspruch 5 ist es vorteilhaft, wenn die Bewegungsrichtung des Ventilhülsen- Stellkolbens im wesentlichen senkrecht zur Bewegungsrichtung der Ventilhülse gerichtet ist, da dies eine besonders kompakte bauliche Ausbildung des Momentenventils ermöglicht. Zwischen dem Ventilhülsen-Stellkolben und der Ventilhülse kann ein Zwischenglied entsprechend Anspruch 6 vorgesehen sein. Die Kontaktfläche zwischen dem Ventilhülsen-Stellkolben und dem Zwischenglied kann die Verschiebung der Ventilhülse senkrecht zur Bewegungsrichtung des Ventilhülsen-Stellkolbens ausgleichen, wenn das Zwischenglied mit der Ventilhülse mitgeführt wird.According to claim 2, an associated measuring surface can be provided on the valve piston of each torque valve for each control line, which can be acted upon by the control pressure of the respectively assigned control line in the opening direction of the torque valve. Furthermore, a driving pin can be provided on the pump actuator, which engages in the valve sleeve of the associated torque valve to change the bias of the measuring spring arrangement. According to claim 4, the control pressure prevailing in the control line of the respective other hydraulic pump can act on a valve sleeve actuating piston such that the valve sleeve actuating piston displaces the valve sleeve against a return spring. According to claim 5, it is advantageous if the direction of movement of the valve sleeve adjusting piston is directed essentially perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve, since this enables a particularly compact construction of the torque valve. An intermediate member according to claim 6 can be provided between the valve sleeve adjusting piston and the valve sleeve. The contact surface between the valve sleeve adjusting piston and the intermediate member can compensate for the displacement of the valve sleeve perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve adjusting piston when the intermediate member is carried along with the valve sleeve.
Entsprechend Anspruch 7 kann der Ventilhülsen-Stellkolben bzw. das Zwischenglied eine Schrägfläche aufweisen, die an einem mit der Ventilhülse in Eingriff stehendenAccording to claim 7, the valve sleeve adjusting piston or the intermediate member can have an inclined surface, which is in engagement with the valve sleeve
Bolzenelement angreift. Durch die Schrägfläche wird eine Umlenkung derBolt element attacks. The inclined surface deflects the
Bewegungsrichtung des Ventilhülsen-Stellkolbens auf die Bewegungsrichtung derDirection of movement of the valve sleeve adjusting piston to the direction of movement of the
Ventilhülse erreicht. Durch geeignete Bemessung ό&s Winkels der Schrägfläche kann in einfacher Weise eine Untersetzung erreicht werden. Entsprechend Anspruch 8 kann der Mitnehmerstift des Pumpenstellglieds als Hohlkörper, insbesondere als Hohlzylinder ausgebildet sein, wobei der Ventilhülsen-Stellkolben bzw. das Zwischenstück in denValve sleeve reached. A reduction can be achieved in a simple manner by suitable dimensioning of the angle of the inclined surface. According to claim 8, the driver pin of the pump actuator can be designed as a hollow body, in particular as a hollow cylinder, the valve sleeve adjusting piston or the intermediate piece in the
Mitnehmerstift des Pumpenstellglieds verschieblich eingreift und von dem Mitnehmerstift umschlossen wird. Auch durch diese Maßnahme ergibt sich ein besonders kompakterDriver pin of the pump actuator slidably engages and is enclosed by the driver pin. This measure also results in a particularly compact one
Aufbau des Momentenventils. Um die Anlage des Bolzenelements an der Schrägfläche des Ventilhülsen-Stellkolbens bzw. des Zwischenstücks zu ermöglichen, kann derStructure of the torque valve. In order to enable the pin element to bear against the inclined surface of the valve sleeve adjusting piston or the intermediate piece, the
Mitnehmerstift im Bereich der Schrägfläche eine geeignete Aussparung entsprechendDriving pin in the area of the inclined surface corresponding to a suitable recess
Anspruch 9 aufweisen.Claim 9.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher beschrieben. In der Zeichnung zeigen: Fig. 1 einen Hydraulikschaltplan der erfindungsgemäßen Leistungs- bzw.A preferred embodiment of the invention is described below with reference to the drawing. The drawing shows: 1 is a hydraulic circuit diagram of the power or
Momentenregeleinrichtung;Torque control device;
Fig. 2 die Regelcharakteristik einer Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach dem Stand der Technik;2 shows the control characteristic of a power or torque control device according to the prior art;
Fig. 3 die Regelcharakteristik einer erfindungsgemäß weitergebildeten Leistungsbzw. Momentenregeleinrichtung;Fig. 3 shows the control characteristic of a performance or Torque control device;
Fig. 4 einen vertikalen Schnitt durch ein bei der erfindungsgemäßen Leistungsbzw. Momentenregeleinrichtung verwendetes Momentenventil; undFig. 4 is a vertical section through a in the inventive power or. Torque control device used torque valve; and
Fig. 5 einen horizontalen Schnitt durch ein erfindungsgemäßes Momentenventil entsprechend Fig. 4.5 shows a horizontal section through a torque valve according to the invention corresponding to FIG. 4.
Fig. 1 zeigt einen Hydraulik-Schaltplan, der die erfindungsgemäße Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung an einem Ausführungsbeispiel schematisch verdeutlicht. Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel dient die erfindungsgemäße Leistungsbzw. Momentenregeleinrichtung zur Ansteuerung von zwei Hydropumpen 10 und 11. Die erfindungsgemäße Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung ist jedoch auch zur Ansteuerung von mehr als zwei Hydropumpen in gleicher Weise geeignet.1 shows a hydraulic circuit diagram which schematically illustrates the power or torque control device according to the invention using an exemplary embodiment. In the embodiment shown in Fig. 1, the power or. Torque control device for controlling two hydraulic pumps 10 and 11. However, the power or torque control device according to the invention is also suitable for controlling more than two hydraulic pumps in the same way.
