WO2001061186A1 - Hydraulische steuerschaltung für einen hydromotor mit mindestens zwei geschwindigkeiten - Google Patents

Hydraulische steuerschaltung für einen hydromotor mit mindestens zwei geschwindigkeiten Download PDF

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WO2001061186A1
WO2001061186A1 PCT/EP2001/001702 EP0101702W WO0161186A1 WO 2001061186 A1 WO2001061186 A1 WO 2001061186A1 EP 0101702 W EP0101702 W EP 0101702W WO 0161186 A1 WO0161186 A1 WO 0161186A1
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valve
engine
pressure
control
control circuit
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PCT/EP2001/001702
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Inventor
Chris Shrive
Original Assignee
Mannesmann Rexroth Ag
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03C—POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINES DRIVEN BY LIQUIDS
    • F03C1/00—Reciprocating-piston liquid engines
    • F03C1/02—Reciprocating-piston liquid engines with multiple-cylinders, characterised by the number or arrangement of cylinders
    • F03C1/04—Reciprocating-piston liquid engines with multiple-cylinders, characterised by the number or arrangement of cylinders with cylinders in star or fan arrangement
    • F03C1/0447—Controlling
    • F03C1/045—Controlling by using a valve in a system with several pump or motor chambers, wherein the flow path through the chambers can be changed, e.g. series-parallel

Definitions

  • Hydraulic control circuit for a hydraulic motor with at least two
  • the invention relates to a hydraulic control circuit for a hydraulic motor with at least two speeds, according to the preamble of claim 1.
  • Hydromotors that are basically suitable for the application of the invention are e.g. multi-stroke axial or radial piston motors, hydraulic motors according to the planetary gear principle, i.e. so-called gerotors, or piston motors with stepped pistons.
  • the types of these hydraulic motors are generally known.
  • Chapter 5 “Hydromotors” in the textbook and information book "DER HYDRAULIKTRAINER - Volume 1 / Fundamentals and Components of Fluid Power / Hydraulics", 2nd edition 1991.
  • Hydraulic motors with stepped pistons are described, for example, in Japanese Patent Application 48-40007, DE 37 23 988 A1 and DE 40 37 455
  • Control channels for the individual piston and annular spaces i.e. be provided for the individual working chambers and the control of these
  • Working chamber groups are pressurized together.
  • Hydromotors then have in common that by means of a valve arrangement
  • the swallowing volume of the engine can be switched by selectively neutralizing the swallowing volumes of selected working chambers, ie the work-performing engine chambers, such as a piston group that can be switched on and off, which is usually done by short-circuiting the inlet and outlet sides of the relevant motor chambers.
  • the radially arranged pistons are generally supported on a stroke curve by means of a roller device.
  • the cylinder chamber is regularly supplied with hydraulic fluid via axial bores, and each engine piston is loaded or unloaded with fluid per shaft revolution as often as the number of cams on the stroke curve.
  • the torque resulting from the cam shape of the cam ring is transmitted, for example, through a toothing from the piston group, which is accommodated in a rotor part, to an output shaft.
  • the displacement can be halved by using a valve in the hydraulic control system to ensure that only half of the motor pistons are supplied with hydraulic fluid during the working stroke.
  • the remaining engine pistons are connected to the outlet side of the engine, whereby the radial piston engine in such a switched state runs at twice the speed but with half the torque.
  • a hydraulic control circuit according to the preamble of. Claim 1 in the application for radial piston motors is known for example from US-A-4,724,742.
  • the valve arrangement has a piston spool that can be displaced against the force of a return spring by an oppositely acting control pressure, which is accommodated either in the stationary part, ie in the motor housing, or in the rotating part, ie in the rotor. Circuit-specific measures have been taken to ensure that the both speeds can be stabilized as uniformly as possible.
  • the invention is therefore based on the object of developing the hydraulic control circuit for a radial piston motor at two speeds in such a way that it is possible to increase the service life of such radial piston motors which can be switched with respect to the speed with little circuitry and device technology effort, and at the same time the field of application of these motors, in particular to expand the field of mobile hydraulics.
  • the valve arrangement is redesigned such that the switchover between the different engine speeds takes place via at least one intermediate switching position in which the inlet side is in fluid communication with the outlet side of the working chamber or engine piston group to be activated or deactivated via an orifice arrangement, which effectively and with simple means succeeds in counteracting the occurrence of pressure peaks in the control circuit and in the area of the engine chambers or pistons during the switching process.
