Kolbenpumpe, die einen abgeschlossenen Kurbelraum aufweist und mit einem Ventil zum selbsttätigen Regeln der Pumpe versehen ist Die Erfindung bezieht sich auf eine Kolben pumpe, die einen abgeschlossenen Kurbelraum auf weist, also etwa eine Radialkolbenpumpe oder auch eine Axialkolbenpumpe, und mit einem Ventil zum selbsttätigen Regeln der Pumpe versehen ist, welches in eine vom Druckraum der Pumpe zu ihrem Kurbel raum führende Leitung, an welche ein Verbraucher anschliessbar ist,
eingeschaltet ist, wobei das Ventil gehäuse ein vom Druckmedium entgegen einer Federkraft beaufschlagtes Organ enthält. Die mit dem Erfindungsgegenstand zu lösende Aufgabe wird in einer Verbesserung des Ventils gesehen, dahinge hend, dass die beim Regeln der Pumpe auftretenden hohen Druckspitzen vermieden werden und das Ven til nur einen möglichst kleinen Einbauraum benötigt.
Zur Regelung einer Radialkolbenpurnpe ist schon vorgeschlagen worden, dass im Gehäuse des Regel ventils ein durch eine Feder belasteter Kolben in der Schliessstellung gegen einen Ventilsitz gedrückt wird. Das von der Pumpe geförderte Drucköl drückt auf die gegen den Ventilsitz gepresste Stirnseite des Kol bens und hebt diesen nach Erreichen des eingestell ten Druckes entgegen der Kraft der Feder ab. Das Drucköl gelangt nach Umströmen der Sitzfläche durch Querbohrungen in eine in den Kolben eingear beitete axiale Sackbohrung, von der aus es durch eine an das Ventilgehäuse angeschlossene Leitung dem Kurbelraum der Pumpe zugeführt wird.
Die Verwen dung eines Ventils, das ein gegen einen Ventilsitz ge- presstes Abschlussorgan aufweist, hat die bei solchen Ventilen für hydraulische Anlagen nachteiligen Merkmale. So ist z. B. beim öffnen des Ventils die Durchflussöffnung für das Drucköl relativ gross, so dass das gesamte von der Pumpe geförderte Öl schlagartig den Kurbelraum im Pumpengehäuse aus- füllt. Infolgedessen werden die Pumpenkolben mit ho her Geschwindigkeit vom Antriebszenter abgehoben.
Gleichzeitig entspannt sich der Druck rasch und sinkt unter den eingestellten Wert ab, 5o dass der Kolben von der gespannten Ventilfeder mit sehr hoher Ge schwindigkeit auf seinen Sitz zurückgeschleudert wird. Es treten also bei der Verwendung eines sol chen Ventils in der hydraulischen Anlage sehr hohe Druckspitzen auf, die erst allmählich periodisch ab klingen. Abgesehen von den starken mechanischen Beanspruchungen des Ventils, die sich auch in dem bekannten Flattern auswirken, wird die gesamte hydraulische Anlage von hohen Druckstössen bean sprucht, die zu Beschädigungen führen können.
Ein weiterer Nachteil dieses Ventils besteht darin, dass das Drucköl die gesamte der Hochdruckseite zuge wandte Stirnseite des Verschlussorganes beauf- schlagt. Die aus der Fläche dieser Stirnseite und dem Druck resultierende Druckkraft ist demgemäss relativ gross, so dass auch die dieser Druckkraft entgegen wirkende Feder entsprechend gross ausgebildet sein muss. Das Ventil beansprucht daher einen unnötig grossen Einbauraum, was sich auf die gesamte An lage ungünstig auswirkt.
Bekannt ist ferner eine Kolbenpumpe zum För dern von Flüssigkeiten, insbesondere Brennstoff, nach dem Vergaser oder der Einspritzpumpe an Brennkraftmaschinen, bei welcher der Kolben in der einen Richtung zwangsschlüssig und in der anderen Richtung kraftschlüssig durch eine Feder bewegt wird, so dass er sich bei Erreichen eines bestimmten Druckes in der Förderleistung von seinem Antrieb mindestens über einen Teil des Gesamthubes löst. Zu diesem Zweck ist der beim Druckhub durch Nocken und Stössel und beim Saughub durch eine Feder be- wegte Kolben auf der Seite, auf der der zwangs schlüssige Antrieb erfolgt, dem Förderdruck ausge setzt.
Der Pumpenkolben saugt über ein Ansaug ventil Kraftstoff an und drückt es durch ein Auslass- ventil in die Einspritzpumpe. Ist die von der Förder- pumpe in einem gewissen Zeitabschnitt zu ihrem Auslass gelieferte Brennstoffmenge grösser als der Brennstoffverbrauch, so steigt hinter dem Druckven til und damit auch auf der mit diesem verbundenen unteren Kolbenseite der Druck an. Letzterer hebt nun je nach Druckstärke den Kolben vom Stössel ab, der Förderhub verringert sich und die Fördermenge passt sich selbsttätig dem Brennstoffverbrauch an.
Wohl ist es demnach bekannt, mit Hilfe eines Druck ventils den Förderhub einer Kolbenpumpe in Abhän gigkeit vom Pumpendruck auf gewünschte Weise zu verändern, doch fehlt bei dieser Ausführung ein Steuerventil, welches ein schlagartiges Beaufschlagen des Kolbens und der Saug- und Druckventile bei schneller Änderung des Brennstoffverbrauches ver hindert. Auch diese Ausführung weist den Nachteil auf, dass die Ventile einem starken, mechanischen Verschleiss und die Anlage hohen Druckstössen un terworfen ist.
