EP1694965B1 - Total power regulation device - Google Patents

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EP1694965B1
EP1694965B1 EP04797833A EP04797833A EP1694965B1 EP 1694965 B1 EP1694965 B1 EP 1694965B1 EP 04797833 A EP04797833 A EP 04797833A EP 04797833 A EP04797833 A EP 04797833A EP 1694965 B1 EP1694965 B1 EP 1694965B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
pressure
total power
piston
power control
Prior art date
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EP04797833A
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German (de)
French (fr)
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EP1694965A1 (en
Inventor
Juan Moya
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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Filing date
Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2201/00—Pump parameters
    • F04B2201/12—Parameters of driving or driven means
    • F04B2201/1203—Power on the axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2203/00—Motor parameters
    • F04B2203/02—Motor parameters of rotating electric motors
    • F04B2203/0208—Power
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2203/00—Motor parameters
    • F04B2203/06—Motor parameters of internal combustion engines
    • F04B2203/0604—Power

Definitions

  • the invention relates to a total power control device for two pumps, according to the preamble of claim 1.
  • Such a buzzer power control device is known from EP 0 561 153 B1.
  • the second leg of the reversing lever acts on a power control valve, by which a setting pressure is adjusted, which acts on a connected to an adjusting mechanism of the pump actuating piston.
  • a counterforce is generated on the first leg of the reversing lever, which depends on the working pressure of the second hydraulic pump.
  • the counterforce decreases with increasing pressure, which is generated by the second hydraulic pump from.
  • a cylinder is used, in which a piston is arranged, which is acted upon by an adjustable spring in the direction of the first leg of the reversing lever.
  • the guided in the cylinder piston has a piston surface which is acted upon by the working pressure of the second hydraulic pump. The increasing with the working pressure hydraulic force acts against the force of the adjustable spring and acting on the leg of the bellcrank counterforce is reduced.
  • the second hydraulic pump is constructed completely identical to the first hydraulic pump described above, wherein a cylinder is likewise provided, in which a piston is arranged for adjusting the counterforce acting on the deflection lever of the second hydraulic pump. According to the first hydraulic pump, the piston surface of the piston is now acted upon by the working pressure of the first hydraulic pump to generate the counterforce for the second hydraulic pump.
  • the described control device for controlling the total power has the disadvantage that in each case a cylinder with a piston arranged therein must be provided for both hydraulic pumps, which still acts on the reversing lever. In order to achieve a symmetrical setting, the pressure spring acting on the piston must be precisely adjusted.
  • Another disadvantage is the space required by the cylinder to generate the counterforce. This contradicts in particular the endeavor to create a system that is as simple and compact as possible primary drive source is provided for driving two hydraulic pumps.
  • the invention is therefore based on the object to provide a total power control device, which takes into account the power absorbed by the other pump in the power control, without requiring additional components compared to a separate power control.
  • the delivery volume of two pumps is separately adjustable.
  • the delivery volume is changed by a respective adjusting device connected to one of the pumps and thus sets the volume flow delivered in each case to one working line.
  • To actuate the adjusting acts in the adjusting a control pressure that is adjustable by a sum power control valve.
  • each adjusting device is associated with a total power control valve, in each of which a measuring surface is arranged, which is acted upon by the working pressure supplied by the respective other pump in the working line connected to it.
  • the working pressure generated by the other pump is thus taken into account when setting the setting pressure.
  • the working pressure of the other pump is used as a measure of the power consumed by the second pump.
  • the summation power control valves of the hydraulic pumps are designed as valve cartridges.
  • a simple conversion from a pump with a conventional power control valve to a total power control is possible by the different valve cartridges are replaced with each other.
  • the measuring surface on the valve piston of the valve cartridge is designed as an annular surface.
  • the design of the measuring surface as an annular surface makes it possible to use the free end face of the valve piston for further introduction of force, for example by a lever in a hyperbola regulator.
  • Another advantage is that the measuring surface is arranged in the axial direction between two non-pressurized areas.
  • the small, but unavoidable leakage flow which arises when the annular surface is acted upon by the working pressure of the other hydraulic pump, can be dissipated in a simple manner. This is preferably achieved by providing a volume connected to a tank connection adjacent to the space in which the annular surface is arranged.
  • a spring space is provided on the other side adjacent to the space in which the annular surface is arranged, the volume of which is also connected to the tank volume.
  • this spring chamber at least one compression spring is arranged, which acts on the valve piston with a force axially, against which the valve piston is acted upon both by the working pressure of the other hydraulic pump and by the power of the hydraulic pump to be adjusted proportional force.
  • the power proportional to the power acts for this purpose on the side facing away from the spring chamber end of the valve piston.
  • Fig. 1 the inventive sum power control device for a first hydraulic pump unit 1 and a second hydraulic pump unit 41 is shown, which is shown in the lower part of Fig. 1.
  • the first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41 are comparable in terms of their structure, which is why the detailed description of the individual elements and their function is based only on the first hydraulic pump unit 1.
  • the first hydraulic pump unit 1 has a pump 2, which is driven via a drive shaft 3 by a primary drive machine, not shown.
  • a primary drive machine such an engine may be, for example, a diesel engine or an electric motor.
  • the pump 2 is provided for conveying in a first hydraulic circuit and sucks this via a suction line 4 pressure medium and promotes it in a working line 5.
  • the provided in the illustrated embodiment pump 2 is designed only for conveying in only one direction, since it is in the exemplary embodiment is an open circuit. However, the invention can also be used in closed circuits.
  • the pump 2 can be adjusted in its delivery volume.
  • the adjustment is made by an adjusting device 6.
  • the adjusting device 6 comprises a cylinder 7, in which a longitudinally displaceable Control piston 8 is arranged. This adjusting piston 8 is connected to the pump 2 for adjusting its delivery volume via a linkage 9.
  • the actuating piston 8 has a first piston surface 8 'and a second piston surface 8' ', which are oriented opposite to each other and which can be acted upon in a working pressure chamber 10 and a control pressure chamber 12 with a force.
  • the first piston surface 8 ' is smaller than the second piston surface 8' ', wherein the force acting on the first piston surface 8' hydraulic force is supported by a spring 11 which acts on the actuating piston 8 in the direction of the control pressure chamber 12 with a force.
  • a displacement of the control piston 8 in the direction of the control pressure chamber 12 causes an adjustment of the pump 2 in the direction of its maximum delivery volume.
  • the pumping means conveys the pressure medium into the working line 5
  • the pressure generated in the working pressure chamber 10 is exactly this pressure generated in the working line 5.
  • the working line 5 is connected to the working pressure chamber 10 via a working pressure supply line 13 and a first branch 14 branching off from it.
  • a pressure which is proportional to the pressure prevailing in the working line 5 working pressure.
  • This working pressure acts on the first piston surface 8 'of the adjusting piston 8 and acts on it together with the force of the spring 11 so that the pump 2 is adjusted in the direction of its maximum delivery volume.
  • a defined actuating pressure is set in the actuating pressure chamber 12. If an equilibrium is thus established between the forces acting in the working pressure chamber 10 and in the control pressure chamber 12 on the control piston 8, there is no further adjustment of the delivery volume of the pump 2.
  • the control pressure chamber 12 is connected via a control pressure channel 15 , a pressure regulating valve 16 and a connecting passage 17 are connected to a cumulative power control valve 18.
  • the connecting channel 17 connects the total power control valve 18 to the pressure regulating valve 16, which in its rest position represents an unthrottled connection between the connecting duct 17 and the actuating pressure line 15.
  • the total power control valve 18 is a 3/2-way valve, which is connected on the input side to a connection channel 20 and a tank channel 21.
  • the connection channel 20 leads to the total power control valve 18 to the prevailing in the working line 5 working pressure.
  • the connection channel 20 is connected to a second branch 19, which in turn is connected to the first working pressure supply line 13.
  • the position of the total power control valve 18 is determined by an adjustable compression spring 22 and the forces acting counter to the adjustable compression spring 22 on a plunger 23 and a measuring surface 24.
  • a plunger 23 acts on the measuring surface 24 of the pressure generated in the working line of the second hydraulic pump unit 41 and generates a hydraulic force.
  • the plunger 23 acts via a lever 25 which is rotatably mounted about a pivot point 26, a force which is proportional to the absorbed power of the pump 2.
  • the total power control valve 18 In its rest position, ie when the second hydraulic pump unit 41 generates no working pressure and also the first hydraulic pump unit 1 does not absorb any power, the total power control valve 18 is held by the adjustable compression spring 22 in its first end position shown in FIG. In the first end position of the cumulative power control valve 18, the connecting channel 17 is connected via the tank channel 21 with a tank volume 27. Thus, the control pressure chamber 12 is relaxed by the total power control valve 18 via the control pressure channel 15, the through-connected pressure control valve 16 and the connecting channel 17 and finally via the tank channel 21 into the tank volume 27.
  • the falling control pressure in the control pressure chamber 12 has a movement of the control piston 8 in Fig. 1 to the right due to the first prevailing in the working pressure chamber 10 unchanged pressure. Thus, the pump 2 is moved in the direction of larger delivery volume via the linkage 9.
  • the adjustment of the delivery volume of the pump 2 follows the hyperbolic curve of the performance curve. In the direction of greater working pressures, this characteristic asymptotically approaches a corresponding minimum delivery volume. However, this is associated with a strong increase in pressure. In order to prevent this, and thus to ensure that a permissible maximum pressure is not exceeded in the line system, the adjusting pressure chamber 12 is depressed by the pressure regulating valve 16 above this maximum maximum pressure and thus the pump 2 is adjusted in the direction of smaller delivery volume. In this case, the power control is overridden by the pressure control valve 16.
  • the connecting channel 17 is connected unthrottled to the actuating pressure channel 15.
  • the pressure relief valve 16 is held by a further adjustable compression spring 32 in this position.
  • a delivery pressure measuring surface 33 is acted upon by the pressure prevailing in the working line 5.
  • the delivery pressure measuring surface 33 is oriented in such a way that the hydraulic force acting on the pressure regulating valve 16 or its valve piston is directed against the force of the further adjustable compression spring 32.
  • a certain pressure limit is exceeded by the pressure in the working line 5 is thus against the force of the adjustable compression spring 32, which consequently determines this pressure limit, the pressure control valve 16 is adjusted in the direction of its second end position and the control pressure chamber 12 is depressed with the prevailing in the working line 5 working pressure , As a result, the actuating piston 8 is moved in Fig. 1 to the left and the pump 2 is adjusted in the direction of smaller delivery volume.
  • a measuring channel 34 is provided, in which a throttle 35 is arranged.
  • a throttled connection 38 is provided, which connects the connecting channel 17, bypassing the pressure regulating valve 16 with the actuating pressure channel 15.
  • the throttled connection 38 is preferably led out of the housing of the first hydraulic pump unit 1 and can be tapped off at a measuring connection 39.
  • a further hydraulic pump unit 41 is driven by the same primary drive machine, then during adjustment the power of the first hydraulic pump unit 1, the power absorbed by the second hydraulic pump unit 41 are taken into account. This is done via the measuring surface 24, which is formed on the summation power control valve 18. The measuring surface 24 is acted upon by a pressure and thus generates a hydraulic force which acts in the same direction with the force acting on the plunger 23 against the force of the adjustable compression spring 22.
  • the measuring surface 24 is connected to the second hydraulic pump unit 41 via a first connecting line 36.
  • the corresponding elements of the second hydraulic pump unit 41 are provided with reference numerals, which are increased by 40 relative to the reference number of the corresponding element of the first hydraulic pump unit 1.
  • the first connecting line 36 is connected to the working pressure line 53 of the second hydraulic pump unit 41.
  • the working pressure generated in the working line 45 of the second hydraulic pump unit 41 by the pump 42 of the second hydraulic motor unit 41 is supplied via the working pressure supply line 53 of the second hydraulic pump unit 41 and the first connecting line 36 to the measuring surface 24 of the total power control valve 18 of the first hydraulic pump unit 1.
  • a second connecting line 37 is provided, through which the working pressure prevailing in the working line 5 and thus the working pressure supply line 13 of the first hydraulic pump unit 1 working pressure of the measuring surface 64 of the cumulative power control valve 58 of the second hydraulic pump unit 41 becomes.
  • the power consumed by the first hydraulic pump unit 1 is also taken into account when setting the control pressure for the adjusting device 46 of the second hydraulic pump unit 41.
  • the total power control valves 18 and 58 are used as so-called valve cartridges in the housings of the hydraulic pump units.
  • the respective housing by the dash-dotted line are schematically shown, which surrounds all located within the housing elements and which is designated by the reference numeral 1.
  • the pressure control valves 16 and 56 are preferably designed as valve cartridges and are inserted into a corresponding bore in the housing of the respective hydraulic pump unit 1 or 41.
  • FIG. 1 A preferred embodiment of such a valve cartridge 81 of a cumulative power control valve 18 and 58 of the sum power control device according to the invention is shown in FIG.
  • the valve cartridge 81 is inserted into a designated opening of the housing of the first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41.
  • a Thread provided, which is screwed into a corresponding thread of the housing of the hydraulic pump unit and is sealed by means of a sealing ring 83.
  • a valve sleeve 84 connects on the projecting into the housing of the hydraulic pump unit side of the valve housing 82 in the axial direction.
  • valve sleeve 84 is penetrated axially by a stepped recess into which a valve piston 85 is inserted.
  • This valve piston 85 has at one end an extension 86 which projects slightly out of the valve sleeve 84 in the direction of the valve housing 82.
  • the valve housing 82 also has a blind hole designed as a central recess into which a first spring 87 and a second spring 88 are used.
  • the first spring 87 and the second spring 88 are designed as compression springs and are received by the spring chamber 89 forming a central recess of the valve housing 82.
  • the first spring and the second spring 87 and 88 are each supported on a first spring seat 90 and a second spring seat 91.
  • the first spring seat 90 has in the middle an axially extending centering for the first spring 87 and the second spring 88, which is penetrated by a longitudinal bore 92.
  • the first spring seat 90 has a substantially disk-shaped geometry, which has a recess on the side facing away from the centering, in which the extension 86 of the valve piston 85 engages, so that pressure forces are transmitted between the valve piston 85 and the first spring seat 90 in the axial direction can.
  • the second spring seat 91 is arranged, which in turn has a recess on one side and a centering for centering the first spring 87 and the second spring 88 on the opposite side of the depression.
  • an adjusting screw 93 a In the recess of the second spring seat 91 engages one end an adjusting screw 93 a.
  • the adjusting screw 93 is screwed into a thread arranged in the valve housing 82, so that by further screwing the adjusting screw 93, the distance between the first spring seat 90 and the second spring seat 91 can be reduced.
  • the voltage of the first spring 87 and the second spring 88 can be changed, thereby adjusting the characteristic of the cumulative power control valve 18 or 58.
  • the adjusting screw 93 is countered by means of a lock nut 94 against the valve housing 82.
  • Another protective measure is the screwing on a threaded cap 95, which prevents contamination or corrosion of the adjusting screw 93.
  • the extension 86 is arranged at one end of the valve piston 85 frontally and executed approximately dome-shaped. On the opposite end face 96 of the valve piston 85, however, a recess 97 is formed. This recess 97 serves to receive the known from Fig. 1 plunger 23 and may be provided to fix it with an internal thread.
  • the valve piston 85 has a first guide section 98, axially thereof a second guide section 99 and a third guide section 100 which is again arranged at an axial, greater distance therefrom.
  • This third guide section 100 is arranged axially in the region of the recess 97 and has a preferably identical diameter as the second guide section 99.
  • the first guide section 98 is enlarged in its diameter.
  • This radial extension of the valve piston 85 generates at the oriented in the direction of the end face 96 end of the first guide portion 98 an annular surface 101, the measuring surface 24 and 64 of the first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41 of FIG. 1 corresponds.
  • the continuous recess of the valve sleeve 84 has a radial step 102 corresponding to the different diameters of the first guide section 98 and the second and third guide sections 99 and 100.
  • This radial step 102 is arranged corresponding to the distance between the first guide section 98 and the second guide section 99 axially offset from the annular surface 101, so that between the annular surface 101 and the radial step 102, an annular space 103 is formed.
  • This annular space 103 is connected via radially arranged first holes 104 with a arranged on the outside of the valve sleeve 84 circumferential first groove 105.
  • this circumferential first groove 105 opens, on the part of the first hydraulic pump unit 1, for example, the first connecting line 36, as is merely indicated in FIG.
  • the first guide portion 98 and the second guide portion 99 sealingly cooperate with the corresponding portions of the valve sleeve 84.
  • the annular space z. B. be acted upon via the first connecting line 36 with a pressure which generates on the annular surface 101, a hydraulic force in the axial direction against the force of the first spring 87 and the second spring 88.
  • a radially tapered section 106 adjoins the second guide section 99, whereby in this region of the valve piston 85 again an annular space is created, into which second bores 107 arranged radially in the valve sleeve 84 open.
  • These second holes 107 connect the annular portion formed around the radially tapered portion 106 with a circumferential second groove 108 disposed on the circumference of the valve sleeve 84.
  • the first radially tapered portion 106 extends to a first control edge 111, which is formed by a renewed radial expansion of the valve piston 85.
  • first control edge 111 which is formed by a renewed radial expansion of the valve piston 85.
  • third holes 109 which are arranged radially in the valve sleeve 84 and open out into a circumferential third groove 110, are just covered by the first control edge 111, so that between the third holes 109 and the second holes 107 no pressure medium flow is possible.
  • a second control edge 115 is further formed on the valve piston 85 by a radial step, to which a second radially tapered portion 112 connects, which extends to the third guide portion 100.
  • the second control edge 115 is again arranged so that in a middle position of the valve piston 85, a connection of the third holes 109 and to the arranged in the region of the second radially tapered portion 112 fourth holes 113 is not made. In this position of the valve piston 85 is thus from the third holes 109, neither to the second holes 107 still to the fourth holes 113 a flow-through cross-section available. In this state of equilibrium so that the control pressure in the control pressure chamber 12 is not changed and the set displacement remains constant.
  • valve piston 85 If, on the other hand, the valve piston 85 is displaced against the force of the first spring 87 and the second spring 88 by a hydraulic force on the annular surface 101 or a larger force acting on the end face 96 of the valve piston 85, the second control edge 115 releases a cross-section through which over which the third bores 109 and the fourth bores 113 are connected to one another.
  • the arrangement of the bores in the axial direction is preferably carried out as shown in the embodiment of FIG. 2, that is, so that the first holes 104 through which the annular space 103 and thus the annular surface 101 is acted upon by the working pressure of the respective other hydraulic pump unit is, between the spring chamber 89 and the second holes 107 are arranged. Since the second holes 107 are connected via the tank channel 21 with the tank volume 27 of the hydraulic pump unit and the spring chamber 89 is depressurized, both a leakage path of the pressure medium from the annular space 103 past the first guide portion 98 and the second guide portion 99 over given, wherein the escaping leakage fluid is discharged in each case via an adjacent pressureless volume in the tank volume 27.
  • the spring chamber 89 is also coupled via a drain hole 116 to the tank volume 27.
  • the invention is not limited to the embodiment described and applicable, for example, in a closed circuit. Furthermore, all described or drawn features can be combined with each other.