  • the hydraulic motor such as the radial piston motor
  • the hydraulic motor is not abruptly accelerated or decelerated, as a result of which not only the stresses on the components of the motor and in particular on the motor components involved in the rolling motion are considerably reduced, but also that forces transmitted to a downstream drivetrain are evened out.
  • the movements controlled by the hydraulic motor are due to the inventive design of the Control circuit is carried out much smoother, which has the particular advantage that such hydraulic motors that can be switched with respect to the speed can also be used with improved comfort and with increased operating safety in mobile hydraulics, for example for the travel drive or for a lifting unit.
  • the driver can carry out the shifting process smoothly between the speeds, with an abrupt acceleration or braking of the vehicle no longer occurring with the risk of instability in driving behavior or loss of grip on individual wheels. If a load is moved by means of the hydraulic motor, the switchover also takes place with such a smooth movement that sudden accelerations of moving parts, such as the load and the components carrying it, are avoided, which improves the functional and, above all, the operational safety of the mobile hydraulic vehicle or device benefits. In this way, even loads that are not particularly secured can be moved safely at stepped speeds. This has the additional advantage that damage to the pump or valves is avoided at the same time.
  • a particular advantage of these measures according to the invention is that the hydraulic control circuit only has to be modified slightly in order to achieve the effects described above.
  • the diaphragm arrangement can thus be provided in a simple manner by means of a suitable control edge geometry of a conventional control slide, which opens up the possibility of retrofitting radial piston motors which are already in operation with the hydraulic control circuit according to the invention.
  • the inventive redesign of the hydraulic control circuit not only significantly reduces the critical mechanical stresses on the engine components, but also cavitation-related wear in the area of the engine pistons and their connections be considerably reduced, with the additional advantage that conventional measures, such as. B. commercially available check valves can be used.
  • a particularly precise control of the valve arrangement results from the further development of patent claim 3.
  • the output pressure of a continuously adjustable pressure valve can be controlled with sufficient speed according to a predetermined profile, so that the intermediate switching position of the valve arrangement with exact timing and thus ensuring an optimal one Pressure build-up takes place in the area of the critical engine piston group.
  • Valve arrangement is the subject of claim 4.
  • the orifice - according to claim 7 - is integrated in a directional control valve, there is a cost advantage because a conventional valve can be used, and moreover the favorable effect that the orifice is removed from the supply line after the directional control valve has been switched over.
  • This can effectively counteract the occurrence of cavitation due to temporary undersupply of certain sections of the hydraulic motor, in particular if impermissibly low suction pressures occur in the deactivated, but mechanically positively coupled, motor working chambers by adding additional fluid, i.e. anti-cavitation fluid or Anti-cavitation pressure is fed.
  • the middle position of the Drive over directional control valve at reduced speed so that the desired pressure increase in the control pressure line can be achieved with simple control measures.
  • the switching time can also be optimized.
  • the continuously adjustable pressure valve or the directional control valve is actuated according to claim 4 with the aid of a programmed signal, with which the pressure build-up in the critical supply circuit for the engine pistons or working chambers is ultimately precisely specified in time.
  • the valve body of the valve arrangement controlled in this way is shifted between the two switching positions in accordance with a predetermined path / time diagram, so that it passes through the at least one intermediate switching position with a predetermined speed profile.
  • Switchover valve arrangement are essentially limited to the control edges, it is possible in an advantageous further development according to claim 13 to integrate the cavitation safety valve designed as a check valve into the valve slide, which results in a further space saving.
  • valve arrangement according to claims 9 to 13 is preferably used when the radial piston motor has a preferred direction of rotation. If this direction of rotation is reversed, the continuously adjustable 3/2-way valve is located on the outlet side of the piston group that is switched off in terms of torque, with the result that this piston group is subjected to working or high pressure in the inlet and outlet, which leads to higher friction losses and this can lead to a reduction in the output torque.
  • patent claim 15 in turn effectively ensures that the deactivated engine piston or working chamber group is not under-supplied with fluid during high-speed operation of the radial piston engine, so that cavitation-related wear and tear is minimized.