Die grundsätzliche Arbeitsweise der Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung ist abgesehen von der erfindungsgemäßen Weiterbildung aus der EP 0149 787 B2 bekannt und dort ausführlich beschrieben. Auf diese Druckschrift wird daher ausdrücklich Bezug genommen. Nachfolgend soll jedoch zur Erleichterung des Verständnisses der vorliegenden Erfindung die grundsätzliche Arbeitsweise der gattungsgemäßen Leistungsbzw. Momentenregeleinrichtung kurz beschrieben werden.The basic mode of operation of the power or torque control device is known from EP 0149 787 B2 apart from the further development according to the invention and is described in detail there. Reference is therefore expressly made to this document. In the following, however, to facilitate understanding of the present invention, the basic operation of the generic performance or. Torque control device are briefly described.
Die Hydropumpen 10 und 11 werden durch jeweils eine Antriebswelle 12 und 13 von einem nicht dargestellten Antriebsaggregat angetrieben. Die Hydropumpen 10 und 11 saugen das Druckfluid, z.B. Öl, aus einem Druckfluid-Tank 41 über eine Ansaugleitung 14 bzw. 15 an und geben das Druckfluid an eine Förderdruckleitung 16 bzw. 17 ab, wo es für einen an den Anschluß B anschließbaren Verbraucher zur Verfügung steht. An den mit den Förderdruckleirungen 16 bzw. 17 verbundenen Ausgängen B sind über vorzugsweise einstellbar ausgebildete Drosselelemente 18 bzw. 19 Steuerleitungen 20 bzw. 21 angeschlossen. In Strömungsrichtung hinter den Drosselelementen 18 und 19 befinden sich auch die an Arbeitsleitungen anschließbaren Arbeitsanschlüsse AI und A2 derThe hydraulic pumps 10 and 11 are each driven by a drive shaft 12 and 13 from a drive unit, not shown. The hydraulic pumps 10 and 11 draw the pressure fluid, for example oil, from a pressure fluid tank 41 via an intake line 14 and 15, respectively, and deliver the pressure fluid to a delivery pressure line 16 or 17, where it is available for a consumer that can be connected to port B. Control lines 20 and 21 are connected to the outputs B connected to the delivery pressure lines 16 and 17 via preferably adjustable throttle elements 18 and 19. In the flow direction behind the throttle elements 18 and 19 are also the work connections AI and A2 which can be connected to work lines
Hydropumpen 10 und 11. Die Steuerleitung 20 der ersten Hydropumpe 10 ist mit demHydraulic pumps 10 and 11. The control line 20 of the first hydraulic pump 10 is connected to the
Eingang X des Servosteuergeräts 22 der ersten Hydropumpe 10 und mit dem Eingang P2 des Servosteuergeräts 23 der zweiten Hydropumpe 1 1 verbunden. In analoger Weise ist die Steuerleitung 21 der zweiten Hydropumpe 11 mit dem Eingang X des Servosteuergeräts 23 der zweiten Hydropumpe und mit dem Eingang P2 des Servosteuergeräts 22 der ersten Hydropumpe 10 verbunden. Der in der Steuerleitung 20 herrschende Steuerdruck wird in einem als Druckwaage ausgebildeten Steuerventil 25 mit dem in der Förderdruckleitung 16 herrschenden Förderdruck verglichen. Dazu ist das Steuerentil über eine Verbindungsleitung 24 mit der Förderdruckleitung 16 verbunden. Dem Steuerventil 25 ist ein Druckbegrenzungsventil 26 nachgeschaltet, um den Druck in der Stelldruckleitung 27 zu begrenzen. In gleicher Weise ist bei dem Servosteuergerät 23 der zweiten Hydropumpe 11 ein jedenfalls als Druckwaage arbeitendes Steuerventil 28 vorgesehen, das den Druck in der Steuerleitung 21 mit dem Förderdruck in der Förderdruckleitung 17 vergleicht. Dazu ist das Steuerventil 28 über eine Verbindungsleitung 29 mit der Förderdruckleitung 17 der zweiten Hydropumpe 11 verbunden. Auch dem Steuerventil 28 ist ein Druckbegrenzungsventil 30 nachgeschaltet, um den Druck in der Stelldruckleirung 50 zu begrenzen.Input X of the servo control unit 22 of the first hydraulic pump 10 and connected to the input P2 of the servo control unit 23 of the second hydraulic pump 1 1. In an analogous manner, the control line 21 of the second hydraulic pump 11 is connected to the input X of the servo control unit 23 of the second hydraulic pump and to the input P2 of the servo control unit 22 of the first hydraulic pump 10. The control pressure prevailing in the control line 20 is compared in a control valve 25 designed as a pressure compensator with the delivery pressure prevailing in the delivery pressure line 16. For this purpose, the control valve is connected to the delivery pressure line 16 via a connecting line 24. A pressure limiting valve 26 is connected downstream of the control valve 25 in order to limit the pressure in the control pressure line 27. In the same way, a servo control unit 23 of the second hydraulic pump 11 is provided with a control valve 28 which in any case works as a pressure compensator and which compares the pressure in the control line 21 with the delivery pressure in the delivery pressure line 17. For this purpose, the control valve 28 is connected to the delivery pressure line 17 of the second hydraulic pump 11 via a connecting line 29. A pressure limiting valve 30 is also connected downstream of the control valve 28 in order to limit the pressure in the signal pressure line 50.
