DE19706635A1 - Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer Pumpe - Google Patents
Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer PumpeInfo
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Description
Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Druck
pulsationsdämpfung bei einer Pumpe nach dem Verdrängerprin
zip, welche vorzugsweise in einem Automatgetriebe angeord
net ist.
Bekanntlich benötigen Getriebe, insbesondere Automat
getriebe, zur hydraulischen Kupplungssteuerung und zur
Schmierung eine Ölversorgung. Üblicherweise ist hierzu eine
Pumpe im Getriebe integriert, die mit der Motordrehzahl
angetrieben wird, da bei laufendem Motor stets ein bestimm
ter Öldruck und ein bestimmtes Ölvolumen im Getriebe vor
handen sein muß. Die Pumpe wird in der Praxis aus Baurau
maspekten direkt am Getriebeeingang hinter dem Anfahrele
ment, welches eine Anfahrkupplung oder einen Wandler dar
stellen kann, angeordnet. Bei Wandlerautomatgetrieben kann
der Pumpenantrieb z. B. in konstruktiv einfacher Art und
Weise über einen Mitnahmefinger an der Wandlerlagerung bzw.
dem Wandlerhals realisiert werden.
Üblicherweise sind Getriebeölpumpen als Verdrängerpum
pen in Zahnrad-, Flügelzellen- oder Kolbenbauweise ausge
führt.
Dem einfachen Aufbau solcher Pumpen und der möglichen
kompakten Bauweise steht jedoch der - bei Verdrängerpumpen
prinzipbedingte - Nachteil einer mehr oder weniger starken
Druck- und Volumenpulsation gegenüber.
Die Volumen- und die Druckpulsation einer Pumpe ist in
erster Linie durch deren Geometrie bedingt. So ist z. B.
die Ölpulsation bei einer Kolbenpumpe von der Kolbenanzahl
abhängig. Mit der Kolbenfläche A_K, dem maximalen Kolbenhub
H_Max und der Kolbenanzahl z ist ein mittleres geometri
sches Fördervolumen pro Umdrehung Q_Mittel ermittelbar, so
daß gilt:
Q_Mittel = f(A_K, H_Max, Z)
Die Volumenpulsation δ_Q läßt sich gemäß der Formel
δ_Q = (Q_Max - Q_Min)/Q_Mittel mit einem maximalen Volumen
strom Q_Max, einem minimalen Volumenstrom Q_Min und dem
mittleren geometrischen Fördervolumen Q_Mittel berechnen.
Aus dieser Volumenstrompulsation δ_Q läßt sich die
kinematische Druckpulsation (dp/dt) (t) herleiten. Die zeit
liche Änderung des Drucksignales (dp/dt) (t) verhält sich
dabei unter Annahme eines rein kapazitativen, vor dem Aus
gang der Ölpumpe angeordneten Widerstandes linear zur hy
draulischen Kapazität C_H und Summe der zu- und abfließen
den Ströme.
In der Regel treten Schwingungen unterschiedlicher
Ordnungen auf, wie z. B. Druckresonanzen der ersten Schwin
gungsordnung, welche durch Kolbenteilungsfehler in Kolben
pumpen verursacht werden, oder z. B. Schwingungen z-ter
Ordnung, welche durch die Anzahl von z-Kolben bedingt sind.
Unmittelbare Folgen dieser Druckpulsation sind erheb
liche Pumpengeräusche sowie eine starke mechanische Bela
stung an Bauteilen, die sich im Hochdruckbereich direkt
stromab der Ölpumpe befinden. Bei Automatgetrieben ist
hiervon beispielsweise die hydraulische Steuerung betrof
fen.
Da die Begrenzung und Konstanthaltung des Fördervolu
mens auch zur Erzielung eines akzeptablen Wirkungsgrades
erforderlich ist, wird bekanntlich in der Praxis zur Wir
kungsgradverbesserung die Pumpenleistung hoch- oder nieder
druckseitig gesteuert. Eine Saugdrosselung auf der Nieder
druckseite beispielsweise wirkt sich auf die Volumenstrom
pulsation in Form eines Phasenanschnittes dahingehend nega
tiv aus, daß die Förderung erst nach Durchlaufen eines
Nichtförderwinkels einsetzt.
Volumen- und Druckpulsationen lassen sich allgemein
durch sekundäre, d. h. der Pumpe nachgeschaltete, Dämp
fungsmaßnahmen verringern.