Die erwähnten Nachteile werden gemäss der Er findung im wesentlichen dadurch vermieden, dass das im Ventilgehäuse befindliche Organ ein mit einer vom vollen Pumpendruck beaufschlagten, axialen Sackbohrung versehener, verschiebbarer Kolben ist, von dem aus das Druckmedium durch unterschiedlich grosse, die Leitung zwischen Druckraum und Kurbel raum der Pumpe beim. Verschieben des Kolbens nacheinander freigebende Querbohrungen in abge stufter Menge abfliessen kann, wobei die im Quer schnitt kleinste Querbohrung zuerst in die Leitung zwischen Druckraum und Kurbelraum eingeschaltet wird.
Auf diese Weise werden die gefürchteten hohen Druckspitzen in der hydraulischen Anlage abgebaut. Da beim Verschieben des Kolbens zuerst eine relativ kleine Querbohrung in den Kreislauf eingeschaltet wird, ist die Menge, welche am Beginn der Regelung in den Kurbelraum strömt, relativ gering, so dass nunmehr die Pumpenkolben allmählich vom An triebsexzenter abgehoben werden. Dementsprechend ist der Druckanstieg in der hydraulischen Anlage über den eingestellten Wert relativ gering. Da durch die kleine Querbohrung weniger Öl abfliesst, als dem Ventil zuströmt, baut sich in diesem ein Druck auf, der eine weitere Verschiebung des Kolbens bewirkt.
Dadurch wird eine grössere Querbohrung in den Kreislauf eingeschaltet, durch die entsprechend mehr Drucköl abfliessen kann. Das Öl wird also in abge stuften Mengen dem Kurbelraum der Pumpe zuge führt, wobei die kleinste Ölmenge zu Beginn des Regelvorganges abgegeben wird. Die Druckschwin gungen haben zu Beginn der Regelung relativ kleine Ausschläge und pendeln sich innerhalb kurzer Zeit auf den eingestellten Sollwert ein.
Durch die Verwen dung einer Sackbohrung, die durch den vollen För- derdruck beaufschlagt wird, wirkt dieser Druck ledig- lieh auf einen Teil der gesamten Querschnittsfläche des Kolbens. Die Druckkraft ist daher verhältnismäs- sig gering, so dass die Druckfeder klein gehalten wer den kann. Daher kann auch das Ventilgehäuse ent sprechend kleiner dimensioniert werden, so dass das gesamte Ventil eine gedrungene Bauweise erhält.
Nachfolgend werden anhand einer Zeichnung Ausführungsbeispiele der Erfindung beschrieben. In der Zeichnung zeigen Figur 1 das erste Ausführungsbeispiel des Regel- ventiles mit stufenloser Druckeinstellung und eine von diesem automatisch gesteuerte Pumpe im Schnitt, während die Leitungen und andere hydraulische Teile schematisch dargestellt sind, Figur 2 einen Teil der zweiten Ausführung des Regelventiles zur stufenweisen Druckeinstellung im Schnitt, Figur 3 ein drittes Ausführungsbeispiel, in dem das Ventil mit der Pump organisch verbunden ist, im Längsschnitt entlang der Linie 111-III der Figur 4, und Figur 4 einen Querschnitt entlang der Linie IV-IV der Figur 3.
In der Zeichnung bedeutet P eine Pumpe, die aus einem Behälter 1 über eine Saugleitung 2 ein Medium, beispielsweise Hydrauliköl, ansaugt. Die Pumpe P besteht aus dem Pumpengehäuse 3, dem Ventildeckel 4 und dem Druckdeckel 5. Die Teile 3 bis 5 sind beispielsweise mittels versenkter Innen sechskantschrauben 6 zusammengehalten. In dem Pumpengehäuse 3 sind radial angeordnete Kolben 7 in Bohrungen 8 gleitbar geführt. Die Kolben 7 wer den durch Druckfedern 9 gegen den Aussenring eines auf einem Exzenter 10 einer Pumpenwelle 11 sitzen den Nadellagers 12 gedrückt. Das andere Ende jeder Druckfeder 9 stützt sich gegen das innere Ende einer ausgedrehten Schraube 13 ab.
Im Ventildeckel 4 sind Saug- und Druckventile 14 und 15 untergebracht. Die Saugventile 14 sind zwischen den Bohrungen 8 und einem Ansaugraum 16 angeordnet, während die Druckventile 15 in den Verbindungsweg zwischen die Bohrungen 8 und einem Druckraum 17 eingebaut sind. Die Lagerung der Pumpenwelle 11 erfolgt durch Nadellager 18 und 19, von denen das eine im Ge häuse 3, das andere im. Ventildeckel 4 untergebracht ist.
Der Exzenter 10 dreht sich in einem in dem Ge häuse 3 vorgesehenen Kurbelraum 20, der über eine Drossel mit dem Ansaugraum 16 in Verbindung steht. Hierzu ist in dem Ventildeckel 4 eine Gewinde bohrung 21 vorgesehen, die in die das Lager 19 für den inneren Zapfen der Pumpenwelle 12 aufneh mende Bohrung mündet. In die Bohrung 21 ist ein Gewindepfropfen 22 eingeschraubt, der mit einer in dessen Längsachse verlaufenden Drosselbohrung 23 versehen ist. Der Kurbelraum 20 steht daher über die Bohrung 23 mit dem Ansaugraum 16 in Verbindung.
