EP0284989A2 - Regeleinrichtung für wenigstens zwei mit einer gemeinsamen Arbeitsdruckleitung in Verbindung stehende hydrostatische Maschinen - Google Patents

Regeleinrichtung für wenigstens zwei mit einer gemeinsamen Arbeitsdruckleitung in Verbindung stehende hydrostatische Maschinen Download PDF

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EP0284989A2
EP0284989A2 EP88104662A EP88104662A EP0284989A2 EP 0284989 A2 EP0284989 A2 EP 0284989A2 EP 88104662 A EP88104662 A EP 88104662A EP 88104662 A EP88104662 A EP 88104662A EP 0284989 A2 EP0284989 A2 EP 0284989A2
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EP
European Patent Office
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pressure
control
valve
control device
adjusting
Prior art date
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EP88104662A
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English (en)
French (fr)
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EP0284989A3 (en
EP0284989B1 (de
Inventor
Gerhard Beutler
Hermann Maier
Clemens Krebs
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Brueninghaus Hydraulik GmbH
Original Assignee
Brueninghaus Hydraulik GmbH
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Application filed by Brueninghaus Hydraulik GmbH filed Critical Brueninghaus Hydraulik GmbH
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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
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure

Definitions

  • the invention relates to a control device according to the preamble of claim 1.
  • the delivery rate settings of the pumps are indefinite because, due to the approximately constant working pressure, no relationship can be derived that would ensure a uniform delivery rate setting for all pumps, i.e. parallel operation. Therefore, the pumps can take any delivery settings at any time, e.g. one pump can be in maximum and the other pump in minimum delivery setting. This has the following disadvantages.
  • the pumps oscillate at a swivel angle, even if the total amount delivered does not change. This results in losses and noises.
  • the invention has for its object to design a control device of the type mentioned in such a way that, while ensuring a uniform load on the machines, hydraulic synchronous operation or parallel operation is achieved with one another.
  • an additional control signal is included in the control, which is generated as a function of the volume setting of the associated machine and is given to the pressure regulator.
  • the synchronism of the pumps achieved by the design according to the invention results from the fact that, depending on the control signal, which is dependent on the volume setting of the associated machine, a control characteristic, which is progressive or degressive and can be selected in terms of its steepness, is specified which, in terms of effectiveness, has the same working pressure at all Pressure regulator allows the same delivery rate setting.
  • the synchronous operation or parallel operation is achieved without a significant increase in pressure in the working pressure.
  • a constant working pressure is achieved in all operating states, since the control valve is acted upon directly or exclusively as a function of the working pressure, the synchronous delivery rate setting of the pumps being guaranteed by the fact that the control oil amount for the pressure regulators is divided by the control means depending on the delivery rate setting, which results in correction signals for the pressure regulators, for the purpose of bringing them up Execution of a loading of the adjusting devices ensuring the synchronism.
  • control valve or valves e.g. with regard to their control edges, to set the control pressure proportionally or inversely proportional to the deviation of the working pressure from the value set with the control valve.
  • the design according to claim 9 includes simple and practical features for remote control of the pressure regulator.
  • the embodiment according to claim 11 leads to a simple and practical construction in machines with reversible throughput direction, e.g. with reversible swivel direction for mooring or motor operation.
  • the pumps denoted by 1 are connected by line sections 2 to a common working pressure line 3 leading to a consumer B, the number of pumps being able to be increased as desired, which is illustrated by the position symbol 4, which denotes connections for further possible pumps.
  • the pump units are identical to one another.
  • Each adjusting device 5 of the pumps 1 is assigned a pressure regulator 6 with a proportional control valve 7 in the form of a pressure compensator, the slide 8 of which regulates the passage of a connecting line 9 which starts from the associated working pressure line section 2 and opens into the piston chamber 10 of a cylinder 11 of the adjusting device 5 .
  • the slide 8 can be acted upon on the one hand by a line section 12 with the working pressure and on the other hand by a line section 13, in which a throttle 14 is arranged, with a reduced pressure.
  • This pressure acts in the same direction with a valve spring 15 acting on the valve slide 8, the spring force of which is optionally adjustable.
  • the piston annular space 16 of the cylinder 11, in which a compression spring 17 is arranged for the purpose of resetting the adjusting device 5, is connected to the connecting line 9 by a line section 18 and can thus be subjected to the working pressure.
  • the pressure regulator 6 described so far, including a 19, optionally adjustable nozzle in a discharge line 20 extending from the piston chamber 10 and a parallel line 21 connected to the latter, originating from the control valve 7, is of a conventional type and is therefore known, so that a functional description is dispensed with in detail can be.
  • the pressure regulators 6 set a working pressure which, apart from a slight change in pressure, essentially is to be regarded as constant.
  • the slight change in pressure in the working pressure in the control range of the pressure regulator 6 is caused by the progressive characteristic of the springs 15 and 17 as well as the friction and self-adjusting forces of the adjusting device 5 and is about 3 bar in the case of conventional pressure regulators 6.
  • each pump 1 is assigned a control means, generally designated 25, which acts on the pressure regulator 6 with a control signal which is dependent on the respective delivery rate setting of the associated pump 1. 1 and 2, the control means 25 is formed by a pressure relief valve 26, which is arranged in a line 27 branching off from the line section 13, preferably behind the throttle 14, and the control pressure p St present in the line section 13 as a function of the delivery rate setting of the associated one Pump 1 controls.
