EP0617758B1 - Einrichtung zur regelung des ausgangsdruckes einer verstellpumpe - Google Patents

Einrichtung zur regelung des ausgangsdruckes einer verstellpumpe Download PDF

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EP0617758B1
EP0617758B1 EP93900035A EP93900035A EP0617758B1 EP 0617758 B1 EP0617758 B1 EP 0617758B1 EP 93900035 A EP93900035 A EP 93900035A EP 93900035 A EP93900035 A EP 93900035A EP 0617758 B1 EP0617758 B1 EP 0617758B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
valve
control
pump
chamber
Prior art date
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Expired - Lifetime
Application number
EP93900035A
Other languages
English (en)
French (fr)
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EP0617758A1 (de
Inventor
Hartmut Benckert
Werner MÜNZENMAIER
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Putzmeister Concrete Pumps GmbH
Original Assignee
Putzmeister Werk Maschinenfabrik GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Putzmeister Werk Maschinenfabrik GmbH filed Critical Putzmeister Werk Maschinenfabrik GmbH
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Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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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 device for regulating the outlet pressure of a variable displacement pump, in particular a main pump of a pressure supply unit for a hydraulic drive device, which works at a high outlet pressure level, e.g. the / the drive cylinder of a thick matter pump according to the preamble of claim 1.
  • a delivery rate control element which can be actuated by means of a hydraulic servo motor, which by means of alternative pressurization and relief of a drive pressure chamber for executing the actuating movements for the opposing changes in the delivery volume
  • the variable displacement pump can be driven, a pressure-controlled valve being provided to control the relevant pressurization and relief of this drive pressure chamber, which valve, controlled by the output pressure of the pump or a pressure proportional to it, from a minimum pressure determined by a minimum restoring force of a restoring element, e.g. a spring outputs an output pressure which increases with the control pressure coupled into its control chamber and which acts on the drive pressure chamber of the servomotor.
  • Such control devices comprise a valve which can be controlled with the outlet pressure of the variable pump, for example a valve designed as a proportional valve, and which increases with increasing outlet pressure of the variable pump is increasingly pushed into the functional position mediating the activation of the actuator against the restoring force of a valve spring, the output pressure of the variable pump being determined by the preset preload of the valve spring in the stationary state of the pressure control.
  • This type of control which can be superimposed on a volume flow control, which - at a lower pressure level than the maximum level determined by the pressure control valve - provides constant control of the volume flow of the high-pressure pump, has the disadvantage, however, that in start-up situations of a consumer who requires a relatively high operating pressure level in the steady state of its motion sequences, strong pressure surges can occur, which are both wear-promoting and associated with considerable noise, since in the start-up situation the control device is set to the greatest possible delivery volume of the variable pump and this is only reduced, when the consumer has started. This is also comparable to the situation in which the consumer or a drive cylinder blocks the same, since even then the output pressure of the variable pump rises very quickly - suddenly - to the value given by the pressure limitation. These problems are particularly serious for consumers who are driven by linear cylinders or hydraulic swivel motors which perform periodic back and forth movements.
  • the object of the invention is therefore a control device to improve the type mentioned at the outset such that a gentle increase in the operating pressure can be achieved in particular in start-up situations of a hydraulic consumer and / or in the event of load changes in the sense of a sudden increase in the load a correspondingly gentle increase in the operating pressure can be achieved up to a predetermined maximum value.
  • the restoring element is designed for a restoring force which is only a small fraction of e.g. 1/50 to 1/10 of the maximum control force that can be generated by the control pressure and acts on the valve piston of the proportional valve corresponds to the fact that the pressure-controlled valve is provided with a reset chamber as a second control chamber, by the pressurization of which an additional reset force opposite to the control force can be generated, the Maximum amount corresponds at least approximately to that of the control force, and that the pressure coupled into the return chamber is derived from the pressure coupled into the control chamber of the pressure-controlled valve by means of a hydraulic time delay element.
  • the pressure-controlled valve becomes one Functional position controlled, in which the actuator acts in the sense of a reduction in the delivery capacity of the variable pump and as a result, the rate of increase of the output pressure of the variable pump is reduced.
  • the time delay element comprises a throttle and a pressure accumulator which can be charged via the latter, the pressure developing during operation of the consumer at the center tap between the throttle and the pressure accumulator being coupled into the reset chamber of the pressure-controlled valve, so the product of the flow resistance of the throttle and the storage capacity of the pressure accumulator is a measure of the delay time constant of the time delay element, which can thus also be predetermined by specifying these variables, it being particularly advantageous for a targeted variation of the delay time constant of the time delay element, provided that the pressure accumulator has sufficient capacity , if the throttle of the time delay element is designed as a setting throttle.
  • the time delay element can be switched off for the duration of such activation periods, which in the simplest case is due to Shutdown of the pressure accumulator of the time delay element can be reached.
  • a valve suitable for this purpose is designed in a preferred configuration of the control device as a 3/2-way valve, in the basic position of which the accumulator is connected to the throttle and in the switching position of which the accumulator is shut off against the throttle, but instead on the unpressurized reservoir of the Pressure supply unit is connected.
  • the memory can be discharged in the switch position in order to be rechargeable in a next start-up cycle and to be able to fulfill its deceleration function.
  • a valve connected between the pump output and the time delay element can also be suitable, which has a basic position 0 in which the pump output is connected to the time delay element and a switching position in which the pump output is blocked against the time delay element , but is directly connected to the second control chamber of the pressure-controlled valve.
  • a check valve is connected between the control line, to which the pressure output of the variable displacement pump is connected when the valve is in the switch position, and the pressure accumulator of the time delay element, which acts in the reverse direction due to relatively higher pressure in the control line than in the pressure accumulator is to avoid charging the pressure accumulator in the switching position of the valve.
  • the pressure control device can be used to limit the output pressure of the variable pump to the value that the bias of the return spring of the pressure-controlled valve is equivalent.
  • valves intended to shut off the high-pressure output of the variable pump from the time delay element and, at the same time, direct connection of the pump output to the second control chamber of the pressure-controlled valve, and the valve used to relieve pressure in the control chamber can be seen as a 3/2-way valve be designed or also be realized by means of a single 4/3-way valve, and it is also understood that these valves, depending on the type of their insertion into a hydraulic system, either as pressure-controlled or as electrically actuable solenoid valves or as combined actuators Valves can be formed.
  • control functions explained can be achieved both when the pressure-controlled valve is switched as a pressure control valve, by means of which the variable pump can be regulated to - essentially - constant output pressure, and when the pressure-controlled valve is switched as a volume flow control valve, by means of which the Variable pump is adjustable to - essentially - constant value of its output volume flow.
  • the pressure supply unit shown in FIG. 1, designated overall by 10, is for one application intended for hydraulic consumers, where, for example, hydraulic motors designed as linear cylinders perform reciprocating movements that should take place at a constant stroke speed, whereby when starting up such drive cylinders and / or reversing the direction of movement, pressure surges of their pistons that occur as rapid pressure increases occur Demand - should be able to be damped to reduce wear and / or noise.
  • hydraulic motors designed as linear cylinders perform reciprocating movements that should take place at a constant stroke speed, whereby when starting up such drive cylinders and / or reversing the direction of movement, pressure surges of their pistons that occur as rapid pressure increases occur Demand - should be able to be damped to reduce wear and / or noise.
  • These requirements are typical for thick matter pumps in general, especially concrete pumps, whose drive cylinders are operated at high pressures of up to 400 bar.
  • the central functional element of the pressure supply unit 10 is a variable displacement pump 11 which can be regulated to a constant outlet pressure or also to the constancy of the pressure medium output volume flow, which for the purpose of explanation is assumed to be a rotary-driven swash plate axial piston pump, the delivery volume of which is based on one revolution of its cylinder block (not shown)
  • the angle of attack of the swivel plate represented by the arrow 12 in FIG.
  • a linear differential cylinder is provided for adjusting the swivel plate 12 as an actuator 13, with the piston 14 of which the swivel plate 12 is coupled in motion via the piston rod 16 emerging from the housing of the differential cylinder on one side.
  • the arrangement of this actuator 13 is such that with the bottom position of its piston 14, the maximum delivery volume of the pump 11 corresponding position of its swash plate 12 is linked, and that the most protruding from the housing of the differential cylinder 13 position of its piston rod 16, the Flow rate zero corresponds to the swivel plate position assigned to the pump.
  • a helical spring 17 of the differential cylinder 13 coaxially surrounding the piston rod By means of a helical spring 17 of the differential cylinder 13 coaxially surrounding the piston rod, its piston is pushed into its end position near the ground, so that the pump 11 is initially set to the maximum delivery rate when it starts up.
  • the restoring forces developed by the helical spring 17 in the various possible positions of the piston 14 are regarded as negligible compared to the forces acting on the piston 14 by pressurizing the bottom-side drive chamber 18 and / or pressurizing the rod-side drive chamber 19 of the differential cylinder 13.
  • a device for regulating the outlet pressure of the variable displacement pump 11, designated as 20, a device is designed, for example, as a proportional valve Pressure control valve 21 is provided, for which details of its constructive design are shown in FIG. 2a, to which reference should also be made.
  • This pressure control valve 21 is designed as a pressure-controlled slide valve, which according to its function is a 3/2-way valve, with a spring-centered basic position 0, in which the bottom-side drive chamber 18 of the actuator cylinder 13 with the unpressurized, i.e. Atmospheric pressure reservoir 23 is connected and blocked against the high pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11, and with a function position I alternative to the basic position 0, in which the bottom-side drive chamber 18 of the differential cylinder 13 is blocked against the reservoir 23 of the pressure supply unit 10 and therefore via a flow path 26 of the pressure control valve 21 is connected to the high-pressure outlet 24 of the variable pump 11, to which the rod-side drive chamber 19 of the differential cylinder 13 provided as an actuator is also permanently connected.
  • the pressure control valve 21 has a first control chamber 27 which is also permanently connected to the high pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11.
  • a control force K I which pushes it into its functional position I, is exerted on the valve piston 28 represented in FIG. 1 by the 3/2-way switching symbol, the amount of which essentially is given by the product P A (t) ⁇ f, with P A (t) denoting the instantaneous value of the outlet pressure of the variable displacement pump 11 and with f the cross-sectional area of the piston end flange 29 of the axially movable limitation of the first control chamber 27 forming the Valve piston 28 is designated.
  • the pressure regulating valve 21 also has a second control chamber 31, by the pressurization of which a restoring force K0 which is permanently exerted by the valve spring 32 of the pressure regulating valve 21 and which is added to the additional restoring force K add can be exerted on the valve piston 28, through which the latter can be applied Functional position 0 of the pressure control valve 21 is pushed towards the corresponding end position.
  • the amount of this force K0 is given by the product P a (t) ⁇ f, with P a (t) the instantaneous value of the pressure coupled into the second control chamber 31 and with f in turn the cross-sectional area of the one-sided axially movable limitation of the second control chamber 31 forming control piston element 33, the effective cross-sectional area f is assumed to be equal to that of the piston end flange 29, which forms the axially movable boundary of the first control chamber 27.