In den Druckraum 17 mündet eine Druckbohrung 24, an die eine Druckleitung 25 angeschlossen ist. Die Druckleitung 25 führt zu einem Hauptsteuerven- til 26, mit dem beispielsweise ein einfach wirkender Arbeitszylinder 27 betätigt werden kann. Das Steuer ventil 26 ist mittels einer Rückölleitung 28 mit dem Behälter 1 verbunden. Durch diese Leitung fliesst das beim Absenken der Last aus dem Zylinder 27 ver drängte Öl in den Behälter 1 zurück. An die Druck leitung 25 ist eine Steuerleitung 29 angeschlossen, die anderenends mit einem Regelventil R verbunden ist.
Das Regelventil R umfasst ein Ventilgehäuse 30, das mit einer durchgehenden Längsbohrung 31 ver sehen ist. Das eine Ende dieser Bohrung 31 ist durch eine Schraube 32 flüssigkeitsdicht verschlossen. In das Gehäuse 30 sind zwei mit axialem Abstand von einander angeordnete Ringkammern 33 und 34 ein gearbeitet, von denen die erstere mit der Steuerlei tung 29 verbunden ist. Die zweite Ringkammer 34 ist über eine Leitung 35 an den Kurbelraum 20 der Pumpe P angeschlossen, in dem sich der die Kolben 7 betätigende Exzenter 10 dreht.
In der Bohrung 31 ist ein zylindrischer Kolben 36 gleitbar geführt, der durch eine Druckfeder 37 bela stet ist. Der Kolben 36 wiederum. ist mit einer in sei ner Längsachse verlaufenden Sackbohrung 38 verse hen, in die ein Passbolzen 39 gesteckt ist, der diese Bohrung teilweise ausfüllt. Der Kolben 36 stützt sich in der Schliessstellung vermittels des Passbolzens 39 gegen die Schraube 32 ab. In den Kolben 36 sind Querbohrungen 40, 41 und 42 eingearbeitet, die in die Sackbohrung 38 münden. Die Bohrung 40 ist für den Zulauf vorgesehen und steht mit der Ringkam mer 33 in ständiger Verbindung.
Die Bohrungen 41 und 42 befinden sich etwa am Ende der Sackbohrung 38 und können durch Ver schiebung des Kolbens 36 mit der Ringkammer 34 in Verbindung gebracht werden. Die dem Bohrungs grund der Bohrung 38 bzw. der Kammer 34 zunächst gelegene Querbohrung 41 hat zweckmässig einen relativ kleinen Durchmesser. In den Umfang des Kolbens 36 ist eine im Querschnitt dreieckige Rin nut 43 eingearbeitet, die mit der grösseren Bohrung 42 Verbindung hat. Dadurch wird ein Druckausgleich am ganzen Umfang des Kolbens 36 erzielt, so dass dieser nicht klemmt.
Mittels einer zu der Sackboh rung 38 parallelen Durchgangsbohrung 44 kann das in den Raum zwischen dem Kolben 36 und der Schraube 32 eingedrungene Lecköl abgeleitet wer den, so dass sich in diesem Raum kein Druck auf bauen kann. Das Lecköl fliesst durch eine Bohrung 45 und eine an diese angeschlossene Leekölleitung 46 in den Behälter 1 ab bzw. unmittelbar in den An saugraum 16 der Pumpe zurück.
Im Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 1 kann die Spannung der Druckfeder 37 stufenlos eingestellt werden. Hierzu stützt sich die Feder 37 gegen einen ausgedrehten Federteller 47 ab, der seinerseits an einer Stellschraube 48 anliegt. Die Schraube 48 ist in eine Hohlschraube 49 eingeschraubt, die ihrerseits in das andere Ende des Ventilgehäuses 30 gedreht ist. Die Stellschraube 48 ist durch eine Kontermutter 50 gegen unbeabsichtigtes Verdrehen gesichert. Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig.2 kann der Druck, der eine Verschiebung des Kolbens 36 bewirkt, durch eine stufenweise Einstellung der Spanne der Druckfeder 37 gewählt werden.
Die Druckfeder 37 stützt sich hier gegen eine an ihrem inneren Ende ausgedrehte Schraube 51 ab, die in das Ventilgehäuse 30 eingeschraubt ist. Durch Einlegen von Scheiben 52 wird die Spannung der Feder 37 und damit der Auslösedruck erhöht. Diese Ausfüh- rung ist für die Serienfertigung vorteilhaft, da der vom Hersteller einmal ermittelte günstigste Druck mit den Beilagescheiben 52 eingestellt werden kann.
Die Wirkungsweise des Regelventiles R ist fol- gendermassen: Das von der Pumpe P aus dem Behäl ter 1 angesaugte Öl wird dem Hauptsteuerventil 26 durch die Druckleitung 25 zugeführt. Ist das Steuer ventil 26 in Stellung Heben gebracht, so strömt das Drucköl in den Zylinder 27 und zum Regelventil R.
Nach Erreichen des Totpunktes des im Zylinder 27 gelagerten Kolbens tritt das Regelventil R in Tätig keit und wirkt als L7berdruckventil, so dass das von der Pumpe P weiterhin geförderte Öl nunmehr über das Regelventil in den Kurbelraum 20 der Pumpe P gelangen kann.
Steht das Hauptsteuerventil 26 auf Neutral , so ist der Zulauf zum Arbeitszylinder 27 gesperrt. Das Drucköl gelangt durch die Druckleitung 25, die Steu erleitung 29, die Ringkammer 33 und die Querboh rung 40 in die Sackbohrung 38 des Kolbens 36. Da zunächst kein Abfluss für das Öl frei ist, baut sich in der Sackbohrung 38 ein Druck auf, der einerseits auf den verschieblich gelagerten Kolben 36, andererseits auf den Passbolzen 39 wirkt.
