EP1730405A1 - Drehzahlabh ngige druckregelung von lpumpen - Google Patents

Drehzahlabh ngige druckregelung von lpumpen

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EP1730405A1
EP1730405A1 EP04799011A EP04799011A EP1730405A1 EP 1730405 A1 EP1730405 A1 EP 1730405A1 EP 04799011 A EP04799011 A EP 04799011A EP 04799011 A EP04799011 A EP 04799011A EP 1730405 A1 EP1730405 A1 EP 1730405A1
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EP
European Patent Office
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pressure
control
piston
spring
speed
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP04799011A
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English (en)
French (fr)
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Dieter Dipl.-Ing. Voigt
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Original Assignee
Individual
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Publication date
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Priority claimed from DE200410007323 external-priority patent/DE102004007323A1/de
Priority claimed from DE200410012726 external-priority patent/DE102004012726A1/de
Application filed by Individual filed Critical Individual
Publication of EP1730405A1 publication Critical patent/EP1730405A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current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
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/18—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber
    • F04C14/185—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by varying the useful pumping length of the cooperating members in the axial direction
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/05—Speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/05—Speed
    • F04C2270/052—Speed angular

Definitions

  • the invention relates to the control of the delivery pressure of hydraulic pumps. It relates, in particular, to a speed-dependent pressure regulation of so-called control oil pumps for the lubricating oil supply of internal combustion engines, which have a delivery quantity adjustment device and for their pressurization a control piston for generating a control pressure which is used to vary the delivery pressure of a device with a variable additional force can be applied.
  • Hydraulic pumps with a controllable delivery rate have reduced oil pump drive capacities compared with hydraulic pumps with a bypass control and are already being used as so-called control oil pumps with a constantly regulated delivery pressure for supplying lubricating oil to internal combustion engines.
  • control oil pumps corresponding to the largely speed-dependent oil pressure requirement of internal combustion engines, that the potential for improvement of control oil pumps can be almost completely utilized.
  • the resulting drive performance advantages of control oil pumps can make a significant contribution to reducing fuel consumption of internal combustion engines.
  • a control oil pump with variable oil pressure control is known from the patent DE 10237911 B4 and also described in WO 03/058071. In the former case, it is designed as an external gear pump with a displacement unit that executes the displacement adjustment with an axially variable meshing width.
  • the regulation of the operating oil pressure is carried out via the variable flow rate, wherein the axially variable positioning of the displacement unit is adjusted by a regulating pressure acting on it, which is provided by a control piston.
  • the control piston has a control spring and is acted upon counteracting the operating oil pressure, where he works as an oil pressure sensor and is designed for a corresponding desired operating oil pressure. It has control grooves communicating with oil bores, which generate the control pressure for acting on the displacement unit.
  • An embodiment of DE 10237911 B4 shows a two-stage switching of the operating oil pressure by a speed-dependent actuated by an acting centrifugal force switching valve.
  • a continuously variable control of the operating oil pressure by an electrical adjusting device of the control piston which is controlled by the control unit of the internal combustion engine.
  • a further exemplary embodiment has a spiral groove on a rotating shaft, in which speed-dependent oiling forces produce a pressure acting on the control piston for oil pressure regulation.
  • an advantageously stepless control of the operating oil pressure is either associated with an increased electrical control effort or, in the case of spiral pressure control, can only be used within a limited temperature range due to the temperature-variable oil viscosity.
  • the object is therefore achieved in a second step according to the invention in a simple manner in that the control piston of a control oil pump is acted upon both with operating oil pressure as well as with an additional centrifugal pressure, which is generated dependent on the centrifugal force of an oil column in a rotating radial bore.
  • 1 shows an external gear-control oil pump according to the invention with a control piston arranged in the pump housing
  • 2 shows an oil pressure diagram with the oil pressure requirement of an internal combustion engine and the oil pressure curve of a control oil pump according to the invention
  • Fig. 3 an external gear oil pump according to Figure 1, in which the control piston, however, has a decoupled differential pressure piston.
  • FIG. 4 shows a section of an external gear oil pump with an arrangement of the oil pressure control according to the invention in its displacement unit;
  • FIG. 5 shows an alternative to Figure 4 arrangement of a solenoid valve for oil pressure increase.
  • Fig. 1 shows a first embodiment of an external gear control oil pump according to the invention for an internal combustion engine, in which the oil pressure control is performed by a control piston 1, which is arranged in a pump housing 2.
  • a mounted in a housing cover 3 drive shaft 4 carries a first feed wheel 5, which is in meshing engagement with a second feed wheel 6.
  • the feed wheel 6 is mounted on a stationary pin 7, the right side of the feed wheel 6 a pressure piston 8 and the left side carries a spring piston 9.
  • the meshing width of the conveyor wheels 5 and 6 can be varied, whereby a change in the flow rate of the control oil pump possible in a known manner is.
  • the axial displacement of the displacement unit 10 takes place as a function of the external forces acting on them. While the pressure piston 8 is constantly acted upon by the operating oil pressure acting in its chamber 11, here tapped behind an oil filter 32 as the supply pressure for the internal combustion engine, the force of a restoring spring 12 and a pressure force of a control pressure acting in the spring chamber 13 act on the spring piston 9. The control pressure is generated as required by the control piston 1 in a known manner and fed via a control bore 14 in the spring chamber 13.
  • the control piston 1 is constantly acted upon at its front-side active surface 15 via its central bore with operating oil pressure.
  • a the operating oil pressure counteracting control spring 16 of the control piston 1 is designed for a certain basic operating oil pressure, for example, 1, 0 bar.
  • a control pin 17 of the control piston 1 acted upon with operating oil pressure, left-side pressure groove 18 and one with the Environment associated, right-hand relief groove 19, a corresponding control pressure is regulated in the spring chamber 13 in a known manner via the control bore 14.
  • This control pressure sets via the axial positioning of the displacement unit 10, the required for a given nominal operating oil flow rate.