  • An actuator 28 in the form of a feeler pin is used to transmit the respective setting for the delivery rate setting, which at one end bears against an inclined surface 31 on the adjusting piston 29 of the cylinder 11 outside the latter and acts by means of a spring 32 on the slide of the pressure limiting valve 26 and against it Inclined surface 31 is applied.
  • the adjusting element 28 is mounted in its longitudinal direction so that it performs a longitudinal movement when the adjusting piston 29 is displaced longitudinally, whereby it acts on the pressure limiting valve 26.
  • the arrangement in the present exemplary embodiment is such that the pressure limiting valve 26 closes when the adjusting device 5 is pivoted in, ie when the adjusting piston 29 is moved to the left, as a result of which the control pressure p St is increased, that is to say a pressure signal X is generated which corresponds to the Slider 8 of the control valve 7 against Working pressure applied.
  • the working pressure at the control valve 7 is no longer only in equilibrium with the force of the spring 15 (controller setting), but the controller setting increases as a function of the swivel angle a by the pressure signal X. This results in an increase in pressure and an increase in pressure when swiveling in Controller characteristic.
  • the delivery rate setting of the pumps 1 is determined when the working pressure acting on the pressure regulators 6 is essentially the same, which results in the same delivery rate setting for the pumps 1 during operation of the pumps 1, ie parallel or synchronous operation.
  • An effective pressure increase with regard to the desired synchronization is given when the pressure rises above the setting range of above approximately 10 bar. Very good results are achieved with a pressure increase of 20 bar.
  • the configuration according to the invention is also suitable for pumps which can be adjusted in both delivery directions.
  • FIG. 2 shows, as an exemplary embodiment, a sectional view of a pressure limiting valve 26 in an enlarged view.
  • the actuating element 28 acts by means of the spring 32, which is supported on it on the one hand and engages on the slide 33 on the other hand, on the slide 33 of the pressure limiting valve 26, which regulates the control pressure p St , ie a control signal X, by means of control edges 34.
  • the valve housing 38 is screwed into the housing of the cylinder 11 or an attachment part of the same.
  • the slide 33 is located in an adjusting bush 39, which can be adjusted axially in the valve housing 38 by means of a thread 41 by turning an attack element, here a hexagon socket 42, and can be locked by means of a lock nut 43 screwed onto the adjusting bush 39.
  • An input throttle 45 which corresponds to the throttle 14 according to FIG. 1, is arranged between the connection 35, which can be connected to the line 27 in FIG. 1, and a transverse bore 44 which intersects the bore 36 in the adjusting bushing 39.
  • control means 25 are formed by throttles 49 which can be adjusted by means of the actuating element 28 against a spring 48, the outputs of which via branch lines 5) a remote control valve 51 is connected, which is formed by a pressure control valve which is connected to the drain. All pressure regulators 6 can be controlled simultaneously by means of the remote control valve 51. Between the respective branch line 5) and line 27, when the throttle 49 is completely open in the working position shown, there is a pressure difference d which is dependent on the delivery rate setting, i.e. in the present case from the swivel angle a.
  • each pump 1 is assigned a control means, generally designated 25, which throttles the amount of control oil that flows through lines 27, 58, depending on the respective delivery rate setting of the associated pump 1.
  • the control means 25 is formed by an adjustable throttle 59, which in the line section 13 is preferably behind the throttle 14 branching line 27 is arranged and controls the amount of control oil flowing in the line section 13 or 27 depending on the delivery rate setting of the associated pump 1.
  • the throttles 59 are each connected on the output side through the line section 58 to a common return line 61, in which a preferably remotely controllable pressure control valve 62 is arranged, which in the present exemplary embodiment is a pressure connection valve.
  • the pressure control valve 62 is connected by a control line 63 to the working pressure line 3 and is controlled by the working pressure in such a way that it reduces the control pressure p St1 in the line sections 27 and the control pressure p St2 reduced by a pressure difference d ( dynamic pressure) determined by the throttle 59 Line sections 58 or in the return line 61 is lowered towards the return when the working pressure exceeds the control pressure set on the control valve 62, preferably with the control spring.
  • the pump units are identical to one another, i.e. same pressure regulator 6 with the same spring setting 15 and same constant throttles 14 and same adjusting throttles 59 with the same throttle dependence on the swivel angle a.
  • control element 33 is also used to transmit the stipulation corresponding to the respective delivery quantity setting.
  • the actuating element 33 bears against the inclined surface 34 on the adjusting piston 30 of the cylinder 11 and is acted upon by a spring against the inclined surface 34.
  • the adjusting element 33 is mounted in its longitudinal direction so that it performs a longitudinal movement when the adjusting piston 30 is displaced longitudinally, whereby it acts on the throttle 59 or on the slide of the throttle valve.
  • the arrangement is in the present embodiment Example taken in such a way that the throttle 59 closes when the adjusting device 5 is pivoted in, that is to say when the adjusting piston 30 is moved to the left, as a result of which the control pressure p St1 is increased because the control oil quantity decreases and the control pressure at the throttle 14 is reduced, ie a pressure signal X is generated which acts on the slide 8 of the control valve 7 against the working pressure.
  • a pressure signal X is generated which acts on the slide 8 of the control valve 7 against the working pressure.
  • control device The following functional details of the control device are described briefly below, in particular according to FIG. 4.
  • the amount of control oil flowing through lines 13, 27, 58 to the pressure control valve 62 of the pressure regulators 6 flows through the lines 13 via the constant throttles 14 for each individual regulator of the at least two pumps 1.
  • a back pressure is set at the throttle 14.
