EP0043459A2 - Regeleinrichtung für ein Aggregat aus mehreren, von einer gemeinsamen Primärenergiequelle angetriebenen Pumpen - Google Patents

Regeleinrichtung für ein Aggregat aus mehreren, von einer gemeinsamen Primärenergiequelle angetriebenen Pumpen Download PDF

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EP0043459A2
EP0043459A2 EP81104452A EP81104452A EP0043459A2 EP 0043459 A2 EP0043459 A2 EP 0043459A2 EP 81104452 A EP81104452 A EP 81104452A EP 81104452 A EP81104452 A EP 81104452A EP 0043459 A2 EP0043459 A2 EP 0043459A2
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EP
European Patent Office
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line
pressure
control
delivery
pumps
Prior art date
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EP81104452A
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English (en)
French (fr)
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EP0043459A3 (en
EP0043459B1 (de
Inventor
Dietrich Kuchenbecker
Erich Eckhardt
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Linde GmbH
Original Assignee
Linde GmbH
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Publication date
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Publication of EP0043459A3 publication Critical patent/EP0043459A3/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery

Definitions

  • the invention relates to a control device - in particular a power control device - for a unit comprising a plurality of pumps driven by a common primary energy source - preferably a piston internal combustion engine, in particular a diesel engine - of which at least one, preferably several, but not all, can be adjusted in terms of their stroke volume per revolution , wherein the control device furthermore has a control pressure auxiliary pump which is constant with respect to the delivery volume per revolution and is driven by the same primary energy source, in the delivery line of which an immutable or - depending on the setting of the primary energy source - adjustable throttle point is arranged, the gradient between the pressures before and Behind this throttle point, the control pressure chambers of a hydraulically controlled drain valve, which is connected to a discharge line connected to the delivery line of the control pressure auxiliary pump, is applied i the actuators of the individual adjustable pumps are each connected to an actuating piston which is displaceable in an actuating cylinder.
  • a common primary energy source - preferably a piston internal combustion engine,
  • the object of the invention is to improve the control function of such a device and, in particular, to avoid vibrations, the improvement also being able to be achieved by tapping a path in which further refinements are possible.
  • the drain line is connected in the flow direction upstream of the throttle point to the delivery line of the auxiliary control pressure pump and that a control pressure line branches off from the drain line upstream of the drain valve, to which all setting members are connected, the drain valve being opened in normal operation is and closes when the pressure drop at the throttle point in accordance with the extent of the drop in the pressure drop, with the result that the pressure increases in the control pressure line leading to the adjusting members as the flow rate of the control pressure auxiliary pump decreases.
  • This can be an essential achieve more sensitive, but also faster response than with the previously known devices. The consequence of this is that vibrations do not occur as easily as in the previously known devices.
  • a control device of the generic type for a pump unit consisting of several pumps in which the actuating cylinder or actuators assigned to the adjustable pump or pumps are acted upon by the delivery pressure of the respectively assigned pump.
  • the actuating cylinders connected to the actuators of the individual pumps are acted upon directly by the delivery pressure, while the cylinder acted upon by the auxiliary control pressure pump is operatively connected to the actuators via intermediate members (DE-OS 26 03.563).
  • intermediate members DE-OS 26 03.563
  • control piston acted upon by the control pressure influences the setting of a pressure limiting valve connected to the control pressure line leading to the setting members.
  • control pistons in the control cylinders act on a control plate which is supported against a spring and which influences the setting of the pressure relief valve mentioned.
  • the power control characteristic can be changed entirely or only in a partial region at the pressure limiting valve can be obtained by selection.
  • the course of the pressure in the control pressure line can be determined depending on the delivery pressure by selecting the spring stiffness. Because either the pressure determined by the limit load valve or the pressure determined by the pressure relief valve acts in the control pressure line, rapid delivery pressure-dependent intervention is achieved without basically canceling or changing the limit load control characteristic as long as the delivery pressure-dependent intervention does not take place.
  • the intervention point of the delivery pressure-dependent signal is influenced by suitable dimensioning of the high pressure spring on the pressure relief valve and thus determines from which point the limit load control is overridden.
  • the oversteering results in faster processing of the signal dependent on the delivery pressure and thereby stabilization of the control loop.
  • the previously known border Load control has the disadvantage that the speed of the primary energy source drops very sharply due to the sluggishness of the response, or is pressed before it is sufficiently regulated back. This disadvantage is avoided by the override by the delivery pressure-dependent signal.
  • a device according to the invention which engages the intervention of the delivery pressure-dependent signal, which can be scanned hydraulically or electrically / electronically, can be retrofitted to a limit load control according to claim 1.
  • the configuration of the adjusting elements according to claim 7 can be useful on the one hand, because adjusting elements designed in this way result in an advantageous control function given the control pressure available.
  • the use of this embodiment of the adjusting elements can be expedient if the adjustable pumps are basically provided with adjusting elements designed in this way due to series production, as can be the case in particular with adjustable pumps in the form of a swivel slide.
  • Such a configuration of the setting elements has already been proposed by German patent application P 29 30 139.1. The object is achieved with the control method according to the invention.
  • the primary energy source is the diesel engine 1, which drives the gear train 3, 4, 5 via the shaft 2, from which the adjustable pumps 6 and 7 and the pump 8 are driven.
  • the pump 6 delivers into the delivery line 9 and the pump 7 delivers into the delivery line 10. Both pumps 6 and 7 draw in from the pressureless container 11.
  • the pump 8 is connected in a closed circuit to the hydraulic motor 14 via the lines 12 and 13. If the pump unit 6, 7, 8 is part of the drive system of an excavator, the hydraulic motor 14 can be the slewing gear motor, for example.
  • the pump 8 can (as shown symbolically) be an adjustable pump, but can also preferably be a constant pump.
  • Parts 2 to 14 are part of the main drive unit.
  • the diesel engine 1 also drives the auxiliary control pressure pump 16 via a secondary shaft 15, which also draws in from the container 11 and whose flow rate per revolution cannot be changed.
  • the control pressure auxiliary pump delivers into the control pump main line 17, which is secured by a pressure relief valve 18 and which leads to the limit load valve 19.
  • a throttle point 20 is provided in the control pump main line 17, which has the task of building up a pressure in the control pump main line 17 which is dependent on the delivery flow of the control pressure auxiliary pump 16, or has the task that one of the drive speed of the drive speed at this throttle point 20 Control pressure auxiliary pump 16 dependent pressure drop arises.