  • a pressure accumulator 34 is also provided, which is by means of the variable displacement pump 11 can be charged to a pressure via a volume flow adjusting element, for example an adjusting throttle 36, the maximum value of which Pamax can be set by a pressure reducer or limiter 37 connected between the adjusting throttle 36 and the high-pressure outlet 24 of the adjusting pump 11 in the special exemplary embodiment shown.
  • the pressure P a (t) present at a center tap 38 between the setting throttle 36 and the pressure accumulator 34 is coupled via a control line 39 into the second control chamber 31 of the pressure control valve 21.
  • a cyclically controllable designed as a 3/2-way valve delay control valve 41, which has a spring-centered basic position 0, in which the pressure accumulator 34 via a flow path 42 open in this basic position 0 with the Center tap 38 and thus via the setting throttle 36 and the pressure reducer 37 is connected to the high-pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11, as well as an alternative function position I, in which the pressure accumulator 34 is shut off against the center tap 38, but via an open flow path in the function position I. 43 is connected to the unpressurized reservoir 23 of the pressure supply unit 10.
  • “Cyclically controllable” here means that the delay control valve 41 is in one with the various Operating phases of the consumer connected to the pressure supply unit 10 is switched in a suitable, synchronized sequence between its two functional positions 0 and I, in order to be able to set desired low or high pressure rise rates at the pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11, which are favorable for the operation of the consumer.
  • the delay control valve 41 is designed as a pressure-controlled valve which is switched for the duration of a pressure pulse coupled into its control chamber 44 into its functional position I connecting the memory 34 to the reservoir 23, this pressure pulse of a hydraulic end position transmitter 46 designed as a one-way or non-return valve is generated and used when the drive piston 47 of a hydraulic drive cylinder 48 of the consumer, for example a two-cylinder thick matter pump (not shown) with tube switchover, comes into immediate vicinity of its illustrated end position , in which the delivery stroke of the delivery cylinder of the thick matter pump driven by this drive cylinder 48 is completed, and drops again when ie after switching the pressurization of the drive cylinder 48 from the bottom to the rod-side pressurization Switchover of the feed cylinder driven by this drive cylinder 48 to loading operation, the drive piston 47 is pushed back out of its end position shown and thereby the control input 49 and the reference input 51 of the hydraulic end position transmitter 46 return to the same pressure level that is present in the rod-side drive pressure chamber 52 of the drive
  • the pressure supply unit 10 explained in terms of its structure operates in typical operating situations of a consumer represented in FIG. 1 by a flow resistance 54 connected between the high pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11 and the reservoir 23 of the pressure supply unit 10, for example as follows:
  • the pressure reducer 37 is set to a defined upper pressure limit value P amax of, for example, 200 bar, the pressure accumulator 34 to a minimum pressure, for example completely discharged, and the setting throttle 36 is set to a flow resistance which, in combination with the design of the pressure accumulator 34 provided for it, results in a desired delay time ⁇ with which that on the center tap 38 between the setting throttle 36 and the pressure accumulator 34 resulting pressure P a (t), which is coupled via the control line 39 into the second control chamber 31 of the pressure regulating valve 21, which follows the output pressure P A (t) developing at the high pressure outlet 34 after the variable pump is switched on.
  • the pressure control valve 21 is - in the case of pressure-relieved control chambers 27 and 31 - due to the pretensioning of the valve spring 32 - in its basic position 0, this valve spring 32 being designed or its pretensioning being set such that it is equivalent to a control pressure of, for example, 20 bar, ie a small fraction of corresponds to about 1/20 to 1/10 of the maximum outlet pressure P A of the variable displacement pump 11.
  • the bottom-side drive chamber 18 of the actuator 13 is relieved of pressure, so that the variable displacement pump 11 is prepared for operation with maximum volume flow by the action of the return spring 17 of the actuator 13.
  • variable displacement pump 11 is switched on, for example time t0, then since the pump 11 works with the maximum volume flow, the output pressure is initially not sufficient to start the pump drive cylinders 48, a very rapid increase in pressure which 3 is represented by the first, steeply rising branch 57 of the P A (t) curve, designated overall by 58, which qualitatively represents the time profile of the pressure P A (t) at the high pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11.
  • This pressure increase is accompanied by a "slower" pressure increase in the pressure P a (t) which can be tapped at the center tap 38 of the time delay element formed by the adjusting throttle 36 and the pressure accumulator 34, the course of time in the diagram of FIG. 3 qualitatively by the P a (t ) Curve 59 is reproduced.
  • the rate of increase ⁇ P A (t) / ⁇ t ie the slope of the P A (t) curve 58 for the period following the time t1 reduced to a value which corresponds at most to the rate of increase ⁇ P a (t) / ⁇ t of the P a (t) curve 59 in its initial region 61 between the times t0 and t1 and is thus significantly lower than the pressure increase rate of the initial pressure P A (t) of the variable displacement pump 11 immediately after starting the same, ie in the area represented by the first rising branch 57 of the P A (t) curve between the times t0 and t1, the output pressure P A (t) of the variable displacement pump 11 always by the pressure difference of 20, for example, corresponding to the preload of the valve spring 32 of the pressure control valve 21 bar is greater than the pressure that can be tapped at the tap 38 of the time delay element 36, 34, which corresponds to the pressure to
  • This period of time can be used, for example, in a two-cylinder thick matter pump with switchover for switching the drive of a drive cylinder for the switch, since this switchover process takes place very quickly should and therefore a delay of such a switching process, also in the sense of a gentle start-up, is not necessary.
  • FIGS. 1 and 4' are given the same reference numerals, this is intended to indicate the structural and functional equality or analogy of these elements and with respect to the exemplary embodiment shown in FIG Reference to the description given with reference to FIG. 1 include such designated elements.
  • a volume flow control valve 61 is additionally provided in the context of the pressure control device 20', by means of which the output volume flow of the variable pump 11 is reduced to an essentially constant amount required for the operation of the consumer 54 is adjustable, which can be predetermined by setting a setpoint setting element 62.
  • the setpoint adjustment element 62 is designed as an adjustment throttle, which is connected between the high pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11 and the consumer 54 connected to the pressure supply unit 10 '.
  • the pressure difference occurring during operation of the consumer 54 between its operating pressure supply connection 63 and the high pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11 is then an exact measure of the volume flow forced through the adjusting throttle 62, which is sensed by detecting this pressure difference.
  • the volume flow control valve 61 is constructed in a structural analogy to the pressure control valve 21 as a pressure-controlled 3/2-way proportional valve, which has a first control chamber 64 and a second control chamber 66 through their pressurization in opposite directions to control and restoring forces on the through the 3/2-way valve symbol 67 represented valve piston can be exercised, these control chambers 64 and 66 are in turn designed so that if the two control chambers were subjected to the same pressures, the resulting forces on the valve piston 67 would be balanced.
  • the first control chamber 64 of the volume flow control valve 61 is connected via a control line 68 to the high-pressure outlet 24 of the variable pump 11.
  • the second control chamber 66 of the volume flow control valve 61 is connected to the supply connection 63 of the consumer 54 via a further control line 69.
  • a valve spring 71 the pretension of which can be set, and by pressurizing the second control chamber 66 of the volume flow control valve 61, urge it into its basic position 0, while pressurizing the first control chamber 64 with the high output pressure P A (t) of the variable displacement pump 11 resulting actuating force urges the valve piston 67 of the volume flow control valve 61 into its functional position I.
  • the volume flow control valve 61 has a flow path 72 which is open in its basic position 0 and via which, when the pressure control valve 21 is in its basic position 0 at the same time, the bottom-side drive chamber 18 of the actuator cylinder 13 is connected to the unpressurized reservoir 23 of the pressure supply unit, and a flow path 73 released in its functional position I, via which, also when the pressure regulating valve 21 is in its basic position 0, the output pressure given at the high pressure outlet 24 of the variable displacement pump 11 can be coupled into the bottom-side drive chamber 18 of the actuating cylinder 13, through which the latter in the sense a reduction in the delivery volume of the variable displacement pump 11 is driven.
  • a function control valve 74 is provided in the exemplary embodiment according to FIG. 4, which is connected between the pressure reducer 37 and the time delay element 36, 34.
  • This function control valve 74 is designed as a 3/2-way valve which has a spring-centered basic position 0, in which the pressure outlet 76 of the pressure reducer 37 is connected via a flow path 77 of the function control valve 74 to the setting throttle 36 of the time delay element 36, 34, but against a second one Output port 78 of the function control valve 74 is shut off, which is connected via a bypass line 79 to the control line 39, via which the pressure is coupled into the second control chamber 31 of the pressure control valve 21.
  • This function control valve 74 can be switched hydraulically and / or electrically into a function position I, in which the pressure outlet 76 of the pressure reducer 37 is shut off against the setting throttle 36 of the time delay element 36, 34, but is instead connected to the bypass line 79.
  • a non-return valve 81 is connected between the center tap 38 of the time delay element 36, 34 and the bypass line 79 or the control line 39 leading to the second control chamber 31 of the pressure control valve 21, which check valve 81 has a relatively higher pressure in the bypass line 79 and the control line 39 than at the center tap 38 of the time delay element 36, 34 held in its blocking position and by relatively higher Pressure at the center tap 38 is acted upon in the control line 39 in the opening direction.
  • This check valve 81 prevents pressure medium from the accumulator 34 from being able to be taken up in the functional position I of the function control valve 74, and causes the pressure medium to be passed "directly" to the second control chamber 31 of the pressure regulating valve 21 in order to hold it securely in its basic position 0 , in which the bottom-side drive chamber 18 of the actuating cylinder 13 is relieved of pressure and the adjusting pump 11 is thereby set to the maximum delivery volume.
  • a relief valve 82 shown as a 3/2-way solenoid valve, which has a spring-centered basic position 0, in which the second control chamber 31 of the pressure control valve 21 either via the check valve 81 or directly control pressure can be coupled in and, as an alternative to this, when actuating its control magnet 83 with a control signal assumed functional position I has a flow position in which the control chamber 31 of the pressure control valve 21 is connected to the - unpressurized - reservoir 23 of the pressure supply unit 10 'against which the check valve 81 or control line 39 connected directly to the center tap 38 of the time delay element 36, 34 is blocked.
  • the relief valve 82 is particularly suitable for protecting the pressure supply unit 10 ′ against overload when the consumer is blocked.
  • valve 84 (FIG. 4a) or 84 '(FIG. 4b) can be used in the context of the control device 20' as otherwise shown in FIG. 4.
  • the 4/3-way valve 84 is designed as an exclusively electrically controllable solenoid valve, which by control signals of different control currents I1 of, for example, 3A and I2 of, for example, 6A from its spring-centered basic position 0, in which the increase-delay control of the output pressure of the Variable pump 11 is effective, can be switched into a functional position I in which this control is switched off, as well as in a functional position II in which the control line 39 leading to the second control chamber 31 of the pressure control valve 21 is connected to the reservoir 23 and as a result one Limitation of the output pressure of the variable pump 11 at a low, the bias of the valve spring 32 of the pressure control valve 21 equivalent level of 20 bar, for example.