Da das Drucköl durch die Einleitung in die Bohrung 38 eine relativ kleine Fläche beaufschlagt, ist auch die aus der Quer schnittsfläche und dem Druck resultierende Druck kraft verhältnismässig klein. Die dieser Kraft entge genwirkende Feder kann daher ebenfalls klein dimensioniert werden.
Sobald der Druck in der Boh rung 38 die eingestellte Spannung der Feder 37 über steigt, wird der Kolben 36 mit Bezug auf Fig. 1 der Zeichnung nach links verschoben, während der in der Bohrung 38 gleitbar geführte Passbolzen 39 die in der Zeichnung dargestellte Lage beibehält. Durch die Verschiebung des Kolbens 36 wird zunächst die rela tiv kleine Querbohrung 41 mit der Ringkammer 34 verbunden. Infolgedessen fliesst das Öl durch die Leitung 35 in den Kurbelraum 20 und drückt hier auf die Pumpenkolben 7, die dadurch von dem Exzenter 10 etwas abgehoben werden.
Mit zunehmendem Druck wird der Kolben 36 weiter nach links verscho ben, bis die grössere Bohrung 42 mit der Ringkam mer 34 Verbindung hat. Hierdurch werden die Pum penkolben 7 noch mehr vom Exzenter 10 abgehoben, so dass der Hub und damit die Fördermenge relativ gering werden, während die Pumpenwelle 12 mit unveränderter Drehzahl weiterläuft.
Das sich im Kurbelraum 20 ansammelnde Drucköl kann durch die Drosselbohrung 23 in den Ansaugraum 16 ab- fliessen. Wird das Steuerventil aus der Neutralstellung ge bracht, so wird der Arbeitszylinder 27 wieder mit Drucköl beaufschlagt. Dabei sinkt der Druck augen blicklich ab, so dass der Kolben 36 und die Pumpen kolben 7 der Belastung entsprechend zurückgehen. Das im Kurbelraum 20 vorhandene Öl strömt in den Ansaugraum 16, so dass wiederum der volle Hub zur Verfügung steht.
Wirkt das Regelventil als über- druckventil, so ist die Wirkungsweise dieselbe.
Mittels der Stellschraube 48 kann die Spannung der Feder 37 und damit der Druck, der die Pumpen kolben 7 vom Exzenter 10 abhebt, stufenlos einge stellt werden. Ist der für eine solche Anlage günstig ste Schaltdruck einmal ermittelt, so kann dieser bei in Serienfertigung hergestellten Geräten optimale Druck vorteilhaft mittels Scheiben 52 eingestellt werden.
Das Hauptsteuerventil 26 kann nach Belieben schnell oder langsam verstellt werden, ohne dass hierbei irgendwelche Nachteile für die hydraulische Anlage entstehen. Durch die Anwendung eines Kol bens zur Regelung der Pumpe wird eine weiche Steuerung erzielt. Die bei den bekannten Ventilen mit Ventilsitz auftretenden hohen Druckspitzen werden abgebaut. Dadurch wiederum wird das Flattern verhindert, da sich der Kolben schnell in einen sta tionären Zustand einpendelt.
Die im Ausführungsbeispiel mit dem Regelventil R gesteuerte Radialkolbenpumpe P stellt lediglich ein bevorzugtes Anwendungsbeispiel zur Steuerung einer Pumpe dar. Mit dem Regelventil R kann auch jede andere Kolbenpumpe geregelt werden, die einen ab geschlossenen Kolbenraum hat, beispielsweise eine Axialkolbenpumpe.
Im Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 3 und 4 be steht die Pumpe P hauptsächlich aus einem Lagerge häuse 54, einem Pumpengehäuse 55 und einem Pum pendeckel 56. Diese drei Teile 54 bis 56 sind bei spielsweise mittels nicht gezeichneter, versenkter In nensechskantschrauben zusammengehalten. Das Lagergehäuse 54 weist eine konzentrisch zur Längs- mittelachse verlaufende abgesetzte Bohrung 57 auf, die der Aufnahme der Pumpenwelle 11 dient und mit einer Querbohrung 73 versehen ist. Die Lagerung der Pumpenwelle 11 erfolgt in Nadellagern 18 und 19, die in dem Lagergehäuse 54 untergebracht sind.
Während das eine Ende der Pumpenwelle 11 bei spielsweise ein Antriebsrad 58 tragen kann, kann das entgegengesetzte Ende mit einem Exzenter 10 verse hen sein, der von dem Nadellager 12 und dieses wie derum von einem Ring 59 umgeben ist. Vom exzen- terseitigen Ende der Pumpenwelle 11 verläuft ein Sackloch 60 in Längsrichtung, das über eine Quer bohrung 61 mit dem Nadellager 18 in Verbindung steht. Das Lagergehäuse 54 weist ferner planseitig eine Ringnut 63 auf, die mit der Saugleitung 2 ver bunden ist.
An das planseitige Ende des Lagergehäuses 54 schliesst sich unmittelbar das Pumpengehäuse 55 an. Dieses besteht aus einem Ring, der beim Zusammen bau der Pumpe P durch Ansätze 71 und 72 des Pum- pendeckels 56 bzw. des Lagergehäuses 54 zentriert und gehalten wird. In dem Pumpendeckel 55 sind beispielsweise wiederum sechs radial angeordnete Pumpenkolben 7 in Bohrungen 8 gleitbar geführt. Die Pumpenkolben 7 sind mit je einem Innenzapfen 64 versehen und werden durch Druckfedern 9 gegen den Ring 59 des Pumpenwellenexzenters 10 ge drückt.
