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Regeleinrichtung für hydrostatische Getriebe Die Erfindung bezieht
sich auf eine Regeleinrichtung für hydrostatische Getriebe, bestehend aus einer
regelbaren Pumpe und einem nicht regelbaren Flüssigkeitsmotor, wobei zur Regelung
der Fördermenge der Pumpe eine mit der Druckseite des Getriebekreislaufs verbundene
Servoanordnung vorgesehen ist, die mit einem Vorsteuerschieber gekoppelt ist.
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Es sind bereits derartige Regeleinrichtungen bekannt, wobei der mit
der Servoanordnung verbundene Vorsteuerschieber dazu dient, den Regelvorgang zu
beeinflussen. Diese bekannten Regeleinrichtungen reagieren jedoch verhältnismäßig
langsam.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Einrichtung dieser
Art so auszugestalten, daß eine sehr schnelle Ansprechbarkeit des Regelsystems erzielt
wird.
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Zur Lösung dieser Aufgabe ist bei einer Regeleinrichtung der eingangs
erwähnten Art erfindungsgemäß vorgesehen, daß vor der Servoanordnung der Vorsteuerschieber
so geschaltet ist, daß bei einem Druckanstieg im Kreislauf des hydrostatischen Getriebes
vom Vorsteuerschieber der Regelvorgang der Servoanordnung eingeleitet wird. Dabei
ist in besonders vorteilhafter Weise das Gehäuse des Vorsteuerschiebers mit dem
Kolben der Servoanordnung verbunden. Hierdurch werden unter anderem außerordentlich
kurze Leitungen zwischen dem Vorsteuerschieber und der Servoanordnung erzielt, und
die erfindungsgemäße Regeleinrichtung spricht auch durch die Verbindung des Vorsteuerschiebegehäuses
mit dem Kolben der Servoanordnung sehr schnell an.
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Dadurch wird auch ein nennenswerter Anstieg der Wärmeverluste, die
einem wachsenden Drehmomentwiderstand der Antriebswelle folgen, verhütet. Darüber
hinaus ist sichergestellt, daß bei Stillstand die Wärmeverluste im wesentlichen
die gleichen sind wie bei normalen Antriebsbedingungen Ein weiterer Vorteil der
Erfindung besteht darin, daß die Abtriebsgeschwindigkeit bei einem hydrostatischen
Motor mit konstanter Schluckfähigkeit in Abhängigkeit von der Belastung der Abtriebswelle
so hoch wie möglich gehalten ist, wobei beim Stillstand der Einrichtung infolge
eines größeren Widerstandes kein nennenswerter Temperaturanstieg erfolgt.
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Die erwähnte schnelle Reaktionsgeschwindigkeit der erfindungsgemäßen
Regeleinrichtung wird auch bei Umkehrbarkeit der Drehrichtung erzielt. Daher ist
die Erfindung in sehr vielen Fällen anwendbar, wobei als besonders günstig die Verwendung
bei unter Tage arbeitenden Abbaumaschinen wie Kohlepflügen zu nennen ist. Bei einer
typischen Abbaumaschine dieser Art ist es aus wirtschaftlichen Gründen wünschenswert,
eine maximale Arbeitsgeschwindigkeit der Maschine in Abhängigkeit von der Härte
der Kohle aufrechtzuerhalten, die in irgendeinem beliebigen Fall geschnitten werden
muß, und wobei es wesentlich ist, daß eine zu starke überhitzung während des normalen
Arbeitens oder insbesondere beim Stillstand vermieden wird.
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Die Erfindung wird an Hand eines Ausführungsbeispiels und Zeichnungen
näher erläutert. In diesen zeigt F i g. 1 einen Vertikalschnitt nach der
Linie 1-1 in F i g. 2, Fi g. 2 einen Horizontalschnitt nach
der Linie 2-2 in Fi g. 1,
F i g. 3 einen vertikalen Schnitt nach der
Linie 3-3
in Fig. 1 und F i g. 4 Leistungskurven eines mit der
erfindungsgemäßen Regeleinrichtung ausgestatteten hydrostatischeu Getriebes.
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Ein umkehrbares hydrostatisches Getriebe nach der Zeichnung zeigt
eine hydraulische Pumpe P mit einstellbarer Fördermenge. Der Rotor 11 der
Pumpe ist auf der Welle 12 aufgekeilt und wird von einem Kurzschlußläufer-Elektromotor
13 über ein auf die Motorwelle 10 aufgekeiltes Getrieberad 14 und
ein auf der Pumpenwelle 12 verkeiltes Getrieberad 15
angetrieben.
Es
ist außerdem ein Motor M in dem Gehäuseangeordnet.