  • Radial piston engine is referred to the multi-stroke principle. Show it:
  • 1 is a circuit diagram of a first embodiment of the hydraulic control circuit for a radial piston motor with two speeds;
  • FIG. 2 shows the circuit diagram of a modified embodiment of the control circuit in a representation corresponding to FIG. 1;
  • FIGS. 2A and 2B sections of modified circuit diagrams of embodiments in which the combination "orifice / directional control valve" is modified; 3 shows a schematic illustration of a detail of a hydraulic control circuit according to a further embodiment;
  • FIG. 4A shows a detail of a hydraulic control circuit according to a further embodiment, which works with a valve arrangement according to the embodiment according to FIG. 3, in the event that the actuation pressure for the valve arrangement lies in a first, lower pressure range;
  • FIG. 4B shows a schematic sectional view of the associated continuously adjustable directional valve of the valve arrangement in this operating state
  • Fig. 7 shows a section of a circuit with another
  • FIG. 8 shows a sectional view of an embodiment of the valve arrangement used in the hydraulic control circuit according to FIG. 7;
  • FIGS. 7 and 8A shows a partial section of the individual representation of the valve spool of the 3/2-way valve used in the embodiment according to FIGS. 7 and 8;
  • Figs. 10 and 10A representations corresponding to Figs. 9 and 9A in the event that the control pressure is in a second, lower pressure range;
  • FIGS. 10 and 10A representations corresponding to FIGS. 10 and 10A in the event that the control pressure is in a medium pressure range
  • FIGS. 12 and 12A are views corresponding to FIGS. 10 and 10A in the event that the drive pressure is in a fourth pressure range;
  • Figs. 13 and 13A are views corresponding to FIGS. 10 and 10A in the event that the drive pressure is in a fifth pressure range;
  • FIGS. 14 and 14A representations corresponding to FIGS. 10 and 10A in the event that the actuation pressure lies above the fifth pressure range;
  • Hydraulic circuit with a modified configuration of a valve to protect the radial piston motor against cavitation wear
  • Fig. 16 is a schematic sectional view of the 4/2-way valve used in Fig. 15.
  • a first embodiment of a hydraulic control circuit for a radial piston engine designated by the reference numeral 20 is shown, which - indicated schematically - has two piston groups 20-1 and 20-2, of which the motor piston group 20-2 selectively for reduction, preferably for Halving the swallowing volume, can be switched off.
  • the working pressure or inlet side of the radial piston motor 20 with two speeds is designated with "B”, and the outlet side with "A”.
  • the radial piston motor not shown, is constructed according to the so-called “multi-stroke principle", in which the radially arranged pistons are supported on a stroke curve via rollers.
  • the cylinder spaces of the individual pistons are supplied with pressure fluid in a controlled manner via axial bores, whereby each piston is loaded or relieved of pressure fluid per shaft revolution as often as the number of cams on the stroke curve.
  • the torque resulting from the cam shape of the cam ring is preferably transmitted by a toothing from the rotor / piston group to an output shaft.
  • a valve arrangement in the form of a continuously adjustable 3/2-way valve 30 is provided, which has two end switch positions 30-A and 30-B.
  • a return spring 32 presses the valve body, preferably a piston slide, into the switching position 30-A shown, in which the inlet B is connected through line sections 34 and 22 to the piston group 20-2.
  • the two piston groups 20-2 and 20-1 are supplied with hydraulic fluid on an equal basis, so that the radial piston motor operates at a predetermined first speed and a predetermined first torque.
  • the line section 34 is closed by the valve 30.
  • the valve 30 in the switching position 30-B shorts the inlet 22 of the engine piston group 20-2 with its outlet side 24, which is done via a bypass line 36.
  • the radial piston motor shown in Fig. 1 is also capable of working in the opposite direction of rotation, in which case the connections "A" and "B" are interchanged. In this direction of rotation
  • Radial piston motors of this type are increasingly being used in the field of mobile hydraulics, it often being necessary to switch the speed under load.
  • the following describes in detail what measures have been taken in the area of the hydraulic control circuit in order to carry out this switchover gently and gently, i.e. in such a way that on the one hand a pleasant driving experience is achieved and on the other hand the components of the radial piston motor and the hydraulic control circuit are protected against wear-promoting stresses.
