DE2813486A1

DE2813486A1 - Regelvorrichtung fuer hydraulikpumpen

Info

Publication number: DE2813486A1
Application number: DE19782813486
Authority: DE
Inventors: Kazuo Uehara
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 1977-03-31
Filing date: 1978-03-29
Publication date: 1978-10-05
Also published as: FR2385916A1; FR2385916B1; DE2813486C2; IT7848687A0; US4203712A; IT1101873B

Description

TER MEER · MÜLLER · STEINMEISTER KomatSU

- 4 BESCHREIBUNG

Die Erfindung betrifft eine Regelvorrichtung für Hydraulikpumpen mit veränderlichem Ausstoß gemäß dem Oberbegriff des Hauptanspruchs und insbesondere ein automatisches Regelsystem zur Einstellung des Ausstoßes einer oder mehrerer derartiger Hydraulikpumpen oder zur Begrenzung des Eingangsdrehmoments der Hydraulikpumpen auf einen vorgegebenen Wert.

Es sind verschiedene hydraulische Regelsysteme vorgeschlagen und in der Praxis verwendet worden, die eine automatische Einstellung des Ausstoßes einer oder mehrerer Pumpen mit veränderlicher Förderleistung ermöglichen, die durch einen gemeinsamen Antrieb oder Motor, wie etwa einer Brennkraftmaschine angetrieben werden. Ein Beispiel für eine derartige Regeleinrichtung sind Begrenzer für das Eingangsdrehmoment, durch die der Pumpenausstoß entsprechend dem Ausgangsdruck der Pumpe eingestellt wird, so daß das Produkt aus Pumpenausstoß und Pumpenausgangsdruck bei oder in der Nähe eines vorgegebenen Grenzwertes gehalten werden kann.

Ein Beispiel eines Begrenzers für das Eingangsdrehmoment umfaßt einen Nocken- oder Steuerkurvenmechanismus, dessen Nocken entsprechend dem Pumpenausstoß über ein Gestänge bewegt und die Kraft einer Feder eines Regelventils entsprechend einstellt, das den Pumpenausgangsdruck abtastet. Diesem Begrenzer kann entgegengehalten werden, daß das verwendete Gestängesystem sehr kompliziert ist und mit großer Präzision hergestellt werden muß. Im übrigen ist bei einer kombinierten Verwendung eines Drehmomentbegrenzers mit einer Lastabtastungsoder Unterbrechungsregelung ein noch komplizierteres und genaueres Gestängesystem für einen stabilen Betrieb erforderlich. Ein weiterer Einwand gegen die genannte Lösung besteht darin, daß die Eingangsdrehmoment-Begrenzung der geregelten Pumpe abhängig ist von der Federkennlinie des Regelventils und der Konturen des Nocken, so daß eine Nachstellung oder Änderung nicht auf einfache Weise möglich ist. Wenn daher eine Pumpe

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mit veränderlichem Ausstoß zusammen mit einigen anderen Pumpen durch einen gemeinsamen Hauptantrieb angetrieben wird, ist es nicht möglich, das Ausgangsdrehmoment des Hauptantriebs mit dem Eingangsdrehmoment der Pumpen in Einklang zu bringen.

Ein weiterer Begrenzer für das Pumpeneingangsdrehmoment weist einen mehrstufigen Federmechanismus auf, wobei der Pumpenausstoß linear verringert wird mit der Zunahme des Ausgangsdrucks der Pumpe. Zur engen Annäherung des Produkts aus Pumpenausstoß und Pumpenausgangsdruck an einen vorgegebenen Grenzwert wird die lineare Charakteristik entsprechend dem Ausgangsdruck der Pumpe durch einen mehrstufigen Federmechanismus modifiziert. Ein Nachteil dieses Systems liegt in der unzureichenden Steuergenauigkeit, und es ist nicht ohne weiteres anzupassen an eine Lastabtastungs- oder Unterbrechungsregelung. Außerdem ist die Begrenzung des Eingangsdrehmoments der Pumpe bestimmt durch die Charakteristika und die Art der Federn, so daß eine einfache Nachstellung ausgeschlossen ist.

Im übrigen sind Regelsysteme für einen Pumpenausstoß bekannt, die auf die Drehzahl des Hauptantriebs ansprechen, so daß der Pumpenausstoß verringert wird, wenn die Drehzahl abnimmt. Obgleich das Eingangsdrehmoment der Pumpe nicht genau auf einem konstanten Wert gehalten wird, gestattet das auf die Drehzahl ansprechende Regelsystem eine angemessene Drehmomentanpassung auch dann, wenn die Pumpe mit veränderlichem Ausstoß zusammen mit einer anderen Pumpe durch einen gemeinsamen Antrieb angetrieben wird. Ein Nachteil dieses Systems liegt jedoch darin, daß die Pumpendrehzahl mit dem Ausgangsdruck der Pumpe geändert wird. Insbesondere bei Verwendung von Antrieben mit geringem Drehmomentanstieg nimmt die Ausgangsleistung der Pumpe mit der Zunahme ihres Ausgangsdruckes ab. Im übrigen ist das Ansprechverhalten des Systems verhältnismäßig schlecht aufgrund von Trägheitskräften des Hauptantriebs.