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Von der Welle 20 des Hydraulilmotors wird über ein Paar Getrieberäder
22 und 23 eine Antriebswelle 21 getrieben.
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Die Pumpe P zeigt einen Stator 29, an dem zwei Deckplatten
30 und 31 (s. F i g. 2) befestigt sind. Der Stator
29 ist mit zwei Einsätzen 39 und 40 (s. F i g. 1)
sowie zwei
gleitend geführten Trennstücken 41 und 42 ausgestattet.
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Ansätze 43 der Einsätze 39 und 40 überlappen Fortsätze 44 der
Trennstücke 41 und 42 und bilden auf diese Weise eine durchgehende Führung von ovaler
Form für die federbelasteten Doppelflügel 45. Die zulässige Erstreckung der Flügel
45 und die Leistung der Pumpe kann durch Verschieben der Trennstücke 41 und,42 radial
zum Rotor 11 eingestellt werden.
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In dem Pumpenstator 29 -sind vier Bohrungen 46, 47, 48 und
49 vorgesehen.
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Zwei diametral gegenüber angeordnete Bohrungen 46 und 48 sind miteinander
durch Flansche 49a und 50 sowie vertikale Rohre 51 und 52 (s.
F i g. 2) mit einem horizontalen Rohr 53 verbunden.
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Zwei weitere, ebenfalls diametral einander gegenüberliegende Bohrungen
47 und 49 sind über Flansche 54 und 55 und vertikale Rohre 56 und
57
in dem zweiten horizontalen Rohr 56 miteinander verbunden.
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Das Rohr 53 ist an jedem Ende mit je einem Saugventil
59 mit frei fliegendem Ventilkörper und einem Entlüftungsventil
60 mit federbelastetem Ventilkörper versehen. - --
In gleicher Weise
ist das Rohr 58 mit zwei Saugventilen 61 und einem Entlüftungsventü
62 versehen (s. F i g. 1 und 2).
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Der Motor M ist in gleicher Weise aufgebaut wie die Pumpe P, er zeigt
jedoch- eine konstante Schluckfähigkeit.
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Der Motor M besitzt einen Stator 63 mit zwei Deckplatten 64
und 65, die mit zwei Deckplatten 66
und 67 versehen und durch
Schrauben 68 zusammen
am Stator 63 angeschraubt sind. In der
zentralen Bohrung des Stators 63 ist eine Führungsbüchse 74 mit Paßsitz eingeführt
und durch einen Keil 75 befestigt. Die Büchse 74 hat eine ovale Innenfläche
76,
die eine Führung für die federbelasteten Doppelflügel 77 darstellt,
welche so angeordnet sind, daß sie, dem Profil der Büchse 74 folgend, eine Auswärts-und
Einwärtsbewegung zulassen. Die Büchse 74 ist mit vier Sätzen radialer Bohrungen
78 zur Verbindung mit den Bohrungen 79, 80, 81 und 82 im Stator
63 versehen.
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Ein Paar von diametral einander gegenüberliegenden Bohrungen
79 und 81 ist über Flansche 83 und 84 und vertikale Rohre
85 und 86 (si. F i g. 1 und 2) in dem Rohr 53 miteinander
verbunden. Das zweite Paar von Bohrungen 80 und 82 ist -über Flansche
87
und 88 und vertikale Rohre 89 und 90 in dem Rohr
58 miteinänder verbunden.
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Daraus, folgt, daß die Pumpe P und der Motor M in einem geschlossenen
hydraulischen Kreis miteinander verbunden sind.
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Wird die Pumpe P, durch den Antriebsmotor im Uhrzeigersinn in Umlauf
versetzt, so wird das öl
unter Druck in die Bohrungen 47 und 49 und über das
Rohr 58 in die Bohrungen 80 und 82 des Motors gefördert, so
daß die Motorwelle 20 im Gegenuhrzeigersinn umläuft. Wird die DrehrUtung der Pumpe
umgekehrt, so wird das öl unter Druck in die Bohrungen 46 und 48 und über
das Rohr 53 in die Bohrangen 79 und 81 des Motors gefördert,
um dessen Welle 20 im Uhrzeigersinn anzutreiben.
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Jeder Ölleckverlust des geschlossenen Hydraulikkreises entweder im
Rohr 53 oder 58 wird durch die Saugventfle 59 oder-
61 wieder aufgefüllt, wodurch eine Druckminderung und ein Abreißen des ölstromes
verhindert wird. Bei überdruck in dem geschlossenen Kreis wird entweder durch das
Entlüftungsventil 60 oder 62 Öl abgeführt.