  • the operating as oil pressure sensor control piston 1 reacts with a corresponding axial displacement, so that the pressure prevailing in the spring chamber 13 control pressure is either increased or decreased and a flow adjustment for the purpose of oil pressure correction to the set operating oil pressure.
  • the control piston 1 is acted upon by an additional force.
  • he has a differential pressure piston 20 for this purpose. While a reference pressure surface 21 of the differential pressure piston 20 is constantly acted upon by a pressure connection 22 with the pressure prevailing in a pressure chamber 23 of the pump housing 2 discharge pressure, is a reference pressure surface 21 opposite centrifugal pressure surface 24 hydraulically via a pressure connection 25 with the inner end of a radial bore 26 of the rotary feed wheel fifth in pressure connection. The radially outwardly ending radial bore 26 in a tooth head of the rotating feed wheel 5 is acted upon by the feed pressure of the pressure chamber 23 in the rotational angle position of feed wheel 5 shown.
  • the centrifugal force of the oil in the radial bore 26 generates a radially outwardly directed, speed-dependent centrifugal pressure, so that the pressure acting from the pressure chamber 23 to the radial bore 26 discharge pressure is reduced at its radially inner end to the centrifugal pressure.
  • the two pressure connections 22 and 25 of the differential pressure piston 20 or also the drive pin 29 may contain filters, for example the filters 30 and filters 31, to avoid contamination-related malfunctions.
  • FIG. 2 shows an oil pressure diagram for an internal combustion engine with an oil supply through the control oil pump shown in FIG.
  • This auxiliary force of the differential pressure piston 20, which supports the force of the control spring 16, finally sets the operating oil pressure PR of the internal combustion engine, which is controlled by the control oil pump in accordance with the invention as a function of rotational speed, which is derived from the formula PR Po + PF x calculated.
  • the operating oil pressure PR must always be greater than the oil pressure requirement PB of the internal combustion engine
  • FIG. 3 A further illustrated in Fig. 3 embodiment of a control oil pump shows over the embodiment in Fig. 1 a modified control piston 41. He has a now axially displaceably guided on him differential pressure piston 42, which from the centrifugal pressure of the radial bore 26 of the feed wheel fifth resulting additional force via a spring 43 and a spring system 44 transmits to the control piston 41.
  • the spring 43 is almost powerless relaxed at the differential pressure piston 42 at.
  • the differential pressure piston 42 moves under increasing bias of the spring 43 to the right, with a corresponding additional force is transmitted to the control piston 41.
  • the regulation of the operating oil pressure applied to the active surface 45 now takes place only at a correspondingly increased pressure level in the manner mentioned.
  • the operating oil pressure can be largely adapted to the oil pressure requirement of an internal combustion engine to be supplied, so that corresponding drive power advantages result from the oil pressure minimization.
  • increased oil pressure demand of the internal combustion engine for example, for a quick operation of a hydraulic camshaft adjuster can be achieved by a controlled by an engine control unit solenoid valve 47, a pressure relief at the normally acted upon by centrifugal centrifugal pressure surface 48 of the differential pressure piston 42.
  • the delivery pressure which always acts on the reference pressure surface 49 of the differential pressure piston 42 then pushes the differential pressure piston 42 against its abutment 46, so that the spring 43 is pretensioned to a maximum extent and then an independently controlled speed an increased operating oil pressure of, for example, 5 bar.
  • a throttle 50 located in the pressure connection 25 causes a more effective pressure reduction at the centrifugal pressure surface 48 of the differential pressure piston 42 when the solenoid valve 47 is actuated.
  • the displacement unit 60 has a feed wheel 61 with a centrifugal pressure generating, arranged obliquely to the centrifugal force radial bore 62.
  • the feed wheel 61 is rotatably mounted on a hollow pin 63, which is integrally formed with a spring piston 64.
  • the axial position of the displacement unit 60 and thus the respective delivery rate of the external gear oil pump is on the one hand by the pressure acting on the pressure piston 65 in its chamber 66 operating oil pressure and on the other by counteracting Force on the spring piston 64 dependent, which are generated on the one hand by a return spring 67 and on the other by the force acting in its spring chamber 68 control pressure.
  • the control pressure is generated in this embodiment by an arranged in the pin 63 annular control piston 69. On the one hand, it is acted upon by the operating oil pressure acting in the chamber 66 and, on the other hand, it is supported by a control spring 70. It rests against a collar 71 of a pressure tube 72, which feeds the control pressure generated by the control piston 69 into the spring chamber 68 via its central bore 74. The collar 71 on the pressure tube 72 is supported on a cover 73 fixed in the spring piston 64. The pressure pipe 72 penetrates the control piston 69 sealingly with a sliding seat.
  • Its central bore 74 which is closed at its end facing the chamber 66, is constantly in pressure communication with a groove 75 of the control piston 69, for example via corresponding transverse bores in the pressure pipe 72 and in the control piston 69.
  • the groove 75 of the control piston 69 is in the shown, middle control position simultaneously with a supplied with operating oil pressure from the chamber 66 pressure bore 76 as well as with a discharge hole 78 which is connected to a suction chamber 77, slightly in overlap. Deviations from the desired operating oil pressure, which acts on the end face of the control piston 69 from the chamber 66, are automatically corrected by axial control movements of the control piston 69 in the manner already mentioned about acting in the spring chamber 68 control pressure by an axial displacement of the displacement controlling the displacement unit 60 ,
  • a differential pressure piston 79 is arranged, which is axially movably mounted on a guide sleeve 80 in the cover 73 and the pivot pin 63 and according to the invention via a spring 81 elastically an additional force can be transmitted to the control piston 69.
  • the in a pressure pocket 82 of the spring piston 64 constantly acting delivery pressure of the control oil pump is on the one hand via a connection 83 of the spring piston 64 and on the other via the oblique radial bore 62 of the feed wheel 61, a directed
  • this delivery pressure is reduced in the radial bore 62 by the centrifugal pressure which acts as a function of the rotational speed, so that effectively only the centrifugal pressure generates an additional force on the differential pressure piston 79.