  • the valve 30 is designed as a continuously adjustable 3/2-way valve, i.e. as a valve that has at least one intermediate switching position between the two end switching positions 30-A and 30-B, in which the line sections 34 and 22 lying in the inlet of the piston group 20-2 are connected to one another via an orifice arrangement.
  • This intermediate switching position is explained in more detail below with reference to FIGS. 3ff. It is crucial that the crossing of this intermediate switching position is used to smooth pressure peaks in the line sections 22, 24 and 34, 36 and thus to avoid uncontrolled torque and / or speed fluctuations on the output shaft of the radial piston motor, which ultimately leads to a deterioration in the Driving behavior of a vehicle equipped with such an engine would lead.
  • control pressure X applied to a control connection 38 of the directional control valve 30 is controlled or regulated as explained in more detail below :
  • the control pressure X is the output pressure of a continuously adjustable pressure valve 40, with which a supply pressure PV is set or regulated to the value “X”, preferably by electrical control at the signal connection 42.
  • a control pressure line 44 branches into a control pressure branch line 48, which leads to further engines or engine piston groups.
  • the continuously adjustable pressure valve 40 is controlled electrically, in that electronic output signals from suitable control electronics 50 are preferably applied to the control connection 42 in a program-controlled manner.
  • the control electronics 50 is supplied by a voltage source 52, for example a battery.
  • control slide of the 3/2-way valve 30 due to the intended control, i.e. by suitable control of the control signal X in a predetermined manner controlled from one end switch position to the other, i.e. is shifted over the intermediate switching position, so that pressure changes in the line sections 22, 24, 34 and 36 also occur in a controlled manner.
  • the control can, for example, be program-controlled in such a way that the path / time diagram of the movement of the control slide varies depending on the switching direction (connection or disconnection) of the piston group 20-2, as a result of which it is possible to maximize the switching speed with a predetermined smoothing of the pressure peaks ,
  • the control of the valve 30 according to the invention offers the possibility of selecting the time course of the control signal at the control connection 42 in such a way that it is optimally adapted to the direction of rotation of the radial piston motor.
  • the line section 22 in the control circuit according to FIG. 1 is connected via a check valve 60 to a line carrying the control pressure X, in the case shown to the line section 48.
  • This optional, so-called "anti-cavitation valve 60" can at the same time be included in the optimization of the geometry of the orifice arrangement in the area of the continuously adjustable directional valve 30. In other words, when tuning the control signals for the continuously adjustable pressure valve 40
  • FIG. 2 shows a further embodiment of the hydraulic control circuit for a radial piston motor with two speeds.
  • those components which correspond to the components of the embodiment according to FIG. 1 are provided with the same reference numerals, but preceded by a "1".
  • this embodiment differs only in the area of the control for the continuously adjustable 3/2-way valve 130.
  • the actuation pressure X for the valve 130 is generated in a different way in the embodiment according to FIG. 2, namely by connecting in series a preferably electrically controlled 3/2-way valve 162 and an orifice 164 in a line carrying a supply pressure PV ,
  • the 3/2-way valve is in turn controlled by control electronics 150 in a manner as has been described above with reference to FIG. 1.
  • the control The valve arrangement 130 in the embodiment according to FIG. 2 again takes place in such a way that the valve body of the valve arrangement 130 can be moved over its intermediate switching position at a controlled speed.
  • FIGS. 2A and 2B show variants for the generation of the actuation pressure X, only the detail of the combination orifice / directional valve being used.
  • Directional valve designed valve 162 integrated, in such a way that the orifice 164" comes into operation in the central position B, while it has no influence in the other two switching positions A and B.
  • the control of the directional control valve 162 " is such that the valve slide is preferably actuated at a reduced speed, in particular is shifted beyond the middle switching position.
  • the particular advantage of the arrangement is that additional fluid can be fed into the control pressure line X unthrottled if necessary, to ensure in this way that hydraulic fluid can be sucked in in sufficient quantity and under sufficient pressure via the anti-cavitation valve 60, 160 described in more detail with reference to FIG.
  • FIG. 2B A further modification of this facial expression, which further reduces the risk of cavitation, is shown in FIG. 2B.
  • the throttle 164 'arranged downstream of the valve 162' which is also designed as a 3/2-way valve, can be bridged by means of a sequence switching valve 165 'if the control pressure X exceeds a threshold pressure which can be set by a biasing spring 167'.