Solche passiven Systeme mit Volumentilgern haben je
doch den Nachteil, daß sie mit Bauraumvergrößerungen ver
bunden sind. Des weiteren ist bei diesen passiven Systemen
mit Tilgerräumen nachteilig, daß die Druckpulsationsdämp
fung nur global abstimmbar ist. So kann beispielsweise eine
Pumpendrehzahlabhängigkeit der Pulsation nicht mit starrem
Tilgervolumen kompensiert werden.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe
zugrunde, eine Vorrichtung zu schaffen, die mit sekundären
Maßnahmen eine gezielte Druckpulsation mit geringen Geräu
schen der Ölpumpe und einer geringen Beanspruchung von Bau
teilen, die der Pumpe nachgeschaltet sind, und einem gerin
gen Bauraumbedarf ermöglicht.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die im kenn
zeichnenden Teil des Anspruches 1 aufgeführten Merkmale
gelöst.
Die erfindungsgemäße Lösung greift aktiv in das
Schwingungssystem der Ölpumpe ein und bietet den Vorteil,
daß eine gezielte Isolation von diskreten Druckschwingun
gen, welche einer bestimmten Motordrehzahl zugeordnet wer
den können, möglich ist. Dadurch werden störende Pumpenge
räusche ausgeschaltet und die der Ölpumpe nachgeschalteten
Bauteile mechanisch geschont.
Mit der Verwendung eines per se bekannten piezokerami
schen Aktuators werden sowohl Druckspitzen als auch Druck
einbrüche mittels dem Verdrängungsprinzip gedämpft, wobei
die Druckeinbrüche unterhalb des zu dem mittleren Förder
strom korrelierenden Druckniveaus vermindert werden.
Da das erforderliche Tilgervolumen, welches sich aus
der Geometrie der Pumpe errechnet, bezogen auf den Förder
strom in der Regel recht gering ist, sind vorteilhafterwei
se gute Bauraumvoraussetzungen für einen aktiven Aktuator
geschaffen, der entweder direkt an der Pumpe auf der Hoch
druckseite oder unmittelbar vor dem der Pumpe nachgeschal
teten Bauteil, z. B. der hydraulischen Steuerung, instal
liert werden kann.
Der piezokeramische Aktuator ist in der erfindungsge
mäßen Vorrichtung auch deshalb von Vorteil, da er hohe An
forderungen an die Stellgenauigkeit, Stellgeschwindigkeit,
Drucksteifigkeit und die dynamische Dauerfestigkeit er
füllt.
Der erforderliche Stellweg kann durch eine an sich-
z. B. bei Motorlagerungen - bekannte hydraulische Stell
wegvergrößerung realisiert werden. Das Prinzip der hydrau
lischen Stellwegvergrößerung beruht auf der Volumenkonstanz
eines langzeitstabilen hermetisch abgedichteten flüssig
keitsgefüllten Systems. Unter Annahme eines konstanten in
kompressiblen Übertragungsmediums ergibt sich der Überset
zungsfaktor als Verhältnis von Antriebs- zu Abtriebsfläche.
Die Regelung des piezokeramischen Aktuators wird durch
eine Druckmeßeinrichtung ermöglicht, welche eine Druckin
formation einliest und an eine in dem Regelkreis integrier
te Schaltung weitergibt. In einem offenen oder geschlosse
nen Regelkreis stellt die Druckmeßeinrichtung mit dem pie
zoelektrische Aktuator ein aktives Pulsationsdämpfungssystem
dar.
Die Vorrichtung gemäß Patentanspruch 1 bietet des wei
teren den Vorteil, daß mit einer variablen Aktuatorspan
nung, die von der Pumpendrehzahl und dem Druckniveau im
Hochdruckbereich stromab der Ölpumpe abhängig ist, die An
passung an die echte Fördercharakteristik der Ölpumpe und
das tatsächliche Druckniveau möglich ist.
Der Einsatz eines selektiven Reglers auf Basis adapti
ver Bandpaßfilter oder Tiefpaßfilter schließt den Regel
kreis nur für bestimmte Störfrequenzen, weshalb damit eine
maximal mögliche Regelkreisverstärkung und eine Isolation
periodischer Störfrequenzen erreicht wird.