  • the dynamic pressure acts on the valve slide 8 against the spring force of the spring 15.
  • valve slide 8 In order to regulate the adjusting piston 30 in any pivot position between the respective end stops 22, it is necessary for the valve slide 8 to assume a central position in which the spring force of the spring 15 and the opposing dynamic pressure of the throttle 14 are in balance, and the connecting line 9 and the parallel or return line 21 are in throttled connection with the actuating piston chamber 10.
  • valve slide 8 moves against the spring force due to increasing dynamic pressure at the throttle 14 and opens the connection from line 9 to the adjusting cylinder 11. As a result, the pump pivoting angle a is reduced to zero. If the amount of control oil is smaller, the pump swivel angle a increases towards the maximum.
  • control oil quantities are combined in lines 61 and regulated by the pressure control valve 62 as a function of the operating pressure.
  • the pressure control valve 62 closes so that the control oil quantity decreases and the delivery quantity of the pumps increases and the operating pressure increases.
  • the pressure control valve 62 opens, so that the control oil quantity increases and the delivery quantity of the pumps decreases and the operating pressure drops.
  • the pressure balance at the pressure control valve 62 depends only on the operating pressure in the connecting line 32 and the spring setting and is independent of the swivel angle ⁇ of the pumps 1.
  • the distribution of the control oil quantity regulated by the pressure control valve 62 to the individual pumps depends, since the constant throttles 14 are the same, only on the position of the adjusting throttles-59.
  • the throttles 59 close at a minimum flow rate and open at a maximum flow rate and enable a continuous throttle change in the intermediate positions.
  • the control oil quantity of the pump 1 with the largest swivel angle a is the largest
  • the control oil quantity of the pump 1 with the smallest swivel angle a is the smallest. Since with all pressure regulators 6 the required control oil quantity is the same in the control point, the pump 1 with the larger control oil quantity (larger swivel angle a) must swivel in and the pump 1 with the smaller control oil quantity (smaller swivel angle a) swivel out until the swivel angle a is the same and the control oil quantities are evenly divided by the adjusting throttles 59.
  • the configuration according to the invention is also suitable for pumps or motors which can be set in both directions of delivery.

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Abstract

Eine Regeleinrichtung für wenigstens zwei mit einer gemeinsamen Arbeitsdruckleitung (3) in Verbindung stehende hydrostatische Maschinen (1) veränderlichen Förder- bzw. Schluckvolumens, bei der jeder Maschine (1) eine Verstellvorrichtung (5) mit einem hydraulischen Verstellkolben (29) und ein Druckregler (6) zur Regelung ihrer Volumeneinstellung zugeordnet ist, ist so auszugestalten, daß bei Gewährleistung einer gleichmäßigen Belastung der Maschinen (1) untereinander ein hydraulischer Gleichlaufbetrieb bzw. Parallelbetrieb erreicht wird. Hierzu ist jedem Druckregler (6) ein Steuermittel (25) zugeordnet, das den Druckregler (6) mit einem von der jeweiligen Volumeneinstellung der zugehörigen Maschine (1) abhängigen Steuersignal beaufschlagt.

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Regeleinrichtung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Wenn mehrere druckgeregelte Pumpen gemeinsam in eine Arbeitsdruckleitung bzw. ein Verbrauchernetz speisen, sind die Fördermengeneinstellungen der Pumpen unbestimmt, weil sich aufgrund des in etwa konstanten Arbeitsdrucks keine Beziehung herleiten läßt, die eine gleichmäßige Fördermengeneinstellung bei allen Pumpen, d.h. den Parallelbetrieb, ermöglicht. Deshalb können die Pumpen zu jeder Zeit beliebige Fördermengeneinstellungen ein­nehmen, z.B. kann eine Pumpe in maximaler und die andere Pumpe in minimaler Fördermengeneinstellung stehen. Dies hat folgende Nachteile.
  • Die Belastung und damit der Verschleiß ist ungleichmäßig verteilt.
  • Jeder Pumpenantrieb muß auf Maximalleistung und 100 % Einschaltdauer ausgelegt werden, auch wenn die Maximal­leistung selten erreicht wird.
  • Die Pumpen pendeln im Schwenkwinkel, auch wenn die geförderte Gesamtmenge sich nicht ändert. Das hat Verluste und Geräusche zur Folge.
  • Beim sogenannten Mooringbetrieb kann bei Verbrauchermenge Q = 0 eine Pumpe in positiver maximaler Fördermengenein­ stellung und eine zweite in negativer maximaler Fördermen­geneinstellung stehen. Dabei schluckt die zweite Pumpe die Fördermenge, die die erste fördert. Das hat einen erhöhten Verschleiß sowie Verlustleistung zur Folge und ist mit hoher Geräuschentwicklung verbunden.
  • Es ist bekannt, wenigstens zwei in eine gemeinsame Arbeitsdruckleitung bzw. ein gemeinsames Verbrauchernetz speisende Pumpen veränderlicher Fördermenge durch ein mechanisches Gestänge zum Gleichlauf- bzw. Parallelbetrieb zu zwingen. Diese Maßnahme führt nicht nur zu Leistungsver­lusten, sondern es ist auch eine aufwendige stabile Mechanik notwendig. Außerdem ergibt sich bei dieser Ausgestaltung eine große und sperrige Bauweise, wodurch die räumlich Anordnung am Verwendungsort erschwert wird und insbesondere eine Anordnung der Pumpen in verhältnismäßig geringem Abstand voneinander vorgegeben ist.