Diese Nachteile ergeben sich aus unnötig großen Änderungen

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der Pumpendrehzahl. Zur Reduzierung dieser Drehzahländerungen ist ein System verwendet worden, das ein Summierventil als Hilfsregelung umfaßt und das Gesamteingangsdrehmoment eine Anzahl von Pumpen begrenzt. Dieses Summierventil erreicht dieses Ziel nur insoweit, als unnötige Drehzahländerungen insgesamt ausgeglichen werden können.

Die Erfindung ist darauf gerichtet, ein verbessertes hydraulisches Regelsystem des Gattungsbegriffes für eine automatische Einstellung des Ausstoßes einer oder mehrerer Pumpen zu schaffen, .bei dem die oben aufgeführten Nachteile bekannter Lösungen überwunden sind.

Die Erfindung ergibt sich im einzelnen aus dem kennzeichnenden Teil des HauptanSpruchs.

Erfindungsgemäß ist ein automatisches Strömungsdosierventil als Begrenzer für das Eingangsdrehmoment des Regelsystems vorgesehen. Dieses Dosierventil ist ohne weiteres anzupassen an einen Betrieb mit einer einzelnen oder einer Anzahl von Pumpen mit veränderlichem Ausstoß.

Das Eingangsdrehmoment der Pumpe oder das Gesamteingangsdrehmoment einer Anzahl derartiger Pumpen kann auf einem vorgegebenen Grenzwert genauer festgehalten werden, als es bisher möglich war, und das Ausgangsdrehmoment des Antriebs sowie das Eingangsdrehmoment der Pumpen können im Interesse eines möglichst wirksamen Betriebes in Einklang gebracht werden.

Das hydraulische Regelsystem ist so ausgeführt, daß die Regelcharakteristika für das Eingangsdrehmoment der Pumpe leicht abgewandelt oder eingestellt werden können.

Entsprechend einer Ausführungsform der Erfindung weist das Regelsystem eine Drosselstelle auf, die mit einer Pumpe mit festem Ausstoß in Verbindung steht und eine Druckdifferenz oder ein Druckgefälle in dem von dieser ausgestoßenen Fluid

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erzeugt. Entsprechend dieser Druckdifferenz erzeugt eine Abtasteinrichtung oder ein Abtastventil einen entsprechenden Ausgangsfluiddruck. Die zu regelnde Pumpe ist mit einem Servo-Regler versehen, der mit der Drosselstelle und der Abtasteinrichtung in Verbindung steht und den Pumpenausstoß entsprechend dem Fluiddruck der Pumpe einstellt. Weiterhin ist ein Dosierventil vorgesehen, das parallel zu der Drosselstelle geschaltet ist und einen unterschiedlichen Öffnungsgrad entsprechend dem Ausgangsdruck der Pumpe mit veränderlichem Ausstoß aufweist.

Wenn daher der Ausgangsdruck der Hydraulikpumpe einen überhöhten Wert jenseits eines vorgegebenen Grenzdruckes des Dosierventils erreicht, kann das von der Pumpe mit festem Ausstoß abgegebene Fluid die Drosselstelle durch das Dosierventil mit einem dosierten Durchsatz entsprechend dem Ausgangsdruck der zu regelnden Pumpe umgehen. Das .Eingangsdrehmoment der zu regelnden Pumpe wird daher so lange konstant gehalten, wie sein Ausgangsdruck nicht unter den Grenzwert des Dosierventils abfällt. In den anschließenden Ausführungsformen der Erfindung wird ein Beispiel eines Dosierventils beschrieben, das für eine einzelne Pumpe oder mehrere Pumpen mit verstellbarem Druchsatz geeignet ist.

Entsprechend einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist ein Regelventil in einer zweiten Umgehung vorgesehen, durch die die Parallelschaltung aus Drosselstelle und Dosierventil umgangen wird. Dieses Regelventil gestattet eine einfache Einstellung des Fluiddurchsatzes durch die zweite Umgehung, so daß die Regelcharakteristika für das Eingangsdrehmoment der Pumpe leicht geändert werden können. Da dieses Regelventil beispielsweise mit einem Regelhebel des Hauptantriebs verbunden sein kann, können das Ausgangsdrehmoment des Hauptantriebs und das Eingangsdrehmoment der Pumpe automatisch bei verschiedenen Drehzahleinstellungen in Einklang gebracht werden.

Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele anhand der

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- 8 beigefügten Zeichnung näher erläutert.