Durch die Ausgestaltung mit einem breitbandigen Regler
auf Basis eines inversen Kompensationsfilters als offener
Regelkreis kann ein Isolationsfrequenzbereich über die Mit
tenfrequenz einer Bandpaßübertragungsfunktion gewählt wer
den. Damit wird vorteilhafterweise eine Kompensation von
periodischen und stochastischen Störfrequenzen der Druck
pulsation erreicht.
Die erfindungsgemäße Vorrichtung zur Druckpulsations
dämpfung eignet sich vorteilhafterweise für alle nach dem
Verdrängerprinzip arbeitenden Pumpen, insbesondere für Kol
benpumpen in Axial- und Radialbauweise, welche z. B. in
einem Stufenautomatgetriebe oder einem CVT-Getriebe einge
baut sein können.
Beim Einsatz der aktiven Pulsationsdämpfung im Auto
matgetriebe, beispielsweise Stufenautomat oder CVT-
Getriebe, mit elektrohydraulischer Steuerung/Regelung kann
als weiterer Vorteil eine Kosteneinsparung erzielt werden,
wenn das Pulsationsdämpfungssystem in der elektronischen
Getriebesteuerung integriert wird, wobei hierfür insbeson
dere die Vorortelektronik geeignet ist.
Vorteilhafte Ausgestaltung und Weiterbildungen der
Erfindung ergeben sich aus weiteren Unteransprüchen und dem
nachfolgend anhand der Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen
Ausführungsbeispiel.
Es zeigt:
Fig. 1 eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung
mit einem Piezo-Stellglied in einem Regel
kreis mit einem adaptiven Bandpaßfilter;
Fig. 2 eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung
mit einem Piezo-Stellglied gemäß Fig. 1 in
einem Regelkreis mit modellbasiertem gesteu
erten Anteil;
Fig. 3 eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung
mit einem Piezo-Stellglied gemäß Fig. 1 und
2 in einem linearisierten Regelkreis mit in
versem Streckenmodell und
Fig. 4 eine schematische Darstellung eines Piezo-
Aktuators und einer hydraulischen Stellweg
vergrößerung eines Piezo-Stellgliedes gemäß
den Fig. 1 bis 3.
Bezug nehmend auf Fig. 1 ist eine Vorrichtung zur ak
tiven Druckpulsationsdämpfung bei einer als Kolbenpumpe
ausgeführten Ölpumpe 1 eines Automatgetriebes 2 mit einem
geschlossenen Regelkreis dargestellt.
In dem Regelkreis ist die Ölpumpe 1 in dem Getriebe 2,
welches weitere nicht dargestellte Verbraucher enthält, als
Teil einer nicht-linearen Strecke integriert.
Mit einem Tiefpaßfilter oder einem adaptiven Bandpaß
filter 3, welcher einen Sollwertgenerator darstellt, bei
dem herauszufilternde Grenzfrequenzen einstellbar sind,
wird eine auszuregelnde Störgröße, z. B. die harmonische
Schwingung der z-ten Kolbenordnung der Ölpumpe 1, herausge
filtert.
Der von dem Bandpaßfilter 3 ausgegebene Druck-Sollwert
p_soll wird in üblicher Weise in einer Vergleichseinrich
tung 4 mit einem dort anliegenden Druck-Istwert p_ist ver
glichen. Abhängig vom Ergebnis dieses Vergleichs wird der
Istwert p_ist in einem nachgeschalteten Regler 5, der z. B.
als PID-Regler ausgeführt ist, im Sinne einer Angleichung
an den Sollwert p_soll beeinflußt, wobei der Regler zur
Betätigung eines nachgeschalteten Piezo-Stellgliedes 6 ei
nen Spannungs-Sollwert U_soll in Abhängigkeit von der Füh
rungsgröße p_soll ausgibt.
Mit dem Regler 5 wird auch das Reglerverhalten einge
stellt, d. h. wie groß z. B. die Regelabweichung sein darf.
Das auf den Regler 5 in dem Regelkreis folgende Piezo-
Stellglied 6 weist einen internen Regelkreis (nicht darge
stellt) mit einem frequenzsynchronisiertem Zweipunktregler
eines Piezo-Quarzes bzw. Piezo-Aktuators auf.
Ein piezokeramischer Aktuator 7, nachfolgend Piezo-
Aktuator genannt, mit einer hydraulischen Stellwegüberset
zer 8 bekannter Bauart, wie er in dem Piezo-Stellglied 6
enthalten ist, ist schematisiert in Fig. 4 dargestellt.