  • Eine andere bekannte und zwar hydraulische Methode, wenigstens zwei Pumpen annähernd gleichmäßig zu betreiben, d.h., den Verschleiß und die Belastung auf alle Pumpen über die Zeit gleichmäßig zu verteilen, ist die sogenannte Kaskadenregelung. Bei dieser Maßnahme werden die Pumpen bewußt auf etwas unterschiedliche Reglerkennlinien eingestellt. Die erste Pumpe regelt z.B. bei 200 bar, die zweite bei 205 bar und die dritte bei 210 bar ein. Damit ist die Belastung eindeutig definiert und das Pendeln wird vermieden, wobei jedoch aufgrund unterschied­licher Belastung der Pumpen letztere einem unterschiedli­chen Verschleiß unterliegen. Um einen gleichmäßigen Verschleiß zu erreichen, ist es erforderlich, z.B. ein Mal pro Woche die Einstellung der Pumpen zyklisch zu vertauschen. Außerdem ist bei dieser bekannten Methode ein Druckanstieg in Stufen vorgegeben.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Regelein­richtung der eingangs bezeichneten Art so auszugestalten, daß bei Gewährleistung einer gleichmäßigen Belastung der Maschinen untereinander ein hydraulischer Gleichlaufbe­trieb bzw. Parallelbetrieb erreicht wird.
  • Diese Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst.
  • Bei der erfindungsgemäßen Ausgestaltung wird in die Regelung ein zusätzliches Steuersignal einbezogen, das in Abhängigkeit von der Volumeneinstellung der zugehörigen Maschine erzeugt und dem Druckregler aufgegeben wird. Hierdurch wird ein Regelkriterium geschaffen, das bei jeweils gleichem auf die vorhandenen Druckregler wirksamen Arbeitsdruck die Regelung der Maschine auf gleiche Volumeneinstellung ermöglicht. Der durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung erzielte Gleichlauf der Pumpen ergibt sich daraus, daß aufgrund des von der Volumeneinstellung der zugehörigen Maschine abhängigen Steuersignals eine je nach Auslegung progressive oder degressive, in ihrer Steilheit wählbare Reglerkennlinie vorgegeben ist, die bei der Wirksamkeit jeweils gleich großen Arbeitsdrucks an allen Druckreglern die gleiche Fördermengeneinstellung ermöglicht.
  • Es ist aufgrund des Vorhandenseins einer progressiven Federkennlinie zwar auch bei bekannten Druckreglern eine leicht progressive Reglerkennlinie vorhanden, jedoch ist dies federspezifisch vorgegeben, und von Reibung und Eigenstellkräften der Verstellung abhängig und daher für eine Reglerrückführung unbrauchbar.
  • Es ist zwar auch bekannt, bei einer sogenannten Momentenre­gelung den Regler in Abhängigkeit vom Arbeitsdruck und der Volumeneinstellung der Maschine zu regeln, jedoch erfolgt dies unter völlig anderen Voraussetzungen und auch zu einem völlig anderen Zweck, nämlich zur Erreichung eines günstigen Drehmomentes, wobei mit Federsätzen eine Reglerkennlinie in Form einer Hyperbel angestrebt wird, während bei der erfindungsgemäßen Ausgestaltung sich eine Reglerkennlinie im wesentlichen in der Form einer Geraden mit negativer oder positiver Steigung ergibt. Bei Versuchen hat sich ein Druckanstieg in der Reglerkennlinie beim Einschwenken der zugehörigen Maschine als vorteilhaft erwiesen.
  • Gemäß den Ansprüchen 2 bis 6 wird auf bewährte Maßnahmen zur Erzeugung eines Steuersignals in Abhängigkeit von der Volumeneinstellung der Maschine zurückgegriffen. Dabei wird das die Druckregler beaufschlagende Steuermedium durch die Drosseln in Abhängigkeit von der jeweiligen Volumeneinstellung der zugehörigen Maschine aufgestaut und durch das Regelventil konstant geregelt, wobei das Regelventil durch ein Druckbegrenzungsventil gebildet ist, in dem der Steuerdruck gegen eine Feder gemessen und konstant geregelt wird. Der Gleichlauf- bzw. Parallel­betrieb wird durch den Staudruck der Drosseln erreicht. Dies führt zu einem Druckanstieg der Reglerkennlinie und damit zu einem Druckanstieg im Arbeitsdruck.
  • Durch die Ausgestaltung nach Anspruch 7 wird der Gleichlauf bzw. Parallelbetrieb ohne eine wesentliche Druckerhöhung im Arbeitsdruck erreicht. Es wird ein in allen Betriebszu­ständen konstanter Arbeitsdruck erreicht, da das Regelven­til direkt bzw. ausschließlich in Abhängigkeit vom Arbeitsdruck beaufschlagt wird, wobei die synchrone Fördermengeneinstellung der Pumpen dadurch gewährleistet ist, daß die Steuerölmenge für die Druckregler durch die Steuermittel in Abhängigkeit der Förder­mengeneinstellung aufgeteilt wird, wodurch sich für die Druckregler Korrektursignale ergeben, zwecks Herbei­ führung einer den Gleichlauf gewährleistenden Beaufschla­gung der Verstellvorrichtungen.
  • Dabei ist es möglich, je nach Ausführung der Druckregler, und des Regelventils bzw. Regelventile, z.B. hinsichtlich ihrer Steuerkanten, den Steuerdruck proportional oder umgekehrt proportional zur Abweichung des Arbeitsdrucks vom mit dem Regelventil eingestellten Wert einzustellen.