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Die Pumpe P und der Motor M sowie alle Rohre sind in öl eingetaucht,
dessen Spiegel 91 in den F i g. 1 und 3 dargestellt ist, um
jede Möglichkeit des Eindringens von Luft in den geschlossenen Ölkreis zu verhindern
und eine Wärmeübertragung von dem Öl innerhalb des geschlossenen Kreises
zu dem äußeren öl zu bewirken.
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Zur Einstellung der Pumpenleistung können die obenerwähnten Trennstücke
41 und 42 durch Schubstangen 102 und 103 (s. F i g. 1), die durch
Schrauben 104 an den Trennstücken angeschraubt und an den Außenenden mit mit ihren
ebenen Flächen an den Hebeln 107 und 108 anliegenden Druckkugeln
105 und 106 versehen sind, radial verschoben werden.
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Selbstverständlich tendieren die beiden Trennstücke 41 und 42 infolge
des inneren Arbeitsdruckes des Druckmittels zu einer Bewegung nach außen, daher
wirken vier Druckfedern 109 auf -die Schultern 110 der Schubstangen
102 und 103 über Bügel 111
und 112.
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Jeder Hebel 107 und 108 ist an den Pumpenstator
29 über Drehzapfen 113 und einen Arm 114 angelenkt.
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Die äußeren längeren Enden und mit den Zapfen 115 und
116 versehene Hebel sind mit dem Zapfen 117 eines Servokolbens
118 in einem Servozylinder 131 verbunden (s. F i g' 1).
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Hierzu dient ein System mit zwei Lenkern 119 und 120, zwei
Drehzapfen 121 und 122, einem auf dem Vierkantende einer im Arm 125 gelagerten
Welle 124 gelagerten Doppelhebel 123, einem an der Welle 24 angeformten Hebel
126, einem Lenker 127 sowie zwei Drehzapfen 128 und
117 am Kopf des Servokolbens 118 * -
Der Lenker 120 ist mit einer Ringschraube
129
versehen, die zur Einstellung und zum Längenausgleich dient.
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Wenn unter Druck stehendes öl in den Raum 130
des an
dem Motorstator 63 befestigten Servozylinders 131 eintritt, so bewegt
der Servokolben 118 den Lenker 127 und das ganze oben beschriebene
System nach außen, so daß gleichzeitig beide Schubstangen 102 und 103 die
Federn 109 nach innen zusammendrücken und somit die Ansätze der Flügel 45
(s. F i g. 1) des Rotors 11 verkleinern, wodurch die Pumpenleistung
vermindert wird. In der Endstellung der Heb#elbewegung 132 bis
133, die gestrichelt dargestellt ist, erreichen die Ansätze der Flügel 45
ihr Minimum, und die Pumpenleistung wird in dieser Stellun g gleich Null.
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Weist der Motor M eine konstante Schluckmenge auf und bleibt das übertragungsverhältnis
zwischen der Motorwelle 20 und der Abtriebswelle 21 über die Getrieberäder 22 und
23 konstant, so ist der Druck der Arbeitsflüssigkeit in dem hydraulischen
System direkt proportional dem Drehmoment bzw. dem
Widerstand an
der Abtriebswelle21. Auf diese Weise hat' die von dem Druckmittel in dem System
gbhängende automatische Einstellung der Drehzahl der Abtriebswelle die gleiche Wirkung
wie die Einstellijng der Drehzahl in Abhängigkeit des Abgabedrehmoments oder des
Widerstandes an der Welle 21.
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Zur automatischen Regelung der Fördermenge der Pumpe P und damit der
Drehzahl der Abtriebswelle 21, welche von der Fördermenge des Druckmittels abhängt,
ist vor der Servoanordnung ein- Vorsteuerm schieber V erfindungsgemäß so geschaltet,
daß bei einem Druckanstieg im Kreislauf des hydrostatischen Getriebes der Regelvorgang
vom Steuerschieber des Servomotors eingeleitet wird. Dabei ist der Kolbenschieber
134 gleitbar in einem am Kopf des Servokolbens 118 angeordneten Ventilkörper
135 angeordnet.
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Das Druckmittel beaufschlagt die Bohrung 136
über ein flexibles
Rohr 137 entweder vom Rohr 53
über die Verbindung 138 (s. F
i g. 2) das Rohr 139
(s. F i g. 2 und 3) und ein Umschaltventil
R oder vom Rohr 58 über eine zweite Verbindung 140 das Rohr 141 und das gleiche
Umschaltventil R.