Fig. 1 ist eine schematische Darstellung eines hydraulischen Regelsystems mit einem 5 Dosierventil für eine einzelne Pumpe;

Fig. 2 ist ein Diagramm zur Veranschaulichung

der Beziehung des Ausgangsdrehmoments des Antriebs und des Eingangsdrehmoments der

10 Pumpe in Bezug auf die Antriebsdrehzahl,

bezogen auf Fig. 1;

ist eine Darstellung ähnlich Fig. 1, zeigt jedoch ein Regelsystem für zwei verstellbare Pumpen;

ist ein Schnitt durch ein abgewandeltes Dosierventil in dem Regelsystem der Fig. entlang der Linie 4-4 in Fig. 3;

ist eine schematische Darstellung einer weiteren bevorzugten Ausführungsform des Regelsystems;

25 Fig. 6 ist ein Diagramm zur Erläuterung der An

passung des Ausgangsdrehmoments des Antriebs und des Eingangsdrehmoments der Pumpe in dem Regelsystem der Fig. 5;

30 Fig. 7 ist ein Diagramm zur Veranschaulichung

der Drehmomentanpassung bei Verwendung einer Hydraulikpumpe mit Vorrangstellung und einigen verstellbaren Hydraulikpumpen mit demselben Hauptantrieb in dem Regel-

35 system der Fig. 5;

Fig. 8 ist eine schematische Darstellung eines

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	Fig.	3
15
	Fig.	4
20
	Fig.	5

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— Q _

abgewandelten Regelventils für die Ausführungsform der Fig. 5.

Das hydraulische Regelsystem der Erfindung ist in Fig. 1 in einer Ausführungsform gezeigt, die insbesondere für die Einstellung des Ausstoßes oder die Regelung des Eingangsdrehmoments einer einzelnen Hydraulikpumpe 10 mit veränderlichem Ausstoß geeignet ist. Diese Pumpe wird direkt durch einen Hauptantrieb, wie etwa eine Brennkraftmaschine 11 angetrieben. Ein Servo-Regler 12 ist an der Hydraulikpumpe 10 angebracht und dient zur Änderung des Ausstoßes oder Hubes entsprechend Fluiddrucksignalen, die der Regler aufnimmt, wie anschließend genauer erläutert werden soll.

Mit 13 ist eine Pumpe mit konstantem Ausstoß oder eine Ladepumpe bezeichnet, die gemeinsam mit der Hydraulikpumpe 10 durch die Brennkraftmaschine 11 angetrieben wird. Eine Auslaßleitung 14 der Ladepumpe 13 ist mit einer Drosselstelle 15 versehen, die nicht verstellbar ist und dazu dient, eine Druckdifferenz in dem Fluidausstoß der Ladepumpe herzustellen. Nach dem Verlassen der Drosselstelle 15 wird das Fluid der Ladepumpe 13 teilweise zu einem Behälter 16 über ein Überdruckventil 17 zurückgeführt und teilweise an den Servo-Regler 12 über eine Leitung 18 abgegeben. Ein weiterer Teil des Fluids gelangt an einen Einlaß eines Druckdifferenz-Abtastventils 19. Eine weitere Drosselstelle 20, die veränderlich ausgebildet ist, liegt parallel zu der ersten Drosselstelle 15.

Das Abtastventil 19 ist als normalerweise offenes Ventil mit zwei Positionen dargestellt, das auf die Druckdifferenz des durch die Ladepumpe 13 ausgestoßenen Fluids anspricht. Der Ausgangsdruck des Abtastventils 19 kann wie folgt definiert werden:

^Pa ^{= P}o ^{+ d(P}1 - ^P2^}

In dieser Gleichung ist P der Fluidausgangsdruck des Abtastet

ventils 19, P und d sind Konstanten, P. ist der Fluiddruck

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stromaufwärts der Drosselstelle 15 und P_ ist der Fluiddruck stromabwärts der Drosselstelle 15, wie es in Fig. 1 angegeben ist.

Der Servo-Regler 12 ist als solcher bekannt und umfaßt einen doppelt wirkenden Hydraulikzylinder 21, dessen Fluidkammer auf der Seite der Kolbenstange mit der Leitung 18 in Verbindung steht, und ein Ventil 22 mit drei Positionen zur Regelung der Verbindung zwischen der Leitung 18 und der gegenüberliegenden Fluidkammer des Hydraulikzylinders 21. Das Ventil 22 weist eine Steuerleitung 23 auf, die ständig mit dem Auslaß des Abtastventils 19 in Verbindung steht und daher dessen Ausgangsdruck P ausgesetzt ist. Dieser Druck steuert

el

somit die Verbindung zwischen der Leitung 18 und der betreffenden Fluidkammer des Hydraulikzylinders 21.