  • This pressure drop is taken off at the connection points 21 and 22, the pressure in the main control pump line 17 upstream of the throttle point 20 being fed through the control pressure line 23 to the one control pressure chamber of the drain valve 24 and the pressure in the main control pump line 17 after the throttle point 20 is fed via line 25 to the other control pressure chamber of the drain valve 24. If the pressure drop between the branch points 21 and 22 is large, the drain valve 24 is open; if the pressure drop drops below a predetermined limit value, the drain valve 24 closes.
  • a control pressure line 27 is connected to the control pump main line 17 at a connection point 26 (which can also be identical to the connection point 21 or branch off from the line 23), in which a constant throttle point 28 is arranged and which leads to the drain valve 24 and from which branches off a control pressure line 29 which leads to the actuating cylinders 30 and 31 of the pumps 6 and 7, wherein in each of the actuating cylinders 30 and 31 an actuating piston is displaceable which is connected to the actuator of the respectively associated pump is.
  • the mode of operation is as follows: If the diesel engine 1 is running at its intended speed, the auxiliary control pressure pump 16 delivers an intended delivery flow into the main control pump line 17, so that a predetermined pressure drop arises at the throttle point 20, which keeps the drain valve 24 open.
  • the control pressure line 19 is thus connected to the open drain valve 24, while the constant throttle point 18 prevents the medium from the control pump main line 17 from flowing through the drain valve 24 without pressure.
  • the actuating cylinders 30 and 31 are therefore also depressurized, the pumps 6 and 7 are therefore set to their position of maximum delivery volume per revolution.
  • a branch line 33 is connected to the control pump main line 17 behind the throttle point 20 or behind the limit load valve 19 at a further connection point 32.
  • a secondary line 35 is connected to the control pressure line 29 at a connection point 34.
  • the branch line 33 and the secondary line 35 lead to a high-pressure activation valve 36.
  • a pressure-limiting valve 37 is connected to the line 33, the setting value of which is determined by the pretension of the low-pressure spring 38.
  • the secondary line 35 is connected to the secondary line 33 at the connection point 39.
  • a check valve 40 is arranged in the secondary line 35.
  • the low pressure spring 38 is supported against a spring plate 41, which is rigidly connected via a plunger 42 to the plate 43 against which the control pressure pistons 44 and 45 are supported, the control pressure piston 44 being pressurized via line 46 from the delivery line 9 and the control piston 45 is pressurized via the line 47 from the delivery line 10.
  • the plate 43 is supported against a high pressure spring 48, which is supported on the other hand in the housing.
  • a throttle point 49 is also arranged in line 33.
  • a check valve 50 is also expediently arranged in the control pressure line 29 between the limit load valve 19 and the connection point 34 for the secondary line 35.
  • the mode of operation is as follows: If the sum of the delivery pressures in the delivery lines 9 and 10 is so low that the sum of the forces exerted by the control pistons 44 and 45 on the control plate 43 is smaller than the force of the high-pressure spring 48, the pressure relief valve is 37 set to the lowest conceivable pressure. However, if the delivery pressure rises in at least one of the delivery lines 9 and 10, the plate 43 is displaced against the force of the high-pressure spring 48 and the preload of the low-pressure spring 38 is increased, so that the pressure relief valve 37 is set to a higher pressure. This increases the pressure in line 33 and thus also the pressure in secondary line 35.
  • check valve 40 opens with the result that line 33 is present Pressure is now also present in the control pressure line 29 and acts on the actuating cylinders 30 and 31. However, if the pressure determined by the limit load valve 19 is higher than the set pressure of the pressure relief valve 37, the check valve 40 closes and the pressure in the control pressure line 29 is determined exclusively by the limit load valve 19.
  • the check valve 50 can be provided so that the two check valves 40 and 50 ensure that the higher of the two pressures determined by the limit load valve 19 and the high-pressure activation valve 36 prevails in the control pressure line 29 and acts on the actuating cylinders 30 and 31.
  • the maximum pressure that can arise in line 33 and thus in the secondary line 35 is determined by the further low-pressure consumers, which are no longer shown in the drawing, to which the control pump main line 17 leads behind the connection point 32.
  • FIG. 2 differs from the embodiment according to FIG. 1 in that the pressure relief valve 37 is connected in a different way.
  • line 51 is connected to the second connection of drain valve 24, which is opposite the connection connected to line 27, and pressure relief valve 37 is connected in this line 51, while the rest of the parts with the same reference number are the same as in FIG. 1.
  • the mode of operation is as follows: As already mentioned in connection with FIG. 1, if the pressure drop between the connection points 21 and 22 is large enough, the drain valve 24 is opened. The pressure in line 27 and thus in line 29 is determined by the pressure relief valve 37 in the embodiment according to FIG. 2 with the drain valve 24 open. If this is switched to free flow, the control pressure line 29 is also depressurized. However, if the pressure relief valve 37 is set to a higher pressure due to the increase in the sum of the pressures in the lines 46 and 47, the pressure in the line 51 thus increases, which pressure passes through the drain valve 24 to the line 27 and thus to the control pressure line 29 reports, so that this higher pressure also acts on the actuating cylinders 30 and 31.
  • the drain valve 24 closes and, by its closed position, determines the congestion in front of the drain valve 24 and thus in the line 27 and thus in the control pressure line 29 the setting of the pressure relief valve 37 already has an increased pressure in the line 51, this superimposes the throttling action in the closing drain valve 24.
  • This block 52 is shown in FIG. 3 in a sectional view.
  • the control pump main line 17 is connected via a connection part 61 in such a way that it leads to a space 62 in part 73 of the entire housing 52.
  • this space 62 there is a component 60 which contains a baffle plate which prevents the flow flowing axially through the line 17 from exerting a dynamic effect on the control piston 56.
  • a secondary bore 63 is connected to the space 62, in which a part 54 is arranged, which has a bore, which represents the throttle point 20, behind which the drain line 55 branches off, to the other consumers of low pressure, not shown and not dealt with further leads.
  • a component 58 is screwed into the control piston 56, which contains a narrower bore, which forms the throttle point 28.
  • the control piston 56 is supported against a spring which holds the control piston 56 in its closed position when the pressure drop between the pressure in the space 62 and the pressure in the line 25 is too small. If the pressure drop is sufficient, the control piston 56 in FIG. 3 is displaced upwards so far that the control cone part 65 lies in front of the mouth of the line 27. In its most upwardly displaced position, the control piston 56 bears against the support screw 66, so that the transverse bores 67 in the control piston 56 lie in front of the mouths of the line 27. This is the normal operating situation.
  • the control piston 53 of the pressure relief valve is supported against the low pressure spring 38, which is supported on the other hand against the intermediate plate 43, against which the control pistons 44 and 45 are supported and which is connected to a pot-like part 68, on the flange on the left in the drawing, the high pressure spring 48 is supported.
  • the components in Figure 3 with an upright axis thus form the drain valve 24, while the pressure relief valve 37 is shown with a horizontal axis.