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Das Umschaltventil R zeigt ein Gehäuse 142 mit drei Bohrungen 143,
144 und 145, in welche die Rohre 137, 139 und 141 einmünden. Ein zwischen
den beiden Einlässen des Umschaltventils angeordnetes frei bewegliches Schließteil
146 steht ständig unter Druck, so daß dieses entweder vom Rohr 139
oder 141
in die Bohrung 143 gelangt und das zweite Rohr 141 oder 139 mit geringem
Druck schließt. Auf diese Weise wird der Druckmittelstrom automatisch geändert,
so daß in jeder Umlaufrichtung der Pumpe das Druckmittel unter Arbeitsdruck der
Bohrung 143 und dem flexiblen Rohr 137 zugeführt wird und der Unterdruck
durch das Schließteil 146 abgeschlossen wird, welches die als Rückschlagventil wirkende
Öffnung schließt.
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Der Kolben 134 ist mit einem dicht an die Bohrung eingesetzten Teil
147 versehen, der die Länge der Ausnehmung 148 in dem Ventilgehäuse leicht übersteigt.
Bewegt sich der Kolben 134 nach links relativ zum Ventilgehäuse, so kann das Druckmittel
von der Bohrung 136 in den Raum 130 über die Bohrung 149 und
150 strömen und den Servokolben 118 nach links bewegen, wodurch die
Förderleistung der Pumpe P und somit die Drehzahl der Abtriebswelle 21 vermindert
wird.
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Bewegt sich der Kolben 134 nach rechts, so strömt das Druckmittel
aus dem Raum 130 über die Bohrungen 150, 149 und die Öffnung
151 frei aus, und es ist dem Servokolben 118 möglich, sich unter der
Wirkung des auf die Trennstücke 41 und 42 wirkenden Druckes sowie dem der Feder
109 nach rechts zu bewegen und somit die Leistung der Pumpe P und die Drehzahl
der Abtriebswelle 21 zu erhöhen.
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Der Kolben 134 ist mit einem Teil 152 versehen, dessen Durchmesser
etwas geringer als der Durchn#esser des Teils 147 ist. Daher erzeugt der Druck eine
nach links auf den Kolben 134 wirkende Axialkraft, die proportional dem Druck in
der Bohrung 136 ist, der dem Arbeitsdruck des Hydrauliksystems entspricht.
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Der Axialkraft wirkt eine Druckfeder 153 entgegen, die auf
der eine Fortsetzung des Kolbens 134 bildenden Stange 154 angeordnet und mit Muttern
145 zur Einstellung einer Vorspannkraft der Feder versehen ist. Das andere Ende
der Feder 153 stützt sich auf einem starren vertikalen Arm 156 ab,
der eine Bohrung für die Stange 154 aufweist. Zur Bewegungsbegrenzung der Stange
154 sind Muttern 157
vorgesehen. An jedem Ende des Kolbens 134 sind dessen
Bewegung begrenzende Ringe 158 und 159
angeordnet. -
Die Differentialffäche
der Teile 147 und 152 des Kolbens 134 und die Kraft der Feder 153
sind so ge-
wählt, daß der Druck der vorgespannten Feder einsetzt, wenn der
Druck einen vorbestimmten Maximalwert erreicht hat, und er endet (s. die Stellung
des Schiebers V in der Stange 154 in gestrichelten Linien 160 und
161), wenn der Druck ein vorbestimmtes Maximum erreicht hat.
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Zwischen den beiden Grenzen wird die genaue Stellung des Kolbens 134
und damit des Ventilkörpers 135, des Servokolbens 118, der Trennstücke
41 und 42 sowie die Drehzahl der Abtriebswelle 21 durch den Drucknütteldruck oder
das Drehmoment an der Abtriebswelle bestimmt.
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üblicherweise ist die Charakteristik der Schraubenfeder geradlinig,
d. h., der Ausschlag steht im direkten Verhältnis zu der wirkenden Kraft.
Bei Verwendung einer einfachen Schraubenfeder 153 ist die Änderung der Abtriebsgeschwindigkeit
und des gegebenen Drehmoments linear, wie aus dem Diagramm in F i g. 4 ersichtlich
ist. Bei Einstellung einer Vorspannung der Feder 153 mittels der Mutter
155
werden sowohl die Minirnal- als auch die Maximalgrenze des abgegebenen
Drehmoments auf einen geringen oder einen höheren Wert verändert, wie aus den Kurven
162 und 163 beispielsweise hervorgeht. Wird eine stärkere Feder verwendet,
so kann das abgegebene Drehmoment erhöht werden. Andererseits gibt eine weiche Feder
ein verringertes Vervielfachungsverhältnis. Diese Beispiele sind durch die Kurven
164 und 165 angedeutet.
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Eine nicht lineare Feder, beispielsweise eine parabolische, erzeugt
eine nicht lineare Änderung der Abtriebsgeschwindigkeit und des Drehmoments.