Die erste Hydropumpe 10 wird durch eine Ausschwenkeinrichtung 31 in Richtung auf maximale Fördermenge ausgeschwenkt, während die zweite Hydropumpe 11 durch eine Ausschwenkeinrichtung 32 ebenfalls in Richtung auf maximale Fördermenge ausgeschwenkt wird. Im Ausführungsbeispiel besteht die Ausschwenkeinrichtung 31 bzw. 32 aus einem gegen eine Feder 33 bzw. 34 beaufschlagbaren Kolben 35 bzw. 36. Die Ausschwenkeinrichtung 31 bzw. 32 greift an einem die Fördermenge der Hydropumpe 10 bzw. 11 verstellenden Pumpenstellglied 37 bzw. 38 an. Zur Rückstellung des Pumpenstellglieds 37 bzw. 38 in Richtung einer Fördermengen-Verringerung dient ein hydraulisch beaufschlagbarer Kolben 39 bzw. 40. Der Kolben 39 bzw. 40 wird über den in der Stelldruckleitung 27 bzw. 50 herrschenden Stelldruck beaufschlagt.The first hydraulic pump 10 is pivoted out by a swiveling device 31 in the direction of maximum delivery rate, while the second hydraulic pump 11 is also swung out in the direction of maximum delivery rate by a swiveling device 32. In the exemplary embodiment, the swivel-out device 31 or 32 consists of a piston 35 or 36 which can be acted upon against a spring 33 or 34. The swivel-out device 31 or 32 acts on a pump actuator 37 or 38 which adjusts the delivery rate of the hydraulic pump 10 or 11. A serves to reset the pump actuator 37 or 38 in the direction of a delivery rate reduction Pistons 39 and 40 which can be acted upon hydraulically. The pistons 39 and 40 are acted upon by the signal pressure prevailing in the signal pressure line 27 or 50.
Bei einem Anstieg des in der Förderdruckleitung 16 bzw. 17 herrschenden Fδrderdrucks gegenüber dem in der Steuerleitung 20 bzw. 21 herrschenden Steuerdruck wird über das als Druckwaage arbeitende Steuerventil 25 bzw. 28 der Stelldruck in der Stelldruckleitung 27 bzw. 50 erhöht und somit die Hydropumpe 10 bzw. 11 in Richtung einer Fördermengen-Verringerung bis zum Erreichen einer Gleichgewichtslage zurückgeschwenkt.When the delivery pressure in the delivery pressure line 16 or 17 rises compared to the control pressure in the control line 20 or 21, the control pressure in the control pressure line 25 or 28, which acts as a pressure compensator, increases the control pressure in the control pressure line 27 or 50 and thus the hydraulic pump 10 or 11 pivoted back in the direction of a reduction in the delivery rate until an equilibrium position is reached.
Die Steuerleitung 20 bzw. 21 ist über jeweils ein Momentenventil 42 bzw. 43 mit dem Druckfluid-Tank 41 verbunden. Der Ventilkolben 44 bzw. 45 des Momentenventils 42 bzw. 43 ist einerseits vom Steuerdruck in der Steuerleitung 20 bzw. 21 der jeweils zugeordneten Hydropumpe 10 bzw. 11 und andererseits von dem Steuerdruck in der Steuerleitung 21 bzw. 20 der jeweils anderen Hydropumpe 11 bzw. 10 in Öffnungsrichtung beaufschlagt. In Schließ rieh tu ng wirkt eine Meßfederanordnung 46 bzw. 47 auf den Ventilkolben 44 bzw. 45 ein, der im Ausfuhrungsbeispiel aus zwei Einzelfedern besteht, um den bereits anhand von Fig. 2 erläuterten, abschnittsweise linearen Verlauf der Kennlinie zu erzeugen. Die Vorspannung der Meßfederanordnung 46 bzw. 47 wird durch die Stellung des Pumpenstellglieds 37 bzw. 38 bestimmt.The control line 20 and 21 is connected to the pressure fluid tank 41 via a torque valve 42 and 43, respectively. The valve piston 44 or 45 of the torque valve 42 or 43 is on the one hand from the control pressure in the control line 20 or 21 of the respectively assigned hydraulic pump 10 or 11 and on the other hand from the control pressure in the control line 21 or 20 of the other hydraulic pump 11 or 10 acted upon in the opening direction. In the closing direction, a measuring spring arrangement 46 or 47 acts on the valve piston 44 or 45, which in the exemplary embodiment consists of two individual springs in order to generate the linear characteristic curve, which was already explained with reference to FIG. 2. The preload of the measuring spring arrangement 46 or 47 is determined by the position of the pump actuator 37 or 38.
Erreicht der Steuerdruck in der Steuerleitung 20 oder der Steuerdruck in der Steuerleitung 21 den an dem Momentenventil 42 bzw. 43 eingestellten Wert, so beginnt das Momentenventil 42 bzw. 43 zu öffnen und an dem Drosselelement 18 bzw. 19 besteht ein Druckgefalle. Folglich wird das Steuerventil 25 bzw. 28 weiter geöffnet und versorgt den Kolben 39 bzw. 40 mit einem erhöhten Stelldruck, so daß dieser bestrebt ist, das Pumpenstellglied 37 bzw. 38 in Richtung einer verringerten Fδrdermenge zu verstellen. Dabei wird die Meßfeder der Meßfederanordnung 46 bzw. 47 des Momentenventils 42 bzw. 43 vorgespannt. Auf diese Weise wird eine konstante Leistungsregelung erzielt.If the control pressure in the control line 20 or the control pressure in the control line 21 reaches the value set on the torque valve 42 or 43, the torque valve 42 or 43 begins to open and there is a pressure drop on the throttle element 18 or 19. As a result, the control valve 25 or 28 is opened further and supplies the piston 39 or 40 with an increased signal pressure, so that the latter strives to adjust the pump actuator 37 or 38 in the direction of a reduced delivery rate. The measuring spring of the measuring spring arrangement 46 or 47 of the torque valve 42 or 43 is biased. In this way, constant power control is achieved.