  • Die Ausbildung nach Anspruch 9 umfaßt einfache und praktikable Merkmale für eine Fernsteuerung des Druckreg­lers.
  • Im Rahmen der Erfindung ist es gemäß Anspruch 10 möglich, ein gemeinsames Regelventil vorzusehen, wodurch eine wesentliche Vereinfachung erzielt wird.
  • Die Ausgestaltung nach Anspruch 11 führt zu einer einfachen und praktikablen Bauweise bei Maschinen mit umkehrbarer Durchsatzrichtung, z.B. mit umkehrbarer Schwenkrichtung für Mooring- bzw. Motorbetrieb.
  • Nachfolgend wird die Erfindung anhand von in vereinfachten Zeichnungen dargestellten bevorzugten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt:
    • Fig. 1 eine hydraulische Antriebseinheit mit zwei in eine gemeinsame Arbeitsdruckleitung speisende Pumpen, die durch eine erfindungsgemäße Regelein­richtung für den Parallelbetrieb geregelt sind,
    • Fig. 2 ein Steuermittel in Form eines Druckbegrenzungsven­tils in vergrößerter Schnitt-Darstellung;
    • Fig. 3 und 4 abgewandelte Ausgestaltungen der Antriebsein­heit.
  • Die mit 1 bezeichneten Pumpen sind durch Leitungsabschnit­te 2 mit einer zu einem Verbraucher B führenden gemeinsamen Arbeitsdruckleitung 3 verbunden, wobei die Anzahl der Pumpen beliebig vergrößert werden kann, was mit dem Positionszeichen 4 verdeutlicht ist, das Anschlüsse für weitere mögliche Pumpen bezeichnet. Die Pumpeneinheiten sind einander gleich ausgebildet.
  • Jeder Verstellvorrichtung 5 der Pumpen 1 ist ein Druckreg­ler 6 mit einem Proportional-Regelventil 7 in Form einer Druckwaage zugeordnet, dessen Schieber 8 den Durchgang einer Verbindungsleitung 9 regelt, die vom zugehörigen Arbeitsdruckleitungsabschnitt 2 ausgeht und in den Kolbenraum 10 eines Zylinders 11 der Verstell­vorrichtung 5 mündet. Hierzu ist der Schieber 8 einerseits durch einen Leitungsabschnitt 12 mit dem Arbeitsdruck und andererseits durch einen Leitungsabschnitt 13, in dem eine Drossel 14 angeordnet ist, mit einem reduzier­ten Druck beaufschlagbar. Dieser Druck wirkt gleichsinnig mit einer den Ventilschieber 8 beaufschlagenden Ventilfe­der 15, deren Federkraft wahlweise einstellbar ist. Der Kolbenringraum 16 des Zylinders 11, in dem eine Druckfeder 17 zwecks Rückstellung der Verstellvorrichtung 5 angeordnet ist, ist durch einen Leitungsabschnitt 18 mit der Verbindungsleitung 9 verbunden und somit mit dem Arbeitsdruck beaufschlagbar. Der soweit beschriebene Druckregler 6 einschließlich einer mit 19 bezeichneten, gegebenenfalls verstellbaren Düse in einer vom Kolben­raum 10 ausgehenden Ablaufleitung 20 und einer mit letzterer verbundenen, vom Regelventil 7 ausgehenden Parallelleitung 21 ist von üblicher Bauart und deshalb bekannt, so daß auf eine Funktionsbeschreibung im einzelnen verzichtet werden kann. Hervorzuheben ist, daß die Druckregler 6 einen Arbeitsdruck einstellen, der abgesehen von einer geringen Druckveränderung, im wesentlichen als konstant anzusehen ist. Die geringe Druckveränderung im Arbeitsdruck im Regelbereich des Druckreglers 6 ist durch die progressive Kennlinie der Federn 15 und 17 sowie Reibung und Eigenstellkräfte der Verstellvorrich­tung 5 bedingt und beträgt bei üblichen Druckreglern 6 etwa 3 bar.