Das andere Ende jeder Druckfeder 9 stützt sich gegen die Innenseite eines um das Pumpenge häuse 55 liegenden Aussenringes 65 ab. Jedem Pum penkolben 7 ist ein Saugventil 14 und ein Druckven til 15 zugeordnet, die ebenfalls im Pumpengehäuse 55 angeordnet sind, und zwar so, dass der Pumpen kolben mittels eines ölkanales 66 zwischen die Ven tile geschaltet ist. Die Saugventile 14 sind anderer seits mit der Ringnut 63 des Lagergehäuses verbun den, während die Druckventile 15 ebenfalls mit einer Ringnut 67 Verbindung haben, die jedoch im Pum pendeckel 56 angeordnet ist. Der innere Raum des Pumpengehäuses 55 wird zweckmässig teilweise als Kurbelraum 20 für den Exzenter 10 verwendet.
Der Pumpendeckel 56 weist eine durchgehende Querbohrung 31 für das im Ausführungsbeispiel nach Fig.1 beschriebene Regelventil R auf. Die Querbohrung 31 ist nunmehr im Bereich der Druck feder 37 zwecks Druckausgleich mit einer Entla stungsbohrung 68 versehen, die mit einer Öltasche 69 der Ringnut 63 des Lagergehäuses 54 in Verbindung steht.
Die Wirkungsweise der erfindungsgemässen An ordnung nach Fig. 3 und 4 ist folgendermassen: Steht das Hauptventil 26 auf Neutral , so ist der Zugang zum Arbeitszylinder 27 gesperrt. Die Pumpenkolben 7 saugen aus dem Ölbehälter 1 über die Saugleitung 2, die Ringnut 63 und das Saugventil 14 das Öl an, um es dann durch das Druckventil 15 und die Ring nut 67 in die zum Hauptsteuerventil 26 führende Leitung 25 zu drücken.
Da das Hauptsteuerventil 26 jedoch gesperrt ist, gelangt das Drucköl über eine die Ringkammer 33 und die Ringnut 67 verbindende Zuflussleitung 70, die Ringkammer 33 und die Quer bohrung 40 in das Sackloch 38 des Kolbens 36 des Regelventiles R. Der sich hier aufbauende Druck verschiebt den Kolben 36 gegen die Feder 37, wäh rend der Passbolzen 39 seine Stellung stets beibehält.
Schliesslich gelangt zuerst die kleine Querbohrung 41 und dann die Querbohrung 42 des Kolbens 36 in den Bereich der Ringkammer 34, so dass das Drucköl über die Abflussbohrung 35 in den Kurbelraum 20 fliesst. Der sich dort aufbauende Druck verschiebt alle Pumpenkolben 7 entgegen der Wirkung der Federn 9 in die Bohrungen 8 hinein, d. h. die Pum penkolben werden vom Ring 59 des Exzenters 10 abgehoben.
Durch den sich verringernden Pumpen hub wird die Fördermenge trotz gleichbleibender Drehzahl der Pumpenwelle 11 schliesslich nur noch so gross, wie öl durch die Entlastungsbohrungen 60 und 61 in den Ölbehälter unter gleichzeitiger Schmie rung des Nadellagers 18 abfliesst. Damit ist der neu trale ölkreislauf hergestellt. Die als Entlastungsboh- rung dienende Querbohrung 61 wirkt beim. Rotieren der Pumpenwelle 11 zusammen mit den Absätzen der Bohrung 57 infolge der Zentrifugalkraft wie eine Schleuderpumpe.
Die dabei in den Entlastungsboh rungen 60 und 61 entstehende Saugwirkung entlastet den Kurbelraum 20, d. h. der dort herrschende über- druck wird dabei teilweise abgebaut, was insbeson- ders dann wichtig ist, wenn die Pumpenkolben 7 so fort fördern sollen.
Soll der sich im Arbeitszylinder 27 befindliche Arbeitskolben gehoben werden, so muss das Haupt steuerventil 26 in Stellung Heben gebracht werden. Das von der Pumpe P angesaugte Öl verlässt diese über die Ringnut 67 und die Leitung 25, bis es in das Hauptsteuerventil 26 und von dort aus in den Arbeitszylinder 27 gelangt. Nach Erreichen des Tot punktes des Arbeitskolbens tritt das Regelventil R in Tätigkeit, d. h. es wirkt als überdruckventil. In die sem Fall erfolgt der Regelvorgang wie in der neutra len Stellung.
Soll der Arbeitskolben abgesenkt werden, so muss das Hauptsteuerventil 26 auf Senken gestellt werden. In diesem Falle wird die Leitung 25 im Hauptsteuerventil 26 gesperrt, so dass das Öl aus dem Arbeitszylinder 27 durch das Hauptsteuerventil und die Rücklaufleitung 28 zurück in den Ölbehälter fliessen kann. Das währenddessen von der Pumpe P geförderte Öl verhält sich genau wie in der neutralen Stellung, es tritt hier also das Regelventil R in Aktion.
Piston pump that has a closed crank chamber and is provided with a valve for automatic control of the pump The invention relates to a piston pump that has a closed crank chamber, such as a radial piston pump or an axial piston pump, and with a valve for automatic control the pump is provided, which is in a line leading from the pressure chamber of the pump to its crank chamber, to which a consumer can be connected,
is switched on, wherein the valve housing contains an organ acted upon by the pressure medium against a spring force. The object to be solved with the subject matter of the invention is seen in an improvement of the valve, to the effect that the high pressure peaks occurring when regulating the pump are avoided and the valve requires only the smallest possible installation space.