Entsprechend der erfindungsgemäßen Weiterbildung ist auch die Ventilhülse 48 bzw. 49 von dem in der Steuerleitung 21 bzw. 20 der jeweils anderen Hydropumpe 11 bzw. 10 herrschenden Steuerdruck beaufschlagt. Durch diese erfindungsgemäße Weiterbildung ergibt sich eine verbesserte Annäherung der Regelcharakteristik der Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung an den idealerweise hyperbolischen Verlauf. Dies wird nachfolgend anhand von Fig. 3 näher beschrieben.In accordance with the development according to the invention, the valve sleeve 48 or 49 is also of the type in the control line 21 or 20 of the respective other hydraulic pump 11 or 10 prevailing control pressure. This further development according to the invention results in an improved approximation of the control characteristic of the power or torque control device to the ideally hyperbolic profile. This is described in more detail below with reference to FIG. 3.
Fig. 3 zeigt in ähnlicher Weise wie Fig. 2 den in der Förderdruckleitung 16 herrschenden Förderdruck pHD als Funktion der Fördermenge Q der ersten Hydropumpe 10 bzw. 11. Sofern der an der Förderdruckleitung 17 der zweiten Hydropumpe 11 angeschlossene Verbraucher eine nur geringe Leistungsaufnahme hat und die zweite Hydropumpe 11 daher nur gering belastet ist, wird die erste Hydropumpe 10 auf der an die Idealkennlinie 1 angenäherten realen Kennlinie 1' auf eine angenähert konstante Leistung eingeregelt. Sofern die zweite Hydropumpe 11 eine nennenswerte Leistungsabgabe aufweist, muß die von der ersten Hydropumpe 10 abgegebene Leistung reduziert werden, damit die von den Hydropumpen 10 und 11 abgegebene Gesamtleistung einen vorgegebenen Maximalwert nicht überschreitet und ein die Hydropumpen 10 und 11 antreibendes Antriebsaggregat nicht überlastet wird. Durch die Beaufschlagung des Ventilkolbens 44 des Momentenventils 42 wird die mit dem Vektor y veranschaulichte Parallelverschiebung in y-Richtung, d.h. eine Verringerung des Förderdrucks der Hydropumpe 10, realisiert. Durch die gleichzeitige Beaufschlagung der Ventilhülse 48 des Momentenventils 42 wird jedoch auch eine Verringerung der Fördermenge der Hydropumpe 10 realisiert, was zu einer mit dem Vektor x veranschaulichten Parallelverschiebung in x-Richtung führt.Fig. 3 shows in a similar way as Fig. 2, the prevailing in the delivery pressure line 16 delivery pressure pHD as a function of the delivery rate Q of the first hydraulic pump 10 or 11. Provided that the consumer connected to the delivery pressure line 17 of the second hydraulic pump 11 has only a low power consumption and the second hydraulic pump 11 is therefore only slightly loaded, the first hydraulic pump 10 is adjusted to an approximately constant output on the real characteristic curve 1 ′ approximated to the ideal characteristic curve 1. If the second hydraulic pump 11 has an appreciable power output, the power output by the first hydraulic pump 10 must be reduced so that the total power output by the hydraulic pumps 10 and 11 does not exceed a predetermined maximum value and a drive unit driving the hydraulic pumps 10 and 11 is not overloaded. By acting on the valve piston 44 of the torque valve 42, the parallel displacement illustrated by the vector y in the y direction, i.e. a reduction in the delivery pressure of the hydraulic pump 10. By simultaneously acting on the valve sleeve 48 of the torque valve 42, however, the delivery rate of the hydraulic pump 10 is also reduced, which leads to a parallel displacement in the x direction illustrated with the vector x.
Wie sich aus einem Vergleich der die Regelcharakteristik einer gattungsgemäßen Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung darstellenden Fig. 2 mit der in Fig. 3 dargestellten Charakteristik der erfindungsgemäß weitergebildeten Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung unmittelbar ergibt, führt die erfindungsgemäße Weiterbildung zu einer verbesserten Annäherung der Regelkurve 2" an die Idealregelkerinliriie 2.As can be seen directly from a comparison of FIG. 2, which shows the control characteristic of a generic power or torque control device, with the characteristic, shown in FIG. 3, of the power or torque control device further developed according to the invention, the development according to the invention leads to an improved approximation of the control curve 2 " to the ideal rule series 2.
Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäß weitergebildeten Momentenventils 42 bzw. 43 anhand der Fig. 4 und 5 beschrieben. Dabei zeigt Fig. 4 einen vertikalen Längsschnitt durch das Momentenveπtil 42, während Fig. 5 einen horizontalen Längsschnitt durch das Momentenventil 42 zeigt. Die Momentenventile 42 und 43 sind in gleicher Weise ausgebildet, so daß sich die nachfolgende Beschreibung auf das Momentenventil 42 beschränkt.An exemplary embodiment of the torque valve 42 or 43 further developed according to the invention is described below with reference to FIGS. 4 and 5. 4 shows a vertical longitudinal section through the moment valve 42, while FIG. 5 shows a horizontal longitudinal section through the moment valve 42. The torque valves 42 and 43 are formed in the same way, so that the following description is limited to the torque valve 42.