  • valve spring 86 is provided in the 4/3-way valve 84 according to FIG. 4a, against whose increasing restoring force the valve 84 must be controlled into its functional positions I and II, the basic position 0 of this valve being an "edge position" 4b, two oppositely acting valve springs 86 'and 86''are provided in the 4/3-way valve 84' according to FIG. 4b, which center the valve piston of this 4/3-way valve 84 'in a central position, which here is the basic position 0 is provided.
  • two control magnets 87 and 88 are also provided, by means of whose alternative control the 4/3-way solenoid valve 84 'can be controlled into its functional position I or II, which functionally corresponds to the correspondingly designated functional positions I and II of the solenoid valve 84 according to FIG. 4a correspond.
  • the 4/3-way valve 84 'according to FIG. 4b can be switched "directly" from its basic position 0 to the functional position II without the functional position I having to be "passed over".
  • the control magnet 87 by the excitation of which the 4/3-way valve 84 'according to FIG.
  • a hydraulic control can also be provided for this purpose, as illustrated by a control chamber 89, by the latter for example, simultaneously with the hydraulic control of the deceleration control valve 41 Pressurization of the 4/3-way valve 84 'can be switched into its functional position I.
  • FIGS. 4a and 4b are given the same reference numerals as elements of this figure explained with reference to FIGS. 1 and 4, this is intended to refer to the construction with reference to FIGS. 4a and 4b - And functional equality or analogy of the identically labeled elements and also the reference to the explanation given with reference to FIGS. 1 and 4 mean.
  • a special design of a pressure control valve 21 that can be used in the context of the pressure control devices 20 or 20 ′ is discussed, in which the preload of the valve spring 32, by the preload of which the minimum value of the output pressure of the variable displacement pump 11 is determined , is adjustable.
  • the valve spring 32 which urges the valve piston 28, which is only indicated schematically by the 3/2-way valve symbol, into the basic position 0 of the pressure control valve 21, is, seen along the central longitudinal axis 91 of the pressure control valve 21, between a first support plate 92 , which engages axially on a tappet-shaped extension 93 of the valve piston 28 and axially clamps a second support plate 94, which has a control piston extension 96 on its side facing away from the valve spring 32, with which it engages in an axial bore 97 of a control housing part which can be screwed into the valve housing 98 99 is guided so that it can be moved in a pressure-tight manner.
  • a control piston element 101 is displaceably guided in a pressure-tight manner, which is axially supported on the control piston extension 96 of the second spring support plate 94 with a slim, plunger-shaped extension 102, the diameter of which is smaller than the diameter of the axial control housing bore 97.
  • the second control chamber 31 is formed axially by the space 104 which extends between the control piston extension 96 of the second support plate 94 and the sealing flange 103 of the control piston element 101 in the axial direction.
  • the preload of the valve spring 32 can be adjusted by means of an adjusting screw 106, which is screwably guided in a threaded section 107 of the control housing part 99 and in turn is supported on the control piston element 101 via an axial, plunger-shaped extension 108.
  • control piston extension 96 The axial guide lengths of the control piston extension 96, the control piston element 101 and the threaded portion 107 and the arrangement of the control chamber connection channel 109, to which the control line 39 is connected, are coordinated with one another in such a way that the control chamber connection channel is within the possible strokes of the displaceable elements always opens into the control chamber 31 and the greatest possible variation of the spring tension can be used.
  • FIG. 5 To explain another exemplary embodiment, that corresponds structurally and functionally to the exemplary embodiment according to FIG. 4, reference is now made to FIG. 5.
  • the pressure coupled into the time delay element formed by the adjusting throttle 36 and the pressure accumulator 34 in combination with the time delay control valve 44 is applied to the operating pressure supply connection 63, which is the center tap between the consumer 54 and the one between them and the high pressure output 24 of the variable displacement pump 11 as the setpoint value.
  • Tapped setting element 62 switched adjusting throttle which is provided as a volume flow sensor for the flow control by means of the volume flow control valve 61, which is used in the exemplary embodiment according to FIG. 5 for pressure control, for example in the starting operation of the variable displacement pump 11.
  • valve spring 32 In the case of the pressure regulating valve 21, only the valve spring 32, the prestress of which is adjustable, is provided as the restoring element which urges it into its basic position 0.
  • the preload of its valve spring 32 can be set to values that are equivalent to pressures between 50 bar and 400 bar, while in a typical design of the volume flow control valve 61, the preload of its valve spring 71 can be set to values that pressures between 10 bar and 30 bar are equivalent.
  • the function of the pressure supply unit 10 ′′ according to FIG. 5 is that of the pressure supply units 10 and 10 ′ according to FIGS. 1 and 4 with regard to the starting operation, the periodic operation of the consumer as well as the behavior when the load is blocked.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zur Regelung des Ausgangsdruckes einer Verstellpumpe, insbesondere einer auf hohem Ausgangsdruckniveau arbeitenden Hauptpumpe eines Druckversorgungsaggregats für eine hydraulische Antriebsvorrichtung, z.B. den/die Antriebszylinder einer Dickstoffpumpe gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1. Bei einer derartigen Regelungseinrichtung ist ein Fördermengenstellorgan vorgesehen, das mittels eines hydraulischen Stellmotors betätigbar ist, der durch alternative Druckbeaufschlagung und -entlastung eines Antriebsdruckraumes zur Ausführung der Stellbewegungen für die gegensinnigen Änderungen des Fördervolumens der Verstellpumpe antreibbar ist, wobei zur Steuerung der diesbezüglichen Druckbeaufschlagung und -entlastung dieses Antriebsdruckraumes ein druckgesteuertes Ventil vorgesehen ist, das, angesteuert mit dem Ausgangsdruck der Pumpe oder einem zu diesem proportionalen Druck, ab einem durch eine Mindestrückstellkraft eines Rückstellelements, z.B einer Feder, bestimmten Mindestdruck einen mit dem in seine Steuerkammer eingekoppelten Steuerdruck zunehmenden Ausgangsdruck abgibt, mit dem der Antriebsdruckraum des Stellmotors beaufschlagt ist.
  • Derartige Regelungseinrichtungen sind bekannt und umfassen ein mit dem Ausgangsdruck der Verstellpumpe ansteuerbares, z.B. als Proportionalventil ausgebildetes Ventil, das mit zunehmendem Ausgangsdruck der verstellpumpe gegen die Rückstellkraft einer Ventilfeder zunehmend in die die Aktivierung des Stellantriebes vermittelnde Funktionsstellung gedrängt wird, wobei im stationären Zustand der Druckregelung der Ausgangsdruck der Verstellpumpe durch die voreingestellte Vorspannung der Ventilfeder bestimmt ist. Diese Art der Regelung, der eine Volumenstromregelung überlagert sein kann, die - auf niedrigerem Druckniveau als dem durch das Druckregelventil bestimmten maximalen Niveau - eine Konstant-Regelung des Volumenstromes der Hochdruckpumpe vermittelt, hat jedoch den Nachteil, daß in Anfahr-Situationen eines Verbrauchers, der im stationären Zustand seiner Bewegungsabläufe ein relativ hohes Betriebsdruck-Niveau benötigt, kräftige Druckstöße auftreten können, die sowohl verschleißfördernd sind als auch mit erheblichen Geräuschen verknüpft sind, da in der Anfahrsituation die Regeleinrichtung auf ein größtmögliches Fördervolumen der Verstellpumpe eingestellt ist und dieses erst reduziert wird, wenn der Verbraucher angelaufen ist. Hiermit vergleichbar ist auch die Situation, daß der Verbraucher oder ein Antriebszylinder desselben blockiert, da auch dann der Ausgangsdruck der Verstellpumpe sehr schnell - stoßartig - auf den durch die Druckbegrenzung gegebenen Wert ansteigt. Diese Probleme sind insbesondere bei Verbrauchern gravierend, die mit periodische Hin- und Her-Bewegungen ausführenden Linearzylindern oder hydraulischen Schwenkmotoren angetrieben sind.
  • Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine Regeleinrichtung der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, daß insbesondere in Anfahrsituationen eines hydraulischen Verbrauchers ein sanftes Ansteigen des Betriebsdruckes erzielbar ist und/oder bei Lastwechseln im Sinne einer plötzlichen Erhöhung der Last ein entsprechend sanftes Ansteigen des Betriebsdruckes bis auf einen vorgegebenen Maximalwert erreichbar ist.
  • Diese Aufgabe wird erffindungsgemäß dadurch gelöst, daß das Rückstellelement auf eine Rückstellkraft ausgelegt ist, die nur einem kleinen Bruchteil von z.B. 1/50 bis 1/10 der durch den steuerdruck maximal erzeugbaren, auf den Ventilkolben des Proportionalventils wirkenden Steuerkraft entspricht, daß das druckgesteuerte Ventil mit einer Rückstellkammer als zweiter Steuerkammer versehen ist, durch deren Druckbeaufschlagung eine der Steuerkraft entgegengesetzte Zusatz-Rückstellkraft erzeugbar ist, deren Maximalbetrag demjenigen der Steuerkraft mindestens annähernd entspricht, und daß der in die Rückstellkammer eingekoppelte Druck mittels eines hydraulischen Zeitverzögerungsgliedes von dem in die Steuerkammer des druckgesteuerten Ventils eingekoppelten Druck abgeleitet ist.
  • Hiernach ergibt sich bei einer Inbetriebnahme des Verbrauchers durch Einschalten des Druckversorgungsaggregats zunächst ein Druckanstieg mit hoher zeitlicher Anstiegsrate des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe bis dieser nach einer für das hydraulische Zeitverzögerungsglied charakteristischen, durch dessen Auslegung bestimmten Zeitspanne einen Wert erreicht, der um den der Rückstellkraft des Rückstellelements, in praktischen Fällen der Vorspannung einer Ventilfeder, äquivalenten Druck höher ist als derjenige Druck, der über das Zeitverzögerungsglied in die zusätzliche Rückstellkammer des druckgesteuerten Ventils eingekoppelt wird. Sobald dies der Fall ist und die aus der Einkopplung des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe in die Steuerkammer des druckgesteuerten Ventils resultierende Steuerkraft größer ist als die Summe der aus der Federvorspannung und der Einkopplung des Ausgangsdruckes des Zeitverzögerungsgliedes in die Rückstellkammer resultierenden Kräfte, wird das druckgesteuerte Ventil in diejenige Funktionsstellung gesteuert, in welcher der Stellantrieb im Sinne einer Verminderung der Förderleistung der Verstellpumpe beaufschlagt und dadurch im Ergebnis die Anstiegsrate des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe vermindert wird. Im "eingeschwungenen" Zustand dieser Druckanstiegs-Regelung ergibt sich eine gegenüber dem nicht geregelten Zustand reduzierte Anstiegsrate des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe, derart, daß dieser mit einer durch die Auslegung des Zeitverzögerungsgliedes bestimmten Zeitkonstanten - in guter Näherung linear - ansteigt, wobei ab dem Einsetzen dieser Regelung der Ausgangsdruck der Verstellpumpe stets um den durch die vorgegebene Rückstellkraft des Rückstellelements bedingten Differenzbetrag größer ist als der in die Rückstellkammer des druckgesteuerten Ventils über das Zeitverzögerungsglied eingekoppelte Druck. Dies gilt sinngemäß auch für den Fall, daß während des Betriebs des Verbrauchers plötzlich ein Blockieren desselben und damit ein Anstieg des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe auftritt, wobei in diesem Falle die Regelung von einem entsprechend erhöhten Ausgangsdruckniveau ausgeht.