Es ist bekannt, daß der Servo-Regler 12 dieser Bauweise den

Ausstoß der Hydraulikpumpe 10 derart steuert, daß die Beziehung gilt:

q = ft (P - P ) , (2)

■ α. Ο

wobei q der Pumpenausstoß und β eine Konstante sind. Aus den Gleichungen 1 und 2 ergibt sich der Ausstoß der Hydraulikpumpe 10 bei der angegebenen Steuerung wie folgt: 25

q = dß (P₁ - P₂) . (3)

Die Bezugsziffer 24 bezieht sich auf ein automatisches Drossel- oder Dosierventil, das in das Regelsystem eingegliedert ist als Begrenzer für das Pumpen-Eingangsdrehmoment und eines der wesentlichen Merkmale der Erfindung bildet. Das Dosierventil 24 umfaßt ein Gehäuse, das sich im dargestellten Fälle aus drei Gehäuseabschnitten 25,26 und 27 zusammensetzt. Der Gehäuseabschnitt 25 auf der linken Seite in Fig. 1 weist einen Einlaß 28 und einen Auslaß 29 auf, die mit der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle 15 in Verbindung stehen.

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Weiterhin befindet sich in dem Gehäuseabschnitt 25 eine Bohrung 30 unterschiedlichen Durchmessers, die an einem Ende teilweise durch einen Zapfen 31 ausgefüllt und druckdicht verschlossen ist. Dieser Zapfen weist im Inneren eine Bohrung 32 auf, die eine Verbindung zwischen dem Einlaß 28 und dem Auslaß 29 herstellt. Daher bildet der Gehäuseabschnitt 25 eine Umgehung 33 für die Drosselstelle 15.

Die Bohrung 22 in dem Zapfen 31 ist an einem Ende kegelförmig ausgebildet, so daß ein konischer Kopf 34 eines Ventilgliedes 35 teilweise eingeführt werden soll. Das Ventilglied steuert den Durchgang des Fluids aus der Ladepumpe 13 durch die Umgehung 33 mit einem dosierten Durchsatz. Der mit einer Bohrung versehene Zapfen 31 dient daher als Ventilsitz des Dosierventils 24. Das Ventilglied 35 umfaßt einen Schaft 36, der sich nach rechts von dem Kopf 34 durch eine Bohrung 37 im mittleren Gehäuseabschnitt 26 erstreckt und in eine Federkammer 38 eintritt, die im rechten Gehäuseabschnitt 27 ausgebildet ist.

Das rechte Ende des Ventil-Schafts 36 erstreckt sich gleitend durch eine Bohrung in einem beweglichen Kolbensitz 39 und weist einen Flansch 40 auf, der den Kolbensitz erfaßt. Der Kolbensitz 39 wird außerdem durch einen Federteller 41 erfaßt, der in der Federkammer 38 in Axialrichtung des Ventilgliedes 35 gleitend angeordnet ist. Eine verhältnismäßig starke Druckfeder 42 erstreckt sich zwischen dem Federteller und einem weiteren Federteller 43, der ebenfalls gleitend in der Federkammer 38 angeordnet ist. Die Kraft dieser Druckfeder 42 kann durch eine Einstellschraube 44 eingestellt werden, die gegen den Federteller 43 drückt. Eine weitere Druckfeder 45 erstreckt sich zwischen dem Flansch 40 auf dem Schaft 36 und dem Federteller 41, wie anschließend genauer erläutert werden soll.

Eine Anzahl von, und zwar im dargestellten Beispiel zwei Betägigungskolben 46 sind gleitend in entsprechende Bohrungen

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in dem mittleren Gehäuseabschnitt 26 derart eingesetzt, daß sie parallel zu dem Ventil-Schaft 36 verlaufen. Die Betätigungskolben 46 liegen mit ihren rechten Enden gegen den Kolbensitz 39 innerhalb der Federkammer 38 an und treten mit ihren linken Enden in Drucksignalkammern 47 ein, die in offener Verbindung mit einer Drucksignalöffnung 48 im mittleren Gehäuseabschnitt 26 stehen. Diese Drucksignalöffnung ist über eine Steuerleitung 49 mit der Hydraulikpumpe 10 verbunden und nimmt ein Fluidsignal entsprechend dem Pumpenausgangsdruck P auf.

Die Kraft der erwähnten Druckfeder 45 ist so gewählt, daß in der in der Zeichnung gezeigten, festliegenden Position des Kolbensitzes 39 der Ventil-Kopf 34 gegen den Ventilsitz in dem Zapfen 31 gedrückt wird und das Ventil schließt, und zwar nur in einem solchen Ausmaß, daß unnötiger Verschleiß vermieden wird. In der dargestellten Normalposition des Dosierventils 24 besteht im übrigen ein geringer Zwischenraum 50 zwischem dem Kolbensitz 39 und dem Flansch 40 auf dem Schaft 36.