  • This additional force generated by the differential pressure piston 79 is limited in its abutment against a stop 85 by a then maximum bias of the spring 81, so that the adjusted, highest operating oil pressure of the control oil pump is then limited, for example to 5 bar.
  • the cavities in the pin 63 must be pressure-free.
  • a temporary increase in the operating oil pressure with increased oil pressure requirement of the internal combustion engine is also possible with an arrangement of the control piston 69 in the displacement unit 60.
  • a line 88 which is under operating oil pressure, has a solenoid valve 89 which, when electrically actuated by the engine control unit via a throttle bore 90, carries out a pressure increase superimposed on the control pressure of the spring chamber 68.
  • the displacement unit 60 of the return spring 67 to the right pushed into a position of increased oil flow with resulting increase in the operating oil pressure.
  • a pressure relief valve 91 limits the pressure in the spring chamber 68 to a certain value, so that the operating oil pressure acting in the chamber 66 can only increase to a corresponding maximum value. In this then speed-independent, maximum operating oil pressure, the control oil pump continues to work with active flow control, the control piston 69 is then no function.
  • FIG. 5 shows, as an alternative to FIG. 4, a further possible embodiment of an external gear control oil pump with a centrifugal pressure control integrated in the displacement unit 60.
  • a solenoid valve 93 is arranged, which is closed at a predetermined by the engine control unit raising the operating oil pressure and simultaneously depressurized via a nozzle 94, the chamber 66.
  • the return spring 67 then moves the displacement unit 60 to the position of maximum flow rate with a resulting increase in the operating oil pressure. Because of the then inactive flow rate control, however, a conventional bypass control with a pressure relief valve 95 is now required to limit the maximum operating oil pressure to, for example, 6 bar.
  • control piston 69 which is acted upon by operating oil pressure from the chamber 66, only supports itself via a prestressed control spring 97 on the differential pressure piston 79.
  • this simplified version has a somewhat different control characteristic compared with the embodiment in FIG. 4, since the additional force generated at the differential pressure piston 79 by centrifugal pressure can only influence the pressure regulation above a certain operating speed when the pretensioning force of the control spring 96 is overcome.
  • An oil-filled throttle chamber 97 formed between the cover 73 of the guide sleeve 80 of the differential pressure piston 79 and the collar 71 of the pressure tube 72 can steam the movement of the differential pressure piston 79 with a suitable choice of play between the guide sleeve 80 and the collar 71.
  • the control device according to the invention utilizes the centrifugal force caused by centrifugal force centrifugal pressure in the oil-filled radial bores of rotating components for speed-dependent oil pressure control of control oil pumps.

Abstract

Für Regelölpumpen zur Schmierölversorgung von Verbrennungsmotoren ist eine drehzahlabhängige Öldruckregelung durch einen hydraulisch die Fördermengenverstellung steuernden Regelkolben (1) vorgesehen, auf den ein Differenzdruckkolben (20) eine veränderliche Zusatzkraft ausübt. Hierzu wird der Differenzdruckkolben (20) mit einem drehzahlabhängig veränderlichen Fliehdruck beaufschlagt, der in einer Radialbohrung (26) eines rotierenden Förderrades (5) der Regelölpumpe erzeugt wird.

Description

DREHZAHLABHANGIGE DRUCKREGELUNG VON OLPUMPEN
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft die Regelung des Förderdruckes von Hydraulikpumpen. Sie bezieht sich insbesondere auf eine drehzahlabhängige Druckregelung von sogenannten Regelöl- pumpen für die Schmierölversorgung von Verbrennungsmotoren, die eine Fördermen- genverstelleinrichtung sowie für deren Druckbeaufschlagung einen Regelkolben zur Er- zeugung eines Regeldruckes aufweisen, der zur Variation des Förderdruckes von einer Einrichtung mit einer veränderlichen Zusatzkraft beaufschlagt werden kann.
Hintergrund der Erfindung
Hydraulikpumpen mit einer regelbaren Fördermenge weisen gegenüber Hydraulikpumpen mit einer Bypassregelung reduzierte ölpumpenantriebsleistungen auf und werden bereits als sogenannte Regelölpumpen mit konstant geregeltem Förderdruck für die Schmierölversorgung von Verbrennungsmotoren eingesetzt.
Aber erst durch eine drehzahlabhängige Druckregelung von Regelölpumpen, entspre- chend dem auch weitgehend drehzahlabhängigen Öldruckbedarf von Verbrennungsmotoren, kann das Verbesserungspotential von Regelölpumpen nahezu vollständig genutzt werden. Infolge einer dann erheblichen Absenkung der hydraulischen Förderleistung können die resultierenden Antriebsleistungsvorteile von Regelölpumpen einen nennenswerten Beitrag zur Verbrauchsreduzierung von Verbrennungsmotoren bewirken.
Eine Regelölpumpe mit variabler Öldruckregelung ist aus der Patentschrift DE 10237911 B4 bekannt und auch in der WO 03/058071 beschrieben. Im ersteren Fall ist sie als Aus- senzahnradpumpe mit einer die Fördermengenverstellung ausführenden Verschiebeeinheit mit axial variabler Zahneingriffsbreite ausgebildet. Die Regelung des Betriebsöldru- ckes wird über die variable Fördermenge vorgenommen, wobei die axial veränderliche Positionierung der Verschiebeeinheit von einem auf sie wirkenden Regeldruck eingestellt wird, den ein Regelkolben bereitstellt. Der Regelkolben besitzt eine Regelfeder und wird ihr entgegenwirkend vom Betriebsöldruck beaufschlagt, wobei er als Öldrucksensor arbeitet und für einen entsprechenden Soll-Betriebsöldruck ausgelegt ist. Er weist mit Ölboh- rungen kommunizierende Steuernuten auf, die den Regeldruck für die Beaufschlagung der Verschiebeeinheit erzeugen. Infolge einer zusätzlichen, veränderlichen Kraftbeaufschlagung des Regelkolbens durch eine Ansteuereinrichtung kann der Betriebsöldruck entweder gestuft oder stufenlos dem weitgehend drehzahlabhängigen Öldruckbedarf des zu schmierenden Verbrennungsmotors angepasst werden.