To control a radial piston pump, it has already been proposed that a piston loaded by a spring in the closed position be pressed against a valve seat in the housing of the control valve. The pressure oil delivered by the pump presses the face of the piston, which is pressed against the valve seat, and lifts it against the force of the spring when the set pressure is reached. After flowing around the seat surface, the pressurized oil passes through transverse bores into an axial blind bore machined in the piston, from which it is fed to the crankcase of the pump through a line connected to the valve housing.
The use of a valve that has a closing element pressed against a valve seat has the disadvantageous features of such valves for hydraulic systems. So is z. B. when opening the valve, the flow opening for the pressure oil is relatively large, so that all of the oil delivered by the pump suddenly fills the crankcase in the pump housing. As a result, the pump pistons are lifted from the drive center at a high speed.
At the same time, the pressure relaxes quickly and falls below the set value, so that the piston is thrown back onto its seat at a very high speed by the tensioned valve spring. So when using such a valve in the hydraulic system, very high pressure peaks occur that only gradually decay periodically. Apart from the strong mechanical stresses on the valve, which also have an effect in the known flutter, the entire hydraulic system is subject to high pressure surges, which can lead to damage.
Another disadvantage of this valve is that the pressurized oil acts on the entire end face of the closure element facing the high pressure side. The compressive force resulting from the area of this end face and the pressure is accordingly relatively large, so that the spring acting against this compressive force must also be made correspondingly large. The valve therefore takes up an unnecessarily large installation space, which has an unfavorable effect on the entire system.
Also known is a piston pump for conveying liquids, in particular fuel, after the carburetor or the injection pump on internal combustion engines, in which the piston is positively moved in one direction and non-positively in the other direction by a spring so that it moves when it is reached a certain pressure in the delivery rate from its drive at least over part of the total stroke. For this purpose, the piston, which is moved by cams and plungers during the pressure stroke and by a spring during the suction stroke, is exposed to the delivery pressure on the side on which the positive drive takes place.
The pump piston sucks in fuel through an intake valve and presses it into the injection pump through an outlet valve. If the amount of fuel delivered by the feed pump to its outlet in a certain period of time is greater than the fuel consumption, the pressure rises behind the pressure valve and thus also on the lower side of the piston connected to it. The latter now lifts the piston off the tappet, depending on the pressure, the delivery stroke is reduced and the delivery rate automatically adapts to the fuel consumption.
Well it is therefore known to use a pressure valve to change the delivery stroke of a piston pump in depen dence on the pump pressure in the desired manner, but this version lacks a control valve, which suddenly acts on the piston and the suction and pressure valves when the change is rapid Prevents fuel consumption. This design also has the disadvantage that the valves are subject to severe mechanical wear and the system is subject to high pressure surges.
According to the invention, the disadvantages mentioned are essentially avoided in that the organ located in the valve housing is a displaceable piston provided with an axial blind bore that is subjected to full pump pressure and from which the pressure medium flows through the line between the pressure chamber and the crank space of the pump at. Moving the piston one after the other releasing cross bores can flow off in a graduated amount, with the smallest cross bore in the cross section is first switched into the line between the pressure chamber and crank chamber.
In this way, the dreaded high pressure peaks in the hydraulic system are reduced. Since a relatively small cross-hole is first switched on in the circuit when the piston is moved, the amount that flows into the crankcase at the beginning of the control is relatively small, so that the pump pistons are now gradually lifted from the drive eccentric. Accordingly, the pressure increase in the hydraulic system above the set value is relatively small. Since less oil flows out through the small cross hole than flows into the valve, pressure builds up in it, which causes the piston to move further.
As a result, a larger cross hole is switched on in the circuit, through which more pressure oil can flow off. The oil is therefore fed into the crankcase of the pump in graduated amounts, with the smallest amount of oil being released at the beginning of the control process. The pressure oscillations have relatively small deflections at the beginning of the regulation and level off within a short time to the set target value.
By using a blind bore to which the full delivery pressure is applied, this pressure only acts on part of the entire cross-sectional area of the piston. The compressive force is therefore relatively small, so that the compression spring can be kept small. Therefore, the valve housing can also be dimensioned correspondingly smaller, so that the entire valve has a compact design.
Exemplary embodiments of the invention are described below with reference to a drawing. In the drawing, FIG. 1 shows the first embodiment of the control valve with stepless pressure adjustment and a pump automatically controlled by this in section, while the lines and other hydraulic parts are shown schematically, FIG. 2 shows a part of the second embodiment of the control valve for stepwise pressure adjustment Section, FIG. 3 shows a third exemplary embodiment in which the valve is organically connected to the pump, in longitudinal section along the line III-III in FIG. 4, and FIG. 4 shows a cross section along the line IV-IV in FIG.
In the drawing, P denotes a pump which sucks in a medium, for example hydraulic oil, from a container 1 via a suction line 2. The pump P consists of the pump housing 3, the valve cover 4 and the pressure cover 5. The parts 3 to 5 are held together for example by means of countersunk hexagon socket screws 6. In the pump housing 3, radially arranged pistons 7 are slidably guided in bores 8. The pistons 7 who are pressed by compression springs 9 against the outer ring of a needle bearing 12 sitting on an eccentric 10 of a pump shaft 11. The other end of each compression spring 9 is supported against the inner end of an unscrewed screw 13.
In the valve cover 4 suction and pressure valves 14 and 15 are housed. The suction valves 14 are arranged between the bores 8 and a suction space 16, while the pressure valves 15 are installed in the connecting path between the bores 8 and a pressure space 17. The storage of the pump shaft 11 is carried out by needle bearings 18 and 19, one of which in the Ge housing 3, the other in. Valve cover 4 is housed.