Bei Erhöhung des Druckes P des Fluidsignals, das von der Hydraulikpumpe 10 an die Drucksignalöffnung 48 des Dosierventils 24 abgegeben wird, gleiten die Beätigungskolben 46 gleichzeitig nach rechts und verschieben den Kolbensitz 39 und den Federteller 41 entgegen der Kraft der Druckfeder 42 nach rechts. Wenn sich der Signaldruck bis zu einem vorgegebenen Grenzdruck P des Dosierventils 24 aufgebaut hat, bewegt sich der pe

Kolbensitz 39 gegen den Flansch 40 auf dem Schaft 36, so daß der Kopf 34 nach und nach von dem Ventilsitz des Zapfens 31 abgehoben wird. Der Grenzdruck P kann auf einfache Weise durch Drehung der Einstellschraube 44 am rechten Ende des rechten Gehäuseabschnitts 27 eingestellt werden.

Anschließend soll die Arbeitsweise der erfindungsgemäßen Vorrichtung erläutert werden. Die durch die Brennkraftmaschine 11 angetriebene Ladepumpe 13 liefert einen Ladefluidstrom mit einem Durchsatz Q. Wie bereits erwähnt wurde, wird der Fluid-

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strom der Ladepumpe nach dem Austritt aus der Drosselstelle 15 teilweise in den Behälter 16 über das überdruckventil 17 zurückgeführt, teilweise an den Regler 12 abgegeben und teilweise an das Abtastventil 19 weitergeleitet. Der Öffnungsgrad der Drosselstelle 15 kann in geeigneter Weise geregelt werden durch die verstellbare Drosselstelle 20, die mit der ersten Drosselstelle parallel geschaltet ist.

Die unterschiedlichen Fluiddrücke P. und P„ stromaufwärts und stromabwärts der Drosselstelle 15 wirken auf das Abtastventil 19 ein und bewirken, daß dieses einen Ausgangsdruck P er-

zeugt, der durch die Gleichung (1) definiert ist und an die Steuerleitung 23 des Ventils 22 abgegeben wird. Der Regler 12 stellt den Ausstoß der Hydraulikpumpe 10 entsprechend der Gleichung (2) ein. Der auf diese Weise geregelte Ausstoß der Hydraulikpumpe 10 ist durch die Gleichung (3) bestimmt.

Bei der dadurch hervorgerufenen Zunahme des Ausgangsdrucks P der Hydraulikpumpe 10 zu dem vorbestimmten Grenzdruck P des Dosierventils 24 wird dieses in der beschriebenen Weise betätigt, so daß die Umgehung 33 der Drosselstelle 15 geöffnet wird. Polglich nimmt die Druckdifferenz zwischen den Drücken P.. und P„ auf der stromaufwärtigen und stromabwärtigen Seite der Drosselstelle 15 ab, so daß der Ausstoß q der Hydraulikpumpe 10 abnimmt. Daher ist das Eingangsdrehmoment T dieser Hydraulikpumpe, das sich aus der Beziehung P=P χ q ergibt, bei einem Wert konstant, bei dem sein Ausgangsdruck P nicht geringer als der Grenzdruck P des Dosierventils 24 ist.

Das Eingangsdrehmoment T der Hydraulikpumpe 10 kann wie folgt definiert werden:

P T cc P χ q = • (-Q-) ² 2 (4)

°

In dieser Gleichung ist V eine Konstante, a die Fläche der

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Strömungsbahn durch die Drosselstelle und a* die Fläche der Strömungsbahn durch das Dosierventil 24. Das Ventil übt daher die gewünschte Funktion als Begrenzer des Eingangsdrehmoments der Hydraulikpumpe aus, wenn folgende Beziehung gilt:

p = ( 1 + fV. (5)

pe ^ao

Es sei insbesondere im Zusammenhang mit dem Dosierventil 24 darauf hingewiesen, daß das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe eng an den vorgegebenen Maximalwert angenähert werden kann, da der Kopf 34 des Ventilgliedes 35 konisch ausgebildet ist. Theoretisch ist der Annäherungsfehler geringer als 1,5%, also außerordentlich klein im Vergleich zu bekannten Eingangsdrehmoment-Begrenzern mit mehrstufigen Federanordnungen. Es liegt auf der Hand, daß das dargestellte Regelsystem sehr geeignet ist für Lastabtastungen oder Abschaltsteuerungen, da der Ausgangsdruck P des Abtastventils 19 an eine Lastabta-

stungs- oder Abschaltregelungs-Schaltung abgegeben werden kann.

Im übrigen kann bei dem dargestellten Regelsystem das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe 10 wie folgt definiert werden:

T = Xr Q² · (6)

^ao

Da die Hydraulikpumpe 10 mit veränderlichem Ausstoß und die Ladepumpe mit festliegendem Ausstoß durch eine gemeinsame Brennkraftmaschine oder einen anderen Antrieb angetrieben werden, ergibt das System eine Ausstoßregelung entsprechend

der Drehzahl des Antriebs.
30

Fig. 2 ist ein Diagramm zur Veranschaulichung des Ausgangsdrehmoments t des Antriebs und des Eingangsdrehmoments T der Hydraulikpumpe 10 in Bezug auf die Drehzahl. Da das System die Funktion einer auf die Drehzahl ansprechenden Pumpenausstoßregelung ausüben soll, kann das Ausgangsdrehmoment des Antriebs auf einfache Weise an das Eingangsdrehmoment der

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Pumpe angepaßt werden. Der Schnittpunkt der Drehmomentkurven ist in Fig. 2 mit m bezeichnet. Die Grenze des Eingangsdrehmoments wird bestimmt durch die Fläche a der Strömunasbahn

durch die Drosselstelle 15 und durch eine einstellbare Drosseistelle 51 (Fig. 1), die zwischen der Drosselstelle 15 und dem Dosierventil 24 liegt.