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Abstract

Regeleinrichtung zur Steuerung des Hubvolumens von einer oder mehreren von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Pumpe bzw. Pumpen, wobei von der Primärenergiequelle eine Steuerdruckkonstantpumpe angetrieben wird, in deren Förderleitung eine Drosselstelle angeordnet ist, wobei das Druckgefälle an dieser zum Steuern der Pumpen auf kleineres Hubvolumen bei Absinken der Drehzahl der Primärenergiequelle dient, wobei zum Erzeugen eines möglichst deutlichen Signales vor der Drosselstelle eine Ablaßleitung abzweigt, in der ein Ablaßventil zugeordnet ist, das von dem Druckgefälle an der Drosselstelle gesteuert wird, und wobei die Leitung zu den Regelorganen der Pumpen von der Ablaßleitung vor dem Ablaßventil abzweigt.

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Regeleinrichtung - insbesondere Leistungsregeleinrichtung - für ein Aggregat aus mehreren, von einer gemeinsamen Primärenergiequelle - vorzugsweise einer Kolbenbrennkraftmaschine, insbesondere einem Dieselmotor - angetriebenen Pumpen, von denen mindestens eine, vorzugsweise mehrere, aber nicht alle, bezüglich ihres Hubvolumens pro Umdrehung einstellbar ist, wobei die Regeleinrichtung weiterhin eine bezüglich des Fördervolumens pro Umdrehung konstante, von der gleichen Primärenergiequelle angetriebene Steuerdruckhilfspumpe aufweist, in deren Förderleitung eine unveränderbare oder - gegebenenfalls in Abhängigkeit von der Einstellung der Primärenergiequelle - einstellbare Drosselstelle angeordnet ist, wobei das Gefälle zwischen den Drücken vor und hinter dieser Drosselstelle die Steuerdruckräume eines hydraulisch gesteuerten Ablaßventiles beaufschlagt, das in eine an die Förderleitung der Steuerdruckhilfspumpe angeschlossene Ablaßleitung eingeschaltet ist, wobei die Stellglieder der einzelnen einstellbaren Pumpen jeweils mit einem, in einem Stellzylinder verschiebbaren Stellkolben verbunden sind. Nimmt die Gesamtheit der Pumpen beispielsweise deshalb, weil der Förderdruck einer Pumpe ansteigt, eine zu große Leistung auf, wird das von der Primärenergiequelle abgenommene Drehmoment zu groß mit der Folge, daß die Drehzahl derselben und damit der Förderstrom der Steuerdruckhilfpumpe sinkt. Bei den bisher bekannten Einrichtungen hat das die Folge, daß der Steuerdruck an den von der Steuerdruckhilfspumpe aus beaufschlagten Zylindern sinkt mit der Folge, daß die einstellbaren Pumpen auf ein kleineres Fördervolumen pro Umdrehung und damit ein kleineres aufgenommenes Drehmoment eingestellt werden, so daß die Belastung der Primärenergiequelle wieder sinkt. Vom Zeitpunkt des Ansteigens der aufgenommenen Leistung bis zur Verschiebung der Stellkolben vergeht jedoch eine erhebliche Zeit, das hat die weitere Folge, daß derartige Regeleinrichtungen zum Schwingen neigen. Die Erfindung betrifft weiterhin ein Regelverfahren.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die Regelfunktion einer solchen Einrichtung zu verbessern und insbesondere Schwingungen zu vermeiden, wobei die Verbesserung auch durch das Erschließen eines Weges,auf dem weiter ausgestaltende Weiterverbesserungen möglich sind, erzielt werden kann.
  • Gemäß der Erfindung ist zur Lösung dieser Aufgabe vorgesehen, daß die Ablaßleitung in Strömungsrichtung vor der Drosselstelle an die Förderleitung der Steuerdruckhilfspumpe angeschlossen ist und daß von der Ablaßleitung vor dem Ablaßventil eine Steuerdruckleitung abzweigt, an die alle Einstellorgane angeschlossen sind, wobei das Ablaßventil im Normalbetrieb geöffnet ist und bei Absinken des Druckgefälles an der Drosselstelle entsprechend dem Maß des Absinkens des Druckgefälles schließt, mit der Folge, daß in der zu den Einstellorganen führenden Steuerdruckleitung bei absinkendem Förderstrom der Steuerdruckhilfspumpe der Druck steigt. Damit läßt sich ein wesentlich feinfühligeres, aber auch schnelleres Ansprechen erzielen als mit den bisher bekannten Einrichtungen. Das hat die Folge, daß Schwingungen nicht so leicht auftreten wie bei den bisher bekannten Einrichtungen.
  • Bekannt ist auch schon eine Regeleinrichtung gemäß der Gattung für ein aus mehreren Pumpen bestehendes Pumpenaggregat, bei dem der oder die der einstellbaren Pumpe bzw. den einstellbaren Pumpen zugeordnete/n Stellzylinder vom Förderdruck der jeweils zugeordneten Pumpe beaufschlagt werden. Bei dieser bekannten Einrichtung sind unmittelbar die mit den Stellgliedern der einzelnen Pumpen verbundenen Stellzylinder vom Förderdruck beaufschlagt, während der von der Steuerdruckhilfspumpe beaufschlagte Zylinder über Zwischenglieder mit den Stellgliedern in Wirkverbindung steht (DE-OS 26 03.563). Bei dieser bekannten Einrichtung ist also bereits ein Zusammenwirken des von der Drehzahl der Primärenergiequelle abhängigen Steuerdrucks und darüberhinaus des Förderdrucks mit der Regeleinrichtung bekannt. Trotzdem birgt nach den vorliegenden Erfahrungen auch eine solche Einrichtung noch die Gefahr des Schwingens.