The eccentric 10 rotates in a crank chamber 20 provided in the housing 3, which is in communication with the suction chamber 16 via a throttle. For this purpose, a threaded bore 21 is provided in the valve cover 4, which opens into the bearing 19 for the inner pin of the pump shaft 12 receiving bore. A threaded plug 22 is screwed into the bore 21 and is provided with a throttle bore 23 running in its longitudinal axis. The crank chamber 20 is therefore connected to the intake chamber 16 via the bore 23.
A pressure bore 24 to which a pressure line 25 is connected opens into the pressure chamber 17. The pressure line 25 leads to a main control valve 26 with which, for example, a single-acting working cylinder 27 can be actuated. The control valve 26 is connected to the container 1 by means of a return oil line 28. The oil displaced from the cylinder 27 when the load is lowered flows back into the container 1 through this line. A control line 29 is connected to the pressure line 25 and is connected to a control valve R at the other end.
The control valve R comprises a valve housing 30, which is seen with a continuous longitudinal bore 31 ver. One end of this bore 31 is closed in a liquid-tight manner by a screw 32. In the housing 30, two axially spaced annular chambers 33 and 34 are worked, of which the former device 29 is connected to the Steuerlei. The second annular chamber 34 is connected via a line 35 to the crank chamber 20 of the pump P, in which the eccentric 10 which actuates the pistons 7 rotates.
In the bore 31, a cylindrical piston 36 is slidably guided, which is loaded by a compression spring 37 loaded. The piston 36 in turn. is hen with a blind bore 38 extending in its longitudinal axis, into which a fitting bolt 39 is inserted, which partially fills this bore. In the closed position, the piston 36 is supported against the screw 32 by means of the fitting bolt 39. Cross bores 40, 41 and 42 are incorporated into the piston 36 and open into the blind bore 38. The bore 40 is provided for the inlet and is in constant communication with the ring chamber 33.
The bores 41 and 42 are located approximately at the end of the blind bore 38 and can be brought into connection with the annular chamber 34 by shifting the piston 36. The transverse bore 41 located at the bottom of the bore 38 or the chamber 34 appropriately has a relatively small diameter. In the circumference of the piston 36 a triangular cross-section Rin groove 43 is incorporated, which has 42 connection with the larger bore. As a result, pressure equalization is achieved over the entire circumference of the piston 36 so that it does not jam.
The leakage oil that has penetrated into the space between the piston 36 and the screw 32 can be diverted by means of a through-hole 44 parallel to the blind hole 38, so that no pressure can build up in this space. The leakage oil flows through a bore 45 and a Leekölleitung 46 connected to this in the container 1 from or directly back into the suction chamber 16 of the pump.
In the embodiment according to FIG. 1, the tension of the compression spring 37 can be adjusted continuously. For this purpose, the spring 37 is supported against a turned-out spring plate 47, which in turn rests against an adjusting screw 48. The screw 48 is screwed into a hollow screw 49, which in turn is screwed into the other end of the valve housing 30. The adjusting screw 48 is secured against unintentional rotation by a lock nut 50. In the exemplary embodiment according to FIG. 2, the pressure which causes the piston 36 to be displaced can be selected by setting the span of the compression spring 37 in stages.
The compression spring 37 is supported here against a screw 51 which is screwed out at its inner end and which is screwed into the valve housing 30. By inserting disks 52, the tension of the spring 37 and thus the release pressure is increased. This embodiment is advantageous for series production, since the most favorable pressure once determined by the manufacturer can be set with the washers 52.
The mode of operation of the control valve R is as follows: The oil sucked in by the pump P from the container 1 is fed to the main control valve 26 through the pressure line 25. If the control valve 26 is brought into the lifting position, the pressure oil flows into the cylinder 27 and to the control valve R.
After reaching the dead center of the piston mounted in the cylinder 27, the control valve R comes into action and acts as a pressure relief valve, so that the oil that continues to be delivered by the pump P can now enter the crankcase 20 of the pump P via the control valve.
If the main control valve 26 is in neutral, the inlet to the working cylinder 27 is blocked. The pressure oil passes through the pressure line 25, the control line 29, the annular chamber 33 and the Querboh tion 40 in the blind bore 38 of the piston 36. Since initially no drain for the oil is free, a pressure builds up in the blind bore 38 acts on the one hand on the displaceably mounted piston 36 and on the other hand on the fitting bolt 39.
Since the pressure oil acts on a relatively small area through the introduction into the bore 38, the pressure resulting from the cross-sectional area and the pressure is also relatively small. The spring counteracting this force can therefore also be made small.
As soon as the pressure in the Boh tion 38 rises above the set tension of the spring 37, the piston 36 is moved to the left with reference to FIG. 1 of the drawing, while the fitting bolt 39 slidably guided in the bore 38 maintains the position shown in the drawing . By moving the piston 36, the relatively small transverse bore 41 is first connected to the annular chamber 34. As a result, the oil flows through the line 35 into the crank chamber 20 and here presses on the pump pistons 7, which are thereby lifted somewhat from the eccentric 10.
As the pressure increases, the piston 36 is further shifted to the left until the larger bore 42 is connected to the ring chamber 34. As a result, the Pum penkolben 7 are lifted even more from the eccentric 10, so that the stroke and thus the delivery rate are relatively small, while the pump shaft 12 continues to run at an unchanged speed.
The pressurized oil accumulating in the crank chamber 20 can flow off through the throttle bore 23 into the suction chamber 16. If the control valve is brought out of the neutral position, the working cylinder 27 is again acted upon with pressurized oil. The pressure drops instantaneously, so that the piston 36 and the pump piston 7 decrease according to the load. The oil present in the crank chamber 20 flows into the intake chamber 16 so that the full stroke is again available.