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Description

Die Erfindung betrifft eine Summenleistungsregelvorrichtung für zwei Pumpen, gemäß den Oberbegriff des Anspruchs 1.The invention relates to a total power control device for two pumps, according to the preamble of claim 1.

Eine solche Summerleistungsregelvorrichtung ist aus der EP 0 561 153 B1 bekannt.Such a buzzer power control device is known from EP 0 561 153 B1.

Bei der Konzeption von hydraulischen Anlagen ist es häufig vorteilhaft, eine einzige primäre Antriebsquelle zum Antreiben von mehreren, in getrennte Kreise fördernden Hydropumpen vorzusehen. Eine Schwierigkeit dabei ist es, die Leistung der primären Antriebsquelle möglichst effizient auszunutzen. Um eine gute Ausnutzung der verfügbaren Antriebsleistung zu erreichen, werden die Leistungsregelungen beider Hydropumpen gekoppelt, indem der Leistungsregelung der einen Hydropumpe Informationen über die von der anderen Hydropumpe aufgenommene Leistung in Form eines Drucks zugeführt werden.In the design of hydraulic systems, it is often advantageous to provide a single primary drive source for driving multiple hydraulic pumps delivering in separate circuits. One difficulty is to make the most efficient use of the power of the primary power source. In order to achieve a good utilization of the available drive power, the power controls of both hydraulic pumps are coupled by supplying the power control of one hydraulic pump information about the power absorbed by the other hydraulic pump in the form of a pressure.