  • Zur Lösung der gestellten Aufgabe ist bei einer Regeleinrichtung gemäß Oberbegriff des Anspruchs 2 vorgesehen, daß der vom Steuerdruck beaufschlagte Steuerkolben die Einstellung eines mit der zu den Einstellorganen führenden Steuerdruckleitung verbundenen Druckbegrenzungsventils beeinflußt. Bei mehreren einstellbaren Pumpen wirken die Steuerkolben in den Steuerzylindern auf eine gegen eine Feder abgestützt Steuerplatte, die die Einstellung des genannten Druckbegrenzungsventils beeinflußt. Auf diese Weise wird erzielt, daß wie bei den ursprünglich bekannten Einrichtungen die Stellzylinder an den einzelnen Pumpen von dem von der Steuerdruckhilfspumpe erzeugten Steuerdruck beaufschlagt werden, aber dieser die Stellzylinder beeinflussende Steuerdruck nicht nur von der Drehzahl der Primärenergiequelle, sondern zusätzlich auch vom Förderdruck der Pumpen bestimmt ist, so daß ein sehr schnelles Ansprechen bei Überschreiten der Summe der aufgenommenen Leistungen erzielt wird und damit die Neigung zum Schwingen verringert wird. Dabei ist zu berücksichtigen, daß an sich bereits bekannt ist, an die von der Steuerdruckhilfspumpe ausgehende Förderleitung (Steuerpumpenhauptleitung) ein Ablaßventil anzuschließen (DE-OS 23 27 257). Bei der die bekannten Einrichtung/nur zum Regeln eines Getriebes dient, wird dieses Ablaßventil jedoch unmittelbar abhängig vom Förderdruck der Pumpen betätigt und senkt bei Öffnen den Steuerdruck ab.
  • BeimGegenstand der vorliegenden Erfindung kann durch Auswahl entsprechender Federcharakteristiken der Hochdruckfeder und bzw. oder der Niederdruckfeder am Druckbegrenzungsventil die Leistungsregelkennlinie ganz oder nur in einem Teilbereich verändert werden. Durch Wahl der Federsteifigkeit kann der Verlauf des Druckes in der Steuerdruckleitung abhängig vom Förderdruck bestimmt werden. Dadurch, daß entweder der durch das Grenzlastventil bestimmte Druck oder der durch das Druckbegrenzungsventil bestimmte Druck in der Steuerdruckleitung wirkt, wird ein rasches förderdruckabhängiges Eingreifen erzielt, ohne im Grunde die Grenzlastregelcharakteristik aufzuheben oder zu verändern, solange nicht der förderdruckabhängige Eingriff erfolgt. Durch geeignete Dimensionierung der Hochdruckfeder am Druckbegrenzungsventil wird der Eingriffpunkt des förderdruckabhängigen Signals beeinflußt und damit bestimmt, von welchem Punkt an die Grenzlastregelung übersteuert wird. Das - Übersteuern ergibt eine schnellere Verarbeitung des förderdruckabhängigen Signals und dadurch eine Stabilisierung des Regelkreises. Die bisher bekannte Grenzlastregelung hat den Nachteil, daß durch die Trägheit des Ansprechens die Drehzahl der Primärenergiequelle sehr stark absinkt, bzw. gedrückt wird, bevor hinreichend zurückgeregelt ist. Dieser Nachteil wird durch die Übersteuerung durch das förderdruckabhängige Signal vermieden. Eine Einrichtung gemäß der Erfindung, die den Eingriff des förderdruckabhängigen Signales,das hydraulisch oder elektrisch/elektronisch abgetastet werden kann, zuschaltet, kann nachträglich an eine Grenzlastregelung gemäß Anspruch 1 angebaut werden.
  • In den weiteren Unteransprüchen sind zweckmäßige Weiterausgestaltungen aufgeführt.
  • Die Ausgestaltung der Einstellorgane gemäß Anspruch 7 kann einerseits zweckmäßig sein, weil derartig gestaltete Einstellorgane bei dem zur Verfügung stehenden Steuerdruck eine vorteilhafte Steuerfunktion ergeben. Andererseits kann die Anwendung dieser Ausgestaltungsform der Einstellorgane dann zweckmäßig sein, wenn die einstellbaren Pumpen aufgrund einer Serienherstellung grundsätzlich mit derartig gestalteten Einstellorganen versehen sind, wie das insbesondere bei einstellbaren Pumpen in Schwenkschlittenbauform der Fall sein kann. Eine derartige Ausgestaltung der Einstellorgane ist bereits durch die deutsche Patentanmeldung P 29 30 139.1 vorgeschlagen worden. Mit dem Regelverfahren gemäß der Erfindung wird die gestellte Aufgabe gelöst. Bei dem (durch die DE-OS 26 03 563) bekannten Verfahren werden ein drehzahlabhängiges Signal und ein vom Förderdruck abhängiges Signal einander überlagert und das aus dieser Überlagerung resultierende Signal beeinflußt die mit einander gekuppelten Einstellorgane der Pumpen, wobei bei abnehmender Drehzahl der Steuerdruckhilfspumpe das drehzahlabhängige Signal kleiner wird. Dem gegenüber wird gemäß der Erfindung ein Vergleich zwischen den beiden Signalen durchgeführt und das jeweils größere beeinflußt die Einstellorgane der Pumpe.
  • In der Zeichnung sind zwei Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt.
    • Figur 1 zeigt ein Schaltschema zu einer Ausgestaltungsform.
    • Figur 2 zeigt ein Schaltschema, mit dem ein Teil des Schaltschemas gemäß Figur 1 abgewandelt wird.
    • Figur 3 zeigt einen Schnitt durch eine Regeleinrichtung gemäß Schaltschema 2.
  • Die Primärenergiequelle ist der Dieselmotor 1, der über die Welle 2 das Zahnradvorgelege 3, 4, 5 antreibt, von dem aus die einstellbaren Pumpen 6 und 7 und die Pumpe 8 angetrieben werden.
  • Die Pumpe 6 fördert in die Förderleitung 9 und die Pumpe 7 fördert in die Förderleitung 10. Beide Pumpen 6 und 7 saugen aus dem drucklosen Behälter 11 an. Die Pumpe 8 ist über die Leitungen 12 und 13 in geschlossenem Kreislauf mit dem Hydromotor14 verbunden. Ist das Pumpenaggregat 6, 7, 8 Teil des Antriebssystems eines Baggers, kann beispielsweise der Hydromotor 14 der Drehwerkmotor sein. Die Pumpe 8 kann (wie symbolisch dargestellt) eine einstellbare Pumpe sein, kann aber auch vorzugsweise eine Konstantpumpe sein.
  • Die Teile 2 bis 14 sind Teil des Hauptantriebsaggregats.