  • Control circuits according to Figures 1 and 2 can be used, described in detail. Also in these figures are for those parts that are the components of the hydraulic previously described Control circuits correspond, assign similar reference numerals, preceded by a "2".
  • the intermediate switching position 230-Z of the 3/2-way valve 230 is indicated schematically. It can be seen that in the intermediate switching position 230-Z the inlet side 222 and the outlet side 224 are throttled, i.e. are connected via an orifice 231, a further orifice 233 between the supply line 234 and the inlet line 222 throttling the pressure fluid flow to the piston group 220-2. Only in the second end switch position 230-B is the supply line 234 completely blocked, and the inlet 222 and outlet 224 of the piston group 220-2 are short-circuited.
  • FIGS. 4A, 5A and 6A each show a section of the circuit for the switching position of the valve slide shown in FIGS. 4B, 5B and 6B.
  • the 3/2-way valve 230 is shown in the switch position 230-A.
  • a control slide 270 is accommodated in a bore 272 of a motor housing 274 in the vicinity of the generally axially extending distributor bores for actuating the individual radial pistons.
  • a spring 232 tightens the control slide 270 according to FIG. 4B to the right against a stop surface 276, which delimits a control space 238, which guides the control pressure "X".
  • connection B Three connections open into the bore 272, namely the connection B, the connection A and the connection 222 leading to the radial piston which can be switched on and off or to the radial piston group 220-2 which can be switched on and off.
  • the reference number 278 denotes a recess in the control slide 270 , which ends in the control edges 280, 282. In the area of the control edges 280, 282, axial slots 284 are preferably uniformly distributed over the circumference. It can be seen that in the switching position according to FIG. 4B, which the control slide 270 assumes for a control pressure X in the range of, for example, 0 to 8 bar, the Port B is throttled through to supply port 222 of piston group 220-2. In this state, as shown in FIG. 4A, the radial piston motor 220 operates at full torque.
  • control slide 270 is a so-called anti-cavitation valve
  • the side of the control slide facing the stop surface 276 has a preferably central recess 277 into which a valve seat body 275 is screwed.
  • the valve seat body cooperates with a valve ball 266, which is accommodated in a space 268 with play.
  • An axial bore 279 extends from the space 268, which meets a branch bore 281 which opens into the recess 278 of the control slide.
  • the geometry and the position of the valve ball 266 is matched to the geometry and the position of the axial bore 279 in such a way that the valve ball 266 cannot close the axial bore 279.
  • the pressure applied via the connection B, the tap bore 281 and the axial bore 279 can press the valve ball 266 onto the valve seat of the valve seat body 275 as long as there is a corresponding pressure drop.
  • the control pressure X is increased in the manner in which this has been explained with reference to FIGS. 1 and 2 to a higher pressure range in which the switching process takes place .
  • the control slide 270 assumes the position shown schematically in FIG. 5.
  • the control pressure X is sufficiently large here to lift the control slide against the force of the spring 232 from the stop surface 276 and to the left as shown in FIG.
  • the reference numerals 286-B and 286-A in FIG. 5B are the finely machined and rotating housing-side Provide control edges that interact with the axial slots 284-B, 284-A.
  • this switching state is indicated by the adjustable chokes A1 and A2, the throttle point A1 corresponding to the axial slots 284-B and the throttle point A2 corresponding to the axial slots 284-A.
  • the intermediate switching position shown in FIG. 5 is passed through in a controlled manner, the actuation pressure X preferably being programmed and, for example, being raised in accordance with a gently rising ramp.
  • the control pressure X reaches a certain upper threshold value of, for example, 13 bar (in the embodiment shown)
  • the 3/2-way valve assumes the second end switch position according to FIG. 6.
  • the axial slots 284-B have completely passed over the complementary control edge 286-B for the connection B, while the control edge 280 on the connection A side opens the connection between the connection 222 and the connection A unthrottled.
  • the radial piston motor works at an increased, usually double speed.
  • the pistons of the deactivated piston group (s) 220-2 are also accelerated.
  • the anti-cavitation valve ie the check valve 260, operates.
  • the ball 266 lifts off the valve seat body 275, so that hydraulic fluid can be fed into the connection 222 under the pressure of the actuation pressure X via the axial bore 279 and the branch bore 281.