Darin ist der hydraulische Stellwegübersetzer 8 kegel
stumpfartig und mit einer Ölfüllung langzeitstabil herme
tisch abgedichtet ausgebildet, wobei er an seiner Grundflä
che bzw. Antriebsfläche A1 an dem Piezo-Aktuator 7 anliegt.
Durch Aufbringung einer von Pumpendrehzahl und Druckniveau
abhängigen variablen Aktuatorspannung wird der Piezo-
Aktuator gelängt bzw. verkürzt.
Aufgrund einer Längenveränderung des Piezo-Aktuators 7
wird ein Antriebsweg x_1 auf die Antriebsfläche A1 des
Stellwegübersetzers 8 übertragen. An dem der Antriebsfläche
A1 abgewandten, sich verjüngenden Ende Stellwegüberset
zers 8, an dem sich eine Abtriebsfläche A2 befindet, ist
ein Stellglied 9 angeordnet. Durch die hydraulische Stell
wegübersetzung 8 ergibt sich ein Übersetzungsfaktor, z. B.
ein Übersetzungsfaktor von 6, womit ein Abtriebsweg x_2,
der z. B. das sechsfache des Antriebsweges x_1 beträgt, an
das Stellglied 9 weitergegeben wird.
Piezokeramische Aktuatoren basieren auf dem inversen
piezoelektrischen Effekt und verhalten sich elektrisch na
hezu kapazitiv. Die Wegänderung des Stellgliedes 9 hängt
somit von der vom Regler angelegten elektrischen Feldstärke
bzw. aufgebrachten Ladung ab, wobei für die statische Aus
lenkung keinerlei Energie benötigt wird. Eine Synchronisa
tion des Lade- bzw. Entladevorganges der Aktuatorkapazität
mit einer Oszillatorfrequenz dient der Verhinderung von
unkontrollierten Schwingungen.
Mittels dem Stellglied 9 wird der Ölvolumenförderstrom
im Hochdruckbereich stromab der Ölpumpe zur Druckpulsati
onsdämpfung derart verändert, daß bei Druckspitzen Volumen
freigegeben wird und bei Druckeinbrüchen das Volumen ver
kleinert wird. Damit wird eine Nivellierung erreicht, d. h.
es wird der Wert einer Schwingungsamplitude auf den Wert
eines mittleren Ölvolumenförderstromes verkleinert.
Auf diese Art und Weise besteht die Möglichkeit, auf
tretende diskrete Schwingungen mit bestimmten Frequenzen in
Folge von Volumenstromänderungen und daraus resultierenden
Druckschwankungen im Hochdruckbereich der ölführenden Lei
tungen der Ölpumpe 1 durch einen Aufbau kontrollierter Ge
genschwingungen mit einer äquivalenten Frequenz zu dämpfen.
Der dermaßen beeinflußte Druck-Istwert p_ist wird in
dem Regelkreis gemäß Fig. 1 mittels einer hochdynamischen
Meßeinrichtung 10 gemessen und anschließend wieder in der
Vergleichseinrichtung 4 mit dem Druck-Sollwert p_soll ver
glichen.
Die Verwendung eines analogen Reglers in dem Regel
kreis ermöglicht eine höhere Dynamik, weshalb dieser zweck
mäßiger ist als ein digitaler Regler.
Die Ausführungsart gemäß Fig. 1 zeichnet sich durch
seine Einfachheit aus, da sie mit einfachstem Regler reali
siert werden kann. Folglich sind auch die Kosten für eine
derartige Ausführung gering.
In einer anderen nicht dargestellten Ausführung kann
auch ein offener Regelkreis bzw. eine Steuerung vorgesehen
sein, wenn in den Regelkreis gemäß Fig. 1 anstelle des PID-
Reglers ein Filter eingesetzt wird.
Fig. 2 zeigt ein inverses Volumenstrommodell der Öl
pumpe 1 mit einer Vorsteuergröße U_steuer in einem ge
schlossenen Regelkreis.
Auch hier ist die Pumpe 1 als Teil des Getriebes 2,
welches eine nicht-lineare Strecke darstellt, angedeutet.
Wie bei der Ausführung nach Fig. 1 beinhaltet der Regel
kreis die Vergleichseinrichtung 4 zum Vergleich eines an
liegenden Druck-Istwertes p_ist mit einem Druck-Sollwert
p_soll, den Regler 5 (beispielsweise PID-Regler), das zuvor
beschriebene Piezo-Stellglied 6 und die Meßeinrichtung 10.