  • Der Dieselmotor 1 treibt weiterhin über eine Nebenwelle 15 die Steuerdruckhilfspumpe 16 an,die ebenfalls aus dem Behälter 11 ansaugt und deren Förderstrom pro Umdrehung unveränderbar ist. Die Steuerdruckhilfspumpe fördert in die Steuerpumpenhauptleitung 17,die durch ein Druckbegrenzungsventil 18 abgesichert ist und die zu dem Grenzlastventil 19 führt. In diesem ist in der Steuerpumpenhauptleitung 17 eine Drosselstelle 20 vorgesehen, die die Aufgabe hat, einen vom Förderstrom der Steuerdruckhilfspumpe 16 abhängigen Druck in der Steuerpumpenhauptleitung 17 aufzustauen, bzw. die Aufgabe hat, daß durch diesen Förderstrom an dieser Drosselstelle 20 ein von der Antriebsdrehzahl der Steuerdruckhilfspumpe 16 abhängiges Druckgefälle entsteht. Dieses Druckgefälle wird an den Anschlußstellen 21 und 22 abgenommen, wobei der Druck in der Steuerpumpenhauptleitung 17 vor der Drosselstelle 20 durch die Steuerdruckleitung 23 dem einen Steuerdruckraum des Ablaßventils 24 zugeführt wird und der Druck in der Steuerpumpenhauptleitung 17 hinter der Drosselstelle 20 über die Leitung 25 dem anderen Steuerdruckraum des Ablaßventils 24 zugeführt wird. Bei großem Druckgefälle zwischen den Abzweigstellen 21 und 22 ist das Ablaßventil 24 geöffnet, bei unter einen vorbestimmten Grenzwert sinkendem Druckgefälle schließt das Ablaßventil 24.
  • An einer Stelle in Strömungsrichtung vor der Drosselstelle 20 ist an die Steuerpumpenhauptleitung 17 an einer Anschlußstelle 26 (die auch mit der Anschlußstelle 21 identisch sein kann oder von der Leitung 23 abzweigen kann) eine Steuerdruckleitung 27 angeschlossen, in der eine Konstantdrosselstelle 28 angeordnet ist und die zu dem Ablaßventil 24 führt.und von der eine Steuerdruckleitung 29 abzweigt, die zu den Stellzylindern 30 und 31 der Pumpen 6 und 7 führt, wobei in jedem der Stellzylinder 30 und 31 ein Stellkolben verschiebbar ist, der mit dem Stellglied der jeweils zugeordneten Pumpe verbunden ist.
  • Die Wirkungsweise ist folgende: Läuft der Dieselmotor 1 mit seiner vorgesehenen Drehzahl, so fördert die Steuerdruckhilfspumpe 16 einen vorgesehenen Förderstrom in die Steuerpumpenhauptleitung 17, so daß an der Drosselstelle 20 ein vorgegebenes Druckgefälle entsteht, welches das Ablaßventil 24 geöffnet hält. Damit ist die Steuerdruckleitung 19 an das geöffnete Ablaßventil 24 angeschlossen, während die Konstantdrosselstelle 18 verhindert, daß aus der Steuerpumpenhauptleitung 17 das Medium drucklos durch das Ablaßventil 24 abströmt. Die Stellzylinder 30 und 31 sind also auch drucklos, die Pumpen 6 und 7 somit auf ihre Lage maximalen Fördervolumens pro Umdrehung eingestellt.
  • Sinkt die Drehzahl des Dieselmotors 1, so sinkt der Förderstrom der Steuerdruckhilfspumpe 16 und damit das Druckgefälle an den Anschlußstellen 21 und 22, so daß das Ablaßventil 24 zu schließen beginnt und mit geringer werdendem durch das Ablaßventil 24 abfließendem Strom das Druckgefälle vor und hinter der Konstantdrosselstelle 28 kleiner wird, so daß der Druck in der Steuerdruckleitung 29 ansteigt bis maximal auf den Druck in der Steuerpumpenhauptleitung 17. Ansteigender Druck in der Steuerdruckleitung 29 und damit in den Stellzylindern 30 und 31 hat die Folge, daß die Pumpen 6 und 7 auf kleineres Fördervolumen pro Umdrehung eingestellt werden. Das wiederum hat die Folge, daß die Leistungsaufnahme der pumpen 6 und 7 und damit die Belastung des Dieselmotors 1/und infolge dessen dessen Drehzahl wieder steigt.
  • An die Steuerpumpenhauptleitung 17 ist hinter der Drosselstelle 20 bzw. hinter dem Grenzlastventil 19 an einer weiteren Anschlußstelle 32 eine Zweigleitung 33 angeschlossen. An die Steuerdruckleitung 29 ist an einer Anschlußstelle 34 eine Nebenleitung 35 angeschlossen. Die Zweigleitung 33 und die Nebenleitung 35 führen zu einem Hochdruckaufschaltungsventil 36. In diesem ist ein Druckbegrenzungsventil 37 an die Leitung 33 angeschlossen, dessen Einstellwert durch die Vorspannung der Niederdruckfeder 38 bestimmt ist. Die Nebenleitung 35 ist an der Anschlußstelle 39 an die Nebenleitung 33 angeschlossen. In der Nebenleitung 35 ist ein Rückschlagventil 40 angeordnet.
  • Die Niederdruckfeder 38 ist gegen einen Federteller 41 abgestützt, der über einen Stempel 42 starr mit der Platte 43 verbunden ist, gegen die sich die Steuerdruckkolben 44 und 45 abstützen, wobei der Steuerdruckkolben 44 über die Leitung 46 von der Förderleitung 9 her mit Druck beaufschlagt wird und der Steuerkolben 45 über die Leitung 47 von der Förderleitung 10 her mit Druck beaufschlagt wird. Die Platte 43 ist gegen eine Hochdruckfeder 48 abgestützt,-die andererseits im Gehäuse abgestützt ist.
  • In der Leitung 33 ist weiterhin eine Drosselstelle 49 angeordnet.
  • Zweckmäßigerweise ist weiterhin in der Steuerdruckleitung 29 zwischen dem Grenzlastventil 19 und der Anschlußstelle 34 für die Nebenleitung 35 ein Rückschlagventil 50 angeordnet.
  • Die Wirkungsweise ist folgende: Ist die Summe der Förderdrücke in den Förderleitungen 9 und 10 so gering, daß die Summe der Kräfte,die von den Steuerkolben 44 und 45 auf die Steuerplatte 43 ausgeübt werden kleiner ist als die Kraft der Hochdruckfeder 48, ist das Druckbegrenzungsventil 37 auf den niedrigsten denkbaren Druck eingestellt. Steigt jedoch der Förderdruck in mindestens einer der Förderleitungen 9 und 10 an, so wird die Platte 43 gegen die Kraft der Hochdruckfeder 48 verschoben und damit die Vorspannung der Niederdruckfeder 38 erhöht, so daß das Druckbegrenzungsventil 37 auf einen höheren Druck eingestellt wird. Damit steigt der Druck in der Leitung 33 an und damit auch der Druck in der Nebenleitung 35. Steigt der Druck in der Leitung 33 über den Druck in der Steuerdruckleitung 29, so öffnet das Rückschlagventil 40 mit der Folge, daß der in der Leitung 33 anstehende Druck nunmehr auch in der Steuerdruckleitung 29 ansteht und auf die Stellzylinder 30 und 31 wirkt. Sollte aber der von dem Grenzlastventil 19 bestimmte Druck höher sein, als der Einstelldruck des Druckbegrenzungsventils 37, so schließt das Rückschlagventil 40 und der Druck in der Steuerdruckleitung 29 wird ausschließlich durch das Grenzlastventil 19 bestimmt.