Anschließend soll eine zweite Ausführungsform der Erfindung erläutert werden.

Die zweite Ausführungsform der Erfindung ist geeignet für die Verwendung im Zusammenhang mit einer Anzahl von Pumpen mit veränderlichem Ausstoß. Fig. 3 veranschaulicht an einem Beispiel zwei Hydraulikpumpen 10 und 10' mit veränderlichem Ausstoß, deren Gesamteingangsdrehmoment durch das erfindungsgemäße Regelsystem begrenzt wird. Die Hydraulikpumpen 10 und 10' werden durch einen gemeinsamen Antrieb, wie etwa eine Brennkraftmaschine 11 angetrieben, und ihr Ausstoß wird durch Servo- Regler 12 und 12' geregelt.

Zur Begrenzung des gesamten Eingangsdrehmoments der Hydraulikpumpen 10 und 10' wird das Dosierventil 24 der Fig. 1 geringfügig modifiziert, so daß sein Ventilglied 35 entsprechend der Summe der Pumpenausgangsdrücke P und P¹ verschoben wird, die als Drucksignale an das Dosierventil über die Steuerleitungen 49 und 49' gelangen. Eine auf diese Weise modifizierte Dosierventilanordnung ist in Fig. 3 und 4 gezeigt und generell mit 24a bezeichnet.

Das modifizierte Dosierventil 24a unterscheidet sich von der ersten Ausführungsform nur im Bereich des mittleren Gehäuseabschnitts 26a, der zwei Drucksignalöffnungen 48 und 48' aufweist, die offen miteinander verbunden sind und andererseits mit den Hydraulikpumpen 10 und 10* über Steuerleitungen 49 und 49' in Verbindung stehen. Andererseits ist die Drucksignalöffnung 48 mit zwei Drucksignalkammern 47 verbunden, wie es bei der vorangegangenen Ausführungsform der Fall ist, und

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die andere Drucksignalöffnung 48' steht mit zwei zusätzlichen Drucksignalkammern 47' in Verbindung.

In diese Drucksignalkammern 47 und 47' ragen die Betätgungskolben 46 und 46' jeweils mit einem Ende hinein. Die anderen Enden liegen gegen den Kolbensitz 39 in der Federkammer 38 an. Die vier Betätigungskolben 46 und 46' sind in gleichen Winkelabständen um die Achse des Ventilgliedes 35 herum angeordnet, so daß keine Torsionsspannungen auf dem Kolbensitz 39 und den Federteller 41 ausgeübt werden. Im übrigen stimmt das Regelsystem mit der ersten Ausführungsform der Fig. 1 überein.

Es liegt auf der Hand, daß das Ventilglied 35 des abgewandelten Dosiergliedes 24a entsprechend der Summe der Ausgangsfluiddrücke P und P_D' der beiden Hydraulikpumpen 10 und 10' verschoben wird. Das Dosierventil 24a gibt daher die Umgehung 33 der Drosselstelle 15 in dosierter Weise frei, solange die Summe der Fluiddrücke P und P ' nicht kleiner als der Gesamt-

P P
grenzdruck des Ventils ist. Dieses System ist daher gut geeignet für die Verwendung im Zusammenhang mit zwei oder mehreren Pumpen mit veränderlicher Verdrängung.

Anschließend soll eine dritte Ausführungsform der Erfindung beschrieben werden. Bei dieser Ausführungsform der Erfindung, die in Fig. 5 gezeigt ist, wird das Regelsystem im Zusammenhang mit zwei Hydraulikpumpen 10 und 10' mit veränderlichem Ausstoß verwendet, die durch dieselbe Brennkraftmaschine 11 angetrieben und durch Servo-Regler 12 und 12' geregelt werden. Das Regelsystem umfaßt weiterhin die Ladepumpe 13, die ebenfalls durch die Brennkraftmaschine 11 angetrieben wird, die Drosselstellen 15 und 20, das Druckdifferenz-Abtastventil 19, das abgewandelte Dosierventil 24a, das in Fig. 5 nur angedeutet ist, etc.

Das Regelsystem der Fig. 5 zeichnet sich aus durch eine Ventilanordnung 60, die ein Ausgleichsventil 61 zwischen der Ladepumpe 13 und der Drosselstelle 15 und ein einstellbares

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Drossel- oder Regelventil 62, das in einer Umgehung 63 des Ausgleichsventils 61 und der parallelen Anordnung der Drosselstelle 15 und des Dosierventils 24a angeordnet ist. Eine einstellbare Drosselstelle 64 liegt stromaufwärts des Regelventils 62.