  • Wenn, wie in bevorzugter Gestaltung der Regeleinrichtung vorgesehen, das Zeitverzögerungsglied eine Drossel und einen über diese aufladbarer Druckspeicher umfaßt, wobei der im Betrieb des Verbrauchers an der Mittelanzapfung zwischen der Drossel und dem Druckspeicher sich entwickelnde Druck in die Rückstellkammer des druckgesteuerten Ventils eingekoppelt ist, so ist das Produkt aus Strömungswiderstand der Drossel und Speicherkapazität des Druckspeichers ein Maß für die Verzögerungszeitkonstante des Zeitverzögerungsgliedes, die damit durch Vorgabe dieser Größen ebenfalls vorgebbar ist, wobei es für eine gezielte Variation der Verzögerungszeitkonstanten des Zeitverzögerungsgliedes, eine hinreichende Kapazität seines Druckspeichers vorausgesetzt, besonders vorteilhaft ist, wenn die Drossel des Zeitverzögerungsgliedes als Einstelldrossel ausgebildet ist.
  • Um eine in jedem Fall zweckmäßige Begrenzung des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe auf einen Maximalwert von z.B. 400 bar zu erzielen, was mit Hilfe des druckgesteuerten Ventils in dessen für die erfindungsgemäße Regeleinrichtung vorgesehener Gestaltung und Funktion allein noch nicht möglich ist, ist es vorteilhaft, wenn zwischen den Hochdruckausgang der Verstellpumpe und das Zeitverzögerungsglied ein Druckminderer geschaltet ist, der ab Erreichen eines Schwellenwertes des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe die Einkopplung eines höheren Druckes in das Zeitverzögerungsglied bzw. die Rückstellkammer des druckgesteuerten Ventils verhindert, mit der Folge, daß unter Mitwirkung der Regeleinrichtung der maximale Ausgangsdruck der Verstellpumpe auf einen Wert begrenzt wird, der der Summe des Schwellenwert-Druckes und des der Vorspannung des Rückstellelements äquivalenten Druckes entspricht.
  • Wenn im Rahmen einer komplexen hydraulischen Anlage, mehrere, mittels der Verstellpumpe mit Druckmittel versorgte Verbraucher vorgesehen sind, die z.B. im Verlauf periodisch wiederholter Betriebszyklen der Anlage zu verschiedenen Zeitpunkten "eingeschaltet" werden und für die Aktivierung einzelner Verbraucher nur kurze Zeitspannen zur Verfügung stehen, so ist es vorteilhaft, wenn das Zeitverzögerungsglied für die Dauer solcher Aktivierungs-Zeitspannen abschaltbar ist, was im einfachsten Fall durch Absperrung des Druckspeichers des Zeitverzögerungsgliedes erreichbar ist.
  • Ein zu diesem Zweck geeignetes Ventil ist in bevorzugter Gestaltung der Regeleinrichtung als 3/2-Wege-Ventil ausgebildet, in dessen Grundstellung der Speicher mit der Drossel verbunden ist und in dessen Schaltstellung der Speicher gegen die Drossel abgesperrt, dafür jedoch an den drucklosen Vorratsbehälter des Druckversorgungsaggregats angeschlossen ist. Der Speicher kann dadurch in der Schaltstellung entladen werden, um in einem nächsten Anlaufzyklus wieder aufladbar zu sein und seine Verzögerungsfunktion erfüllen zu können.
  • Zum Zweck einer "ungedämpften" Ansteuerung eines Verbrauchers kann auch ein zwischen den Pumpenausgang und das Zeitverzögerungsglied geschaltetes Ventil geeignet sein, das eine Grundstellung 0 hat, in welcher der Pumpenausgang an das Zeitverzögerungsglied angeschlossen ist und eine Schaltstellung, in welcher der Pumpenausgang gegen das Zeitverzögerungsglied abgesperrt, dafür jedoch direkt mit der zweiten Steuerkammer des druckgesteuerten Ventils verbunden ist.
  • In Kombination hiermit ist es günstig, wenn zwischen die Steuerleitung, an die in der Schaltstellung des Ventils der Druckausgang der Verstellpumpe angeschlossen ist, und den Druckspeicher des Zeitverzögerungsgliedes ein Rückschlagventil geschaltet ist, das durch relativ höheren Druck in der Steuerleitung als im Druckspeicher in Sperrichtung beaufschlagt ist, um in der Schaltstellung des Ventils eine Aufladung des Druckspeichers zu vermeiden.
  • Mittels eines Ventils, das zwischen die zweite Steuerkammer des druchgesteuerten Ventils und die Abgriffstelle des Zeitverzögerungsgliedes, an welcher der in diese Steuerkammer einkoppelbare Druck abgreifbar ist, geschaltet ist und aus einer Grundstellung 0, in welcher die Abgriffstelle mit der Steuerkammer verbunden ist, in eine Funktionsstellung I umschaltbar ist, in welcher die zweite Steuerkammer des Druckregelventils gegen die Abgriffstelle abgesperrt, dafür jedoch mit dem drucklosen Vorratsbehälter des Druckversorgungsaggregats verbunden ist, kann die Druckregeleinrichtung dazu benutzt werden, den Ausgangsdruck der Verstellpumpe auf denjenigen Wert zu begrenzen, der der Vorspannung der Rückstellfeder des druckgesteuerten Ventils äquivalent ist.
  • Sowohl das zur Absperrung des Hochdruckausganges der Verstellpumpe gegen das Zeitverzögerungsglied und gleichzeitigen Direktverbindung des Pumpenausganges mit der zweiten Steuerkammer des druckgesteuerten Ventils vorgesehene Ventil, als auch das zur Druckentlastung der Steuerkammer ausgenutzte Ventil können, je für sich gesehen, als 3/2-Wege-Ventile ausgebildet sein oder auch mittels eines einzigen 4/3-Wege-Ventils realisiert sein, und es versteht sich auch, daß diese Ventile, je nach der Art ihrer Einfügungsmöglichkeit in ein hydraulisches System entweder als druckgesteuerte oder als elektrisch ansteuerbare Magnetventile oder auch als kombiniert ansteuerbare Ventile ausgebildet sein können.
  • Um die Druckregeleinrichtung auf einfache Weise an verschiedene Betriebsbedingungen möglicher Verbraucher anpassen zu können, ist es vorteilhaft, wenn die Vorspannung der Rückstell-Ventilfeder des druckgesteuerten Ventils einstellbar ist.
  • Die erläuterten Regelungsfunktionen lassen sich sowohl dann erzielen, wenn das druckgesteuerte Ventil als Druckregelventil geschaltet ist, mittels dessen die Verstellpumpe auf - im wesentlichen - konstanten Ausgangsdruck regelbar ist, als auch dann, wenn das druckgesteuerte Ventil als Volumenstrom-Regelventil geschaltet ist, mittels dessen die Verstellpumpe auf - im wesentlichen - konstanten Wert ihres Ausgangs-Volumenstromes regelbar ist.
  • Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung spezieller Ausführungsbeispiele anhand der Zeichnung. Es zeigen:
    • Fig. 1
    ein Hydraulikschema eines Druckversorgungsaggregats mit einer als Verstellpumpe ausgebildeten Hochdruckpumpe und einer erfindungsgemäßen Druckregeleinrichtung zur Dämpfung von Druckstößen am Ausgang der Verstellpumpe,
    Fig. 2a
    eine halbschematische Längsschnitt-Darstellung eines im Rahmen der Regeleinrichtung gemäß Fig. 1 einsetzbaren Druckregelventils für die Antriebssteuerung eines zur Verstellung des Fördervolumens der Verstellpumpe vorgesehenen Stellzylinders,
    Fig. 2b
    eine zur Gestaltung des Druckregelventils gemäß Fig. 2a alternative Gestaltung eines Druckregelventils mit einstellbarer Vorspannung der Rückstellfeder,
    Fig. 3
    ein Diagramm zur Erläuterung der Funktion der Regeleinrichtung gemäß Fig. 1,
    Fig. 4
    ein hydraulisches Schaltbild eines weiteren Druckversorgungsaggregats mit einer erfindungsgemäßen, lastabhängig arbeitenden Ausgangsdruckregelung für die Hauptpumpe des Druckversorgungsaggregats und Funktions-Steuerventilen zur zeitweisen Abschaltung der Druckregelung und Begrenzung des Pumpen-Ausgangsdruckes unter Mitwirkung der Druck-Regeleinrichtung,
    Fig. 4a und b
    im Rahmen der Druckregeleinrichtung einsetzbare Gestaltungs-Varianten von Funktionssteuerventilen und
    Fig. 5
    ein weiteres Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Regelungseinrichtung, bei dem als druckgesteuertes Ventil ein Volumenstrom-Regelventil ausgenutzt ist, mittels dessen die Verstellpumpe auf - im wesentlichen - konstanten Betrag ihres Ausgangs-Volumenstromes regelbar ist, in einer den Fig. 1 und 4 entsprechenden Darstellung.
  • Das in der Fig. 1 dargestellte, insgesamt mit 10 bezeichnete Druckversorgungsaggregat ist für eine Anwendung bei hydraulischen Verbrauchern gedacht, bei denen z.B. als Linearzylinder ausgebildete Hydromotore Hinund Her-Bewegungen ausführen, die mit möglichst konstanter Hub-Geschwindigkeit erfolgen sollen, wobei beim Anfahren solcher Antriebszylinder und/oder bei der Umkehrung der Bewegungsrichtung als schnelle Druckanstiege auftretende Druckstöße ihrer Kolben - bei Bedarf - gedämpft werden können sollen, um Verschleiß und/oder Geräuschentwicklung zu reduzieren. Diese Anforderungen sind typisch für Dickstoffpumpen allgemein, insbesondere Betonpumpen, deren Antriebszylinder mit hohen Drücken von bis zu 400 bar betrieben werden.
  • Zentrales Funktionselement des Druckversorgungsaggregats 10 ist eine auf konstantem Ausgangsdruck, oder auch auf Konstanz des Druckmittel-Ausgangs-Volumenstromes regelbare Verstellpumpe 11, die zum Zweck der Erläuterung als rotatorisch antreibbare SchwenkscheibenAxialkolbenpumpe vorausgesetzt ist, deren auf eine Umdrehung ihres - nicht dargestellten - Zylinderblocks bezogene Fördermenge durch Veränderung des Anstellwinkels ihrer durch den Pfeil 12 der Fig. 1 repräsentierten Schwenkscheibe gegenüber der Richtung der zentralen Achsen der Axialkolbenpumpenelemente zwischen Null und einem Maximalwert Qmax stufenlos veränderbar ist, wobei die dem Fördervolumen Null entsprechende, gestrichelt eingezeichnete Position der Schwenkscheibe 12 diejenige ist, in der ihre Ebene rechtwinklig zu den zentralen Achsen der - nicht dargestellten - Axialkolbenpumpenelemente der Pumpe 11 verläuft.
  • Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist zur diesbezüglichen Verstellung der Schwenkscheibe 12 als Stell-antrieb 13 ein linearer Differentialzylinder vorgesehen, mit dessen Kolben 14 die Schwenkscheibe 12 über die einseitig aus dem Gehäuse des Differentialzylinders austretende Kolbenstange 16 bewegungsgekoppelt ist. Die Anordnung dieses Stellantriebs 13 ist so getroffen, daß mit der bodennahen Position seines Kolbens 14 die maximalem Fördervolumen der Pumpe 11 entsprechende Stellung ihrer Schwenkscheibe 12 verknüpft ist, und daß der am weitesten aus dem Gehäuse des Differentialzylinders 13 herausragenden Stellung seiner Kolbenstange 16, die dem Fördervolumen Null der Pumpe zugeordnete Schwenkscheiben-Postion entspricht. Durch eine die Kolbenstange koaxial umgebende Wendelfeder 17 des Differentialzylinders 13 wird dessen Kolben in seine bodennahe Endstellung gedrängt, so daß die Pumpe 11 beim Anlaufen zunächst auf maximale Fördermenge eingestellt ist. Die von der Wendelfeder 17 in den verschiedenen möglichen Positionen des Kolbens 14 entfalteten Rückstellkräfte werden gegenüber den durch Druckbeaufschlagung der bodenseitigen Antriebskammer 18 und/oder Druckbeaufschlagung der stangenseitigen Antriebskammer 19 des Differentialzylinders 13 erzeugbaren, auf den Kolben 14 wirkenden Kräften als vernachlässigbar angesehen.
  • Im Rahmen einer insgesamt mit 20 bezeichneten Einrichtung zur Regelung des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe 11 ist ein z.B. als Proportionalventil ausgebildetes Druck-Regelventil 21 vorgesehen, für das in der Fig. 2a, auf die ergänzend Bezug genommen sei, Einzelheiten seiner konstruktiven Gestaltung dargestellt sind.
  • Dieses Druck-Regelventil 21 ist als druckgesteuertes Schieberventil ausgebildet, das seiner Funktion nach ein 3/2-Wege-Ventil ist, mit einer federzentrierten Grundstellung 0, in welcher die bodenseitige Antriebskammer 18 des Stellantriebs-Zylinders 13 mit dem drucklosen d.h. auf Atmosphärendruck befindlichen Vorratsbehälter 23 verbunden und gegen den Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 abgesperrt ist, und mit einer zur Grundstellung 0 alternativen Funktionsstellung I, in welcher die bodenseitige Antriebskammer 18 des Differentialzylinders 13 gegen den Vorratsbehälter 23 des Druckversorgungsaggregats 10 abgesperrt und dafür über einen Durchflußpfad 26 des Druckregelventils 21 mit dem Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 verbunden ist, an den permanent auch die stangenseitige Antriebskammer 19 des als Stellantrieb vorgesehenen Differentialzylinders 13 angeschlossen ist.
  • Das Druckregelventil 21 hat eine erste Steuerkammer 27, die ebenfalls permanent mit dem Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 verbunden ist. Durch Druckbeaufschlagung dieser Steuerkammer 27 mit dem Ausgangsdruck der Verstellpumpe 11 wird auf den in der Fig. 1 durch das 3/2-Wege-Schaltsymbol repräsentierten Ventilkolben 28 eine diesen in seine Funktionsstellung I drängende Steuerkraft KI ausgeübt, deren Betrag im wesentlichen durch das Produkt PA(t) · f gegeben ist, wobei mit PA(t) der Momentanwert des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe 11 bezeichnet ist und mit f die Querschnittsfläche des die einseitige axial bewegliche Begrenzung der ersten Steuerkammer 27 bildenden Kolben-Endflansches 29 des Ventilkolbens 28 bezeichnet ist.
  • Das Druckregelventil 21 hat weiter eine zweite Steuerkammer 31, durch deren Druckbeaufschlagung eine mit der durch die Ventilfeder 32 des Druckregelventils 21 permanent ausgeübten Rückstellkraft gleichsinnig gerichtete und sich zu dieser addierende Zusatz-Rückstellkraft K₀ auf den Ventilkolben 28 ausübbar ist, durch die dieser zu seiner der Funktionsstellung 0 des Druckregelventils 21 entsprechenden Endstellung hin gedrängt wird.
  • Der Betrag dieser Kraft K₀ ist durch das Produkt Pa(t) · f gegeben, wobei mit Pa(t) der Momentanwert des in die zweite Steuerkammer 31 eingekoppelten Druckes und mit f wiederum die Querschnittsfläche eines die einseitige axial bewegliche Begrenzung der zweiten Steuerkammer 31 bildenden Steuerkolbenelements 33 bezeichnet ist, dessen wirksame Querschnittsfläche f gleich derjenigen des Kolben-Endflansches 29 vorausgesetzt ist, der die axial bewegliche Begrenzung der ersten Steuerkammer 27 bildet.
  • Im Rahmen der Druck-Regeleinrichtung 20 ist weiter ein Druckspeicher 34 vorgesehen, der mittels der Verstellpumpe 11 über ein Volumenstromverstellorgan, z.B. eine Einstelldrossel 36 auf einen Druck aufladbar ist, dessen Maximalwert Pamax durch einen beim dargestellten, speziellen Ausführungsbeispiel zwischen die Einstelldrossel 36 und den Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 geschalteten Druckminderer bzw. -Begrenzer 37 einstellbar vorgegeben ist.
  • Der an einer Mittelanzapfung 38 zwischen der Einstelldrossel 36 und dem Druckspeicher 34 anstehende Druck Pa(t) ist über eine Steuerleitung 39 in die zweite Steuerkammer 31 des Druckregelventils 21 angekoppelt.
  • Zwischen die Mittelanzapfung 38 und den Druckspeicher 34 ist ein zyklisch ansteuerbares, als 3/2 Wege-Ventil ausgebildetes Verzögerungs-Steuerventil 41 geschaltet, das eine federzentrierte Grundstellung 0 hat, in welcher der Druckspeicher 34 über einen in dieser Grundstellung 0 offenen Durchflußpfad 42 mit der Mittelanzapfung 38 und damit über die Einstelldrossel 36 und den Druckminderer 37 mit dem Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 verbunden ist, sowie eine dazu alternative Funktionsstellung I, in welcher der Druckspeicher 34 gegen die Mittelanzapfung 38 abgesperrt, dafür jedoch über einen in der Funktionsstellung I offenen Durchflußpfad 43 mit dem drucklosen Vorratsbehälter 23 des Druckversorgungsaggregats 10 verbunden ist.
  • "Zyklisch ansteuerbar" bedeutet hierbei, daß das Verzögerungs-Steuerventil 41 in einer mit den verschiedenen Betriebsphasen des an das Druckversorgungsaggregat 10 angeschlossenen Verbrauchers in geeigneter Weise synchronisierten Folge zwischen seinen beiden Funktionsstellungen 0 und I umgeschaltet wird, um dadurch erwünscht niedrige oder hohe Druckanstiegsraten am Druckausgang 24 der Verstellpumpe 11 einstellen zu können, die für den Betrieb des Verbrauchers günstig sind.
  • Bei dem in der Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Verzögerungs-Steuerventil 41 als druckgesteuertes Ventil ausgebildet, das für die Dauer eines in seine Steuerkammer 44 eingekoppelten Druckimpulses in seine den Speicher 34 mit dem Vorratsbehälter 23 verbindende Funktionsstellung I geschaltet wird, wobei dieser Druckimpuls von einem als Einweg- oder Rückschlagventil ausgebildeten, hydraulischen End-Stellungsgeber 46 erzeugt wird und einsetzt, wenn der Antriebskolben 47 eines hydraulischen Antriebszylinders 48 des Verbrauchers, z.B. einer im übrigen nicht dargestellten Zwei-ZylinderDickstoffpumpe mit Rohrweichen-Umschaltung, in unmittelbare Nähe seiner dargestellten Endstellung gelangt, in welcher der Förderhub des mit diesem Antriebszylinder 48 angetriebenen Förderzylinders der Dickstoffpumpe abgeschlossen ist, und wieder abfällt, wenn nach einer Umschaltung der Druckbeaufschlagung des Antriebszylinders 48 von bodenseitiger auf stangenseitige Druckbeaufschlagung d.h. Umschaltung des von diesem Antriebszylinder 48 angetriebenen Förderzylinders auf Beschickungsbetrieb, der Antriebskolben 47 aus seiner dargestellten Endstellung wieder zurückgeschoben wird und dadurch der Steuereingang 49 und der Referenzeingang 51 des hydraulischen Endstellungsgebers 46 wieder auf gleiches Druckniveau gelangen, das im stangenseitigen Antriebsdruckraum 52 des Antriebszylinders 48 vorliegt, dessen Kolben 47 sich bei druckentlastetem, bodenseitigem Antriebsdruckraum 53 in Richtung auf seine bodenseitige Endstellung zubewegt, zu deren Erfassung ein weiterer Endstellungsgeber vorgesehen sein kann, der bei Erreichen dieser Endstellung ebenfalls ein Druck-Ausgangssignal erzeugt, mittels dessen das Verzögerungs-Steuerventil 41 auf analoge Weise ansteuerbar ist.
  • Das insoweit seinem Aufbau nach erläuterte Druckversorgungsaggregat 10 arbeitet in typischen Betriebssituationen eines in der Fig. 1 durch einen zwischen den Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 und den Vorratsbehälter 23 des Druckversorgungsaggregats 10 geschalteten Strömungswiderstand 54 repräsentierten Verbrauchers, z.B. wie folgt:
    • I. Anfahrbetrieb
  • Als Ausgangssituation, in der durch Einschalten der Verstellpumpe 11 das Druckversorgungsaggregat 10 und der an dieses angeschlossene Verbraucher in Betrieb genommen wird, sei angenommen, daß der Druckminderer 37 auf einen definierten oberen Druck-Grenzwert Pamax von z.B. 200 bar eingestellt ist, der Druckspeicher 34 auf einen Minimaldruck, z.B. vollständig entladen ist und die Einstelldrossel 36 auf einen Strömungswiderstand eingestellt ist, der in Kombination mit der für den Druckspeicher 34 vorgesehenen Auslegung desselben eine erwünschte Verzögerungszeit τ ergibt, mit welcher der an der Mittelanzapfung 38 zwischen der Einstelldrossel 36 und dem Druckspeicher 34 sich einstellende Druck Pa(t), der über die Steuerleitung 39 in die zweite Steuerkammer 31 des Druckregelventils 21 eingekoppelt wird, dem sich nach dem Einschalten der Verstellpumpe an deren Hochdruckausgang 34 entwickelnden Ausgangsdruck PA(t) zeitlich nacheilt. Desweiteren ist vorausgesetzt, daß der/die Förderzylinder einer als Verbraucher angenommenen Dickstoffpumpe befüllt sind, so daß beim Anfahren der Pumpe die durch das Fördergut bedingten Trägheits- und Reibungskräfte wirksam sind. Das Druckregelventil 21 befindet sich - bei druckentlasteten Steuerkammern 27 und 31 - durch die Vorspannung der Ventilfeder 32 - in seiner Grundstellung 0, wobei diese Ventilfeder 32 so ausgelegt bzw. ihre Vorspannung so eingestellt ist, daß diese einem Steuerdruck von z.B. 20 bar äquivalent ist, d.h. einem kleinen Bruchteil von etwa 1/20 bis 1/10 des maximalen Ausgangsdruckes PA der Verstellpumpe 11 entspricht. Über den in der Grundstellung 0 des Druck-Regelventils 21 freigegebenen Durchflußpfad 56 ist die bodenseitige Antriebskammer 18 des Stellantriebes 13 druckentlastet, so daß die Verstellpumpe 11 durch die Wirkung der Rückholfeder 17 des Stellantriebes 13 auf einen Betrieb mit maximalem Volumenstrom vorbereitet ist.