  • Gemäß der Erfindung ist jeder Pumpe 1 ein allgemein mit 25 bezeichnetes Steuermittel zugeordnet, das den Druckregler 6 mit einem von der jeweiligen Fördermengenein­stellung der zugehörigen Pumpe 1 abhängigen Steuersignal beaufschlagt. Beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 und 2 wird das Steuermittel 25 durch ein Druckbegrenzungs­ventil 26 gebildet, das in einer vom Leitungsabschnitt 13 vorzugsweise hinter der Drossel 14 abzweigenden Leitung 27 angeordent ist und den im Leitungsabschnitt 13 vorhandenen Steuerdruck pSt in Abhängigkeit von der Fördermengenein­stellung der zugehörigen Pumpe 1 steuert. Zur Übertragung des der jeweiligen Fördermengeneinstellung entsprechenden Maßgabe dient ein Stellelement 28 in Form eines Taststif­tes, der an seinem einen Ende eine am Verstellkolben 29 des Zylinders 11 außerhalb letzterem vorhandene Schrägflä­che 31 anliegt und mittels einer Feder 32 auf den Schieber des Druckbegrenzungsventils 26 wirkt und gegen die Schrägfläche 31 beaufschlagt ist. Das Stellelement 28 ist in seiner Längsrichtung gelagert, so daß es bei einer Längsverschiebung des Verstellkolbens 29 eine Längsbewegung ausführt, wobei es auf das Druckbegrenzungs­ventil 26 wirkt. Die Anordnung ist beim vorliegenden Ausführungsbeispiel so getroffen, daß das Druckbegrenzungs­ventil 26 beim Einschwenken der Verstellvorrichtung 5, d.h. bei einer Verstellbewegung des Verstellkolbens 29 nach links, schließt, wodurch der Steuerdruck pSt ver­größert wird, d.h., es wird ein Drucksignal X erzeugt, das den Schieber 8 des Regelventils 7 entgegen dem Arbeitsdruck beaufschlagt. Damit steht der Arbeitsdruck am Regelventil 7 nicht mehr nur zu der Kraft der Feder 15 (Reglereinstellung) im Gleichgewicht, sondern die Regler­einstellung erhöht sich in Abhängigkeit des Schwenkwin­kels a um das Drucksignal X. Es ergibt sich somit beim Einschwenken eine Druckerhöhung und ein Druckanstieg in der Reglerkennlinie. Aufgrund dieser Sachverhalte ist die Fördermengeneinstellung der Pumpen 1 bei jeweils auf die Druckregler 6 wirkendem im wesentlichen gleich großen Arbeitsdruck bestimmt, wodurch sich im Betrieb der Pumpen 1 eine gleiche Fördermengeneinstellung für die Pumpen 1, d.h. ein Parallel- bzw. Gleichlaufbetrieb, ergibt. Eine hinsichtlich des angestrebten Gleichlaufs wirksame Druckerhöhung ist bei einem Druckanstieg über den Einstellbereich von oberhalb etwa 10 bar gegeben. Sehr gute Ergebnisse werden bei einem Druckanstieg von 20 bar erreicht.
  • Die erfindungsgemäße Ausgestaltung eignet sich auch für beide Förderrichtungen einstellbare Pumpen. In diesem Fall ist es vorteilhaft, die Anordnung so zu treffen, daß in der Nullstellung der Pumpen das Stellele­ment 28 sich in mittlerer Stellung zur Länge der Schrägflä­che 31 befindet.
  • Fig. 2 zeigt als Ausführungsbeispiel eine Schnittansicht eines Druckbegrenzungsventils 26 in vergrößerter Darstel­lung. Das Stellelement 28 wirkt mittels der einerseits an ihm abgestützten und andererseits am Schieber 33 angreifenden Feder 32 auf den Schieber 33 des Druckbegren­zungsventils 26, der mittels Steuerkanten 34 den Steuer­druck pSt, d.h. ein Steuersignal X einregelt. Hierbei geben die Steuerkanten 34 zwischen dem Schieber 33 und der ihn aufnehmenden Bohrung 36 den Ab- bzw. Rücklauf durch einen Kanal 37 im Ventilgehäuse 38 mehr oder weniger frei.
  • Das Ventilgehäuse 38 ist im Gehäuse des Zylinders 11 bzw. einem Anbauteil desselben eingeschraubt. Der Schie­ber 33 befindet sich in einer Einstellbuchse 39, die mittels einem Gewinde 41 durch Drehen an einem Angriffsele­ment, hier einem Innensechskant 42, axial im Ventilge­häuse 38 verstellbar und mittels einer auf der Einstell­buchse 39 aufgeschraubten Kontermutter 43 feststellbar ist. Zwischen dem Anschluß 35, der an die Leitung 27 in Fig. 1 anschließbar ist, und einer die Bohrung 36 in der Einstellbuchse 39 schneidenden Querbohrung 44 ist eine Eingangsdrossel 45 angeordnet, die der Drossel 14 gemäß Fig. 1 entspricht.
  • Das Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3, bei dem gleiche Teile mit gleichen Bezugszeichen versehen sind, unterschei­det sich vom vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel dadurch, daß die Steuermittel 25 durch mittels des Stellelements 28 gegen eine Feder 48 verstellbare Drosseln 49 gebildet sind, deren Ausgänge über Zweigleitungen 5) an ein Fernsteuerventil 51 angeschlossen sind, das durch ein Druckregelventil gebildet ist, das mit dem Ablauf verbunden ist. Mittels des Fernsteuerventils 51 können alle Druckreg­ler 6 gleichzeitig gesteuert werden. Zwischen der jeweili­gen Zweigleitung 5) und Leitung 27 besteht bei Wirksamkeit der in der gezeigten Arbeitsstellung völlig geöffneten Drossel 49 eine Druckdifferenz d, die abhängig ist von der Fördermengeneinstellung, d.h. im vorliegenden Fall vom Schwenkwinkel a.
  • Auch beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 4 ist jeder Pumpe 1 ein allgemein mit 25 bezeichnetes Steuermittel zugeordnet, das die Steuerölmenge, die durch Leitungen 27,58 fließt, abhängig von der jeweiligen Fördermengenein­stellung der zugehörigen Pumpe 1 drosselt. Das Steuermit­tel 25 wird durch eine verstellbare Drossel 59 gebildet, die in der vom Leitungsabschnitt 13 vorzugsweise hinter der Drossel 14 abzweigenden Leitung 27 angeordnet ist und die im Leitungsabschnitt 13 bzw. 27 fließende Steueröl­menge in Abhängigkeit von der Fördermengeneinstellung der zugehörigen Pumpe 1 steuert. Die Drosseln 59 sind jeweils ausgangsseitig durch den Leitungsabschnitt 58 mit einer gemeinsamen Rücklaufleitung 61 verbunden, in der ein vorzugsweise fernsteuerbares Druckregelventil 62 angeordnet ist, das beim vorliegenden Ausführungsbei­spiel ein Druckzuschaltventil ist. Das Druckregelventil 62 ist durch eine Steuerleitung 63 mit der Arbeitsdrucklei­tung 3 verbunden und wird vom Arbeitsdruck so gesteuert, daß es den Steuerdruck pSt1 in den Leitungsabschnitten 27 und den um eine durch die Drossel 59 bestimmte Druckdif­ferenz d (Staudruck) verringerten Steuerdruck pSt2 in den Leitungsabschnitten 58 bzw. in der Rücklauflei­tung 61 zum Rücklauf hin absenkt, wenn der Arbeitsdruck den am Regelventil 62 vorzugsweise mit der Reglerfeder eingestellten Regeldruck übersteigt.