Bei dem Regelsystem dieser Ausführungsform läßt sich das gesamte Exngangsdrehmoment der beiden Hydraulikpumpen 10 und 10" wie folgt definieren:
10

T = T + T¹ OC P xq + P'xq' (7)

In dieser Gleichung ist T das gesamte Eingangsdrehmoment der Pumpen, P¹ das Eingangsdrehmoment der zweiten verstellbaren Hydraulikpumpe 10' und q¹ der Ausstoß der Hydraulikpumpe 10'. Daraus ergibt sich in Verbindung mit Gleichung (4):

^Tt= ar %>■ VV

t ar % VV

^ao ^pc In dieser Gleichung ist Q der Strömungsdurchsatz des Fluids, das aus dem Ausgleichsventil 61 in Richtung der parallelen Schaltung aus Drosselstelle 15 und Dosierventil 24a austritt.

Da das Dosierventil 24a der folgenden Gleichung folgt

P + P '

^J Ε-5Ϊ ■= 1. (9)

läßt sich das gesamte Eingangsdrehmoment der beiden Hydraulik pumpen 10 und 10" wie folgt definieren:

^Tt = Ϊ

Das gesamte Eingangsdrehmoment T, wird daher nicht durch die Ausgangsdrücke P und P ' der einzelnen Hydraulikpumpen 10 und 10" beeinflußt.

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Das gesamte Eingangsdrehmoment T kann somit wie folgt definiert werden:

^ao ^o

In dieser Gleichung ist Q der Strömungsdurchsatz des Ausstoßes der Ladepumpe 13 in m³/min., Q* der Strömungsdurchsatz der Umgehung 63 der Ventilanordnung 60 in m³/min., q der Ausstoß der Ladepumpe in m³/Umdrehung und N die Drehzahl der Ladepumpe in Umdrehung/min. . Es ist daher erkennbar, daß die Charakteristik des gesamten Eingangsdrehmoments der Hydraulikpumpen 10 und 10' in einfacher Weise nach Wunsch modifiziert werden kann, indem der Strömungsdurchsatz Q* des Umgehungsfluids durch Einstellung des Regelventils 62 oder der Federkraft des Ausgleichsventils 61 eingestellt wird.

Ein Einstellhebel 65 an dem Regelventil 62 der Ventilanordnung 60 kann mit einem nicht gezeigten Regelhebel der Brennkraftmaschine 11 verbunden sein. Auf diese Weise ist es möglieh, das Ausgangsdrehmoment der Brennkraftmaschine und das Eingangsdrehmoment der Pumpen in optimaler Weise in Einklang zu bringen, wie aus der Darstellung der Fig. 6 hervorgeht.

In diesem Diagramm gibt die Kurve a das Maschinenausgangsdrehmoment wieder, während sich die Kurven b auf das Eingangsdrehmoment der Pumpen beziehen. Wenn der nicht gezeigte Regelhebel der Maschine auf eine bestimmte Maschinendrehzahl eingestellt ist, wird das Regelventil 62 entsprechend eingestellt, so daß sich der Durchsatz Q * des Umgehungsfluids

κ.

einstellt und das Ausgangsdrehmoment der Maschine mit dem Eingangsdrehmoment der Pumpe in dem Punkt A des Diagramms zusammentrifft. Dieser Schnittpunkt entspricht üblicherweise der Maximalleistung der Maschine.

Wenn der Regelhebel der Maschine auf eine niedrigere Drehzahl, beispielsweise 75% oder 50% der Nenndrehzahl eingestellt wird, wird das Regelventil 62 automatisch nachgestellt, so daß der

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Durchsatz Q* des ümgehungsfluids entsprechend niedriger als der Nenndurchsatz Q_n* bei Nenndrehzahl der Maschine ist. In

κ.

diesen Fällen stimmt das Ausgangsdrehmoment der Maschine ebenfalls mit dem Eingangsdrehmoment der Pumpe an den optimalen Punkten B oder C in Fig. 6 überein.

Fig. 7 ist ein Diagramm zur Erläuterung des Drehmoment-Verhaltens in dem Falle, daß eine Hydraulikpumpe, die eine Vorrangstelle einnimmt, durch dieselbe Maschine wie die Hydraulikpumpen mit veränderlichem Ausstoß angetrieben wird. Die Ventilanordnung 60 wird so eingestellt, daß der Strömungsdurchsatz Q* des Ümgehungsfluids entsprechend dem Eingangsdrehmoment T der vorrangigen Pumpe vergrößert wird, und das gesamte Eingangsdrehmoment konstant gehalten. Der umgeleitete Fluiddurchsatz Q* liegt größer als der Durchsatz Q *, so daß die Summe des Eingangsdrehmoments der vorrangigen Pumpe T und des Eingangsdrehmoments der Pumpe mit veränderlichem Ausstoß konstant ist (T ).