  • Wird in dieser Ausgangssituation die Verstellpumpe 11, z.B. Zeitpunkt t₀ eingeschaltet, so ergibt sich, da die Pumpe 11 mit maximalem Volumenstrom arbeitet, der Ausgangsdruck aber zunächst nicht ausreicht, um die Pumpen-Antriebszylinder 48 zum Anlaufen zu bringen, ein sehr schneller Druckanstieg, der in dem Diagramm der Fig. 3 durch den ersten, steil ansteigenden Ast 57 der insgesamt mit 58 bezeichneten PA(t)-Verlaufskurve wiedergegeben ist, welche qualitativ den Zeitverlauf des Druckes PA(t) am Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 repräsentiert. Dieser Druckanstieg ist von einem "langsameren" Druckanstieg des an der Mittelanzapfung 38 des durch die Einstelldrossel 36 und den Druckspelcher 34 gebildeten Zeitverzögerungsgliedes abgreifbaren Druckes Pa(t) begleitet, dessen Zeitverlauf in dem Diagramm der Fig. 3 qualitativ durch die Pa(t)-Verlaufskurve 59 wiedergegeben ist.
  • Sobald im Zeitpunkt t₁ die Differenz zwischen dem am Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe abgegebenen Ausgangsdruck PA(t), der in die erste Steuerkammer 27 des Druckregelventils 21 eingekoppelt ist, und dem diesem gegenüber langsamer ansteigenden, an der Mittelanzapfung 38 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 abgegriffenen, in die zweite Steuerkammer 31 des Druckregelventils 21 eingekoppelten Druck Pa(t) denjenigen Wert erreicht, dem die Vorspannung der Ventilfeder 32 des Druckregelventils 21 äquivalent ist, wird dieses in seine Funktionsstelle I gedrängt, in welcher über den Durchflußpfad 26 der Ausgangsdruck Pa(t) der Verstellpumpe 11 in die bodenseitige Antriebskammer 18 des Stellantriebes 13 eingekoppelt wird und dieser dadurch im Sinne einer Verstellung der Pumpe 11 auf einen verminderten Volumenstrom angesteuert.
  • Durch die ab dem Zeitpunkt t₁ wirksam werdende Regelung wird in deren "eingeschwungenem" - stationärem - Zustand die zeitliche Anstiegsrate ΔPA(t)/Δt, d.h. die Steigung der PA(t)-Verlaufskurve 58 für die auf den Zeitpunkt t₁ folgende Zeitspanne auf einen Wert erniedrigt, der höchstens der Anstiegsrate ΔPa(t)/Δt der Pa(t)-Verlaufskurve 59 in deren Anfangs-Bereich 61 zwischen den Zeitpunkten t₀ und t₁ entspricht und damit deutlich niedriger ist als die Druck-Anstiegsrate des Ausgangsdruckes PA(t) der Verstellpumpe 11 unmittelbar nach dem Anlaufen desselben, d.h. in dem durch den ersten ansteigenden Ast 57 der PA(t)-Verlaufskurve repräsentierten Bereich zwischen den Zeitpunkten t₀ und t₁, wobei der Ausgangsdruck PA(t) der Verstellpumpe 11 stets um die der Vorspannung der Ventilfeder 32 des Druckregelventils 21 entsprechende Druckdifferenz von z.B. 20 bar größer ist als der an der Abgriffstelle 38 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 abgreifbare Druck, der dem Druck entspricht, auf den der Druckspeicher 34 im jeweiligen Zeitpunkt aufgeladen ist.
  • Durch zweckentsprechende Auslegung des Druckspeichers 34 und Einstellung des Strömungswiderstandes der Einstelldrossel 36 kann somit auf einfache Weise ein erwünscht "sanftes" Anfahren des mittels des Druckversorgungsaggregats 10 gespeisten hydraulischen Verbrauchers erzielt werden.
    • II. Periodischer Betrieb des Verbrauchers
  • Durch die jeweils in den Endstellungen des Kolbens 47 des Antriebszylinders 48 durch ein Druckimpuls-Ausgangssignal des jeweiligen hydraulischen Endstellungsgebers 46 ausgelöste Umschaltung des Verzögerungs-Steuerventils 41 und die damit verknüpfte Entladung des Druckspeichers 34 werden unmittelbar vor Umkehrung der Bewegungsrichtung des Kolbens 47 des Antriebszylinders 48 jeweils im wesentlichen dieselben Bedingungen erzielt, wie in dem vorstehend geschilderten Anfahrbetrieb. Während hierbei der Druckspeicher entladen wird, ist die ein sanftes Anfahren der Verstellpumpe 11 vermittelnde Regeleinrichtung 20 unwirksam. Diese Zeitspanne kann z.B. bei einer Zweizylinder-Dickstoffpumpe mit Rohrweichen-Umschaltung zur Antriebs-Steuerung eines Antriebszylinders für die Rohrweiche ausgenutzt werden, da dieser Umschalt-Vorgang sehr schnell erfolgen sollte und daher eine Verzögerung eines solchen Umschalt-Vorganges, auch im Sinne eines sanften Anfahrens, nicht nowendig ist.
    • III. Blockierende Last
  • Tritt während eines stationären Betriebszustandes des Druckversorgungsaggregates 10, d.h. in einer Betriebsphase der Last 54, in der der Ausgangsdruck der Verstellpumpe 11 konstant ist, desgleichen ihr Ausgangsvolumenstrom und der Druck, auf den der Druckspeicher 34 aufgeladen ist, dem Ausgangsdruck der Verstellpumpe 11 entspricht, eine plötzliche Lasterhöhung auf, z.B. durch Blockieren der Dickstoffpumpe oder eines ihrer Antriebszylinder, so führt auch dies, weil hierauf der Druck am Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 schneller ansteigt als an der Mittelanzapfung 38 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34, zu einem Ansprechen des Druckregelventils 21 und einer Reduzierung des Fördervolumens der Verstellpumpe 11, deren Ausgangsdruck jetzt analog zur Anfahrsituation "langsam" geregelt ansteigt, bis der obere Grenzwert desselben erreicht ist, der um die der Vorspannung der Ventilfeder 32 äquivalente Druckdifferenz höher ist als der Grenzwert Pamax, auf den der Druckminderer 37 eingestellt ist.
  • Zur Erläuterung weiterer Ausgestaltungen des Druckversorgungsaggregates 10, die in Kombination mit der Druck-Regeleinrichtung 20 für einen vielseitigen Einsatz des Druckversorgungsaggregates 10 zweckmäßig sind, sei nunmehr auf die Fig. 4 bezug genommen.
  • Soweit Bau- und Funktionselemente der in den Fig. 1 und 4 dargestellten Druckversorgungsaggregate 10 und 10' mit denselben Bezugszeichen belegt sind, soll dies den Hinweis auf Bau- und Funktionsgleichheit oder -analogie dieser Elemente und bezüglich des in der Fig. 4 dargestellten Ausführungsbeispiels den Verweis auf die anhand der Fig. 1 gegebene Beschreibung solchermaßen bezeichneter Elemente beinhalten.
  • Bei dem Druckversorgungsaggregat 10' gemäß Fig. 4 ist im Rahmen der Druck-Regeleinrichtung 20' zusätzlich ein Volumenstrom-Regelventil 61 vorgesehen, mittels dessen der Ausgangs-Volumenstrom der Verstellpumpe 11 auf einen für den Betrieb des Verbrauchers 54 erforderlichen - im wesentlichen konstanten - Betrag regelbar ist, der durch Einstellung eines Sollwert-Einstellelements 62 vorgebbar ist.
  • Das Sollwert-Einstellelement 62 ist als Einstelldrossel ausgebildet, die zwischen den Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 und den an das Druckversorgungsaggregat 10' angeschlossenen Verbraucher 54 geschaltet ist. Die im Betrieb des Verbrauchers 54 zwischen dessen Betriebsdruck-Versorgungsanschluß 63 und dem Hochdruck-Ausgang 24 der Verstellpumpe 11 auftretende Druckdifferenz ist dann ein exaktes Maß für den durch die Einstelldrossel 62 gedrängten Volumenstrom, der durch Erfassung dieser Druckdifferenz sensiert wird.
  • Das Volumenstrom-Regelventil 61 ist in baulicher Analogie zu dem Druck-Regelventil 21 als druckgesteuertes 3/2-Wege-Proportionalventil ausgebildet, das eine erste Steuerkammer 64 und eine zweite Steuerkammer 66 hat durch deren Druckbeaufschlagung einander entgegengesetzt gerichtete Steuer- und Rückstellkräfte auf den durch das 3/2-Wege-Ventilsymbol 67 repräsentierten Ventilkolben ausübbar sind, wobei diese Steuerkammern 64 und 66 wiederum so ausgelegt sind, daß bei einer Beaufschlagung der beiden Steuerkammern mit gleichen Drücken die hieraus auf den Ventilkolben 67 resultierenden Kräfte ausgeglichen wären.
  • Die erste Steuerkammer 64 des Volumenstrom-Regelventils 61 ist über eine Steuerleitung 68 an den Hochdruck-Ausgang 24 der Verstellpumpe 11 angeschlossen. Die zweite Steuerkammer 66 des Volumenstrom-Regelventils 61 ist über eine weitere Steuerleitung 69 mit dem Versorgungsanschluß 63 des Verbrauchers 54 verbunden.
  • Durch eine Ventilfeder 71, deren Vorspannung einstellbar ist sowie durch Druckbeaufschlagung der zweiten Steuerkammer 66 des Volumenstrom-Regelventils 61 wird dieses in seine Grundstellung 0 gedrängt, während die aus einer Druckbeaufschlagung der ersten Steuerkammer 64 mit dem hohen Ausgangsdruck PA(t) der Verstellpumpe 11 resultierende Stellkraft den Ventilkolben 67 des Volumenstrom-Regelventils 61 in dessen Funktionsstellung I drängt.