  • valve 260 This operation of the valve 260 is also particularly important when the radial piston motor is started in the high-speed stage shown in FIG. 6.
  • the special feature of the embodiment described above is that the anti-cavitation valve is accommodated in the 3/2-way valve 230 in an extremely space-saving manner.
  • the radial piston motor is switched over from the high-speed stage to the low-speed stage by appropriately reducing the control pressure X, the path of the control spool being passed from one end switch position to the other at a controlled speed.
  • control slots 284-B and 284-A are used again to counteract the occurrence of pressure peaks in the area of the connections to be opened and closed, which ultimately leads to the switching process being carried out smoothly and therefore gently for the individual components of the radial piston motor ,
  • the embodiment of the hydraulic control circuit described above is also functional in the event that the direction of rotation of the radial piston motor is reversed by feeding fluid into port A under working pressure.
  • the advantages of the control of the 3/2-way valve according to the invention which have already been described are retained.
  • the disadvantage in the high-speed switching position according to FIG. 6 is that the inlet and outlet of the deactivated engine piston group are subjected to high pressure, which ultimately leads to undesired power losses.
  • FIGS. 7 to 16 which is constructed in such a way that it can be used with the same efficiency in both directions of rotation of the radial piston motor.
  • those components which correspond to the components of the previously described exemplary embodiments are provided with similar reference numerals, which, however, are preceded by a "3".
  • the radial piston motor shown in FIG. 7 can be operated in the so-called "4-port configuration", ie it can be operated with the same efficiency in both directions of rotation for both the full and half the displacement volume.
  • the valve arrangement designed as a continuously adjustable 3/2-way valve in the embodiments according to FIGS. 1 to 6 is designed as a continuously adjustable 4/2-way valve 330, the two end switch positions 330-A and 330-B of which are shown in FIG. 7 are shown.
  • a continuously adjustable 3/2-way valve 360 with the two end switching positions 360-A and 360-B takes the place of the check valve 60, 160 or 260.
  • control connection 338 of the 4/2-way valve 330 is in turn connected to the line carrying the control pressure X.
  • This control pressure X is also applied to a control side 335 of the valve 360, which will be referred to below as an anti-cavitation valve.
  • the pressure in the inlet of the continuously operating engine piston or the continuously operating engine piston group 320-1 is connected to a first connecting line 337 which leads to the inlet 322 of the engine piston (engine piston group) 320 which can be switched on and off -2 leads.
  • the valve 330 switches through the outlet 324 of the engine piston group 320-2 via the second connecting line 339 to the outlet connection A.
  • the control slide of the valve 330 closes the connection of the connection B carrying the working pressure to the first connection line 337 as well as the connection between the second connection line 339 and the drain connection A.
  • the first and second connection lines 337, 339 are short-circuited, so that the engine piston group 320-2 can no longer contribute to increasing the torque. Since the speed of the engine runs up in this switching state, and the individual pistons 320-1 and 320-2 still are mechanically coupled, port C or 322 of piston group 320-2 is at risk of cavitation.
  • valve slide of the anti-cavitation valve 360 assumes the switch position 360-B, in which the connection 361 carrying the control pressure X is switched through to the line branch 337K and thus to the connection 322. Undersupply of the suction area of engine piston group 320-2 is thus effectively prevented.
  • FIGS. 8, 8A a concrete structure of the 4/2-way valve with integrated anti-cavitation valve 360 is described in more detail below. Corresponding reference numerals are used for those components which correspond to the components of previous embodiments, preceded by a "3".
  • a valve or control slide 370 is accommodated in an axially displaceable manner in the bore 372 of a valve insert 371.
  • the valve insert 371 is mounted in a sealed manner in a distributor part 374, so that the space on the right-hand side of the valve slide 370 according to FIG. 8 is connected to a region of low pressure in the system, for example tank pressure.
  • the valve spool 370 has a stepped bore 373, in the central section of which a valve body 366 in the form of a cylindrical spool is accommodated in a precisely fitting and axially movable manner.
  • the valve body 366 is supported on the right-hand side according to FIG. 8 on a compression spring 365 which presses the valve body 366 against a retaining pin 367 in the position shown in FIG. 8.