Das Momentenventil 42 umfaßt ein Ventilgehäuse 60, eine in dem Ventilgehäuse 60 axial beweglich angeordnete Ventilhülse 61 und einen bezüglich der Ventilhülse 61 beweglichen Ventilkolben 62. Der Ventilkolben 62 wird über einen Federteller 63 durch die Meßfederanordnung 46 in Schließrichtung beaufschlagt. Die Meßfederanordnung 46 besteht im Ausführungsbeispiel aus zwei ineinander angeordneten Einzelfedern 64 und 65, was zu der abschnittsweise linearen Regelcharakteristik führt, die in Fig. 3 dargestellt ist. Die Vorspannung des Federpakets 46 ist mittels eines Federbolzens 66 einstellbar. Für die Steuerleitung 20 ist ein erster Druckmittelanschluß Pl und für die Steuerleitung 21 ist ein zweiter Druckmittelanschluß P2 in dem Ventilgehäuse 60 vorgesehen. Der mit der Steuerleitung 20 verbundene Druckmittelanschluß Pl ist über einen Verbindungskanal 75 mit einer ersten Druckkammer 67 verbunden. Bei Beaufschlagung der ersten Druckkammer 67 mit dem in der Steuerleitung 20 herrschenden Steuerdruck wird eine erste Meßfläche 68 mit dem in der Steuerleitung 20 herrschenden Steuerdruck in Öffnungsrichtung des Momentenventils 42 beaufschlagt. Sobald die Spitze 69 die Steuerkante 70 erreicht, öffnet das Momentenventil 46 die Steuerleitung 20 zu dem Druckfluid-Tank 41 hin. Dazu ist die Stufenbohrung 71 über einen Verbindungskanal 72 mit der Querbohrung 73 verbunden, so daß das Druckfluid in den Leckraum 74 abfließen kann.The torque valve 42 comprises a valve housing 60, a valve sleeve 61 which is axially movable in the valve housing 60 and a valve piston 62 which is movable with respect to the valve sleeve 61. The valve piston 62 is acted upon by a spring plate 63 by the measuring spring arrangement 46 in the closing direction. In the exemplary embodiment, the measuring spring arrangement 46 consists of two individual springs 64 and 65 arranged one inside the other, which leads to the sectionally linear control characteristic which is shown in FIG. 3. The preload of the spring assembly 46 is adjustable by means of a spring bolt 66. A first pressure medium connection P1 is provided for the control line 20 and a second pressure medium connection P2 is provided in the valve housing 60 for the control line 21. The pressure medium connection Pl connected to the control line 20 is connected to a first pressure chamber 67 via a connecting channel 75. When the first pressure chamber 67 is acted upon by the control pressure prevailing in the control line 20, a first measuring surface 68 is acted upon by the control pressure prevailing in the control line 20 in the opening direction of the torque valve 42. As soon as the tip 69 reaches the control edge 70, the torque valve 46 opens the control line 20 to the pressurized fluid tank 41. For this purpose, the stepped bore 71 is connected to the transverse bore 73 via a connecting channel 72, so that the pressure fluid can flow into the leakage space 74.
Die an den Druckmittelanschluß P2 angeschlossene Steuerleitung 21 ist über einen Verbindungskanal 76 und über weitere Verbindungskanäle 77 und 78 mit einer zweiten Druckkammer 79 verbunden, an welcher eine zweite Meßfläche 80 ausgebildet ist. Der in der Steuerleitung 21 herrschende Steuerdruck beaufschlagt den Ventilkolben 72 daher ebenfalls in Öffnungsrichtung des Momentenventils 42.The control line 21 connected to the pressure medium connection P2 is connected via a connecting channel 76 and via further connecting channels 77 and 78 to a second pressure chamber 79, on which a second measuring surface 80 is formed. The control pressure prevailing in the control line 21 therefore also acts on the valve piston 72 in the opening direction of the torque valve 42.