  • Durch die Drosselwirkung an der Regelkante des Ablaßventils 24 (und der Konstantdrossel 28) wird normalerweise eine Rückwirkung des in der Nebenleitung 35 anstehenden Drucks hinreichend vermieden. Vorsorglich kann jedoch das Rückschlagventil 50 vorgesehen sein, so daß durch die beiden Rückschlagventile 40 und 50 gesichert ist, daß jeweils der höhere der beiden von dem Grenzlastventil 19 und dem Hochdruckaufschaltungsventil 36 bestimmten Drücke in der Steuerdruckleitung 29 herrscht und die Stellzylinder 30 und 31 beaufschlagt.
  • Selbstverständlich ist es möglich in einer Weiterausgestaltung neben den Steuerkolben 44 und 45 parallel zu diesen einen weiteren Steuerkolben vorzusehen und über eine zusätzliche Leitung, die über Rückschlagventile so an die Leitungen 12 und 13 angeschlossen ist, daß der höhere der in diesen beiden Leitungen wirkenden Drücke jeweils in dieser zusätzlichen Leitung wirkt, mit dem Förderdruck der Pumpe 8 zu beaufschlagen, so daß auch unmittelbar der Förderdruck dieser weiteren Pumpe zusammen mit den Förderdrücken der Pumpe 6 und 7 den Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 29 beaufschlagt, während bei der in Figur 1 dargestellten Schaltung der Förderdruck der Pumpe 8 nur über die Leistungsaufnahme in der Welle 2 einen Einfluß ausübt. Bei entsprechender Dimensionierung der einzelnen Pumpen relativ zueinander kann das aber ausreichen.
  • Der maximale Druck, der in der Leitung 33 und damit in der Nebenleitung 35 entstehen kann, ist bestimmt durch die weiteren, in der Zeichnung nicht mehr dargestellten Niederdruckverbraucher, zu denen hinter der Anschlußstelle 32 die Steuerpumpenhauptleitung 17 führt.
  • Die Ausgestaltungsform gemäß Figur 2 unterscheidet sich von der Ausgestaltungsform gemäß Figur 1 dadurch, daß das Druckbegrenzungsventil 37 in anderer Weise angeschlossen ist. Bei der Ausgestaltungsform gemäß Figur 2 ist an den zweiten Anschluß des Ablaßventils 24,der dem an die Leitung 27 angeschlossenen Anschluß gegenüber liegt, die Leitung 51 angeschlossen und ist das Druckbegrenzungsventil 37 in dieser Leitung 51 angeschlossen, während im übrigen die Teile mit gleicher Bezugszahl die gleichen sind wie in Figur 1.
  • Die Wirkungsweise ist folgende: Wie bereits im Zusammenhang mit Figur 1 erwähnt, ist dann, wenn das Druckgefälle zwischen den Anschlußstellen 21 und 22 groß genug ist, das Ablaßventil 24 geöffnet. Der Druck in der Leitung 27 und damit in der Leitung 29 ist bei der Ausgestaltungsform gemäß Figur 2 bei geöffnetem Ablaßventil 24 durch das Druckbegrenzungsventil 37 bestimmt. Ist dieses auf freien Durchlauf geschaltet, ist auch die Steuerdruckleitung 29 drucklos. Wenn jedoch infolge Ansteigens der Summe der Drücke in den Leitungen 46 und 47 das Druckbegrenzungsventil 37 auf einen höheren Druck eingestellt wird, steigt somit in der Leitung 51 der Druck an, der sich durch das Ablaßventil 24 auf die Leitung 27 und damit auf die Steuerdruckleitung 29 mitteilt, so daß dieser höhere Druck auch auf die Stellzylinder 30 und 31 wirkt. Wird jedoch das Druckgefälle zwischen den Anschlußstellen 21 und 22 kleiner, so schließt das Ablaßventil 24 und bestimmt durch seine Schließstellung den Stau vor dem Ablaßventil 24 und damit in der Leitung 27 und damit in der Steuerdruckleitung 29. Hat bei Beginn des Schließens des Ablaßventils 24 infolge der Einstellung des Druckbegrenzungsventils 37 bereits ein erhöhter Druck in der Leitung 51 geherrscht, so überlagert sich dieser der Drosselwirkung in dem sich schließenden Ablaßventil 24.
  • Die in dem Schaltschema Figur 2 dargestellten Teile außer der Steuerdruckpumpe 16 sind in einem Block 52 zusammengefasst.
  • Dieser Block 52 ist in Figur 3 in einer Schnittdarstellung dargestellt.
  • Die Steuerpumpenhauptleitung 17 ist über ein Anschlußteil 61 derart angeschlossen, daß sie zu einem Raum 62 in dem Teil 73 des Gesamtgehäuses 52 führt. In diesem Raum 62 ist ein Bauteil 60 angeordnet, welches eine Prallplatte enthält, die verhindert, daß die durch die Leitung 17 axial anströmende Strömung eine dynamische Wirkung auf den Regelkolben 56 ausübt. An den Raum 62 ist eine Nebenbohrung 63 angeschlossen, in dem ein Teil 54 angeordnet ist, welches eine Bohrung aufweist, welches die Drosselstelle 20 darstellt, hinter der die Ablaufleitung 55 abzweigt, die zu den nicht weiter dargestellten und nicht weiter behandelten weiteren Verbrauchern von Niederdruck führt.
  • In denRegelkolben 56 ist ein Bauteil 58 eingeschraubt, das eine engere Bohrung enthält, welche die Drosselstelle 28 bildet. Der Regelkolben 56 ist gegen eine Feder abgestützt, die den Regelkolben 56 in seiner Schließstellung hält,wenn das Druckgefälle zwischen dem Druck in dem Raum 62 und dem Druck in der Leitung 25 zu gering ist. Reicht das Druckgefälle aus, ist der Regelkolben 56 in Figur 3 so weit nach oben verschoben, daß der Regelkegelteil 65 vor der Mündung der Leitung 27 liegt. In seiner am weitesten nach oben verschobenen Lage liegt der Regelkolben 56 gegen die Stützschraube 66 an, so daß die Querbohrungen 67 in dem Regelkolben 56 vor den Mündungen der Leitung 27 liegen. Das ist die Normalbetriebslage.
  • Der Regelkolben 53 des Druckbegrenzungsventiles ist gegen die Niederdruckfeder 38 abgestützt, die andererseits gegen die Zwischenplatte 43 abgestützt ist, gegen die sich die Steuerkolben 44 und 45 abstützen und die mit einem topfartigen Teil 68 verbunden ist, an dessen in der Zeichnung linken Flansch die Hochdruckfeder 48 abgestützt ist. Die Bauteile in Figur 3 mit aufrechter Achse bilden somit das Ablaßventil 24 während das Druckbegrenzungsventil 37 mit waagerecht liegender Achse abgebildet ist.