So ist es aus der EP 0 561 153 B1 bekannt, für eine erste und eine zweite Pumpe jeweils eine Leistungsregelvorrichtung vorzusehen, bei der ein sogenannter Hyperbelregler verwendet wird. Durch die Verwendung eines solchen Hyperbelreglers wird die Leistungshyperbel nachgebildet. Hierzu wird ein Umlenkhebel verwendet, an dessen einem Schenkel der von der Hydropumpe in der förderseitigen Arbeitsleitung erzeugte Druck angreift, wobei der Angriffspunkt dieser dem Druck proportionalen Kraft abhängig von dem eingestellten Fördervolumen der Hydropumpe ist.Thus, it is known from EP 0 561 153 B1 to provide for a first and a second pump each a power control device in which a so-called hyperbola regulator is used. By using such a hyperbolic controller, the performance hyperbola is modeled. For this purpose, a lever is used, on one leg of which engages the pressure generated by the hydraulic pump in the delivery-side working line, the point of application of this pressure-proportional force is dependent on the adjusted delivery volume of the hydraulic pump.

Der zweite Schenkel des Umlenkhebels wirkt auf ein Leistungsregelventil, durch welches ein Stelldruck eingestellt wird, der auf einen mit einem Verstellmechanismus der Pumpe verbundenen Stellkolben wirkt. Um nun die Leistung, die durch die Hydropumpe aufgenommen werden kann, zu begrenzen und damit für die andere Pumpe verfügbar zu machen, wird eine Gegenkraft auf den ersten Schenkel des Umlenkhebels erzeugt, die von dem Arbeitsdruck der zweiten Hydropumpe abhängt.The second leg of the reversing lever acts on a power control valve, by which a setting pressure is adjusted, which acts on a connected to an adjusting mechanism of the pump actuating piston. In order now to limit the power that can be absorbed by the hydraulic pump, and thus make it available for the other pump, a counterforce is generated on the first leg of the reversing lever, which depends on the working pressure of the second hydraulic pump.

Die Gegenkraft nimmt dabei mit zunehmendem Druck, der von der zweiten Hydropumpe erzeugt wird, ab. Zum Erzeugen einer solchen Gegenkraft wird ein Zylinder verwendet, in dem ein Kolben angeordnet ist, der von einer einstellbaren Feder in Richtung des ersten Schenkels des Umlenkhebels beaufschlagt wird. Der in dem Zylinder geführte Kolben weist eine Kolbenfläche auf, die von dem Arbeitsdruck der zweiten Hydropumpe beaufschlagt wird. Die mit dem Arbeitsdruck zunehmende hydraulische Kraft wirkt entgegen der Kraft der einstellbaren Feder und die auf den Schenkel des Umlenkhebels wirkende Gegenkraft wird reduziert.The counterforce decreases with increasing pressure, which is generated by the second hydraulic pump from. For generating such a counterforce, a cylinder is used, in which a piston is arranged, which is acted upon by an adjustable spring in the direction of the first leg of the reversing lever. The guided in the cylinder piston has a piston surface which is acted upon by the working pressure of the second hydraulic pump. The increasing with the working pressure hydraulic force acts against the force of the adjustable spring and acting on the leg of the bellcrank counterforce is reduced.

Die zweite Hydropumpe ist vollkommen identisch zu der zuvor beschriebenen ersten Hydropumpe aufgebaut, wobei ebenfalls ein Zylinder vorgesehen ist, in dem ein Kolben zum Einstellen der auf den Umlenkhebel der zweiten Hydropumpe wirkenden Gegenkraft angeordnet ist. Entsprechend der ersten Hydropumpe ist zum Erzeugen der Gegenkraft für die zweite Hydropumpe die Kolbenfläche des Kolbens nun mit dem Arbeitsdruck der ersten Hydropumpe beaufschlagt.The second hydraulic pump is constructed completely identical to the first hydraulic pump described above, wherein a cylinder is likewise provided, in which a piston is arranged for adjusting the counterforce acting on the deflection lever of the second hydraulic pump. According to the first hydraulic pump, the piston surface of the piston is now acted upon by the working pressure of the first hydraulic pump to generate the counterforce for the second hydraulic pump.

Die beschriebene Regelvorrichtung zum Regeln der Summenleistung hat den Nachteil, dass für beide Hydropumpen jeweils ein Zylinder mit einem darin angeordneten Kolben vorgesehen werden muss, der noch dazu auf den Umlenkhebel einwirkt. Um eine symmetrische Einstellung zu erreichen, muss dabei die jeweils den Kolben beaufschlagende Druckfeder präzise eingestellt werden.The described control device for controlling the total power has the disadvantage that in each case a cylinder with a piston arranged therein must be provided for both hydraulic pumps, which still acts on the reversing lever. In order to achieve a symmetrical setting, the pressure spring acting on the piston must be precisely adjusted.

Weiterhin ist es mit einem erheblichen Aufwand verbunden, eine Umrüstung einer Summenleistungsregelung auf eine separate Leistungsregelung oder umgekehrt durchzuführen.Furthermore, it is associated with a considerable effort to perform a conversion of a total power control to a separate power control or vice versa.

Ein weiterer Nachteil ist der Platzbedarf, den der Zylinder zum Erzeugen der Gegenkraft benötigt. Dies widerspricht insbesondere dem Bestreben, ein möglichst einfaches und kompaktes System zu schaffen, indem eine primäre Antriebsquelle zum Antreiben von zwei Hydropumpen vorgesehen ist.Another disadvantage is the space required by the cylinder to generate the counterforce. This contradicts in particular the endeavor to create a system that is as simple and compact as possible primary drive source is provided for driving two hydraulic pumps.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Summenleistungsregelvorrichtung zu schaffen, welche die jeweils von der anderen Pumpe aufgenommene Leistung bei der Leistungsregelung berücksichtigt, ohne zusätzliche Bauteile gegenüber einer getrennten Leistungsregelung zu erfordern.The invention is therefore based on the object to provide a total power control device, which takes into account the power absorbed by the other pump in the power control, without requiring additional components compared to a separate power control.

Die Aufgabe wird durch eine erfindungsgemäße Summenleistungsregelvorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.The object is achieved by a sum power control device according to the invention with the features of claim 1.

Bei der erfindungsgemäßen Summenleistungsregelvorrichtung ist das Fördervolumen zwei Pumpen separat einstellbar. Das Fördervolumen wird durch jeweils eine mit einer der Pumpen verbundenen Verstellvorrichtung verändert und stellt damit den in jeweils eine Arbeitsleitung geförderten Volumenstrom ein. Zum Betätigen der Verstellvorrichtung wirkt in der Verstellvorrichtung ein Stelldruck, der durch ein Summenleistungsregelventil einstellbar ist. Dabei ist jeder Verstellvorrichtung ein Summenleistungsregelventil zugeordnet, in dem jeweils eine Messfläche angeordnet ist, die mit dem von der jeweils anderen Pumpe in der mit ihr verbundenen Arbeitsleitung geförderten Arbeitsdruck beaufschlagt wird. Über diese Messfläche des Summenleistungsregelventils, das zum Einstellen des Fördervolumens einer Pumpe vorgesehen ist, wird damit beim Einstellen des Stelldrucks der von der anderen Pumpe erzeugte Arbeitsdruck berücksichtigt. Damit wird der Arbeitsdruck der anderen Pumpe als Maß für die von der zweiten Pumpe aufgenommene Leistung verwendet.In the inventive sum power control device, the delivery volume of two pumps is separately adjustable. The delivery volume is changed by a respective adjusting device connected to one of the pumps and thus sets the volume flow delivered in each case to one working line. To actuate the adjusting acts in the adjusting a control pressure that is adjustable by a sum power control valve. In this case, each adjusting device is associated with a total power control valve, in each of which a measuring surface is arranged, which is acted upon by the working pressure supplied by the respective other pump in the working line connected to it. By means of this measuring surface of the total power control valve, which is provided for adjusting the delivery volume of a pump, the working pressure generated by the other pump is thus taken into account when setting the setting pressure. Thus, the working pressure of the other pump is used as a measure of the power consumed by the second pump.

Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen werden vorteilhafte Weiterbildungen der erfindungsgemäßen Summenleistungsregelvorrichtung ausgeführt.The measures listed in the dependent claims advantageous refinements of the total power control device according to the invention are carried out.

Insbesondere ist es vorteilhaft, dass die Summenleistungsregelventile der Hydropumpen als Ventilpatronen ausgeführt sind. Damit ist ein einfacher Umbau von einer Pumpe mit einem gewöhnlichen Leistungsregelventil auf eine Summenleistungsregelung möglich, indem die unterschiedlichen Ventilpatronen gegeneinander ausgetauscht werden.In particular, it is advantageous that the summation power control valves of the hydraulic pumps are designed as valve cartridges. Thus, a simple conversion from a pump with a conventional power control valve to a total power control is possible by the different valve cartridges are replaced with each other.

Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die Messfläche an dem Ventilkolben der Ventilpatrone als Ringfläche ausgeführt. Die Ausführung der Messfläche als Ringfläche ermöglicht es, die frei bleibende Stirnfläche des Ventilkolbens zur weiteren Krafteinleitung zu verwenden, beispielsweise durch einen Umlenkhebel bei einem Hyperbelregler.According to a further preferred embodiment, the measuring surface on the valve piston of the valve cartridge is designed as an annular surface. The design of the measuring surface as an annular surface makes it possible to use the free end face of the valve piston for further introduction of force, for example by a lever in a hyperbola regulator.

Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass die Messfläche in axialer Richtung zwischen zwei drucklosen Bereichen angeordnet ist. Damit lässt sich der geringe, jedoch unvermeidbare Leckagestrom, der beim Beaufschlagen der Ringfläche mit dem Arbeitsdruck der anderen Hydropumpe entsteht, in einfacher Weise abführen. Dies wird vorzugsweise dadurch erreicht, dass benachbart zu dem Raum, in dem die Ringfläche angeordnet ist, ein mit einem Tankanschluss verbundenes Volumen vorgesehen ist.Another advantage is that the measuring surface is arranged in the axial direction between two non-pressurized areas. Thus, the small, but unavoidable leakage flow, which arises when the annular surface is acted upon by the working pressure of the other hydraulic pump, can be dissipated in a simple manner. This is preferably achieved by providing a volume connected to a tank connection adjacent to the space in which the annular surface is arranged.