Ein Ausführungsbeispiel der DE 10237911 B4 zeigt eine zweistufige Umschaltung des Betriebsöldruckes durch ein drehzahlabhängig von einer wirkenden Fliehkraft betätigtes Schaltventil. In einem anderen Ausführungsbeispiel erfolgt eine stufenlos veränderliche Regelung des Betriebsöldruckes durch eine elektrische Stelleinrichtung des Regelkolbens, die vom Steuergerät des Verbrennungsmotors angesteuert wird. Ein weiteres Ausführungsbeispiel weist auf einer rotierenden Welle eine Spiralnut auf, in der drehzahlab- hängige Olscherkräfte einen den Regelkolben beaufschlagenden Druck zur Öldruckregelung erzeugen.
Während eine gestufte Regelung des Betriebsöldruckes das Verbesserungspotential einer Regelölpumpe nur begrenzt ausnutzt, ist eine vorteilhaft stufenlose Regelung des Betriebsöldruckes entweder mit einem erhöhten, elektrischen Regelungsaufwand verbunden oder im Falle der Spiraldruckregelung infolge der temperaturveränderlichen Ölvisko- sität nur in einem eingeschränkten Temperaturbereich nutzbar.
Kurzfassung der Erfindung Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Öldruckregelung für eine Regelölpumpe zu schaffen, die den Betriebsöldruck dem im Wesentlichen drehzahlabhängigen Öldruckbedarf eines Verbrennungsmotors stufenlos anpasst, ohne dass ein elektrischer Regelungsaufwand erforderlich ist oder temperaturbedingte Einschränkungen bestehen.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß daher in einem zweiten erfindungsgemäßen Schritt in einfacher Weise dadurch gelöst, dass der Regelkolben einer Regelölpumpe sowohl mit Betriebsöldruck wie auch mit einem zusätzlichen Fliehdruck beaufschlagt wird, der fliehkraftbedingt von einer Ölsäule in einer rotierenden Radialbohrung drehzahlabhängig erzeugt wird.
Kurzbeschreibung der Zeichnung
Einzelheiten der Erfindung ergeben sich anhand der nachfolgenden Beschreibung von in
Zeichnungen schematisch dargestellten Ausführungsbeispielen erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 : eine erfindungsgemäße Außenzahnrad-Regelölpumpe mit einem im Pumpengehäuse angeordneten Regelkolben; Fig. 2: ein Öldruck-Diagramm mit dem Öldruckbedarf eines Verbrennungsmotors und dem Öldruckverlauf einer erfindungsgemäßen Regelölpumpe;
Fig. 3: eine Außenzahnrad-Regelölpumpe gemäß Fig. 1 , bei der der Regelkolben jedoch einen entkoppelten Differenzdruckkolben aufweist;
Fig. 4: einen Ausschnitt einer Außenzahnrad-Regelölpumpe mit einer Anordnung der erfindungsgemäßen Öldruckregelung in deren Verschiebeeinheit;
Fig. 5: eine zu Fig. 4 alternative Anordnung eines Magnetventils zur Öldruckanhebung;
Detaillierte Beschreibung der Zeichnung
Die Fig. 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Außenzahnrad- Regelölpumpe für einen Verbrennungsmotor, bei der die Öldruckregelung von einem Re- gelkolben 1 vorgenommen wird, der in einem Pumpengehäuse 2 angeordnet ist. Eine in einem Gehäusedeckel 3 gelagerte Antriebswelle 4 trägt ein erstes Förderrad 5, das mit einem zweiten Förderrad 6 in Zahneingriff steht. Das Förderrad 6 ist auf einem ruhenden Laufbolzen 7 gelagert, der rechtsseitig von Förderrad 6 einen Druckkolben 8 und linksseitig einen Federkolben 9 trägt. Der Verbund von Druckkolben 8, Laufbolzen 7 mit Förder- rad 6 und Federkolben 9 bildet die Verschiebeeinheit 10. Durch eine axiale Verschiebung der Verschiebeeinheit 10 kann die Zahneingriffsbreite der Förderräder 5 und 6 variiert werden, wodurch in bekannter Weise eine Veränderung der Fördermenge der Regelölpumpe möglich ist.
Die axiale Verschiebung der Verschiebeeinheit 10 erfolgt in Abhängigkeit von den außen auf sie einwirkenden Kräften. Während der Druckkolben 8 ständig mit dem in seiner Kammer 11 wirkenden Betriebsöldruck beaufschlagt ist, hier hinter einem Ölfilter 32 als Versorgungsdruck für den Verbrennungsmotor abgegriffen, wirken am Federkolben 9 die Kraft einer Rückstellfeder 12 und eine Druckkraft eines in der Federkammer 13 wirken- den Regeldruckes. Der Regeldruck wird vom Regelkolben 1 in bekannter Weise bedarfsgerecht erzeugt und über eine Steuerbohrung 14 in die Federkammer 13 eingespeist.
Der Regelkolben 1 ist an seiner stirnseitigen Wirkfläche 15 über seine Zentralbohrung ständig mit Betriebsöldruck beaufschlagt. Eine dem Betriebsöldruck entgegenwirkende Regelfeder 16 des Regelkolbens 1 ist für einen bestimmten Basis-Betriebsöldruck von beispielsweise 1 ,0 bar ausgelegt. Durch einen Steuerzapfen 17 des Regelkolbens 1 , mit einer mit Betriebsöldruck beaufschlagten, linksseitigen Drucknut 18 und einer mit der Umgebung verbundenen, rechtsseitigen Entlastungsnut 19, wird in bekannter Weise über die Steuerbohrung 14 ein entsprechender Regeldruck in die Federkammer 13 eingeregelt. Dieser Regeldruck stellt über die axiale Positionierung der Verschiebeeinheit 10 die für einen bestimmten Soll-Betriebsöldruck erforderliche Fördermenge ein.