Claims (9)

1. Regeleinrichtung für ein Aggregat aus mehreren, von einer gemeinsamen Primärenergiequelle angetriebenen Pumpen, von denen mindestens eine bezüglich ihres Hubvolumens pro Umdrehung einstellbar ist,und mit einer bezüglich des Fördervolumens pro Umdrehung konstanten, von der gleichen Primärenergiequelle angetriebenen Steuerdruckhilfspumpe,in deren Förderleitung eine Drosselstelle angeordnet ist, wobei das Druckgefälle vor und hinter dieser Drosselstelle die Steuerdruckräume eines hydraulisch gesteuerten Ablaßventils beaufschlagt, das in eine, an die Förderleitung der Steuerdruckhilfspumpe angeschlossene. Ablaßleitung eingeschaltet ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Ablaßleitung (27) in Strömungsrichtung vor der Drosselstelle (20) an die Förderleitung (Steuerpumpenhauptleitung) (17) der Steuerdruckhilfspumpe (16) angeschlossen ist und daß von der Ablaßleitung (27) vor dem Ablaßventil (24) eine Steuerdruckleitung (29) abzweigt, an die alle Einstellorgane (30, 31) angeschlossen sind.
2. Regeleinrichtung nach Anspruch 1 mit vom Förderdruck der einstellbaren Pumpe/Pumpen beaufschlagtem Steuerzylinder/ beaufschlagten Steuerzylindern mit jeweils einem Steuerkolben, der mit dem Einstellorgan der einstellbaren Pumpen in Wirkverbindung steht, dadurch gekennzeichnet, daß an die zu den Einstellorganen (30, 31) führende . Steuerdruckleitung (29) ein seinerseits an eine an eine Druckmittelquelle angeschlossene Leitung angeschlossenes Druckbegrenzungsventil (27) angeschlossen ist, dessen Einstellung von den vom Förderdruck beaufschlagten Steuerkolben (44, 45) beeinflußt ist.
3. Regeleinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerkolben (44, 45) in den Steuerzylindern auf eine gegen eine Hochdruckfeder (48) abgestützte Steuerplatte (43) abgestützt sind, die die Einstellung des mit der Steuerdruckleitung verbundenen Druckbegrenzungsventils (37) beeinflußt.
4. Regeleinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die zu dem Druckbegrenzungsventil (37) führende Leitung (51) die Ablaufleitung des Ablaßventils (24) ist (Figur 2).
5. Regeleinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die zu dem Druckbegrenzungsventil (37) führende, an eine Druckmittelquelle angeschlossene Leitung (33) an die Förderleitung (17) der Steuerdruckhilfspumpe, insbesondere hinter der Drosselstelle (20) vor weiteren Verbrauchern angeschlossen ist und daß an diese - . zum Druckbegrenzungsventil (37) führende Leitung (33) eine andererseits an die Steuerdruckleitung (29) angeschlossene, ein zur Steuerdruckleitung (29) öffnendes Rückschlagventil (40) enthaltende Nebenleitung (35) angeschlossen ist und daß in der Leitung (33) zwischen der Förderleitung (Steuerpumpenhauptleitung) (17) und dem Druckbegrenzungsventil (37) eine Drosselstelle (49) angeordnet ist.
6. Regeleinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß in der Steuerdruckleitung (29) zwischen deren Anschluß an die zu dem Ablaßventil (24) führende Leitung (27) und der Anschlußstelle (34) der Nebenleitung (35) ein zu den Einstellorganen (30, 31) hin öffnendes Rückschlagventil (50) angeordnet ist.
7. Regeleinrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die mit den Stellgliedern der einstellbaren Pumpen verbundenen Einstellorgane je einen Stellzylinder mit einem Stellkolben aufweisen und Einstellsteuerkolben aufweisen, wobei die Einstellsteuerkolben vom Druck in der Steuerdruckleitung (29) beaufschlagt sind und auf einen Hebel einwirken, der andererseits gegen eine Feder abgestützt ist und auf ein die Beaufschlagung des Stellkolbens steuerndes Pilotventil einwirkt.
8. Regeleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Ablaßventil (24) und das Druckbegrenzungsventil (27) mit den dessen Einstellung steuernden Steuerkolben (44 und 45) in einem gemeinsamen Block (52) angeordnet sind.
9. Verfahren zum Regeln der Leistung eines Aggregats aus mehreren Pumpen, von denen mindestens eine bezüglich ihres Fördervolumens pro Umdrehung mittels eines Einstellorganes einstellbar ist und die alle gemeinsam von einer Primärenergiequelle angetrieben werden, dadurch gekennzeichnet, daß ein von der Drehzahl der Primärenergiequelle abhängiges Signal erzeugt wird und daß ein zweites, von der Summe der Förderdrücke zumindest der einstellbaren Pumpen abhängiges Signal erzeugt wird und daß das größere der beiden Signale den Einstellorganen der einstellbaren Pumpen zugeleitet wird, wobei die Einstellorgane wie ansich bekannt, derart gestaltet sind, daß mit zunehmender Größe des Signales die Pumpen auf kleineres Fördervolumen pro Umdrehung eingestellt werden.
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Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3143539A1 (de) * 1981-11-03 1983-05-11 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Steuereinrichtung fuer ein stufenlos einstellbares, vorzugsweise hydrostatisches getriebe
DE3323278C2 (de) * 1983-06-28 1986-05-22 Hydromatik GmbH, 7915 Elchingen Regelvorrichtung für mehrere aus hydrostatischen Getrieben bestehende Antriebsaggregate
US4739616A (en) * 1985-12-13 1988-04-26 Sundstrand Corporation Summing pressure compensation control
JPH01220706A (ja) * 1988-02-25 1989-09-04 Komatsu Ltd 油圧式掘削機の油圧制御装置
US4984427A (en) * 1989-09-01 1991-01-15 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho Control circuit for hydraulic actuator
US5600952A (en) * 1995-09-26 1997-02-11 Aurora Technology Corporation Auxilliary drive apparatus
JPH10141310A (ja) * 1996-11-13 1998-05-26 Komatsu Ltd 圧油供給装置
US8117837B1 (en) * 2003-12-17 2012-02-21 Sauer-Danfoss Inc. Hydrostatic transmission having integrated pressure compensated load sensing auxiliary pump
CN102305204A (zh) * 2011-08-22 2012-01-04 广西玉柴重工有限公司 转速感应式变量恒流泵
US11725647B2 (en) * 2021-05-18 2023-08-15 Hamilton Sundstrand Corporation On-demand dual variable displacement positive displacement pumping system