If the control valve acts as a pressure relief valve, the mode of operation is the same.
By means of the adjusting screw 48, the tension of the spring 37 and thus the pressure that lifts the pump piston 7 from the eccentric 10 can be continuously adjusted. Once the most favorable switching pressure for such a system has been determined, this optimal pressure can advantageously be set by means of disks 52 for devices manufactured in series production.
The main control valve 26 can be adjusted quickly or slowly as desired without any disadvantages for the hydraulic system. By using a piston to control the pump, smooth control is achieved. The high pressure peaks occurring in the known valves with valve seats are reduced. This in turn prevents fluttering because the piston quickly settles into a stationary state.
The radial piston pump P controlled by the control valve R in the exemplary embodiment is only a preferred example of application for controlling a pump. The control valve R can also be used to control any other piston pump that has a piston chamber that is closed off, for example an axial piston pump.
In the embodiment according to FIGS. 3 and 4, the pump P is mainly composed of a Lagerge housing 54, a pump housing 55 and a Pum pendeckel 56. These three parts 54 to 56 are held together for example by means of countersunk hexagon screws, not shown. The bearing housing 54 has an offset bore 57 running concentrically to the longitudinal center axis, which serves to receive the pump shaft 11 and is provided with a transverse bore 73. The pump shaft 11 is supported in needle bearings 18 and 19 which are accommodated in the bearing housing 54.
While one end of the pump shaft 11 can carry a drive wheel 58 for example, the opposite end can be hen with an eccentric 10 verses, which is surrounded by a ring 59 of the needle bearing 12 and this in turn. From the eccentric end of the pump shaft 11 runs a blind hole 60 in the longitudinal direction, which is connected to the needle bearing 18 via a transverse bore 61. The bearing housing 54 also has an annular groove 63 on the plane side, which is connected to the suction line 2.
The pump housing 55 adjoins the end of the bearing housing 54 on the plane side. This consists of a ring which, when the pump P is assembled, is centered and held by lugs 71 and 72 of the pump cover 56 and the bearing housing 54, respectively. In the pump cover 55, for example, six radially arranged pump pistons 7 are again slidably guided in bores 8. The pump piston 7 are each provided with an inner pin 64 and are pressed by compression springs 9 against the ring 59 of the pump shaft eccentric 10 ge.
The other end of each compression spring 9 is supported against the inside of an outer ring 65 lying around the pump housing 55. Each Pum penkolben 7 is assigned a suction valve 14 and a Druckven valve 15, which are also arranged in the pump housing 55, in such a way that the pump piston is connected by means of an oil channel 66 between the valves. The suction valves 14 are on the other hand verbun with the annular groove 63 of the bearing housing, while the pressure valves 15 also have an annular groove 67 connection, but which is arranged in the pendeckel 56 Pum. The inner space of the pump housing 55 is expediently partially used as a crank space 20 for the eccentric 10.
The pump cover 56 has a continuous transverse bore 31 for the control valve R described in the exemplary embodiment according to FIG. The transverse bore 31 is now in the area of the compression spring 37 for the purpose of pressure compensation with a relief bore 68 which is connected to an oil pocket 69 of the annular groove 63 of the bearing housing 54.
The mode of operation of the arrangement according to the invention according to FIGS. 3 and 4 is as follows: If the main valve 26 is in neutral, then access to the working cylinder 27 is blocked. The pump pistons 7 suck the oil from the oil container 1 via the suction line 2, the annular groove 63 and the suction valve 14, in order to then press it through the pressure valve 15 and the annular groove 67 into the line 25 leading to the main control valve 26.
Since the main control valve 26 is blocked, however, the pressurized oil passes through an inlet line 70 connecting the annular chamber 33 and the annular groove 67, the annular chamber 33 and the transverse bore 40 into the blind hole 38 of the piston 36 of the control valve R. The pressure that builds up here shifts the Piston 36 against the spring 37, while the fitting bolt 39 always maintains its position.
Finally, first the small transverse bore 41 and then the transverse bore 42 of the piston 36 reach the area of the annular chamber 34, so that the pressurized oil flows into the crank chamber 20 via the drain bore 35. The pressure that builds up there moves all the pump pistons 7 into the bores 8 against the action of the springs 9; H. the Pum penkolben from the ring 59 of the eccentric 10 lifted.
Due to the decreasing pump stroke, despite the constant speed of the pump shaft 11, the delivery rate is ultimately only as large as oil flows through the relief bores 60 and 61 into the oil container with simultaneous lubrication of the needle bearing 18. The neutral oil cycle is thus established. The transverse bore 61 serving as a relief bore acts at. Rotation of the pump shaft 11 together with the shoulders of the bore 57 as a result of the centrifugal force like a centrifugal pump.
The resulting suction in the relief holes 60 and 61 relieves the crankcase 20, d. H. the overpressure prevailing there is partially reduced, which is particularly important when the pump pistons 7 are to deliver immediately.
If the working piston located in the working cylinder 27 is to be raised, the main control valve 26 must be brought into the raising position. The oil sucked in by the pump P leaves it via the annular groove 67 and the line 25 until it reaches the main control valve 26 and from there into the working cylinder 27. After reaching the dead point of the working piston, the control valve R comes into action, d. H. it acts as a pressure relief valve. In this case, the control process takes place as in the neutral position.
If the working piston is to be lowered, the main control valve 26 must be set to lowering. In this case, the line 25 in the main control valve 26 is blocked so that the oil can flow from the working cylinder 27 through the main control valve and the return line 28 back into the oil container. The oil conveyed by the pump P in the meantime behaves exactly as in the neutral position, so the control valve R comes into action here.