Vorzugsweise ist auf der anderen Seite benachbart zu dem Raum, in dem die Ringfläche angeordnet ist, ein Federraum vorgesehen, dessen Volumen ebenfalls mit dem Tankvolumen verbunden ist. In diesem Federraum ist mindestens eine Druckfeder angeordnet, die den Ventilkolben mit einer Kraft axial beaufschlagt, entgegen der der Ventilkolben sowohl durch den Arbeitsdruck der anderen Hydropumpe als auch durch die der Leistung der einzustellenden Hydropumpe proportionale Kraft beaufschlagt wird. Die der Leistung proportionale Kraft wirkt hierzu auf das von dem Federraum abgewandte Ende des Ventilkolbens.Preferably, a spring space is provided on the other side adjacent to the space in which the annular surface is arranged, the volume of which is also connected to the tank volume. In this spring chamber at least one compression spring is arranged, which acts on the valve piston with a force axially, against which the valve piston is acted upon both by the working pressure of the other hydraulic pump and by the power of the hydraulic pump to be adjusted proportional force. The power proportional to the power acts for this purpose on the side facing away from the spring chamber end of the valve piston.

Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Summenleistungsregelvorrichtung ist in der Zeichnung dargestellt und wird anhand der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1
einen hydraulischen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Summenleistungsregelvorrichtung; und
Fig. 2
eine Schnittdarstellung einer Ventilpatrone eines Summenleistungsregelventils der erfindungsgemäßen Summenleistungsregelvorrichtung.
A preferred embodiment of the sum power control device according to the invention is shown in the drawing and will be explained in more detail with reference to the following description. Show it:
Fig. 1
a hydraulic circuit diagram of a sum power control device according to the invention; and
Fig. 2
a sectional view of a valve cartridge of a cumulative power control valve of the sum power control device according to the invention.

In der Fig. 1 ist die erfindungsgemäße Summenleistungsregelvorrichtung für eine erste Hydropumpeneinheit 1 und eine zweite Hydropumpeneinheit 41 gezeigt, die im unteren Bereich der Fig. 1 dargestellt ist. Die erste Hydropumpeneinheit 1 und die zweite Hydropumpeneinheit 41 sind hinsichtlich ihres Aufbaus vergleichbar, weswegen die ausführliche Beschreibung der einzelnen Elemente und ihre Funktion lediglich anhand der ersten Hydropumpeneinheit 1 erfolgt.In Fig. 1, the inventive sum power control device for a first hydraulic pump unit 1 and a second hydraulic pump unit 41 is shown, which is shown in the lower part of Fig. 1. The first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41 are comparable in terms of their structure, which is why the detailed description of the individual elements and their function is based only on the first hydraulic pump unit 1.

Die erste Hydropumpeneinheit 1 weist eine Pumpe 2 auf, die über eine Antriebswelle 3 von einer nicht dargestellten primären Antriebsmaschine angetrieben wird. Solch eine Antriebsmaschine kann zum Beispiel ein Dieselmotor oder auch ein Elektromotor sein. Die Pumpe 2 ist zum Fördern in einen ersten hydraulischen Kreislauf vorgesehen und saugt hierzu über eine Saugleitung 4 Druckmittel an und fördert es in eine Arbeitsleitung 5. Die im dargestellten Ausführungsbeispiel vorgesehene Pumpe 2 ist dabei lediglich zum Fördern in nur eine Richtung ausgelegt, da es sich im Ausführungsbeispiel um einen offenen Kreislauf handelt. Die Erfindung kann jedoch auch bei geschlossenen Kreisläufen zum Einsatz kommen.The first hydraulic pump unit 1 has a pump 2, which is driven via a drive shaft 3 by a primary drive machine, not shown. Such an engine may be, for example, a diesel engine or an electric motor. The pump 2 is provided for conveying in a first hydraulic circuit and sucks this via a suction line 4 pressure medium and promotes it in a working line 5. The provided in the illustrated embodiment pump 2 is designed only for conveying in only one direction, since it is in the exemplary embodiment is an open circuit. However, the invention can also be used in closed circuits.

Zum Einstellen des in die Arbeitsleitung 5 geförderten Volumens ist die Pumpe 2 in ihrem Fördervolumen einstellbar. Das Einstellen erfolgt durch eine Verstellvorrichtung 6. Die Verstellvorrichtung 6 umfasst einen Zylinder 7, in dem längsverschieblich ein Stellkolben 8 angeordnet ist. Dieser Stellkolben 8 ist mit der Pumpe 2 zum Einstellen ihres Fördervolumens über ein Gestänge 9 verbunden.To adjust the volume delivered to the working line 5, the pump 2 can be adjusted in its delivery volume. The adjustment is made by an adjusting device 6. The adjusting device 6 comprises a cylinder 7, in which a longitudinally displaceable Control piston 8 is arranged. This adjusting piston 8 is connected to the pump 2 for adjusting its delivery volume via a linkage 9.

Der Stellkolben 8 weist eine erste Kolbenfläche 8' und eine zweite Kolbenfläche 8'' auf, die entgegengesetzt zueinander orientiert sind und die in einer Arbeitsdruckkammer 10 bzw. einer Stelldruckkammer 12 mit einer Kraft beaufschlagt werden können. Die erste Kolbenfläche 8' ist kleiner als die zweite Kolbenfläche 8'', wobei die auf die erste Kolbenfläche 8' wirkende hydraulische Kraft durch eine Feder 11 unterstützt wird, die den Stellkolben 8 in Richtung der Stelldruckkammer 12 mit einer Kraft beaufschlagt. Eine Verschiebung des Stellkolbens 8 in Richtung der Stelldruckkammer 12 bewirkt dabei eine Verstellung der Pumpe 2 in Richtung ihres maximalen Fördervolumens. Beim Anlaufen der Pumpe 2 sind die Arbeitsdruckkammer 10 und die Stelldruckkammer 12 drucklos, so dass durch die Feder 11 der Stellkolben 8 in seine in der Fig. 1 rechte Endposition gebracht wird und damit die Pumpe 2 auf maximales Fördervolumen gestellt ist.The actuating piston 8 has a first piston surface 8 'and a second piston surface 8' ', which are oriented opposite to each other and which can be acted upon in a working pressure chamber 10 and a control pressure chamber 12 with a force. The first piston surface 8 'is smaller than the second piston surface 8' ', wherein the force acting on the first piston surface 8' hydraulic force is supported by a spring 11 which acts on the actuating piston 8 in the direction of the control pressure chamber 12 with a force. A displacement of the control piston 8 in the direction of the control pressure chamber 12 causes an adjustment of the pump 2 in the direction of its maximum delivery volume. When starting the pump 2, the working pressure chamber 10 and the control pressure chamber 12 are depressurized, so that is brought by the spring 11 of the actuating piston 8 in its right in FIG. 1 end position and thus the pump 2 is set to maximum delivery.

Wird dagegen durch die Pumpe 2 das Druckmittel in die Arbeitsleitung 5 gefördert, so herrscht in der Arbeitsdruckkammer 10 eben dieser in der Arbeitsleitung 5 erzeugte Druck. Hierzu ist die Arbeitsleitung 5 über eine Arbeitsdruckzuleitung 13 und einen davon abzweigenden ersten Abzweig 14 mit der Arbeitsdruckkammer 10 verbunden. In der Arbeitsdruckkammer 10 wirkt damit zusätzlich zu der Kraft der Feder 11 auf den Stellkolben 8 immer ein Druck, der proportional zu dem in der Arbeitsleitung 5 herrschenden Arbeitsdruck ist. Dieser Arbeitsdruck wirkt dabei auf die erste Kolbenfläche 8' des Stellkolbens 8 und beaufschlagt ihn damit gemeinsam mit der Kraft der Feder 11 so, dass die Pumpe 2 in Richtung ihres maximalen Fördervolumens verstellt wird.If, on the other hand, the pumping means conveys the pressure medium into the working line 5, the pressure generated in the working pressure chamber 10 is exactly this pressure generated in the working line 5. For this purpose, the working line 5 is connected to the working pressure chamber 10 via a working pressure supply line 13 and a first branch 14 branching off from it. In the working pressure chamber 10 thus always acts in addition to the force of the spring 11 on the actuating piston 8, a pressure which is proportional to the pressure prevailing in the working line 5 working pressure. This working pressure acts on the first piston surface 8 'of the adjusting piston 8 and acts on it together with the force of the spring 11 so that the pump 2 is adjusted in the direction of its maximum delivery volume.

Zum Begrenzen dieser Stellbewegung wird in der Stelldruckkammer 12 ein definierter Stelldruck eingestellt. Wird damit ein Gleichgewicht zwischen den in der Arbeitsdruckkammer 10 und in der Stelldruckkammer 12 auf den Stellkolben 8 wirkenden Kräfte eingestellt, so erfolgt keine weitere Verstellung des Fördervolumens der Pumpe 2. Zum Einstellen des Stelldrucks in der Stelldruckkammer 12 ist die Stelldruckkammer 12 über einen Stelldruckkanal 15, ein Druckregelventil 16 und einen Verbindungskanal 17 mit einem Summenleistungsregelventil 18 verbunden. Der Verbindungskanal 17 verbindet das Summenleistungsregelventil 18 mit dem Druckregelventil 16, welches in seiner Ruheposition eine ungedrosselte Verbindung zwischen dem Verbindungskanal 17 und der Stelldruckleitung 15 darstellt.To limit this adjusting movement, a defined actuating pressure is set in the actuating pressure chamber 12. If an equilibrium is thus established between the forces acting in the working pressure chamber 10 and in the control pressure chamber 12 on the control piston 8, there is no further adjustment of the delivery volume of the pump 2. To set the control pressure in the control pressure chamber 12, the control pressure chamber 12 is connected via a control pressure channel 15 , a pressure regulating valve 16 and a connecting passage 17 are connected to a cumulative power control valve 18. The connecting channel 17 connects the total power control valve 18 to the pressure regulating valve 16, which in its rest position represents an unthrottled connection between the connecting duct 17 and the actuating pressure line 15.