Auf eine Öldruckabweichung vom Soll-Betriebsöldruck, beispielsweise aufgrund einer Drehzahländerung des Verbrennungsmotors und der dadurch zunächst veränderten Pumpenfördermenge, reagiert der als Öldrucksensor arbeitende Regelkolben 1 mit einer entsprechenden Axialverschiebung, so dass der in der Federkammer 13 herrschende Regeldruck entweder erhöht oder abgesenkt wird und eine Fördermengenanpassung zwecks Öldruckkorrektur auf den Soll-Betriebsöldruck erfolgt.
Für eine Veränderung des Soll-Betriebsöldruckes zur Anpassung an den drehzahlabhängig veränderlichen Öldruckbedarf des Verbrennungsmotors wird der Regelkolben 1 mit einer Zusatzkraft beaufschlagt. Er weist hierfür erfindungsgemäß einen Differenzdruck- kolben 20 auf. Während eine Referenzdruckfläche 21 des Differenzdruckkolbens 20 über eine Druckverbindung 22 ständig mit dem in einer Druckkammer 23 von Pumpengehäuse 2 herrschenden Förderdruck beaufschlagt ist, steht eine der Referenzdruckfläche 21 gegenüberliegende Fliehdruckfläche 24 hydraulisch über eine Druckverbindung 25 mit dem inneren Ende einer Radialbohrung 26 des rotierenden Förderrades 5 in Druckverbindung. Die in einem Zahnkopf des rotierenden Förderrades 5 radial außen endende Radialbohrung 26 ist in der gezeigten Drehwinkelposition von Förderrad 5 mit dem Förderdruck der Druckkammer 23 beaufschlagt.
Die Fliehkraftwirkung des Öls in der Radialbohrung 26 erzeugt einen radial nach außen gerichteten, drehzahlabhängigen Fliehdruck, so dass der von der Druckkammer 23 auf die Radialbohrung 26 einwirkende Förderdruck an ihrem radial inneren Ende um den Fliehdruck reduziert ist. Der am Differenzdruckkolben 20 effektiv nur wirksame Fliehdruck, denn der beidseitig auf ihn auch einwirkende Förderdruck hebt sich auf, übt auf den Regelkolben 1 eine die Regelfeder 16 unterstützende, drehzahlabhängige Zusatzkraft aus, die auch von der Größe des Differenzdruckkolbens 20 abhängt. Diese Zusatzkraft ermöglicht erst bei entsprechend erhöhtem, an der Wirkfläche 15 anliegendem Betriebsöldruck eine Regelfunktion des Regelkolbens 1 für den in der Federkammer 13 wirkenden Regeldruck.
Da die im rotierenden Förderrad 5 angeordnete Radialbohrung 26 drehwinkelabhängig auch mit vom Förderdruck nicht beaufschlagten Bereichen des Pumpengehäuses 2 in Kontakt kommt, beispielsweise mit in der Darstellung nicht sichtbaren Anschlussquerschnitten einer Saugkammer 27, ist die Druckverbindung von der Radialbohrung 26 zur Fliehdruckfläche 24 nur über eine zur Druckkammer 23 ausgerichtete Querverbindung 28 eines ruhenden Laufbolzens 29 möglich.
Durch eine höhere Anzahl von Radialbohrungen in Förderrad 5, beispielsweise pro Förderzahn je eine Radialbohrung 26, kann eine effektivere und bei andauernder Überdek- kung mit der Querverbindung 28 sogar eine maximale Fliehdruckwirkung am Differenzdruckkolben 20 erzielt werden.
Die beiden Druckverbindungen 22 und 25 des Differenzdruckkolbens 20 oder auch der Laufbolzen 29 können zur Vermeidung von verschmutzungsbedingten Funktionsstörungen Filter enthalten, beispielsweise die Filter 30 und Filter 31.
Die Fig. 2 zeigt für einen Verbrennungsmotor mit einer Ölversorgung durch die in Fig. 1 dargestellte Regelölpumpe ein Öldruck-Diagramm. Der drehzahlabhängige Öldruckbedarf pB des Verbrennungsmotors beträgt beispielsweise minimal 1 ,0 bar bis zu einer Motordrehzahl n = 2000/min und steigt danach mit zunehmender Drehzahl parabelförmig bis auf 3,7 bar bei 6000/min an.
Die Regelfeder 16 des Regelkolbens 1 (Fig. 1 ) ist für einen bestimmten Basis-Betriebsöldruck po ausgelegt, der bei niedrigen Drehzahlen ohne effektive Fliehdruckwirkung am Differenzdruckkolben 20 beispielsweise p0 = 1 ,0 bar als minimal zulässigen Betriebsöldruck für den Verbrennungsmotor beträgt.
Der in der Radialbohrung 26 entstehende Fliehdruck pF steigt parabelförmig mit der Motordrehzahl an, wobei er aufgrund der relativ kompakten Abmessungen des Förderrades 5 jedoch bei einer maximalen Motordrehzahl von n = 6000/min gemäß Fig. 2 nur etwa 0,5 bar erreicht. Durch die für den Fliehdruck pF relativ große Wirkfläche des Differenzdruck- kolben 20 wird jedoch ein entsprechender Verstärkungsfaktor von V = 6,3 erzielt, so dass der in der Radialbohrung 26 erzeugte, nur kleine Fliehdruck pF eine ausreichend hohe Zusatzkraft auf den Regelkolben 1 ausübt. Diese die Kraft der Regelfeder 16 unterstützende Zusatzkraft des Differenzdruckkolbens 20 stellt schließlich den in Fig. 2 gezeigten, von der Regelölpumpe erfindungsgemäß drehzahlabhängig geregelten Betriebsöldruck PR des Verbrennungsmotors ein, der sich aus der Formel PR = Po + PF x berechnet. Der Betriebsöldruck PR muss immer größer sein als der Öldruckbedarf PB des Verbrennungsmotors
Ein weiteres, in Fig. 3 dargestellte Ausführungsbeispiel einer Regelölpumpe zeigt gegen- über der Ausführung in Fig. 1 einen geänderten Regelkolben 41. Er weist einen auf ihm nun axial verschieblich geführten Differenzdruckkolben 42 auf, der seine aus dem Fliehdruck der Radialbohrung 26 von Förderrad 5 resultierende Zusatzkraft über eine Feder 43 und eine Federanlage 44 auf den Regelkolben 41 überträgt.