Die Pumpenausführung ist hier als Volumenstrommodell
abgebildet und als gesteuerter Anteil in den Regelkreis
eingebunden. Das Modell bildet das geometrisch über die
Pumpenkennlinie bedingte Fehlvolumen bzw. den geometrisch
bedingten Fehldruck ab, wobei das Fehlvolumen über das von
dem Piezo-Aktuator 7 angetriebene Stellelement 9 des Piezo-
Stellgliedes 6 kompensiert wird.
So läßt sich z. B. für eine sauggedrosselte Kolbenpum
pe das Fördervolumen V_F in Abhängigkeit von einem Drehwin
kel ϕ, einem Nichtförderwinkel ϕ_NF des Phasenanschnitts
und einem vorgegebenen maximalen Fördervolumen V_max gemäß
folgender Funktion wiedergeben:
Modellvariable sind beispielsweise Pumpendrehzahl und
Istdruck p_ist.
Durch die mit 11 bezeichnete Vorgabe der Steuerspan
nung U_steuer wird eine zu eliminierende Störgröße bereits
weitgehend kompensiert, so daß auf den Einsatz eines Fil
ters in der Ausführung gemäß Fig. 2 im Gegensatz zu der
Variante nach Fig. 1 verzichtet werden kann.
Gegenüber der Ausführung nach Fig. 1 hat die in Fig. 2
dargestellte Variante den Vorteil einer größeren Schnellig
keit und Präzision.
Fig. 3 zeigt eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämp
fung mit einem linearisierten Regelkreis mit inversem
Streckenmodell.
Auch dieser Regelkreis beinhaltet die Vergleichsein
richtung 4 zum Vergleich eines Druck-Istwertes p_ist mit
dem Druck-Sollwert p_soll, den Regler 5, das Piezo-
Stellglied 6 und die Meßeinrichtung 10.
Die gesamte nicht-lineare Getriebestrecke mit Pumpe,
Leitungen, Hydraulik, Verbraucher etc., ist als mathemati
sches Modell beschreibbar. Durch Invertieren dieses Modells
ergibt sich der dargestellte linearisierte Regelkreis, in
dem mit dem Bezugszeichen 12 das Getriebe mit der Ölpumpe
in Form einer Übertragungsfunktion G(s) der nicht-linearen
Strecke wiedergegeben ist, wobei als inverser Kompensati
onsfilter 13 das inverse Streckenmodell bzw. die inverse
Übertragungsfunktion G EXP (-1) (s) des Getriebes mit der
Ölpumpe und der Hydraulik vorgeschaltet ist.
1
Pumpe
2
Getriebe
3
Filter
4
Vergleichseinrichtung
5
Regler
6
Piezo-Stellglied
7
piezokeramischer Aktuator (Piezo-Aktuator)
8
hydraulischer Stellwegübersetzer
9
Stellelement
10
Meßeinrichtung
11
Steuereinrichtung zur Vorgabe einer Steuerspannung
12
Getriebe in Form einer Übertragungsfunktion
13
Getriebe in Form einer inversen Übertragungsfunktion
G (s) Übertragungsfunktion
Gˆ(-1) (s) inverse Übertragungsfunktion
p_ist Druck-Istwert
p_soll Druck-Sollwert
Δp Druckdifferenz
U_gesamt gesamte Spannung
U_Regler Regler-Spannung
U_steuer Steuerspannung
ΔV Volumendifferenz
G (s) Übertragungsfunktion
Gˆ(-1) (s) inverse Übertragungsfunktion
p_ist Druck-Istwert
p_soll Druck-Sollwert
Δp Druckdifferenz
U_gesamt gesamte Spannung
U_Regler Regler-Spannung
U_steuer Steuerspannung
ΔV Volumendifferenz
Claims (12)
1. Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer
Pumpe nach dem Verdrängerprinzip, welche vorzugsweise in
einem Automatgetriebe angeordnet ist, dadurch ge
kennzeichnet, daß die Pumpe (1) in dem Getrie
be (2), ein auf einer Hochdruckseite der Ölpumpe (1) ange
ordnetes Piezo-Stellglied (6), ein diesem vorgeschalteter
Regler (5) und eine Druckmeßeinrichtung (10) in einem Re
gelkreis angeordnet sind.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch ge
kennzeichnet, daß in dem Regelkreis eine Filte
rung von Störfrequenzen der Druckpulsation vorgesehen ist.