  • Das Volumenstrom-Regelventil 61 hat einen in seiner Grundstellung 0 offenen Durchflußpfad 72, über den, wenn sich gleichzeitig das Druck-Regelventil 21 in seiner Grundstellung 0 befindet, die bodenseitige Antriebskammer 18 des Stellantriebszylinders 13 mit dem drucklosen Vorratsbehälter 23 des Druckversorgungsaggregats verbunden ist, sowie einen in seiner Funktionsstellung I freigegebenen Durchflußpfad 73, über den, ebenfalls wenn sich das Druckregelventil 21 in seiner Grundstellung 0 befindet, der am Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 abgegebene Ausgangsdruck derselben in die bodenseitige Antriebskammer 18 des Stellzylinders 13 einkoppelbar ist, durch den dieser im Sinne einer Reduzierung des Fördervolumens der Verstellpumpe 11 angetrieben wird.
  • Wann immer die über dem Sollwert-Vorgabeelement 62 auftretende Druckdifferenz größer wird, als ein durch die Vorspannung der Ventilfeder 71 des Volumenstrom-Regel-ventils 61 vorgegebener Wert, wird der Ausgangs-Volumenstrom der Verstellpumpe 11 reduziert und, falls diese Druckdifferenz kleiner wird als der durch die Vorspannung der Ventilfeder 71 bestimmte Betrag, der einen typischen Wert um 20 bar hat, wieder erhöht.
  • Um die einen sehr schnellen Druckaufbau am Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 gleichsam dämpfende Wirkung des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 zeitweise ausschalten zu können, z.B., um einen weiteren, nicht eigens dargestellten, hydraulischen Verbraucher ohne Zeitverzögerung ansteuern zu können, ist beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 4 ein Funktions-Steuerventil 74 vorgesehen, das zwischen den Druckminderer 37 und das Zeitverzögerungsglied 36,34 geschaltet ist.
  • Dieses Funktionssteuerventil 74 ist als 3/2-Wegeventil ausgebildet, das eine federzentrierte Grundstellung 0 hat, in welcher der Druckausgang 76 des Druckminderers 37 über einen Durchflußpfad 77 des Funktionssteuerventils 74 mit der Einstelldrossel 36 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 verbunden ist, jedoch gegen einen zweiten Ausgangsanschluß 78 des Funktionssteuerventils 74 abgesperrt ist, der über eine Bypassleitung 79 mit der Steuerleitung 39 verbunden ist, über die die Druckeinkopplung in die zweite Steuerkammer 31 des Druck-Regelventils 21 erfolgt. Dieses Funktionssteuerventil 74 ist hydraulisch und/oder elektrisch in eine Funktionsstellung I umschaltbar, in welcher der Druckausgang 76 des Druckminderers 37 gegen die Einstelldrossel 36 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 abgesperrt, dafür jedoch mit der Bypassleitung 79 verbunden ist. Zwischen die Mittelanzapfung 38 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 und die Bypassleitung 79 bzw. die zur zweiten Steuerkammer 31 des Druckregelventils 21 weiterführende Steuerleitung 39 ist ein Rückschlagventil 81 geschaltet, das durch relativ höheren Druck in der Bypassleitung 79 bzw. der Steuerleitung 39 als an der Mittelanzapfung 38 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 in seiner Sperrstellung gehalten und durch relativ höheren Druck an der Mittelanzapfung 38 als in der Steuerleitung 39 in Öffnungsrichtung beaufschlagt ist. Dieses Rückschlagventil 81 verhindert, daß in der Funktionsstellung I des Funktionssteuerventils 74 Druckmittel vom Speicher 34 aufgenommen werden kann, und bewirkt, daß das Druckmittel "direkt" zu der zweiten Steuerkammer 31 des Druckregelventils 21 geleitet wird, um dieses sicher in seiner Grundstellung 0 zu halten, in welcher die bodenseitige Antriebskammer 18 des Stellzylinders 13 druckentlastet und dadurch die Verstellpumpe 11 auf maximales Fördervolumen eingestellt ist.
  • Desweiteren ist im Rahmen der Druck-Regeleinrichtung 20' gemäß Fig. 4 ein als 3/2-Wege-Magnetventil dargestelltes Entlastungsventil 82 vorgesehen, das eine federzentrierte Grundstellung 0 hat, in welcher in die zweite Steuerkammer 31 des Druckregelventils 21, entweder über das Rückschlagventil 81 oder direkt Steuerdruck einkoppelbar ist und als dazu alternative, bei Ansteuerung seines Steuermagneten 83 mit einem Steuersignal eingenommene Funktionsstellung I eine Durchflußstellung hat, in welcher die Steuerkammer 31 des Druckregelventils 21 mit dem - drucklosen - Vorratsbehälter 23 des Druckversorgungsaggregats 10' verbunden, gegen die an das Rückschlagventil 81 oder unmittelbar an die Mittelanzapfung 38 des Zeitverzögerungsgliedes 36,34 angeschlossene Steuerleitung 39 jedoch abgesperrt ist.
  • In dieser erregten Stellung I des Entlastungsventils 82 ist der Ausgangsdruck der Verstellpumpe 11 praktisch auf denjenigen - niedrigen - Wert begrenzt, dem die gegebenenfalls einstellbare Vorspannung der Ventilfeder 32 des Druck-Regelventils 21 äquivalent ist.
  • Das Entlastungsventil 82 ist insbesondere dafür geeignet, das Druckversorgungsaggregat 10' bei einem Blockieren des Verbrauchers gegen Überlastung zu schützen.
  • Anstelle der beiden 3/2-Wegeventile 74 und 82, die beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 4 als Funktionssteuerventil und als Entlastungsventil vorgesehen sind, kann, wie in den Schaltungsvarianten gemäß den Fig. 4a und 4b dargestellt, jeweils ein einziges 4/3-Wege-Ventil 84 (Fig. 4a) oder 84' (Fig. 4b) im Rahmen der Regeleinrichtung 20' wie ansonsten in der Fig. 4 dargestellt, eingesetzt werden.
  • Das 4/3-Wege-Ventil 84 gemäß Fig. 4a ist als ausschließlich elektrisch ansteuerbares Magnetventil ausgebildet, das durch Steuersignale unterschiedlicher Steuerstromstärken I₁ von z.B. 3A und I₂ von z.B. 6A aus seiner federzentrierten Grundstellung 0, in welcher die Anstiegs-Verzögerungsregelung des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe 11 wirksam ist, in eine Funktionsstellung I umschaltbar ist, in welcher diese Regelung gleichsam ausgeschaltet ist, sowie in eine Funktionsstellung II in welcher die zur zweiten Steuerkammer 31 des Druck-Regelventils 21 führende Steuerleitung 39 an den Vorratsbehälter 23 angeschlossen und dadurch im Ergebnis eine Begrenzung des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe 11 auf niedrigem, der Vorspannung der Ventilfeder 32 des Druckregelventils 21 äquivalentem Niveau von z.B. 20 bar erfolgt.
  • Während bei dem 4/3-Wege-Ventil 84 gemäß Fig. 4a nur eine Ventilfeder 86 vorgesehen ist, gegen deren zunehmende Rückstellkraft das Ventil 84 in seine Funktionsstellung I und II gesteuert werden muß, wobei die Grundstellung 0 dieses Ventils eine "Randstellung" ist, sind beim 4/3-Wege-Ventil 84' gemäß Fig. 4b zwei entgegengesetzt wirkende Ventilfedern 86' und 86'' vorgesehen, die den Ventilkolben dieses 4/3-Wege-Ventils 84' in einer Mittelstellung zentrieren, die hier als Grundstellung 0 vorgesehen ist. Demgemäß sind auch zwei Steuermagnete 87 und 88 vorgesehen, durch deren alternative Ansteuerung das 4/3-Wege-Magnetventil 84' in seine Funktionsstellung I bzw. II steuerbar ist, die funktionell den entsprechend bezeichneten Funktionsstellungen I und II des Magnetventils 84 gemäß Fig. 4a entsprechen. Im Unterschied zu diesem kann das 4/3-Wegeventil 84' gemäß Fig. 4b "direkt" aus seiner Grundstellung 0 in die Funktionsstellung II umgeschaltet werden, ohne daß hierbei die Funktionsstellung I "überfahren" werden muß. Alternativ oder zusätzlich zu dem Steuermagneten 87, durch dessen Erregen das 4/3-Wege-Ventil 84' gemäß Fig. 4b in seine Funktionsstellung I schaltbar ist, kann hierzu auch eine hydraulische Ansteuerung vorgesehen sein, wie durch eine Steuerkammer 89 veranschaulicht, durch deren beispielsweise gleichzeitig mit der hydraulischen Ansteuerung des Verzögerungs-Steuerventils 41 erfolgende Druckbeaufschlagung das 4/3-Wegeventil 84' in seine Funktionsstellung I umschaltbar ist.
  • Soweit im übrigen in den Fig. 4a und 4b dargestellte Bau- und Funktionselemente mit denselben Bezugszeichen belegt sind, wie anhand der Fig. 1 und 4 erläuterte Elemente dieser Fig. soll dies mit Bezug auf die Fig. 4a und 4b den Hinweis auf die Bau- und Funktionsgleichheit bzw. -analogie der identisch bezeichneten Elemente und auch den Verweis auf deren anhand der Fig. 1 und 4 gegebene Erläuterung bedeuten.
  • Anhand der Fig. 2b sei noch auf eine spezielle Gestaltung eines im Rahmen der Druck-Regeleinrichtungen 20 bzw. 20' einsetzbaren Druck-Regelventils 21 eingegangen, bei dem die Vorspannung der Ventilfeder 32, durch deren Vorspannung der Minimalwert des Ausgangsdruckes der Verstellpumpe 11 bestimmt ist, einstellbar ist.
  • Die Ventilfeder 32, die den lediglich schematisch durch das 3/2-Wege-Ventilsymbol angedeuteten Ventilkolben 28 in die Grundstellung 0 das Druck-Regelventils 21 drängt, ist, gesehen entlang der zentralen Längsachse 91 des Druck-Regelventils 21, zwischen einem ersten Stützteller 92, der axial an einem stößelförmigen Fortsatz 93 des Ventilkolbens 28 angreift und einem zweiten Stützteller 94 axial eingespannt, der an seiner der Ventilfeder 32 abgewandten Seite einen Steuerkolben-Fortsatz 96 hat, mit dem er in einer axialen Bohrung 97 eines in das Ventilgehäuse 98 einschraubbaren Steuergehäuseteils 99 druckdicht verschiebbar geführt ist.
  • Innerhalb dieser axialen Bohrung 97 ist ein Steuerkolbenelement 101 durckdicht verschiebbar geführt, das sich mit einem schlanken, stößelförmigen Fortsatz 102, dessen Durchmesser kleiner ist als der Durchmesser der axialen Steuergehäusebohrung 97, an dem Steuerkolbenfortsatz 96 des zweiten Feder-Stütztellers 94 axial abstützt. Durch den sich zwischen dem Steuerkolben-Fortsatz 96 des zweiten Stütztellers 94 und dem Dichtflansch 103 des Steuerkolbenelements 101 in axialer Richtung erstreckenden Raum 104 ist die zweite Steuerkammer 31 axial gebildet. Die Vorspannung der Ventilfeder 32 ist mittels einer Stellschraube 106 einstellbar, die in einem Gewindeabschnitt 107 des Steuergehäuseteils 99 schraubbar geführt ist und sich ihrerseits über einen axialen, stößelförmigen Fortsatz 108 an dem Steuerkolbenelement 101 abstützt.