Durch die über die Feder 43 nun weiche Ankoppelung des Differenzdruckkolbens 42 an den Regelkolben 41 wird eine nur noch sehr geringe Dämpfungswirkung des relativ großflächigen Differenzdruckkolbens 42 erreicht, so dass der Regelkolben 41 nun schneller, im Gegensatz zum fest an den Regelkolben 1 angekoppelten Differenzdruckkolben 20 in Fig. 1 , auf etwaige Abweichungen vom Soll-Betriebsöldruck reagieren kann.
Bei niedrigen Drehzahlen ohne effektiven Fliehdruck liegt die Feder 43 nahezu kraftlos entspannt am Differenzdruckkolben 42 an. Bei mit steigender Drehzahl sich erhöhendem Fliehdruck verschiebt sich der Differenzdruckkolben 42 unter zunehmender Vorspannung der Feder 43 nach rechts, wobei eine entsprechende Zusatzkraft auf den Regelkolben 41 übertragen wird. Als gewünschte Folge findet nun die Regelung des an der Wirkfläche 45 anliegenden Betriebsöldruckes erst bei entsprechend erhöhtem Druckniveau in erwähnter Weise statt.
Ein für den Differenzdruckkolben 42 wirksamer Anschlag 46 begrenzt über eine maximale Vorspannung der Feder 43 die auf den Regelkolben 41 übertragbare Zusatzkraft, so dass der maximale Betriebsöldruck dann beispielsweise auf 5 bar beschränkt ist.
Durch die drehzahlabhängige Fliehdruckregelung der Regelölpumpe kann der Betriebsöldruck weitgehend dem Öldruckbedarf eines zu versorgenden Verbrennungsmotors ange- passt werden, so dass aus der öldruckminimierung entsprechende Antriebsleistungsvorteile resultieren. Bei in Sonderfällen erhöhtem Öldruckbedarf des Verbrennungsmotors, beispielsweise für eine schnelle Betätigung eines hydraulischen Nockenwellenverstellers, kann durch ein von einem Motorsteuergerät angesteuertes Magnetventil 47 eine Druckentlastung an der normalerweise vom Fliehdruck beaufschlagten Fliehdruckfläche 48 des Differenzdruckkolbens 42 erreicht werden. Der an der Referenzdruckfläche 49 des Diffe- renzdruckkolbens 42 immer wirkende Förderdruck schiebt dann den Differenzdruckkolben 42 gegen seinen Anschlag 46, so dass die Feder 43 maximal vorgespannt ist und sich dann drehzahlunabhängig ein erhöhter Betriebsöldruck von beispielsweise 5 bar einregelt. Eine in der Druckverbindung 25 befindliche Drossel 50 bewirkt bei angesteuertem Magnetventil 47 eine effektivere Druckabsenkung an der Fliehdruckfläche 48 des Differenzdruckkolbens 42.
Alternativ zu der Anordnung des erfindungsgemäßen Regelkolbens im Pumpengehäuse entsprechend den Ausführungsbeispielen der Figuren 1 und 3 ist bei einer Außenzahnrad-Regelölpumpe auch eine Anordnung des Regelkolbens innerhalb der die Fördermengenverstellung vornehmenden Verschiebeeinheit möglich. Hierdurch ist eine sehr kom- pakt ausgebildete Regelölpumpe mit einem einfachen Pumpengehäuse ausführbar. Hierzu zeigt die Fig. 4 ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel einer Verschiebeeinheit 60 in einem vergrößerten Ausschnitt einer Außenzahnrad-Regelölpumpe.
Die Verschiebeeinheit 60 weist ein Förderrad 61 mit einer den Fliehdruck erzeugenden, schräg zur Fliehkraftrichtung angeordneten Radialbohrung 62 auf. Das Förderrad 61 ist auf einem hohlen Laufbolzen 63 drehgelagert, der einteilig mit einem Federkolben 64 ausgebildet ist. Dem Federkolben 64 gegenüberliegend komplettiert ein auf dem Laufbolzen 63 fixierter Druckkolben 65 die Verschiebeeinheit 60. Die axiale Position der Verschiebeeinheit 60 und damit die jeweilige Fördermenge der Außenzahnrad-Regelölpumpe ist einerseits von dem auf den Druckkolben 65 in seiner Kammer 66 wirkenden Betriebsöldruck und andererseits von entgegenwirkenden Kräften am Federkolben 64 abhängig, die zum einen von einer Rückstellfeder 67 und zum anderen von dem in ihrer Federkammer 68 wirkenden Regeldruck erzeugt werden.
Der Regeldruck wird in diesem Ausführungsbeispiel von einem im Laufbolzen 63 angeordneten ringförmigen Regelkolben 69 erzeugt. Er ist einerseits mit dem in der Kammer 66 wirkenden Betriebsöldruck beaufschlagt und stützt sich andererseits über eine Regelfeder 70 ab. Sie ruht an einem Bund 71 eines Druckrohres 72, das über seine Zentralbohrung 74 den vom Regelkolben 69 erzeugten Regeldruck in die Federkammer 68 ein- speist. Der Bund 71 am Druckrohr 72 stützt sich an einem im Federkolben 64 fixierten Deckel 73 ab. Das Druckrohr 72 durchdringt den Regelkolben 69 dichtend mit einem Schiebesitz. Seine Zentralbohrung 74, die an seinem der Kammer 66 zugewandten Ende geschlossen ist, steht ständig mit einer Nut 75 des Regelkolbens 69 in Druckverbindung, beispielsweise über entsprechende Querbohrungen im Druckrohr 72 und im Regelkolben 69. Die Nut 75 des Regelkolbens 69 steht in der gezeigten, mittleren Regelposition gleichzeitig mit einer mit Betriebsöldruck aus der Kammer 66 gespeisten Druckbohrung 76 wie auch mit einer Entlastungsbohrung 78, die mit einer Saugkammer 77 verbunden ist, geringfügig in Überdeckung. Abweichungen vom Soll-Betriebsöldruck, der von der Kammer 66 auf die Stirnfläche des Regelkolbens 69 einwirkt, werden automatisch durch axiale Regelbewegungen des Regelkolbens 69 in schon erwähnter Weise über den in der Federkammer 68 wirkenden Regeldruck durch eine axiale Verschiebung der die Fördermenge steuernden Verschiebeeinheit 60 korrigiert.