3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch ge
kennzeichnet, daß der Regelkreis zur Filterung
einen adaptiven Bandpaßfilter (3) aufweist.
4. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch ge
kennzeichnet, daß der Regelkreis zur Filterung
einen Tiefpaßfilter (3) aufweist.
5. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch ge
kennzeichnet, daß der Regelkreis zur Filterung
einen inversen Kompensationsfilter (13) aufweist.
6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch ge
kennzeichnet, daß der inverse Kompensationsfil
ter (13) eine inverse Übertragungsfunktion (G EXP (-1) (s))
einer nicht-linearen Getriebestrecke (12, 13) darstellt.
7. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch ge
kennzeichnet, daß in dem Regelkreis zwischen dem
Regler (5) und dem Piezo-Stellglied (6) eine Steuereinrich
tung (11) zur Einbringung eines gesteuerten Anteils
(U_steuer), welcher einen inversen Volumenstrom der Ölpum
pe (1) wiedergibt, vorgesehen ist.
8. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, da
durch gekennzeichnet, daß das Piezo-Stell
glied (6) einen piezokeramischen Aktuator (7), einen hy
draulischen Stellwegübersetzer (8), ein Stellelement (9)
und einen Piezo-Steuerverstärker mit Frequenzsynchronisati
on aufweist.
9. Vorrichtung nach Anspruch 8, dadurch ge
kennzeichnet, daß an dem piezokeramischen Ak
tuator (7) zur Betätigung des hydraulischen Stellwegvergrö
ßerung und des Stellelementes (9) eine variable Aktuator
spannung als Funktion von Pumpendrehzahl und Druckniveau
anlegbar ist.
10. Vorrichtung nach Anspruch 8 oder 9, dadurch
gekennzeichnet, daß mittels einer Längung des
piezokeramischen Aktuators (7) in dem Piezo-Stellglied (6)
ein Ölvolumenstrom im Hochdruckbereich der Ölpumpe (1) ver
änderbar ist.
11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, da
durch gekennzeichnet, daß der Regler (5) als
PID-Regler ausgebildet ist.
12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, da
durch gekennzeichnet, daß der Regler (5)
als nichtlinearer Regler ausgebildet ist.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE1997106635 DE19706635A1 (de) | 1997-02-20 | 1997-02-20 | Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer Pumpe |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE1997106635 DE19706635A1 (de) | 1997-02-20 | 1997-02-20 | Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer Pumpe |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE19706635A1 true DE19706635A1 (de) | 1998-09-03 |
Family
ID=7820881
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE1997106635 Ceased DE19706635A1 (de) | 1997-02-20 | 1997-02-20 | Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer Pumpe |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
DE (1) | DE19706635A1 (de) |
Cited By (3)
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DE19918455A1 (de) * | 1999-04-23 | 2000-11-02 | Bayerische Motoren Werke Ag | Verfahren zur aktiven Geräuschreduzierung bei hydraulischen Aggregaten |
WO2010127960A1 (de) * | 2009-05-08 | 2010-11-11 | Zf Friedrichshafen Ag | Einrichtung zur aktiven dämpfung von drehzahlschwingungen in hydraulischen schaltelementsystemen und verfahren zum betreiben der einrichtung |
WO2012000481A3 (de) * | 2010-06-29 | 2012-04-26 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Verfahren zur durchführung eines volumenausgleichs an einem doppelkupplungsgetriebe mit hydrostatischem einrücksystem |
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DE3623066A1 (de) * | 1986-07-09 | 1988-01-28 | Rexroth Mannesmann Gmbh | Schaltungsanordnung zur drehzahlregelung einer an eine leitung mit eingepraegtem druck angeschlossenen hydrostatischen maschine |
EP0379718A2 (de) * | 1988-12-28 | 1990-08-01 | Allweiler AG | Vorrichtung und Verfahren zum Bewegen von Strömungsmedien |
-
1997
- 1997-02-20 DE DE1997106635 patent/DE19706635A1/de not_active Ceased
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OP8 | Request for examination as to paragraph 44 patent law | ||
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Owner name: ZF-BATAVIA, L.L.C., PLYMOUTH, MICH., US |
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