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3841795A (en) * 1972-07-17 1974-10-15 Caterpillar Tractor Co Combined engine speed and pressure responsive control for variable displacement pumps
FR2300914A1 (fr) * 1975-02-12 1976-09-10 Bosch Gmbh Robert Dispositif de regulation pour pompes reglables
GB1496141A (en) * 1975-04-22 1977-12-30 Priestman Bros Ltd Hydraulic systems
US4080979A (en) * 1977-03-22 1978-03-28 Caterpillar Tractor Co. Combined summing and underspeed valve
GB2032140A (en) * 1978-09-22 1980-04-30 Komatsu Mfg Co Ltd Hydraulic control system for variable-displacement pumps

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2603563C2 (de) * 1976-01-30 1986-02-20 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Steuereinrichtung für ein aus mindestens zwei Pumpen bestehendes Pumpen-Aggregat
JPS5364802A (en) * 1976-11-24 1978-06-09 Komatsu Ltd Input torque control equipment in hydraulic pump
DE2813486C2 (de) * 1977-03-31 1986-06-26 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho, Tokio/Tokyo Steuervorrichtung für Hydraulikpumpen

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3841795A (en) * 1972-07-17 1974-10-15 Caterpillar Tractor Co Combined engine speed and pressure responsive control for variable displacement pumps
FR2300914A1 (fr) * 1975-02-12 1976-09-10 Bosch Gmbh Robert Dispositif de regulation pour pompes reglables
GB1496141A (en) * 1975-04-22 1977-12-30 Priestman Bros Ltd Hydraulic systems
US4080979A (en) * 1977-03-22 1978-03-28 Caterpillar Tractor Co. Combined summing and underspeed valve
GB2032140A (en) * 1978-09-22 1980-04-30 Komatsu Mfg Co Ltd Hydraulic control system for variable-displacement pumps

Non-Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
"Bauelemente der Ölhydraulik" *
HYDRAULIC PNEUMATIC MECHANICAL POWER, Band 23, No. 271, Juli 1977, A.T. CLEMENTS "Power Economy with Hydrostatic Transmission, Seiten 257-261 *

Also Published As

Publication number Publication date
US4405287A (en) 1983-09-20
EP0043459A3 (en) 1982-01-20
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JPS5746082A (en) 1982-03-16
DE3024399A1 (de) 1982-01-21
EP0043459B1 (de) 1984-09-12

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