Im Federkolben 64 ist ein Differenzdruckkolben 79 angeordnet, der über eine Führungshülse 80 im Deckel 73 und im Laufbolzen 63 axial beweglich gelagert ist und erfindungsgemäß über eine Feder 81 elastisch eine Zusatzkraft auf den Regelkolben 69 übertragen kann. Der in einer Drucktasche 82 des Federkolbens 64 ständig wirkende Förderdruck der Regelölpumpe liegt zum einen über eine Verbindung 83 des Federkolbens 64 und zum anderen über die schräge Radialbohrung 62 von Förderrad 61, eine gerichtete
Querbohrung 84 im Laufbolzen 63 sowie örtliches Radialspiel zwischen der Führungshülse 80 und dem Laufbolzen 63 prinzipiell beidseitig am Differenzdruckkolben 79 an. Dieser Förderdruck wird jedoch in der Radialbohrung 62 um den in ihr drehzahlabhängig wirkenden Fliehdruck gemindert, so dass effektiv nur der Fliehdruck eine Zusatzkraft am Diffe- renzdruckkolben 79 erzeugt.
Diese vom Differenzdruckkolben 79 erzeugte Zusatzkraft wird bei seiner Anlage an einem Anschlag 85 durch eine dann maximale Vorspannung der Feder 81 begrenzt, so dass der eingeregelte, höchste Betriebsöldruck der Regelölpumpe dann beispielsweise auf 5 bar beschränkt ist.
Um eine einwandfreie Funktion der Regelung zu erreichen, müssen die Hohlräume im Laufbolzen 63 druckfrei sein. Hierfür weist der Druckkolben 65 eine mit der Saugkammer 77 in Verbindung stehende Saugtasche 86 auf, die über eine Entlastungsbohrung 87 des Laufbolzens 63 die Druckentlastung dieser Hohlräume bewirkt.
Eine zeitweise Anhebung des Betriebsöldruckes bei erhöhtem Öldruckbedarf des Verbrennungsmotors ist auch bei einer Anordnung des Regelkolbens 69 in der Verschiebeeinheit 60 möglich. Hierzu weist eine unter Betriebsöldruck stehende Leitung 88 ein Mag- netventil 89 auf, das bei elektrischer Ansteuerung vom Motorsteuergerät über eine Drosselbohrung 90 eine den Regeldruck der Federkammer 68 überlagernde Druckerhöhung vornimmt. Hierdurch wird die Verschiebeeinheit 60 von der Rückstellfeder 67 nach rechts in eine Position erhöhter Ölfördermenge mit resultierender Anhebung des Betriebsöldruckes geschoben. Ein Überdruckventil 91 begrenzt den Druck in der Federkammer 68 jedoch auf einen bestimmten Wert, so dass der in der Kammer 66 wirkende Betriebsöldruck nur auf einen entsprechenden Maximalwert ansteigen kann. Bei diesem dann dreh- zahlunabhängigen, maximalen Betriebsöldruck arbeitet die Regelölpumpe weiterhin bei aktiver Fördermengenregelung, wobei der Regelkolben 69 dann ohne Funktion ist.
Die Fig. 5 zeigt alternativ zu Fig. 4 eine weitere Ausführungsmöglichkeit einer Außenzahnrad-Regelölpumpe mit einer in der Verschiebeeinheit 60 integrierten Fliehdruckrege- lung. In einer den Betriebsöldruck in die Kammer 66 einspeisenden Zuleitung 92 ist ein Magnetventil 93 angeordnet, das bei einer vom Motorsteuergerät vorgegebenen Anhebung des Betriebsöldruckes geschlossen wird und gleichzeitig über einen Stutzen 94 die Kammer 66 druckentlastet. Die Rückstellfeder 67 bewegt dann die Verschiebeeinheit 60 in die Position maximaler Fördermenge mit resultierender Erhöhung des Betriebsöldruk- kes. Wegen der dann inaktiven Fördermengenregelung ist für die Begrenzung des maximalen Betriebsöldruckes auf beispielsweise 6 bar nun jedoch unbedingt eine herkömmlicher Bypassregelung mit einem Überdruckventil 95 vorzusehen.
In Fig. 5 stützt sich der von der Kammer 66 mit Betriebsöldruck beaufschlagte Regelkol- ben 69 im Gegensatz zu Fig. 4 nur noch über eine vorgespannte Regelfeder 97 am Diffe- renzdruckkolben 79 ab.
Diese vereinfachte Ausführung hat gegenüber der Ausführung in Fig. 4 jedoch eine etwas andere Regelcharakteristik zur Folge, da die am Differenzdruckkolben 79 durch Flieh- druck erzeugte Zusatzkraft erst ab einer bestimmten Betriebsdrehzahl bei Überwindung der Vorspannkraft der Regelfeder 96 die Druckregelung beeinflussen kann.