Wie bereits beschrieben, greift der in der Steuerleitung 21 herrschende Steuerdruck nicht nur an dem Ventilkolben 62, sondern zusätzlich auch an der Ventilhülse 61 an, um diese in Abhängigkeit von dem in der Steuerleitung 21 herrschenden Steuerdruck gegen eineAs already described, the control pressure prevailing in the control line 21 acts not only on the valve piston 62 but also also on the valve sleeve 61 in order to press it against one in dependence on the control pressure prevailing in the control line 21
Rückstellfeder 81 und die Meßfederanordnung 46 axial zu verschieben. Dazu ist eine dritte Druckkammer 82 über einen nur teilweise dargestellten Verbindungskanal 90 mit dem zweiten Druckmittelanschluß P2 verbunden. Der in der Druckkammer 82 herrschende Steuerdruck der zweiten Steuerleitung 21 beaufschlagt somit einen Ventilhύlsen- Stellkolben 83. In dem in den Fig. 4 und 5 dargestellten, bevorzugten Ausführungsbeispiel ist die Bewegungsrichtung des Ventilhülsen-Stellkolbens 83 senkrecht zu der Bewegungsrichtung der Ventilhülse 61 ausgerichtet. Dies führt zu einem besonders kompakten Aufbau des erfindungsgemäßen Momentenventils 42. Der Ventilhülsen- Stellkolben 83 wirkt dabei auf ein Zwischenglied 84 ein, welches einen tellerartigen, stirnseitigen Abschluß 85 aufweist. An seinem dem tellerartigen, stirnseitigen Abschluß 85 gegenüberliegenden Ende weist das Zwischenglied 84 eine Schrägfläche 86 auf, welche an einem an der Ventilhülse 61 angeformten Bolzenelement 87 angreift. Mit einem geeigneten, flachen Neigungswinkel der Schrägfläche 87 kann, falls notwendig, eine Untersetzung zwischen der Bewegung des Ventilhülsen-Stellkolbens 83 und der Bewegung der Ventilhülse 61 erreicht werden. Das Zwischenglied 84 ist in dem dargestellten Ausführungsbeispiel innerhalb eines als Hohlzylinder ausgebildeten Mitnahmestiftes 88, der mit dem Pumpenstellglied 37 in geeigneter Weise verbunden ist, angeordnet. Der Mitnahmestift 88 weist eine Aussparung 89 zur Aufnahme des Bolzenelementes 87 auf, so daß das Bolzenelement 87 an der Schrägfläche 86 des Zwischenglieds 84 bündig anliegt.Return spring 81 and the measuring spring assembly 46 to move axially. There is a third Pressure chamber 82 is connected to the second pressure medium connection P2 via a connecting channel 90 which is only partially shown. The control pressure of the second control line 21 prevailing in the pressure chamber 82 thus acts on a valve sleeve actuating piston 83. In the preferred exemplary embodiment shown in FIGS. 4 and 5, the direction of movement of the valve sleeve actuating piston 83 is oriented perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve 61. This leads to a particularly compact structure of the torque valve 42 according to the invention. The valve sleeve actuating piston 83 acts on an intermediate member 84 which has a plate-like end 85 on the end face. At its end opposite the plate-like end 85, the intermediate member 84 has an inclined surface 86 which engages on a bolt element 87 formed on the valve sleeve 61. With a suitable, flat angle of inclination of the inclined surface 87, a reduction between the movement of the valve sleeve adjusting piston 83 and the movement of the valve sleeve 61 can be achieved, if necessary. In the exemplary embodiment shown, the intermediate member 84 is arranged within a driving pin 88 which is designed as a hollow cylinder and is connected to the pump actuator 37 in a suitable manner. The driving pin 88 has a recess 89 for receiving the bolt element 87, so that the bolt element 87 lies flush against the inclined surface 86 of the intermediate member 84.
Der Ventilhülsen-Stellkolben 83 wird an seinem dem Mitnahmestift 88 gegenüberliegenden Ende durch eine Stellfeder 100 so vorgespannt, daß der Ventilhülsen-Stellkolben 83 ohne Beaufschlagung durch den in der Steuerleitung 21 herrschenden Steuerdruck in Fig. 4 nach oben gedrückt wird. Auf diese Weise wird eine Rückstellung des Ventilhülsen-Stellkolbens 83 erreicht. Die Vorspannung der Stellfeder 100 ist durch Verstellen des Federtellers 101 einstellbar. Dabei ist die Verstellung des Federtellers 101 nach Abnahme einer Gehäuse- Hülse 102 von außen zugänglich.The valve sleeve actuating piston 83 is biased at its end opposite the driving pin 88 by an actuating spring 100 so that the valve sleeve actuating piston 83 is pressed upward in FIG. 4 without being acted upon by the control pressure prevailing in the control line 21. In this way, the valve sleeve actuating piston 83 is reset. The preload of the actuating spring 100 can be adjusted by adjusting the spring plate 101. The adjustment of the spring plate 101 after removal of a housing sleeve 102 is accessible from the outside.
Durch eine horizontale Verschiebung des Mitnahmestifts 88 wirkt das Pumpenstellglied 3 ebenfalls auf die Ventilhülse 61 ein. Durch den tellerartigen Abschluß 85 des Zwischenglieds 84 wird dabei gewährleistet, daß der Ventilhülsen-Stellkolben 83 trotz der in Fig. 4 horizontalen Bewegung des Mitnahmestiftes 88 in fortwährendem Eingriff mit dem Zwischenglied 84 steht. Durch die in Fig. 4 vertikale Ausrichtung der Bewegungsrichtung des Ventilhülsen-Stellkolbens 83 senkrecht zu der Bewegungsrichtung der Ventilhülse 61 und des Mitnahmestiftes 88 kann die Verschiebung der Ventilhülse 61 durch den Mitnahmestift 88 einerseits und durch den Ventilhülsen-Stellkolben 83 andererseits unabhängig voneinander erfolgen.By a horizontal displacement of the driving pin 88, the pump actuator 3 also acts on the valve sleeve 61. The plate-like closure 85 of the intermediate element 84 ensures that the valve sleeve actuating piston 83 is in constant engagement with the intermediate element 84 despite the horizontal movement of the driving pin 88 in FIG. 4. Due to the vertical orientation in Fig. 4 Direction of movement of the valve sleeve actuating piston 83 perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve 61 and the driving pin 88, the displacement of the valve sleeve 61 by the driving pin 88 on the one hand and by the valve sleeve adjusting piston 83 on the other hand can take place independently of one another.