Das Summenleistungsregelventil 18 ist ein 3/2-Wegeventil, welches eingangsseitig mit einem Anschlusskanal 20 und einem Tankkanal 21 verbunden ist. Der Anschlusskanal 20 führt dem Summenleistungsregelventil 18 den in der Arbeitsleitung 5 herrschenden Arbeitsdruck zu. Hierzu ist der Anschlusskanal 20 mit einem zweiten Abzweig 19 verbunden, der wiederum mit der ersten Arbeitsdruckzuleitung 13 verbunden ist.The total power control valve 18 is a 3/2-way valve, which is connected on the input side to a connection channel 20 and a tank channel 21. The connection channel 20 leads to the total power control valve 18 to the prevailing in the working line 5 working pressure. For this purpose, the connection channel 20 is connected to a second branch 19, which in turn is connected to the first working pressure supply line 13.

Die Position des Summenleistungsregelventils 18 wird durch eine einstellbare Druckfeder 22 und die der einstellbaren Druckfeder 22 entgegenwirkenden Kräfte auf einen Stößel 23 sowie eine Messfläche 24 bestimmt. Dabei wirkt auf die Messfläche 24 der in der Arbeitsleitung der zweiten Hydropumpeneinheit 41 erzeugte Druck und erzeugt eine hydraulische Kraft. Auf den Stößel 23 wirkt dagegen über einen Umlenkhebel 25 der drehbar um einen Drehpunkt 26 gelagert ist, eine Kraft, die proportional zu der aufgenommenen Leistung der Pumpe 2 ist.The position of the total power control valve 18 is determined by an adjustable compression spring 22 and the forces acting counter to the adjustable compression spring 22 on a plunger 23 and a measuring surface 24. In this case acts on the measuring surface 24 of the pressure generated in the working line of the second hydraulic pump unit 41 and generates a hydraulic force. On the plunger 23, however, acts via a lever 25 which is rotatably mounted about a pivot point 26, a force which is proportional to the absorbed power of the pump 2.

In seiner Ruheposition, also dann, wenn die zweite Hydropumpeneinheit 41 keinen Arbeitsdruck erzeugt und auch die erste Hydropumpeneinheit 1 keine Leistung aufnimmt, wird das Summenleistungsregelventil 18 von der einstellbaren Druckfeder 22 in seiner in der Fig. 1 dargestellten ersten Endposition gehalten. In der ersten Endposition des Summenleistungsregelventils 18 wird der Verbindungskanal 17 über den Tankkanal 21 mit einem Tankvolumen 27 verbunden. Damit wird durch das Summenleistungsregelventil 18 die Stelldruckkammer 12 über den Stelldruckkanal 15, das durchgeschaltete Druckregelventil 16 und den Verbindungskanal 17 und schließlich über den Tankkanal 21 in das Tankvolumen 27 entspannt. Der sinkende Stelldruck in der Stelldruckkammer 12 hat aufgrund des zunächst in der Arbeitsdruckkammer 10 herrschenden unveränderten Drucks eine Bewegung des Stellkolbens 8 in der Fig. 1 nach rechts zur Folge. Damit wird über das Gestänge 9 die Pumpe 2 in Richtung größeren Fördervolumens verstellt.In its rest position, ie when the second hydraulic pump unit 41 generates no working pressure and also the first hydraulic pump unit 1 does not absorb any power, the total power control valve 18 is held by the adjustable compression spring 22 in its first end position shown in FIG. In the first end position of the cumulative power control valve 18, the connecting channel 17 is connected via the tank channel 21 with a tank volume 27. Thus, the control pressure chamber 12 is relaxed by the total power control valve 18 via the control pressure channel 15, the through-connected pressure control valve 16 and the connecting channel 17 and finally via the tank channel 21 into the tank volume 27. The falling control pressure in the control pressure chamber 12 has a movement of the control piston 8 in Fig. 1 to the right due to the first prevailing in the working pressure chamber 10 unchanged pressure. Thus, the pump 2 is moved in the direction of larger delivery volume via the linkage 9.

Während des Betriebs der ersten Hydromotoreinheit 1 hat eine solche Verstellung des Stellkolbens 8 zur Folge, dass der Angriffspunkt eines Kolbens 28 an einem ersten Schenkel 30 des Umlenkhebels 25 verschoben wird. Dabei bewirkt eine Verstellung des Fördervolumens der Pumpe 2 eine Verschiebung des Angriffspunkt des Kolbens 28 so, dass der Abstand zwischen dem Angriffspunkt und dem Drehpunkt 26 vergrößert wird. Der Kolben 28 ist über einen inneren Kanal 29, der in dem Stellkolben 8 ausgebildet ist, mit der Arbeitsdruckkammer 10 verbunden. Damit drückt der Kolben 28 auf den ersten Schenkel 30 des Umlenkhebels 25, wobei durch den von dem eingestellten Fördervolumen abhängigen Abstand zwischen dem Drehpunkt 26 und dem Angriffspunkt dieser dem Arbeitsdruck proportionalen Kraft an dem Umlenkhebel 25 ein Drehmoment erzeugt wird, welches proportional zu der aufgenommenen Leistung der Pumpe 2 ist.During operation of the first hydraulic motor unit 1, such an adjustment of the actuating piston 8 results in that the point of application of a piston 28 on a first leg 30 of the reversing lever 25 is displaced. An adjustment of the delivery volume of the pump 2 causes a displacement of the point of engagement of the piston 28 so that the distance between the point of application and the pivot point 26 is increased. The piston 28 is connected to the working pressure chamber 10 via an inner channel 29, which is formed in the adjusting piston 8. Thus, the piston 28 presses on the first leg 30 of the reversing lever 25, wherein by the dependent of the adjusted volume displacement between the pivot point 26 and the point of application of this pressure proportional to the force on the lever 25, a torque is generated, which is proportional to the power absorbed the pump is 2.

Auf den Stößel 23 wirkt damit entgegen der Kraft der einstellbaren Druckfeder 22 eine Kraft, die proportional zu der von der Pumpe 2 aufgenommenen Leistung ist. Vergrößert sich diese Kraft z. B. infolge einer Druckerhöhung in der Arbeitsleitung 5, so ergibt sich eine Verstellung des Summenleistungsregelventils 18 in Richtung seiner zweiten Endposition, in der der Anschlusskanal 20 mit dem Verbindungskanal 17 verbunden ist. Das bedeutet, dass mit zunehmender Verbindung des Anschlusskanals 20 mit dem Verbindungskanal 17 die Stelldruckkammer 12 zum Erhöhen des Stelldrucks zunehmend mit dem Druck der Arbeitsleitung 5 bedrückt wird.On the plunger 23 thus acts against the force of the adjustable compression spring 22, a force which is proportional to the power absorbed by the pump 2. Does this force increase z. B. as a result of Pressure increase in the working line 5, the result is an adjustment of the cumulative power control valve 18 in the direction of its second end position, in which the connection channel 20 is connected to the connecting channel 17. This means that with increasing connection of the connection channel 20 with the connecting channel 17, the control pressure chamber 12 is increasingly depressed to increase the control pressure with the pressure of the working line 5.

Aufgrund dieses zunehmendem Stelldrucks in der Stelldruckkammer 12 wird entgegen dem in der Arbeitsdruckkammer 10 herrschenden Arbeitsdruck und der Kraft der Feder 11 der Stellkolben 8 in der Fig. 1 nach links verschoben, also die Pumpe 2 in Richtung kleineren Fördervolumens verstellt. Gleichzeitig mit dieser Verstellung der Pumpe 2 in Richtung kleineren Fördervolumens wird auch der Abstand zwischen dem Angriffspunkt des Kolbens 28 und dem Drehpunkt 26 verringert, so dass die auf den Stößel 23 wirkende Kraft reduziert wird. Die Verstellung erfolgt dabei so weit, bis zum Beispiel ein erhöhter Druck in der Arbeitsleitung 5 durch eine entsprechende Verringerung des Fördervolumens der Pumpe 2 so kompensiert ist, dass die aufgenommene Leistung der Pumpe 2 konstant bleibt.Due to this increasing control pressure in the control pressure chamber 12 is opposite to the prevailing in the working pressure chamber 10 working pressure and the force of the spring 11 of the actuating piston 8 in Fig. 1 moved to the left, so the pump 2 adjusted in the direction of smaller delivery volume. Simultaneously with this adjustment of the pump 2 in the direction of smaller delivery volume, the distance between the point of engagement of the piston 28 and the pivot point 26 is reduced, so that the force acting on the plunger 23 is reduced. The adjustment takes place so far, for example, an increased pressure in the working line 5 is compensated by a corresponding reduction of the delivery volume of the pump 2 so that the absorbed power of the pump 2 remains constant.

Die Einstellung des Fördervolumens der Pumpe 2 folgt dem hyperbolischen Verlauf der Leistungskennlinie. In Richtung größerer Arbeitsdrücke nähert sich diese Kennlinie asymptotisch einem entsprechenden minimalen Fördervolumen. Dies ist allerdings mit einem starken Druckanstieg verbunden. Um diesen zu verhindern, und damit sicherzustellen, dass in dem Leitungssystem ein zulässiger Höchstdruck nicht überschritten wird, wird durch das Druckregelventil 16 oberhalb dieses maximalen Höchstdrucks die Stelldruckkammer 12 bedrückt und damit die Pumpe 2 in Richtung kleineren Fördervolumens verstellt. In diesem Fall wird die Leistungsregelung durch das Druckregelventil 16 übersteuert.The adjustment of the delivery volume of the pump 2 follows the hyperbolic curve of the performance curve. In the direction of greater working pressures, this characteristic asymptotically approaches a corresponding minimum delivery volume. However, this is associated with a strong increase in pressure. In order to prevent this, and thus to ensure that a permissible maximum pressure is not exceeded in the line system, the adjusting pressure chamber 12 is depressed by the pressure regulating valve 16 above this maximum maximum pressure and thus the pump 2 is adjusted in the direction of smaller delivery volume. In this case, the power control is overridden by the pressure control valve 16.