Die Ventilanordnung 60 der Fig. 5 kann gemäß Fig. 8 abgewandelt werden. Bei dieser abgewandelten Ventilanordnung 60a ist nicht nur das Regelventil 62, sondern auch das Ausgleichsventil 61 in die Umgehung 6 3 der Parallelschaltung aus Drosselstelle 15 und Dosierventil 24a eingeschaltet.

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Claims

TER MEER - MÜLLER - STEINMEISTER

D-8OOO München 22 D-4000 Oiolofold

Triftstraßo 4 Siokcrw.ill 7

FP 78-14-Ger.
St/ge

2 9. Mfö. ^9

KABUSHIKI KAISIIA KOMATSU SEISAKUSHO 3-6, 2-chome, Akasaka, Minato-ku, TOKYO, JAPAN

Regelvorrichtung für Hydraulikpumpen

PRIORITÄT : 31. März 1977, JAPAN, No. 35,397/77 31. März 1977, JAPAN, No. 35,398/77 31. März 1977, JAPAN, No. 35,399/77

Patentansprüche

1 ./ Regelvorrichtung für Hydraulikpumpen mit veränderlichem Ausstoß, die durch einen Antrieb angetrieben werden, gekennzeichnet durch eine Ladepumpe (13) mit konstantem Ausstoß, eine Drosselstelle (15,20) in Verbindung mit der Ladepumpe zur Erzeugung einer Druckdifferenz in dem abgegebenen Fluid, eine Abtasteinrichtung (19) zur Abtastung der Druckdifferenz der Drossel-

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stelle (15,20) und zur Erzeugung eines entsprechenden Fluid-Ausgangsdruckes, eine Regeleinrichtung (12) in Verbindung mit der Drosselstelle (15,20) und der Abtasteinrichtung (19) zur Einstellung des Ausstoßes der Hydraulikpumpe (10) mit veränderlichem Ausstoß entsprechend dem Fluiddruck der Abtasteinrichtung (19) und ein Dosierventil (24), das parallel zu der Drosseleinrichtung (15,20) angeordnet ist und eine veränderliche Öffnung (34,35) aufweist, deren Öffnungsgrad dem Ausgangsdruck der Hydraulikpumpe (10) entspricht.

2. Regelvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Ladepumpe (13) durch denselben Antrieb (11) wie die Hydraulikpumpe (10) mit veränderlichem Ausstoß angetrieben wird.

3. Regelvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Dosierventil (24) einen Ventilsitz (31,32), ein Ventilglied (35) mit einem konischen Kopf (34), der mit dem Ventilsitz zur Bildung einer veränderlichen Öffnung zusammenläuft, Federn (42,45), die den konischen Kopf (34) normalerweise gegen den Ventilsitz drükken und die Öffnung geschlossen halten, Betätigungsglieder (46), die auf den Ausgangsdruck der Hydraulikpumpe (10) mit veränderlichem Ausstoß ansprechen und entsprechend entgegen der Kraft der Federn verschiebbar sind und Verbindungseinrichtungen (39,40,36), die die Betätigungsglieder (46) mit dem Ventilglied (35) verbinden und dieses bei Verschiebung der Betätigungsglieder in Öffnungsrichtung mitnehmen, umfaßt.

4. Regelvorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Betätigungsglieder eine Anzahl von Betätigungskolben (46) umfassen, die parallel zueinander angeordnet sind.

5. Regelvorrichtung nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilglied (35) einen Schaft (36) und einen konischen Kopf (34) an einem Ende des Schafts

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umfaßt, und daß die Verbindungsglieder einen Kolbensitz (39), der den Schaft (36) gleitend umgreift und gegen jeweils ein Ende der Betätigungskolben (46) anliegt, und einen Flansch (40) am anderen Ende des Schafts (36) umfassen, der in der geschlossenen Ventilstellung einen Abstand zu dem Kolbensitz (3 9) aufweist und durch diesen bei Verschiebung des Kolbensitzes durch die Betätigungskolben verschiebbar ist.

6. Regelvorrichtung gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche für mehrere Hydraulikpumpen mit veränderlichem Ausstoß, g ekennzeichnet durch eine Anzahl von Reglern (12, 12') in Verbindung mit der Drosselstelle (15,20) und mit der Abtasteinrichtung (19) zur Einstellung des Ausstoßes der Hydraulikpumpen entsprechend ihrem Fluiddruck und ein Dosierventil (24), das durch die Summe aller Drücke der Hydraulikpumpen als Steuerdruck beaufschlagt wird.

7. Regelvorrichtung nach Anspruch 6, gekennzeic hn e t durch eine Umgehung (63) für die Parallelschaltung aus Drosselstellen (15,20) und Dosierventil (24a) und durch ein Regelventil (62) zur Änderung des Durchsatzes des Umgehungsfluids.

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