Die Erfindung ist nicht auf das dargestellte Ausführungsbeispiel begrenzt. Das Momentenventil kann in vielfältiger anderer Weise ausgebildet sein. Insbesondere kann das Momentenventil weitere Meßflächen für die Steuerleitungen weiterer von der Leistungsbzw. Momentenregeleinrichtung angesteuerter Hydropumpen aufweisen. In entsprechender Weise ist dann für jede weitere anzuschließende Hydropumpe an dem Ventilhülsen- Stellkolben 83 eine separate Druckkammer für jede weitere zusätzlich anschließbare Hydropumpe vorzusehen bzw. es sind entsprechend viele Ventilhülsen-Stellkolben 83 parallel anzuordnen. The invention is not limited to the illustrated embodiment. The torque valve can be designed in a variety of other ways. In particular, the torque valve can have additional measuring surfaces for the control lines of the power or. Have torque control device controlled hydraulic pumps. In a corresponding manner, a separate pressure chamber must then be provided for each additional hydraulic pump to be connected to the valve sleeve actuating piston 83 for each additional hydraulic pump that can be connected, or a correspondingly large number of valve sleeve actuating pistons 83 are to be arranged in parallel.

Claims

A N S P R Ü C H E EXPECTATIONS
1. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung für zumindest zwei verstellbare Hydropumpen (10, 11) mit jeweils einem für jede Hydropumpe (10, 11) vorgesehenen hydraulischen Servosteuergerät (22, 23) zur stufenlosen Einstellung der Fördermenge, wobei die Fδrdermenge einer jeden Hydropumpe (10, 11) in Abhängigkeit von dem Förderdruck der jeweiligen Hydropumpe (10, 11) in einer der Hydropumpe (10, 11) zugeordneten Förderdruckleitung (16, 17) und den Steuerdrücken in für jede Hydropumpe (10, 11) vorgesehenen Steuerleitungen (20, 21) bestimmt ist, wobei jedes Servosteuergerät (22, 23) eine ein Pumpenstellglied (37, 38) in Richtung maximaler Fδrdermenge stellende Ausschwenkeinrichtυng (31, 32) und einen auf das Pumpenstellglied (37, 38) in Richtung einer Fördermengen-Verringerung wirkenden Kolben (39, 40) aufweist, dessen Kolbenfläche über ein hydraulisch betätigbares Steuerventil (25, 28) mit dem Förderdruck beaufschlagbar oder mit einem Ablauf (41) verbindbar ist, und die Betätigung des Steuerventils (25, 28) durch den Steuerdruck in der Steuerleitung (20; 21) der jeweils zugeordneten Hydropumpe (10; 11) erfolgt, wobei für jedes Servosteuergerät (22, 23) ein Momentenventil (42, 43) vorgesehen ist mit einem in einer Ventilhülse (61) bewegbaren Ventilkolben (62), der mit der Ventilhülse (61) einen Dichtsitz bildet und dessen Schließkraft von einer Meßfederanordnung (46, 47) bestimmt ist, die mit dem Pumpenstellglied (37, 38) verbunden ist und in Abhängigkeit von der eingestellten Fördermenge vorgespannt ist, und wobei jedes Momentenventil (42; 43) die Steuerleitung (20; 21) der jeweils zugeordneten Hydropumpe (10; 11) in Abhängigkeit von dem Steuerdruck in dieser Steuerleitung (20; 21) und dem Steuerdruck in der Steuerleitung (21; 20) bzw. den Steuerdrücken in den Steuerleitungen der jeweils anderen Hydropumpe(n) (11 ; 10) unter Vorspannung der Meßfederanordnung (46; 47) mit dem Ablauf (41) verbindet, dadurch gekennzeichnet, daß für eine bestimmte Hydropumpe (10; 1 1) der Steuerdruck in der Steuerleitung (21; 20) bzw. die Steuerdrücke in den Steuerleitungen der jeweils anderen Hydropumpe(n) (11; 10) sowohl an dem Ventilkolben (62) als auch an der Ventilhülse (61) des der bestimmten1. Power or torque control device for at least two adjustable hydraulic pumps (10, 11), each with a hydraulic servo control device (22, 23) provided for each hydraulic pump (10, 11) for continuously adjusting the delivery rate, the delivery rate of each hydraulic pump (10 , 11) as a function of the delivery pressure of the respective hydraulic pump (10, 11) in a delivery pressure line (16, 17) assigned to the hydraulic pump (10, 11) and the control pressures in control lines (20, 21) provided for each hydraulic pump (10, 11) ), wherein each servo control unit (22, 23) has a swiveling device (31, 32), which sets a pump actuator (37, 38) in the direction of the maximum flow rate, and a piston (), which acts on the pump actuator (37, 38) in the direction of a reduction in the flow rate. 39, 40), the piston surface of which can be acted upon by the delivery pressure or connected to a drain (41) via a hydraulically actuated control valve (25, 28), and the B actuation of the control valve (25, 28) by the control pressure in the control line (20; 21) of the respectively assigned hydraulic pump (10; 11), a torque valve (42, 43) being provided for each servo control unit (22, 23) with a valve piston (62) which can be moved in a valve sleeve (61) and which is connected to the valve sleeve ( 61) forms a sealing seat and the closing force of which is determined by a measuring spring arrangement (46, 47) which is connected to the pump actuator (37, 38) and is pretensioned as a function of the set delivery rate, and each torque valve (42; 43) which Control line (20; 21) of the respectively assigned hydraulic pump (10; 11) as a function of the control pressure in this control line (20; 21) and the control pressure in the control line (21; 20) or the control pressures in the control lines of the respective other hydraulic pump (n) (11; 10) with pretension of the measuring spring arrangement (46; 47) connects to the outlet (41), characterized in that for a certain hydraulic pump (10; 1 1) the control pressure in the control line (21; 20) or the tax in the control lines of the other hydraulic pump (s) (11; 10) both on the valve piston (62) and on the valve sleeve (61) of the particular
Hydropumpe (10; 11) zugeordneten Momentenventils (42; 43) angreift bzw. angreifen.Hydraulic pump (10; 11) associated torque valve (42; 43) attacks or attack.
2. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß an dem Ventilkolben (62) jedes Momentenventils (42, 43) für jede Steuerleitung (20, 21) eine zugeordnete Meßfläche (68, 80) vorgesehen ist, die mit dem Steuerdruck der jeweils zugeordneten Steuerleitung (20, 21) in Öffnungsrichtung des Momentenventils (42, 43) beaufschlagbar ist.2. Power or torque control device according to claim 1, characterized in that on the valve piston (62) of each torque valve (42, 43) for each control line (20, 21) an associated measuring surface (68, 80) is provided, which with the Control pressure of the respectively assigned control line (20, 21) in the opening direction of the torque valve (42, 43) can be acted upon.
3. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß ein Mitnehmerstift (88) des Pumpenstellglieds (37, 38) an der Ventilhülse (61) des zugeordneten Momentenventils (42, 43 ) zur Änderung der Vorspannung der Meßfederanordnung (46, 47) angreift.3. Power or torque control device according to claim 1 or 2, characterized in that a driver pin (88) of the pump actuator (37, 38) on the valve sleeve (61) of the associated torque valve (42, 43) for changing the bias of the measuring spring arrangement ( 46, 47) attacks.
4. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung zwei verstellbare Hydropumpen (10, 11) ansteuert und in dem Momentenventil (22; 23) einer bestimmten Hydropumpe (10, 11) die Steuerleitung (21; 20) der jeweils anderen Hydropumpe (11; 10) einen Ventilhülsen- Stellkolben (83) mit dem in dieser Steuerleitung (21; 20) herrschenden Steuerdruck beaufschlagt, wodurch der Ventilhülsen-Stellkolben (83) die Ventilhülse (61) innerhalb des Ventilgehäuses (60) gegen eine Rückstellfeder (81) und/oder die Meßfederanordnung (46; 47) verschiebt.4. Power or torque control device according to one of claims 1 to 3, characterized in that the power or torque control device controls two adjustable hydraulic pumps (10, 11) and in the torque valve (22; 23) of a particular hydraulic pump (10, 11th ) the control line (21; 20) of the other hydraulic pump (11; 10) acts on a valve sleeve actuating piston (83) with the control pressure prevailing in this control line (21; 20), whereby the valve sleeve actuating piston (83) acts on the valve sleeve (61 ) within the valve housing (60) against a return spring (81) and / or the measuring spring arrangement (46; 47).
5. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Bewegungsrichtung des Ventilhülsen-Stellkolbens (83) im wesentlichen senkrecht zur Bewegungsrichtung der Ventilhülse (61) gerichtet ist. 5. Power or torque control device according to claim 4, characterized in that the direction of movement of the valve sleeve adjusting piston (83) is directed substantially perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve (61).
6. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Ventilhülsen-Stellkolben (83) und der Ventilhülse (61) ein sowohl mit dem Ventilhülsen-Stellkolben (83) als auch mit der Ventilhülse (61) kraftschlüssig in Verbindung stehendes Zwischenglied (84) vorgesehen ist.6. Power or torque control device according to claim 5, characterized in that between the valve sleeve adjusting piston (83) and the valve sleeve (61) both with the valve sleeve adjusting piston (83) and with the valve sleeve (61) non-positively in connection standing intermediate member (84) is provided.
7. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach einem der Ansprüche 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilhülsen-Stellkolben (62) bzw. das Zwischenglied (84) eine Schrägfläche (86) aufweist, die an einem mit der Ventilhülse (61) in Eingriff stehenden Bolzenelement (87) angreift.7. power or torque control device according to one of claims 5 or 6, characterized in that the valve sleeve actuating piston (62) or the intermediate member (84) has an inclined surface (86) which on one with the valve sleeve (61) in Engaged pin element (87) attacks.
8. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Mitnehmerstift (88) als Hohlkörper ausgebildet ist und der Ventilhülsen- Stellkolben (83) bzw. das Zwischenstück (84) in den Mitnehmerstift (88) des Pumpenstellglieds verschieblich eingreift.8. Power or torque control device according to claim 7, characterized in that the driver pin (88) is designed as a hollow body and the valve sleeve actuating piston (83) or the intermediate piece (84) slidably engages in the driver pin (88) of the pump actuator.
9. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Mitnehmerstift (88) im Bereich der Schrägfläche (86) des Ventilhülsen- Stellkolbens (61) bzw. des Zwischenstücks (84) eine Aussparung (86) aufweist, um eine Anlage des Bolzenelements (87) an der Schrägfläche (86) des von dem Mitnehmerstift (88) umschlossenen Ventilhülsen-Stellkolbens (61) bzw. Zwischenstücks (84) zu ermöglichen.9. power or torque control device according to claim 8, characterized in that the driver pin (88) in the region of the inclined surface (86) of the valve sleeve adjusting piston (61) or the intermediate piece (84) has a recess (86) to a To allow the bolt element (87) to bear against the inclined surface (86) of the valve sleeve adjusting piston (61) or intermediate piece (84) enclosed by the driving pin (88).
10. Leistungs- bzw. Momentenregeleinrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Rückstellfeder (81) an der der Meßfederanordnung (46) abgewandten Seite der Ventilhülse (61) angreift. 10. Power or torque control device according to one of claims 4 to 9, characterized in that the return spring (81) on the measuring spring arrangement (46) facing away from the valve sleeve (61) engages.
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