Wie es bereits ausgeführt wurde, ist im Normalfall und damit in der Ruheposition des Druckregelventils 16 der Verbindungskanal 17 mit dem Stelldruckkanal 15 ungedrosselt verbunden. Das Druckbegrenzungsventil 16 wird durch eine weitere einstellbare Druckfeder 32 in dieser Position gehalten. Um das Druckregelventil 16 in seine zweite Endposition zu bringen, in der der zweite Abzweig 19 mit dem Stelldruckkanal 15 verbunden ist, wird eine Förderdruckmessfläche 33 mit dem in der Arbeitsleitung 5 herrschenden Druck beaufschlagt. Die Förderdruckmessfläche 33 ist dabei so orientiert, dass die auf das Druckregelventil 16 bzw. dessen Ventilkolben wirkende hydraulische Kraft entgegen der Kraft der weiteren einstellbaren Druckfeder 32 gerichtet ist.As has already been stated, in the normal case and thus in the rest position of the pressure regulating valve 16, the connecting channel 17 is connected unthrottled to the actuating pressure channel 15. The pressure relief valve 16 is held by a further adjustable compression spring 32 in this position. In order to bring the pressure control valve 16 into its second end position, in which the second branch 19 is connected to the control pressure channel 15, a delivery pressure measuring surface 33 is acted upon by the pressure prevailing in the working line 5. The delivery pressure measuring surface 33 is oriented in such a way that the hydraulic force acting on the pressure regulating valve 16 or its valve piston is directed against the force of the further adjustable compression spring 32.

Bei Überschreiten einer gewissen Druckgrenze durch den Druck in der Arbeitsleitung 5 wird damit entgegen der Kraft der einstellbaren Druckfeder 32, die folglich diese Druckgrenze bestimmt, das Druckregelventil 16 in Richtung seiner zweiten Endposition verstellt und die Stelldruckkammer 12 mit dem in der Arbeitsleitung 5 herrschenden Arbeitsdruck bedrückt. Infolgedessen wird der Stellkolben 8 in der Fig. 1 nach links verschoben und die Pumpe 2 in Richtung kleineren Fördervolumens verstellt. Zum Verbinden der Förderdruckmessfläche 33 mit dem zweiten Abzweig 19 ist ein Messkanal 34 vorgesehen, in dem eine Drossel 35 angeordnet ist.When a certain pressure limit is exceeded by the pressure in the working line 5 is thus against the force of the adjustable compression spring 32, which consequently determines this pressure limit, the pressure control valve 16 is adjusted in the direction of its second end position and the control pressure chamber 12 is depressed with the prevailing in the working line 5 working pressure , As a result, the actuating piston 8 is moved in Fig. 1 to the left and the pump 2 is adjusted in the direction of smaller delivery volume. For connecting the delivery pressure measuring surface 33 with the second branch 19, a measuring channel 34 is provided, in which a throttle 35 is arranged.

Ferner ist eine gedrosselte Verbindung 38 vorgesehen, die den Verbindungskanal 17 unter Umgehung des Druckregelventils 16 mit dem Stelldruckkanal 15 verbindet. Um den jeweils eingestellten Stelldruck überwachen zu können, ist vorzugsweise die gedrosselte Verbindung 38 nach außen aus dem Gehäuse der ersten Hydropumpeneinheit 1 herausgeführt und kann an einem Messanschluss 39 abgegriffen werden.Furthermore, a throttled connection 38 is provided, which connects the connecting channel 17, bypassing the pressure regulating valve 16 with the actuating pressure channel 15. In order to be able to monitor the setting pressure set in each case, the throttled connection 38 is preferably led out of the housing of the first hydraulic pump unit 1 and can be tapped off at a measuring connection 39.

Wird neben dieser ersten Hydropumpeneinheit 1 durch dieselbe primäre Antriebsmaschine eine weitere Hydropumpeneinheit 41 angetrieben, so muss bei der Einstellung der Leistung der ersten Hydropumpeneinheit 1 die durch die zweite Hydropumpeneinheit 41 aufgenommene Leistung berücksichtigt werden. Dies geschieht über die Messfläche 24, die an dem Summenleistungsregelventil 18 ausgebildet ist. Die Messfläche 24 wird durch einen Druck beaufschlagt und erzeugt damit eine hydraulische Kraft, die gleichsinnig mit der auf den Stößel 23 wirkenden Kraft entgegen der Kraft der einstellbaren Druckfeder 22 wirkt.If, in addition to this first hydraulic pump unit 1, a further hydraulic pump unit 41 is driven by the same primary drive machine, then during adjustment the power of the first hydraulic pump unit 1, the power absorbed by the second hydraulic pump unit 41 are taken into account. This is done via the measuring surface 24, which is formed on the summation power control valve 18. The measuring surface 24 is acted upon by a pressure and thus generates a hydraulic force which acts in the same direction with the force acting on the plunger 23 against the force of the adjustable compression spring 22.

Um der Messfläche 24 eine Größe zuzuführen, die die von der zweiten Hydropumpeneinheit 41 aufgenommene Leistung charakterisiert, ist die Messfläche 24 über eine erste Verbindungsleitung 36 mit der zweiten Hydropumpeneinheit 41 verbunden. Die sich entsprechenden Elemente der zweiten Hydropumpeneinheit 41 sind mit Bezugszeichen versehen, die gegenüber dem Bezugszeichen des entsprechenden Elements der ersten Hydropumpeneinheit 1 um jeweils 40 erhöht sind.In order to supply the measuring surface 24 with a size that characterizes the power absorbed by the second hydraulic pump unit 41, the measuring surface 24 is connected to the second hydraulic pump unit 41 via a first connecting line 36. The corresponding elements of the second hydraulic pump unit 41 are provided with reference numerals, which are increased by 40 relative to the reference number of the corresponding element of the first hydraulic pump unit 1.

An dem von der Messfläche 24 der ersten Hydropumpeneinheit 1 abgewandten Ende der ersten Verbindungsleitung 36 ist die erste Verbindungsleitung 36 mit der Arbeitsdruckleitung 53 der zweiten Hydropumpeneinheit 41 verbunden. Damit wird der in der Arbeitsleitung 45 der zweiten Hydropumpeneinheit 41 durch die Pumpe 42 der zweiten Hydromotoreinheit .41 erzeugte Arbeitsdruck über die Arbeitsdruckzuleitung 53 der zweiten Hydropumpeneinheit 41 und die erste Verbindungsleitung 36 der Messfläche 24 des Summenleistungsregelventils 18 der ersten Hydropumpeneinheit 1 zugeführt.At the end remote from the measuring surface 24 of the first hydraulic pump unit 1 end of the first connecting line 36, the first connecting line 36 is connected to the working pressure line 53 of the second hydraulic pump unit 41. Thus, the working pressure generated in the working line 45 of the second hydraulic pump unit 41 by the pump 42 of the second hydraulic motor unit 41 is supplied via the working pressure supply line 53 of the second hydraulic pump unit 41 and the first connecting line 36 to the measuring surface 24 of the total power control valve 18 of the first hydraulic pump unit 1.

Diese zusätzliche Kraft auf das Summenleistungsregelventil 18 der ersten Hydropumpeneinheit 1 bewirkt eine stärkere Verstellung der Pumpe 2 der ersten Hydropumpeneinheit 1 in Richtung eines kleineren Fördervolumens. Damit wird die insgesamt verfügbare Antriebsleistung der nicht dargestellten Antriebsmaschine in gegenseitiger Abhängigkeit auf die erste Hydropumpeneinheit 1 und die zweite Hydropumpeneinheit 41 verteilt. Die beiden Hydropumpeneinheiten 1 und 41 werden dabei über die jeweilige Antriebswelle 3 bzw. 43 entweder direkt oder aber über ein ebenfalls nicht dargestelltes Verteilergetriebe von der Antriebsmaschine angetrieben.This additional force on the total power control valve 18 of the first hydraulic pump unit 1 causes a stronger adjustment of the pump 2 of the first hydraulic pump unit 1 in the direction of a smaller delivery volume. Thus, the total available drive power of the non-illustrated engine is distributed in mutual dependence on the first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41. The two hydraulic pump units 1 and 41 are doing over the respective Drive shaft 3 and 43 driven either directly or via a likewise not shown transfer case of the drive machine.

Entsprechend der Analogie im Aufbau der ersten Hydropumpeneinheit 1 und der zweiten Hydropumpeneinheit 41 ist eine zweite Verbindungsleitung 37 vorgesehen, durch welche der in der Arbeitsleitung 5 und damit der Arbeitsdruckzuleitung 13 der ersten Hydropumpeneinheit 1 herrschende Arbeitsdruck der Messfläche 64 des Summenleistungsregelventils 58 der zweiten Hydropumpeneinheit 41 zugeführt wird. Damit wird auch umgekehrt die von der ersten Hydropumpeneinheit 1 aufgenommene Leistung bei der Einstellung des Stelldrucks für die Verstellvorrichtung 46 der zweiten Hydropumpeneinheit 41 berücksichtigt.According to the analogy in the structure of the first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41, a second connecting line 37 is provided, through which the working pressure prevailing in the working line 5 and thus the working pressure supply line 13 of the first hydraulic pump unit 1 working pressure of the measuring surface 64 of the cumulative power control valve 58 of the second hydraulic pump unit 41 becomes. Conversely, the power consumed by the first hydraulic pump unit 1 is also taken into account when setting the control pressure for the adjusting device 46 of the second hydraulic pump unit 41.

Zum Herstellen von kompakten Hydropumpeneinheiten ist es vorteilhaft, die Summenleistungsregelventile 18 bzw. 58 als sogenannte Ventilpatronen in die Gehäuse der Hydropumpeneinheiten einzusetzen. In der Fig. 1 sind die jeweiligen Gehäuse durch die strichpunktierte Linie schematisch dargestellt, die alle innerhalb des Gehäuses befindlichen Elemente umgibt und die mit dem Bezugszeichen 1 bezeichnet ist. Neben den Summenleistungsregelventilen 18 und 58 sind auch die Druckregelventile 16 und 56 vorzugsweise als Ventilpatronen ausgeführt und werden in eine entsprechende Bohrung in dem Gehäuse der jeweiligen Hydropumpeneinheit 1 bzw. 41 eingesetzt.For producing compact hydraulic pump units, it is advantageous to use the total power control valves 18 and 58 as so-called valve cartridges in the housings of the hydraulic pump units. In Fig. 1, the respective housing by the dash-dotted line are schematically shown, which surrounds all located within the housing elements and which is designated by the reference numeral 1. In addition to the cumulative power control valves 18 and 58, the pressure control valves 16 and 56 are preferably designed as valve cartridges and are inserted into a corresponding bore in the housing of the respective hydraulic pump unit 1 or 41.

Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel einer solchen Ventilpatrone 81 eines Summenleistungsregelventils 18 und 58 der erfindungsgemäßen Summenleistungsregelvorrichtung ist in der Fig. 2 dargestellt.A preferred embodiment of such a valve cartridge 81 of a cumulative power control valve 18 and 58 of the sum power control device according to the invention is shown in FIG.

Die Ventilpatrone 81 wird in eine dafür vorgesehene Öffnung des Gehäuses der ersten Hydropumpeneinheit 1 und der zweiten Hydropumpeneinheit 41 eingesetzt. Zum Fixieren der Ventilpatrone 81 ist an einem Ventilgehäuse 82 ein Gewinde vorgesehen, welches in ein korrespondierendes Gewinde des Gehäuses der Hydropumpeneinheit eingeschraubt wird und dabei mittels eines Dichtrings 83 abgedichtet wird. Auf der in das Gehäuse der Hydropumpeneinheit hineinragenden Seite des Ventilgehäuses 82 schließt sich in axialer Richtung eine Ventilhülse 84 an.The valve cartridge 81 is inserted into a designated opening of the housing of the first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41. To fix the valve cartridge 81 is on a valve housing 82 a Thread provided, which is screwed into a corresponding thread of the housing of the hydraulic pump unit and is sealed by means of a sealing ring 83. On the projecting into the housing of the hydraulic pump unit side of the valve housing 82 in the axial direction, a valve sleeve 84 connects.

Die Ventilhülse 84 wird axial durch eine abgestufte Ausnehmung durchdrungen, in die ein Ventilkolben 85 eingesetzt ist. Dieser Ventilkolben 85 weist an einem Ende einen Fortsatz 86 auf, der aus der Ventilhülse 84 in Richtung des Ventilgehäuses 82 geringfügig herausragt. Das Ventilgehäuse 82 weist ebenfalls eine als Sackloch ausgeführte zentrale Ausnehmung auf, in die eine erste Feder 87 und eine zweite Feder 88 eingesetzt sind. Die erste Feder 87 und die zweite Feder 88 sind als Druckfedern ausgeführt und werden von der einen Federraum 89 ausbildenden zentralen Ausnehmung des Ventilgehäuses 82 aufgenommen.The valve sleeve 84 is penetrated axially by a stepped recess into which a valve piston 85 is inserted. This valve piston 85 has at one end an extension 86 which projects slightly out of the valve sleeve 84 in the direction of the valve housing 82. The valve housing 82 also has a blind hole designed as a central recess into which a first spring 87 and a second spring 88 are used. The first spring 87 and the second spring 88 are designed as compression springs and are received by the spring chamber 89 forming a central recess of the valve housing 82.

Die erste Feder und die zweite Feder 87 und 88 stützen sich jeweils an einem ersten Federsitz 90 und einem zweiten Federsitz 91 ab. Der erste Federsitz 90 weist in der Mitte eine sich in axialer Richtung erstreckende Zentrierung für die erste Feder 87 und die zweite Feder 88 auf, die von einer Längsbohrung 92 durchdrungen wird. Der erste Federsitz 90 besitzt eine im wesentlichen scheibenförmige Geometrie, die auf der von der Zentrierung abgewandten Seite eine Vertiefung aufweist, in die der Fortsatz 86 des Ventilkolbens 85 eingreift, so dass zwischen dem Ventilkolben 85 und dem ersten Federsitz 90 in axiale Richtung Druckkräfte übertragen werden können.The first spring and the second spring 87 and 88 are each supported on a first spring seat 90 and a second spring seat 91. The first spring seat 90 has in the middle an axially extending centering for the first spring 87 and the second spring 88, which is penetrated by a longitudinal bore 92. The first spring seat 90 has a substantially disk-shaped geometry, which has a recess on the side facing away from the centering, in which the extension 86 of the valve piston 85 engages, so that pressure forces are transmitted between the valve piston 85 and the first spring seat 90 in the axial direction can.

An dem gegenüberliegenden Ende des Federraums 89 ist der zweite Federsitz 91 angeordnet, der an einer Seite wiederum eine Vertiefung und an der der Vertiefung gegenüberliegenden Seite eine Zentrierung zum Zentrierung der ersten Feder 87 und der zweiten Feder 88 aufweist. In die Vertiefung des zweiten Federsitzes 91 greift ein Ende einer Einstellschraube 93 ein. Die Einstellschraube 93 ist in ein in dem Ventilgehäuse 82 angeordnetes Gewinde eingeschraubt, so dass durch weiteres Einschrauben der Einstellschraube 93 der Abstand zwischen dem ersten Federsitz 90 und dem zweiten Federsitz 91 verringert werden kann. Somit lässt sich durch Verdrehen der Einstellschraube 93 die Spannung der ersten Feder 87 und der zweiten Feder 88 verändern und damit die Kennlinie des Summenleistungsregelventils 18 bzw. 58 einstellen. Um ein unbeabsichtigtes Verdrehen der Einstellschraube 93 zu verhindern, wird die Einstellschraube 93 mit Hilfe einer Kontermutter 94 gegen das Ventilgehäuse 82 gekontert. Eine weitere Schutzmaßnahme ist das Aufschrauben einer Gewindekappe 95, die eine Verschmutzung oder Korrosion der Einstellschraube 93 verhindert.At the opposite end of the spring chamber 89, the second spring seat 91 is arranged, which in turn has a recess on one side and a centering for centering the first spring 87 and the second spring 88 on the opposite side of the depression. In the recess of the second spring seat 91 engages one end an adjusting screw 93 a. The adjusting screw 93 is screwed into a thread arranged in the valve housing 82, so that by further screwing the adjusting screw 93, the distance between the first spring seat 90 and the second spring seat 91 can be reduced. Thus, by turning the adjusting screw 93, the voltage of the first spring 87 and the second spring 88 can be changed, thereby adjusting the characteristic of the cumulative power control valve 18 or 58. In order to prevent unintentional rotation of the adjusting screw 93, the adjusting screw 93 is countered by means of a lock nut 94 against the valve housing 82. Another protective measure is the screwing on a threaded cap 95, which prevents contamination or corrosion of the adjusting screw 93.

Der Fortsatz 86 ist an einem Ende des Ventilkolbens 85 stirnseitig angeordnet und näherungsweise kalottenförmig ausgeführt. An der gegenüberliegenden Stirnseite 96 des Ventilkolbens 85 ist dagegen eine Ausnehmung 97 ausgebildet. Diese Ausnehmung 97 dient der Aufnahme des aus Fig. 1 bekannten Stößels 23 und kann zu dessen Fixierung auch mit einem Innengewinde versehen sein.The extension 86 is arranged at one end of the valve piston 85 frontally and executed approximately dome-shaped. On the opposite end face 96 of the valve piston 85, however, a recess 97 is formed. This recess 97 serves to receive the known from Fig. 1 plunger 23 and may be provided to fix it with an internal thread.

Ausgehend von dem Fortsatz 86 weist der Ventilkolben 85 einen ersten Führungsabschnitt 98, axial davon beanstandet einen zweiten Führungsabschnitt 99 und einen erneut mit einem axialen, größeren Abstand hierzu angeordneten dritten Führungsabschnitt 100 auf. Dieser dritte Führungsabschnitt 100 ist axial in dem Bereich der Ausnehmung 97 angeordnet und weist einen vorzugsweise identischen Durchmesser auf wie der zweite Führungsabschnitt 99. Demgegenüber ist der erste Führungsabschnitt 98 in seinem Durchmesser vergrößert.Starting from the extension 86, the valve piston 85 has a first guide section 98, axially thereof a second guide section 99 and a third guide section 100 which is again arranged at an axial, greater distance therefrom. This third guide section 100 is arranged axially in the region of the recess 97 and has a preferably identical diameter as the second guide section 99. In contrast, the first guide section 98 is enlarged in its diameter.

Diese radiale Erweiterung des Ventilkolbens 85 erzeugt an dem in Richtung der Stirnseite 96 orientierten Ende des ersten Führungsabschnitts 98 eine Ringfläche 101, die der Messfläche 24 bzw. 64 der ersten Hydropumpeneinheit 1 bzw. der zweiten Hydropumpeneinheit 41 der Fig. 1 entspricht. Die durchgehende Ausnehmung der Ventilhülse 84 weist entsprechend den unterschiedlichen Durchmessern des ersten Führungsabschnitts 98 und des zweiten und dritten Führungsabschnitts 99 und 100 eine radiale Stufe 102 auf.This radial extension of the valve piston 85 generates at the oriented in the direction of the end face 96 end of the first guide portion 98 an annular surface 101, the measuring surface 24 and 64 of the first hydraulic pump unit 1 and the second hydraulic pump unit 41 of FIG. 1 corresponds. The continuous recess of the valve sleeve 84 has a radial step 102 corresponding to the different diameters of the first guide section 98 and the second and third guide sections 99 and 100.

Diese radiale Stufe 102 ist entsprechend dem Abstand zwischen dem ersten Führungsabschnitt 98 und dem zweiten Führungsabschnitt 99 axial versetzt zu der Ringfläche 101 angeordnet, so dass zwischen der Ringfläche 101 und der radialen Stufe 102 ein ringförmige Raum 103 ausgebildet ist. Dieser ringförmige Raum 103 ist über radial angeordnete erste Bohrungen 104 mit einer auf der Außenseite der Ventilhülse 84 angeordneten umlaufenden ersten Nut 105 verbunden. In diese umlaufende erste Nut 105 mündet seitens der ersten Hydropumpeneinheit 1 beispielsweise die erste Verbindungsleitung 36 aus, wie es in der Fig. 2 lediglich angedeutet ist.This radial step 102 is arranged corresponding to the distance between the first guide section 98 and the second guide section 99 axially offset from the annular surface 101, so that between the annular surface 101 and the radial step 102, an annular space 103 is formed. This annular space 103 is connected via radially arranged first holes 104 with a arranged on the outside of the valve sleeve 84 circumferential first groove 105. In this circumferential first groove 105 opens, on the part of the first hydraulic pump unit 1, for example, the first connecting line 36, as is merely indicated in FIG.