  • Die Pumpeneinheiten sind einander gleich ausgebildet, d.h. gleiche Druckregler 6 mit gleicher Federeinstellung 15 und gleiche Konstantdrosseln 14 sowie gleiche Verstell­drosseln 59 mit der gleichen Drosselabhängigkeit vom Schwenkwinkel a.
  • Zur Übertragung des der jeweiligen Fördermengeneinstellung entsprechenden Maßgabe dient auch bei diesem Ausführungs­beispiel das Stellelement 33, das an seinem einen Ende an der am Verstellkolben 30 des Zylinders 11 außerhalb letzterem vorhandenen Schrägfläche 34 anliegt und mittels einer Feder gegen die Schrägfläche 34 beaufschlagt ist. Das Stellelement 33 ist in seiner Längsrichtung gelagert, so daß es bei einer Längsverschiebung des Verstellkolbens 30 eine Längsbewegung ausführt, wobei es auf die Drossel 59 bzw. auf den Schieber des Drosselven­tils wirkt. Die Anordnung ist beim vorliegenden Ausfüh­ rungsbeispiel so getroffen, daß die Drossel 59 beim Einschwenken der Verstellvorrichtung 5, d.h. bei einer Verstellbewegung des Verstellkolbens 30 nach links, schließt, wodurch der Steuerdruck pSt1 vergrößert wird, weil die Steuerölmenge abnimmt und der Steuerdruck an der Drossel 14 verringert wird, d.h., es wird ein Drucksignal X erzeugt, das den Schieber 8 des Regelven­tils 7 entgegen dem Arbeitsdruck beaufschlagt. Damit steht der Arbeitsdruck am Regelventil 7 nicht mehr nur zu der Kraft der Feder 16 (Reglereinstellung) im Gleichgewicht, sondern die Reglereinstellung erhöht sich zunächst in Abhängigkeit der Fördermengeneinstellung bzw. des Schwenkwinkels a um das Drucksignal X. Dieser Druckanstieg beim Einschwenken in der Reglerkennlinie wird jedoch hinsichtlich seiner Auswirkung auf den Arbeitsdruck durch die Funktion des Druckregelventils 62 kompensiert, indem das Drucksignal PSt2 abgesenkt wird, so daß in allen Betriebszuständen der Arbeitsdruck konstant ist, obwohl der Steuerdruck pSt1 beim Einschwenken kurzzeitig ansteigt und durch den Staudruck die synchrone Fördermengeneinstellung der Pumpen 1 gewährleistet. Eine hinsichtlich des angestrebten Gleichlaufs wirksame Steuerdruckerhöhung der Drosseln 59 ist bei einem Druckan­stieg über den Einstellbereich von oberhalb etwa 10 bar gegeben. Sehr gute Ergebnisse werden bei einem Druckanstieg von 20 bar erreicht.
  • Im folgenden werden noch folgende Funktionseinzelheiten der Regeleinrichtung insbesondere gemäß Fig. 4 kurz beschrieben.
    • Funktion der Regelventile
  • Die über die Leitungen 13,27,58 zum Druckregelventil 62 abfließende Steuerölmenge der Druckregler 6 fließt bei jedem einzelnen Regler der wenigstens zwei Pumpen 1 durch die Leitungen 13 über die Konstant-Drosseln 14. An der Drossel 14 stellt sich ein Staudruck ein. Der Staudruck wirkt am Ventilschieber 8 gegen die Feder­kraft der Feder 15.
  • Um den Verstellkolben 30 in einer beliebigen Schwenkstel­lung zwischen den jeweiligen Endanschlägen 22 zu regeln, ist es erforderlich, daß der Ventilschieber 8 eine Mittelstellung einnimmt, bei der die Federkraft der Feder 15 und der entgegenwirkende Staudruck der Drossel 14 im Gleichgewicht stehen, und die Verbindungsleitung 9 und die Parallel- bzw. Rücklaufleitung 21 gedrosselt mit dem Stellkolbenraum 10 in Verbindung stehen.
  • Bei gleicher Federeinstellung der Federn 15 und gleicher Abmessung der Drossel 14 ist hierfür an den Drosseln 14 und den Leitungsabschnitten 27 bei jeder Pumpe die gleiche Steuerölmenge erforderlich.
  • Ist die Steuerölmenge größer, bewegt sich der Ventilschie­ber 8 durch steigenden Staudruck an der Drossel 14 gegen die Federkraft und öffnet die Verbindung von Leitung 9 zum Verstellzylinder 11. Hierdurch verringert sich der Pumpenschwenkwinkel a gegen Null. Ist die Steuerölmenge kleiner, vergrößert sich der Pumpenschwenk­winkel a gegen Maximum.