Eine zwischen dem Deckel 73 der Führungshülse 80 des Differenzdruckkolbens 79 und dem Bund 71 des Druckrohres 72 gebildete, ölgefüllte Drosselkammer 97 kann bei ent- sprechender Wahl des Spiels zwischen der Führungshülse 80 und dem Bund 71 die Bewegung des Differenzdruckkolbens 79 bedampfen. Hierdurch wird insbesondere eine Übertragung der schnellen Regelbewegungen des Regelkolbens 69 über seine elastische Ankoppelung auf den Differenzdruckkolben 79 vermieden, so dass er bei entsprechender Dämpfung nahezu in unveränderter Position bleibt und damit eine stabile Regelfunktion ermöglicht. Die erfindungsgemäße Regeleinrichtung nutzt den in ölgefüllten Radialbohrungen von rotierenden Bauteilen fliehkraftbedingt entstehenden Fliehdruck zur drehzahlabhängigen Öldruckregelung von Regelölpumpen. Hierdurch wird in einfacher Weise bei allen Betriebstemperaturen eine verbrauchsvorteilhafte Reduzierung der ölpumpenantriebsleis- tung für Verbrennungsmotoren erreicht.

Claims

Patentansprüche
1. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen, insbesondere für Regelölpumpen mit einer Fördermengenverstelleinrichtung für die Schmierölversorgung von Verbrennungsmotoren, mit einem Regelkolben (1 , 41 , 69) und einer Regelfeder (16, 70, 96) zur Erzeugung eines Regeldruckes für eine Druckbeaufschlagung der För- dermengenverstelleinrichtung (10, 60) sowie mit einer Einrichtung zur Erzeugung ei- ner auf den Regelkolben (1 , 41 , 69) wirkenden Zusatzkraft, dadurch gekennzeichnet, dass die Zusatzkraft von einem Differenzdruckkolben (20, 42, 79) aufgebracht wird, der von einem in zumindest einer ölgefüllten Radialbohrung (26, 62) eines rotierenden Bauteils (5, 61) drehzahlabhängig wirkenden Fliehdruck beaufschlagt ist.
2. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Radialbohrung (26, 62) wenigstens eines der folgenden Merkmale aufweist: (a) sie ist in einem Förderrad (5, 61 ) der Regelölpumpe in Fliehkraftrichtung oder schräg dazu angeordnet; (b) sie ist an ihrem äußeren Ende in bestimmten Drehwinkelpositionen des Förderrades (5, 61) mit Förderdruck aus einer Druckkammer (23) oder einer Drucktasche (82) beaufschlagt.
3. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach einem der vorherge- henden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Differenzdruckkolben (20, 42, 79) wenigstens eines der folgenden Merkmale aufweist: (a) er ist einerseits über mindestens eine Druckverbindung (22, 83) mit Förderdruck und gegenüberliegend andererseits mit einem um den Fliehdruck geminderten Förderdruck beaufschlagt; (b) er ist einteilig mit dem Regelkolben (1) ausgebildet und überträgt die Zusatzkraft direkt auf den Regelkolben (1); (c) er ist axial beweglich zum Regelkolben (1) ausgebildet und überträgt die Zusatzkraft über eine Regelfeder (43, 81 , 97) auf den Regelkolben (41 , 69); (d) er weist eine Drosselkammer (97) auf.
4. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regelkolben (1 , 42, 69) wenigstens eines der folgenden Merkmale aufweist: (a) er weist eine Regelfeder (16, 72) und eine in gleicher Richtung wirkende Feder (43, 81 ) für den Differenzdruckkolben (42, 79) auf, wobei die Feder (43, 81 ) ohne Druckkraft des Differenzdruckkolben (42, 79) vorzugsweise kraftlos entspannt und bei maximaler Druckkraft des Differenzdruckkolbens (42, 79) durch dessen Anschlag (46, 85) kraftbegrenzt ist; (b) er weist eine Steuernut (75) auf, die in Regelstellung in geringer Überdeckung ei- nerseits mit einer Druckbohrung (76) und andererseits mit einer Entlastungsbohrung (78) steht; (c) er stützt sich über eine Regelfeder (96) ausschließlich am Differenzdruckkolben (79) ab; (d) er ist einteilig mit dem Differenzdruckkolben (20) ausgebildet.
5. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckverbindung zum Differenzdruckkolben wenigstens eines der folgenden Merkmale erfüllt: (a) die Druckverbindung von der Radialbohrung (26, 62) zum Differenzdruckkolben (20, 42, 79) ) erfolgt über eine zur Druckkammer (23) oder zur Drucktasche (82) ausgerichtete Querverbindung (28, 84) eines ruhenden Laufbolzens (29, 63) des Förderrades (5, 61); (b) die Druckverbindung (22, 25) zum Differenzdruckkolben (42) weist ein Filter (30, 31 ) auf; (c) die Druckverbindung (22, 25) zum Differenzdruckkolben (20, 42) weist eine Drossel (50) auf.
6. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass bei einer Außenzahnrad-Regel- ölpumpe der Regelkolben (69, 96) wie auch der Differenzdruckkolben (79) innerhalb einer als Verschiebeeinheit (60) mit einer Rückstellfeder (67) in einer Federkammer (68) ausgebildeten Fördermengenverstelleinrichtung angeordnet sind.
7. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach einem der vorherge- henden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der in der Verschiebeeinheit (60) angeordnete Regelkolben (69) in Druckverbindung mit der Federkammer (68) steht, und dass vorzugsweise wenigstens eines der folgenden Merkmale vorgesehen ist: a) die Druckverbindung verläuft über ein einen Deckel (73) der Verschiebeeinheit (60) durchdringendes Druckrohr (72); b) die Federkammer (68) ist über eine Drosselbohrung (90) von einem Magnetventil (89) mit Öldruck beaufschlagbar; c) die Federkammer (68) ist durch ein Überdruckventil (91) druckbegrenzt.
8. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der in der Kammer (66) auf die Verschiebeeinheit (60) wirkende Druck, vorzugsweise durch ein Magnetventil (93), abschaltbar ist.
9. Drehzahlabhängige Druckregelung für Hydraulikpumpen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Fliehdruckfläche (48) des Differenzdruckkolbens (42) durch ein Magnetventil (47) druckentlastbar ist.
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