Der erste Führungsabschnitt 98 und der zweite Führungsabschnitt 99 wirken mit den korrespondierenden Abschnitten der Ventilhülse 84 dichtend zusammen. Damit kann der ringförmige Raum z. B. über die erste Verbindungsleitung 36 mit einem Druck beaufschlagt werden, der an der Ringfläche 101 eine hydraulische Kraft in axialer Richtung entgegen der Kraft der ersten Feder 87 und der zweiten Feder 88 erzeugt.The first guide portion 98 and the second guide portion 99 sealingly cooperate with the corresponding portions of the valve sleeve 84. Thus, the annular space z. B. be acted upon via the first connecting line 36 with a pressure which generates on the annular surface 101, a hydraulic force in the axial direction against the force of the first spring 87 and the second spring 88.

In Richtung der Stirnseite 96 des Ventilkolbens 85 schließt sich an den zweiten Führungsabschnitt 99 ein radial verjüngter Abschnitt 106 an, wodurch in diesem Bereich des Ventilkolbens 85 wiederum ein ringförmiger Raum entsteht, in den radial in der Ventilhülse 84 angeordnete zweite Bohrungen 107 ausmünden. Diese zweiten Bohrungen 107 verbinden den ringförmigen Bereich, der um den radial verjüngten Abschnitt 106 ausgebildet ist, mit einer umlaufenden zweiten Nut 108, die an dem Umfang der Ventilhülse 84 angeordnet ist.In the direction of the end face 96 of the valve piston 85, a radially tapered section 106 adjoins the second guide section 99, whereby in this region of the valve piston 85 again an annular space is created, into which second bores 107 arranged radially in the valve sleeve 84 open. These second holes 107 connect the annular portion formed around the radially tapered portion 106 with a circumferential second groove 108 disposed on the circumference of the valve sleeve 84.

Der erste radial verjüngte Abschnitt 106 erstreckt sich bis zu einer ersten Steuerkante 111, die durch eine erneute radiale Erweiterung des Ventilkolbens 85 ausgebildet wird. Wenn sich der Ventilkolben 85 in seiner in der Fig. 2 dargestellten mittleren Position befindet, werden dritte Bohrungen 109, die in der Ventilhülse 84 radial angeordnet sind und in eine umlaufende dritte Nut 110 ausmünden, gerade durch die erste Steuerkante 111 abgedeckt, so dass zwischen den dritten Bohrungen 109 und den zweiten Bohrungen 107 kein Druckmittelfluss möglich ist. In Richtung der Stirnseite 96 ist an dem Ventilkolben 85 weiterhin eine zweite Steuerkante 115 durch eine radiale Stufe ausgebildet, an die sich ein zweiter radial verjüngter Abschnitt 112 anschließt, der sich bis zu dem dritten Führungsabschnitt 100 erstreckt.The first radially tapered portion 106 extends to a first control edge 111, which is formed by a renewed radial expansion of the valve piston 85. When the valve piston 85 is in its middle position shown in FIG. 2, third holes 109, which are arranged radially in the valve sleeve 84 and open out into a circumferential third groove 110, are just covered by the first control edge 111, so that between the third holes 109 and the second holes 107 no pressure medium flow is possible. In the direction of the end face 96, a second control edge 115 is further formed on the valve piston 85 by a radial step, to which a second radially tapered portion 112 connects, which extends to the third guide portion 100.

Die zweite Steuerkante 115 ist dabei erneut so angeordnet, dass in einer mittleren Position des Ventilkolbens 85 eine Verbindung von den dritten Bohrungen 109 und zu den in dem Bereich des zweiten radial verjüngten Abschnitts 112 angeordneten vierten Bohrungen 113 nicht hergestellt ist. In dieser Position des Ventilkolbens 85 ist damit von den dritten Bohrungen 109 weder zu den zweiten Bohrungen 107 noch zu den vierten Bohrungen 113 ein durchströmbarer Querschnitt vorhanden. In diesem Gleichgewichtszustand wird damit der Stelldruck in der Stelldruckkammer 12 nicht verändert und das eingestellte Fördervolumen bleibt konstant.The second control edge 115 is again arranged so that in a middle position of the valve piston 85, a connection of the third holes 109 and to the arranged in the region of the second radially tapered portion 112 fourth holes 113 is not made. In this position of the valve piston 85 is thus from the third holes 109, neither to the second holes 107 still to the fourth holes 113 a flow-through cross-section available. In this state of equilibrium so that the control pressure in the control pressure chamber 12 is not changed and the set displacement remains constant.

Verschiebt man dagegen durch eine hydraulische Kraft an der Ringfläche 101 oder eine an der Stirnseite 96 des Ventilkolbens 85 angreifende größere Kraft den Ventilkolben 85 entgegen der Kraft der ersten Feder 87 und der zweiten Feder 88, so gibt die zweite Steuerkante 115 einen durchströmbaren Querschnitt frei, über den die dritten Bohrungen 109 und die vierten Bohrungen 113 miteinander verbunden sind.If, on the other hand, the valve piston 85 is displaced against the force of the first spring 87 and the second spring 88 by a hydraulic force on the annular surface 101 or a larger force acting on the end face 96 of the valve piston 85, the second control edge 115 releases a cross-section through which over which the third bores 109 and the fourth bores 113 are connected to one another.

Eine Verringerung der entgegen der Federkraft auf den Ventilkolben 85 wirkenden Kräfte hat eine entgegengesetzte Bewegung des Ventilkolbens 85 zur Folge, so dass in diesem Fall die erste Steuerkante 111 einen durchströmbaren Querschnitt freigibt, über den die dritten Bohrungen 109 diesmal mit den zweiten Bohrungen 107 verbunden werden. Dies bedeutet, dass, wie es in der Fig. 2 durch die Bezugszeichen 17, 20 und 21 angedeutet ist, die zweiten Bohrungen mit dem Tankkanal 21, die dritten Bohrungen mit dem Verbindungskanal 17 und die vierten Bohrungen 113 mit dem Anschlusskanal 20 verbunden sind.A reduction in the forces acting against the valve piston 85 against the spring force results in an opposite movement of the valve piston 85, so that in this case the first control edge 111 releases a cross section through which the third bores 109 are connected to the second bores 107 this time , This means that, as indicated in FIG. 2 by reference numbers 17, 20 and 21, the second bores are connected to the tank channel 21, the third bores to the connecting channel 17 and the fourth bores 113 to the connecting channel 20.

Die Anordnung der Bohrungen in axialer Richtung wird bevorzugt so durchgeführt, wie es das Ausführungsbeispiel der Fig. 2 zeigt, also so, dass die ersten Bohrungen 104, über die der ringförmige Raum 103 und damit die Ringfläche 101 mit dem Arbeitsdruck der jeweils anderen Hydropumpeneinheit beaufschlagt wird, zwischen dem Federraum 89 und den zweiten Bohrungen 107 angeordnet sind. Da die zweiten Bohrungen 107 über den Tankkanal 21 mit dem Tankvolumen 27 der Hydropumpeneinheit verbunden sind und auch der Federraum 89 drucklos ist, ist sowohl ein Leckageweg des Druckmittels aus dem ringförmigen Raum 103 vorbei an dem ersten Führungsabschnitt 98 als auch an dem zweiten Führungsabschnitt 99 vorbei gegeben, wobei das entweichende Leckagefluid jeweils über ein angrenzendes druckloses Volumen in das Tankvolumen 27 abgeführt wird. Der Federraum 89 ist hierzu über eine Ablaufbohrung 116 ebenfalls an das Tankvolumen 27 gekoppelt.The arrangement of the bores in the axial direction is preferably carried out as shown in the embodiment of FIG. 2, that is, so that the first holes 104 through which the annular space 103 and thus the annular surface 101 is acted upon by the working pressure of the respective other hydraulic pump unit is, between the spring chamber 89 and the second holes 107 are arranged. Since the second holes 107 are connected via the tank channel 21 with the tank volume 27 of the hydraulic pump unit and the spring chamber 89 is depressurized, both a leakage path of the pressure medium from the annular space 103 past the first guide portion 98 and the second guide portion 99 over given, wherein the escaping leakage fluid is discharged in each case via an adjacent pressureless volume in the tank volume 27. The spring chamber 89 is also coupled via a drain hole 116 to the tank volume 27.

Die Erfindung ist nicht auf das beschriebene Ausführungsbeispiel beschränkt und zum Beispiel auch im geschlossenen Kreislauf anwendbar. Ferner sind sämtliche beschriebene oder gezeichnete Merkmale beliebig miteinander kombinierbar. The invention is not limited to the embodiment described and applicable, for example, in a closed circuit. Furthermore, all described or drawn features can be combined with each other.

Claims (6)

  1. Total power controller for at least two pumps (2, 42), which are each connected to a working conduit (5, 45), and the conveyed volume of which can be adjusted separately by an adjusting device (6, 46),
    wherein an adjusting pressure which acts on the adjusting device can be adjusted by a total power control valve (18, 58), characterised in that each total power control valve (18, 58) has a measuring surface (24, 64) on a valve piston (85),
    wherein a working pressure of one pump (42, 2) is applied directly to the measuring surface (24, 64) of the total power control valve (18, 58) of the other pump (2, 42), and in that
    the valve piston (85) of the total power control valve (18, 58) of a pump (2, 42) can be acted on by a force which is proportional to the power of this pump (2, 42), in the same direction as the hydraulic force which acts on the measuring surface.
  2. Total power controller according to Claim 1,
    characterized in that
    the total power control valves (18, 58) are in the form of valve cartridges (81).
  3. Total power controller according to Claim 1 or 2,
    characterized in that
    a ring surface (101) which forms the measuring surface (24, 64) is formed on the valve piston (85).
  4. Total power controller according to Claim 3,
    characterized in that
    the ring surface (101) is in such a form that it is arranged in the valve cartridge (81) in the axial direction between two spaces (89) which are connected to a tank volume (27).
  5. Total power controller according to one of Claims 1 to 4,
    characterized in that
    the hydraulic force which acts on the measuring surface (24, 64) and the force which is proportional to the power act on the valve piston (85) against a spring (87, 88) which is supported on an end face.
  6. Total power controller according to one of Claims 1 to 5,
    characterized in that
    the measuring surface (24, 64) of the total power control valve (18, 58) of one pump (2, 42) is connected via a connecting conduit (36, 37) to a working conduit (45, 5) of the other pump (42, 2), to feed the working power of the other pump (42, 2).
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