    • Regelung des Betriebsdruckes
  • Die Steuerölmengen werden in Leitungen 61 zusammengefaßt und vom Druckregelventil 62 in Abhängigkeit vom Betriebs­druck geregelt.
  • Steht der Betriebsdruck im Gleichgewicht zur Federeinstel­lung des Druckregelventils 62, ist die Gesamtsteuerölmenge so groß, daß sich die Schwenkstellung der Pumpen nicht ändert.
  • Bei niedrigerem Betriebsdruck schließt das Druckregelven­til 62, so daß die Steuerölmenge abnimmt und die Fördermen­ge der Pumpen zunimmt und der Betriebsdruck steigt.
  • Bei höherem Betriebsdruck öffnet das Druckregelventil 62, so daß die Steuerölmenge zunimmt und die Fördermenge der Pumpen abnimmt und der Betriebsdruck sinkt.
  • Das Druckgleichgewicht am Druckregelventil 62 hängt nur vom Betriebsdruck in der Verbindungsleitung 32 und der Federeinstellung ab und ist unabhängig vom Schwenkwinkel a der Pumpen 1.
    • Regelung der Parallelstellung
  • Die Aufteilung der vom Druckregelventil 62 geregelten Steuerölmenge auf die einzelnen Pumpen hängt, da die Konstant-Drosseln 14 gleich sind, nur von der Stellung der Verstell-Drosseln-59 ab. Die Drosseln 59 schließen bei minimaler Fördermenge und öffnen bei maximaler Fördermenge und ermöglichen eine kontinuierliche Drossel­änderung in den Zwischenstellungen.
  • Wenn die Pumpen 1 verschiedene Schwenkwinkelstellungen a haben, ist die Steuerölmenge der Pumpe 1 mit dem größten Schwenkwinkel a am größten, die Steuerölmenge der Pumpe 1 mit dem kleinsten Schwenkwinkel a am kleinsten. Da bei allen Druckreglern 6 die erforderliche Steuerölmenge im Regelpunkt gleich groß ist, muß die Pumpe 1 mit der größeren Steuerölmenge (größerer Schwenkwinkel a) einschwenken und die Pumpe 1 mit der kleineren Steueröl­menge (kleinerer Schwenkwinkel a) ausschwenken, bis die Schwenkwinkel a gleich groß sind und die Steuerölmengen durch die Verstell-Drosseln 59 gleichmäßig aufgeteilt werden.
  • Die erfindungsgemäße Ausgestaltung eignet sich auch für in beide Förderrichtungen einstellbare Pumpen bzw. Motoren. In diesem Fall ist es vorteilhaft, die Anordnung so zu treffen, daß in der Nullstellung der Pumpen das Stellelement 33 sich in mittlerer Stellung zur Länge der Schrägfläche 31 befindet.

Claims (11)

1. Regeleinrichtung für wenigstens zwei mit einer gemein­samen Arbeitsdruckleitung in Verbindung stehende hydrostatische Maschinen veränderlichen Förder- ­bzw. Schluckvolumens, bei der jeder Maschine eine Verstellvorrichtung mit einem hydraulischen Verstellkol­ben und ein Druckregler zur Regelung ihrer Volumenein­stellung zugeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, daß jedem Druckregler (6) ein Steuermittel (25) zugeordnet ist, das den Druckregler (6) mit einem von der jeweiligen Volumeneinstellung der zugehörigen Maschine (1) abhängigen Steuersignal beaufschlagt.
2. Regeleinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­net, daß das Steuermittel (25) von einem mit der Verstellvorrichtung (5) oder einem Anbauteil derselben zusammenwirkenden Wegmesser steuerbar ist.
3. Regeleinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeich­net, daß der Wegmesser durch eine Schrägfläche (31) an einem Teil der Verstelleinrichtung (5), vorzugsweise am Verstellkolben (29) und ein die Schrägfläche (31) abtastendes Stellelement (28) gebildet ist.
4. Regeleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuermittel (25) durch eine verstellbare Drossel (49) gebildet ist, die in einer der Beaufschlagung des Druckreglers (6) dienenden Steuerleitung (27,28) angeordnet ist.
5. Regeleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuermittel (25) ein Druckregel-, insbesondere ein Druckbegrenzungsven­til (26) bzw. Druckreduzierventil ist.
6. Regeleinrichtung nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerleitung (27,28) durch wenigstens ein den darin enthaltenen Steuerdruck (pSt1, pSt2) regelndes Regelventil (31) mit dem Rücklauf verbunden ist.
7. Regeleinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeich­net, daß das Regelventil (31) mit dem Arbeitsdruck oder einem, von diesem abhängigen Druck beaufschlagt ist und dann, wenn der Arbeitsdruck vom mit dem Regelventil (31) eingestellten Wert abweicht, den Steuerdruck (pSt1,pSt2) proportional oder umgekehrt proportional zur Abweichung absenkt oder erhöht, vorzugsweise bei einer Erhöhung des Arbeitsdrucks über den eingestellten Wert absenkt.
8. Regeleinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeich­net, daß das Regelventil (31) ein Druckzuschaltventil ist.
9. Regeleinrichtung nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Regelventil (31) ein Fern­steuerventil ist.
10. Regeleinrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß ein gemeinsames Regelven­til (31) in einer gemeinsamen Rücklaufleitung (29) angeordnet ist.
11. Regeleinrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Maschinen (1) für den Betrieb in beide Durchsatzrichtungen eingerichtet sind und die Wegmesser bei der Null-Stellung der Verstellvorrichtungen (5) sich in ihren Mittelstellun­gen befinden.
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