  • Die axialen Führungslängen des Steuerkolben-Fortsatzes 96, des Steuerkolbenelements 101 sowie des Gewindeabschnittes 107 und die Anordnung des Steuerkammer-Anschlußkanals 109, an den die Steuerleitung 39 angeschlossen ist, sind derart aufeinander abgestimmt, daß innerhalb der möglichen Hübe der verschiebbaren Elemente der Steuerkammer-Anschlußkanal stets in die Steuerkammer 31 mündet und eine weitestmögliche Variation der Federspannung ausnutzbar ist.
  • Zur Erläuterung eines weiteren Ausführungsbeispiels, das baulich und funktionell weitgehend dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 4 entspricht, sei nunmehr auf die Fig. 5 Bezug genommen.
  • Soweit in der Fig. 5 Bau- und Funktionselemente des dort dargestellten Druckversorgungsaggregats 10'' mit denselben Bezugszeichen belegt sind wie Bau- und Funktionselemente des Druckversorgungsaggregats 10' gemäß Fig. 4 soll dies den Hinweis auf die Bau- und Funktionsanalogie solcher Elemente sowie auch den Verweis auf deren anhand der Fig. 4 gegebene Beschreibung beinhalten. Die Erläuterung des Druckversorgungsaggregats 10'' und seiner Druck-Regelungseinrichtung 20'' kann daher auf die Erläuterung der gegenüber dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 4 bestehenden Unterschiede beschränkt werden. Es sind dies die folgenden:
  • Der in das durch die Einstelldrossel 36 und den Druckspeicher 34 in Kombination mit dem ZeitverzögerungsSteuerventil 44 gebildete Zeitverzögerungsglied eingekoppelte Druck wird an dem Betriebsdruck-Versorgungsanschluß 63, der die Mittelanzapfung zwischen dem Verbraucher 54 und dem zwischen diesen und den Hochdruckausgang 24 der Verstellpumpe 11 als Sollwert-Einstellelement 62 geschalteten Einstelldrossel abgegriffen, die als Volumenstrom-Sensor für die Stromregelung mittels des Volumenstrom-Regelventils 61 vorgesehen ist, das beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 5 zur Druckregelung, z.B. im Anfahrbetrieb der Verstellpumpe 11 ausgenutzt wird. Dementsprechend wird der an der Mittelanzapfung 38 zwischen der Einstelldrossel 36 und dem Druckspeicher 34 anstehende Druck Pa(t) über die Steuerleitung 39 in die zweite Steuerkammer 66 des Volumenstrom-Regelventils 61 eingekoppelt, so daß die Rückstellkraft, die der aus einer Druckbeaufschlagung der ersten Steuerkammer 64 des Volumenstrom-Regelventils mit dem hohen Ausgangsdruck PA(t) der Verstellpumpe resultierenden, den Ventilkolben 67 des Volumenstrom-Regelventils 61 in dessen Funktionsstellung I drängenden Stellkraft entgegenwirkt, der Summe der durch die Rückstellfeder 71 entfalteten Rückstellkraft und der durch die Druckbeaufschlagung der zweiten Steuerkammer 66 mit dem Ausgangsdruck Pa(t), der dem Ausgangsdruck PA(t) zeitlich nacheilt, resultierenden Rückstellkraft entspricht.
  • Bei dem Druckregelventil 21 ist als dieses in seine Grundstellung 0 drängendes Rückstellelement lediglich die Ventilfeder 32 vorgesehen, deren Vorspannung einstellbar ist. In einer typischen Auslegung des Druckregelventils 21 ist die Vorspannung seiner Ventilfeder 32 auf Werte einstellbar, die Drücken zwischen 50 bar und 400 bar äquivalent sind, während in einer typischen Auslegung des Volumenstrom-Regelventils 61 die Vorspannung seiner Ventilfeder 71 auf Werte einstellbar ist, die Drücken zwischen 10 bar und 30 bar äquivalent sind. Die Funktion des Druckversorgungsaggregats 10'' gemäß Fig. 5 ist derjenigen der Druckversorgungsaggregate 10 und 10' gemäß den Fig. 1 und 4 hinsichtlich des Anfahrbetriebes, des periodischen Betriebes des Verbrauchers sowie des Verhaltens bei blockierender Last völlig äquivalent.
  • Bei dem Druckversorgungsaggregat 10'' wird ein dem Druckminderer 37 der Druckversorgungsaggregate 10 und 10' gemäß den Fig. 1 und 4 entsprechendes, eigens auf diese Funktion ausgelegtes Bauelement nicht benötigt.

Claims (13)

  1. Einrichtung zur Regelung des Ausgangsdruckes einer Verstellpumpe, insbesondere einer auf hohem Ausgangsdruckniveau arbeitenden Hauptpumpe eines Druckversorgungsaggregats für eine hydraulische Antriebsvorrichtung, z.B. den/die Antriebszylinder einer Dickstoffpumpe, mit einem Fördermengen-Stellorgan (12), das mittels eines hydraulischen Stellmotors betätigbar ist, der durch alternative Druckbeaufschlagung und -entlastung eines Antriebsdruckraumes (18) zur Ausführung der Stellbewegungen für die gegensinnigen Änderungen des Fördervolumens antreibbar ist, wobei zur Steuerung der diesbezüglichen Druckbeaufschlagung und -entlastung des Antriebsdruckraumes (18) ein druckgesteuertes Ventil vorgesehen ist, das, angesteuert mit dem Ausgangsdruck der Pumpe oder einem zu diesem proportionalen Druck, ab einem durch eine Mindestrückstellkraft eines Rückstellelements, z.B. einer Feder, bestimmten Mindestdruck einen mit dem in seine Steuerkammer (27) eingekoppelten Steuerdruck zunehmenden Ausgangsdruck abgibt, mit dem der Antriebsdruckraum des Stellmotors beaufschlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß das Rückstellelement (32,71) auf eine Rückstellkraft ausgelegt ist, die nur einem kleinen Bruchteil von etwa 1/50 bis 1/10 der durch den Steuerdruck maximal erzeugbaren, auf den Ventilkolben (28,67) des druckgesteuerten Ventils (21,61) wirkenden Steuerkraft entspricht, daß das druckgesteuerte Ventil (21,61) mit einer Rückstellkammer (31,66) als zweite Steuerkammer versehen ist, durch deren Druckbeaufschlagung eine der Steuerkraft entgegengesetzte Zusatz-Rückstellkraft erzeugbar ist, deren Maximalbetrag demjenigen der Steuerkraft mindestens annähernd entspricht, und daß der in die Rückstellkammer (31,66) eingekoppelte Druck mittels eines hydraulischen Zeitverzögerungsgliedes (36,34) von dem in die Steuerkammer (27, 64) des druckgesteuerten Ventils (21) eingekoppelten Druck abgeleitet ist.
  2. Regelungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß als Zeitverzögerungsglied eine Drossel (36) und ein über diese aufladbarer Druckspeicher (34) vorgesehen ist, an deren Mittelanzapfung (38) die zweite Steuerkammer (31; 66) des druckgesteuerten Ventils (21,61) angeschlossen ist.
  3. Regelungseinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Drossel (36) als Einstelldrossel ausgebildet ist.
  4. Regelungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Druckminderer (37) als Druckbegrenzungsglied vorgesehen ist, das den Ausgangsdruck der Hochdruckpumpe (11) auf einen einstellbaren Wert begrenzt.
  5. Regelungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Zeitverzögerungsglied (36,34) abschaltbar ist.
  6. Regelungseinrichtung nach Anspruch 5 in Kombination mit Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckspeicher (34) gegen die Drossel (36) absperrbar ist.
  7. Regelungseinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein zur Absperrung des Druckspeichers (34) vorgesehenes Verzögerungs-Steuerventil (41) als 3/2-Wege-Ventil ausgebildet ist, in dessen Grundstellung der Druckspeicher (34) mit der Drossel (36) verbunden ist, und in dessen Schaltstellung der Druckspeicher (34) gegen die Drossel (36) abgesperrt ist, dafür jedoch an den Vorratsbehälter (23) des Druckversorgungsaggregats (10;10'; 10'') angeschlossen ist.
  8. Regelungseinrichtung nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den Hochdruckausgang (24) der Verstellpumpe (11) und das Zeitverzögerungsglied (36,34) ein Ventil (74;84; 84') geschaltet ist, das eine Grundstellung (0) hat, in welcher der Hochdruckausgang (24) der Verstellpumpe (11) an das Zeitverzögerungsglied (36, 34) angeschlossen ist, und eine Schaltstellung (I), in welcher der Hochdruckausgang der Verstellpumpe (11) gegen das Zeitverzögerungsglied (36,34) abgesperrt, dafür jedoch direkt mit der zweiten Steuerkammer (31;66) des druckgesteuerten Ventils (21,61) verbunden ist.
  9. Regelungseinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen die Steuerleitung (39) an die in der Schaltstellung (I) des Funktionssteuerventils (74;84;84') der Hochdruckausgang (24) der Verstellpumpe (11) angeschlossen ist, und den Druckspeicher (34) des Zeitverzögerungsgliedes (36, 34) ein Rückschlagventil (81) geschaltet ist, das durch relativ höheren Druck in der Steuerleitung (39) als im Druckspeicher (34) in Sperrichtung beaufschlagt ist.
  10. Regelungseinrichtung nach einem der Ansprüche 5 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen die zweite Steuerkammer (31;66) des druckgesteuerten Ventils (21,61) und die Abgriffstelle (38;38,81) des Zeitverzögerungsgliedes (36,34), an der der in die zweite Steuerkammer (31) des Druck-Regelventils (21) einkoppelbare Druck abgreifbar ist, ein Ventil (82; 84;84') geschaltet ist, das aus einer Grundstellung (0), in welcher die Abgriffstelle (38;38,81) mit der Steuerkammer (31;66) verbunden ist, in eine Funktionsstellung umschaltbar ist, in welcher die zweite Steuerkammer (31;66) gegen die Abgriffstelle (38) abgesperrt, dafür jedoch mit dem drucklosen Vorratsbehälter (23) des Druckversorgungsaggregats (10; 10') verbunden ist.
  11. Regelungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorspannung der Ventilfeder (32,71) des druckgesteuerten Ventils (21,61) einstellbar ist.
  12. Regelungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß das druckgesteuerte Ventil (21) als Druckregelventil geschaltet ist, mittels dessen die Verstellpumpe (11) auf konstanten Ausgangsdruck regelbar ist (Fig. 1 und 4).
  13. Regelungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß ein druckgesteuertes Ventil (61) als Volumenstrom-Regelventil geschaltet ist, mittels dessen die Verstellpumpe (11) auf konstanten Ausgangsvolumenstrom regelbar ist.
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