  • the valve body 366 has a bore 369 on the side facing the low-pressure region, into which a plurality of radial branch channels 369a open at the end, which emanate from an annular groove 369b.
  • the valve body 366 acts with a Control spool 370 formed control bore 381, which extends radially outwards and opens into a first piston recess 378-1 of the spool 370.
  • valve body 366 on the first side As can be seen from FIGS. 8, 8A, the valve body 366 on the first side
  • control slide 370 is prestressed by means of a compression spring 332 into a stop position shown in FIG. 8 (corresponds to the position 330-A of the valve 330 according to FIG. 7), in which the position shown in FIG. 8 left end face is clamped against a stop surface 376.
  • the stop surface delimits a space which is in fluid communication with the actuation pressure X.
  • a radial connection between the space 373V and the space in which the compression spring 332 is received is provided via radial recesses in the ledge of the spool 370, which are not shown in detail.
  • a leakage connection is labeled LA.
  • the piston recesses 378-1 and 378-2 form control edges 382-1, 382-2 and 382-3, in the area of which - similar to the configuration of the valve 230 according to FIGS. 4 to 6 - axial slots 384-1, 384 -2 and 384-3 are present.
  • the connection channels for connections B and D each open into a recess 386B and 386D.
  • Switch positions 330-A and 360-A Port B is unthrottled the recess 386B and the piston recess 378-1 are connected to the port C, so that the motor piston group 320-2, which can be switched on and off, is supplied with working fluid under working pressure on an equal footing with the piston group 320-1.
  • the respective discharge sides of the engine piston group 320-1 and 320-2 are connected unthrottled by the connection A being connected to the connection D via the second piston recess 378-2 and the recess 386D.
  • the valve body 366 of the anti-cavitation valve 360 assumes a position in which the connection between the connection C and a low pressure chamber or a tank pressure chamber T is blocked by the valve body 366 closing the radial channels 381 in the control slide 370.
  • the valve arrangement is held in the position shown in FIG. 9 as long as the actuation pressure X does not exceed a predetermined first threshold value of, for example, 4 bar (corresponds to 58 psi).
  • control slide 370 moves to the right against the force of the return spring 332 according to FIG. 10, so that the control edges 382-1 and 382-3 come into operation. Because of the axial recesses 384-1 and 384-3, a throttled connection between the connections B and C on the one hand and the connections A and D on the other hand is maintained.
  • the first intermediate switching position of the continuously adjustable 4/2-way valve 330 is designated 330-Z1 in FIG. 10A. This switch position is held, for example, in a pressure window between 4 and 7.7 bar (between 58 and 112 psi).
  • control slide 370 moves further to the right — according to FIG. 11. In this position there remains a throttled connection between the
  • This second intermediate switching position is designated 330-Z2 and is realized in a second pressure window, which is maintained, for example, in the range between 7.7 and 15 bar (corresponds to a range between 112 and 218 psi).
  • the control pressure X is already large enough here to lift the valve body 366 off the stop pin, the anti-cavitation valve 360 remains in the end switch position 360-A.
  • control pressure X is raised further and a pressure window of, for example, 15 to 16 bar (corresponds to 218 to 232 psi) is reached, the control edges 382-1 and 382-3 completely seal the connections between B and C on the one hand and between D and A on the other hand, so that the continuously adjustable 4/2-way valve 330 assumes a third intermediate switching position 330-Z3, in which, however, the connection between the connections C and D, ie the short-circuiting of the inlet and outlet side of the motor piston group 320-2, which can be switched on and off, is throttled because the axial recesses 384-2 are still effective.
  • the control slide 370 reaches its second end switch position 330-B, which is shown in FIGS. 13, 13A and represents a stop switch position.
  • the connection between the connections C and D is now opened without throttling.
  • the actuation pressure X has taken on a sufficiently large value to move the valve body 366 into an intermediate switching position 360-Z (see FIG. 13A).
  • connections C and D to the tank side T are briefly established in order to keep energy losses as small as possible in the area of the engine pistons or engine piston group which are short-circuited and deactivated in this operating state.
  • the valve body 366 - When the actuation pressure X reaches the highest threshold value, for example of 19 bar (corresponds to 276 psi), the valve body 366 - according to FIG. 14 - is pushed so far to the right that the shoulder 366S opens the radial channel 381.
  • the ports C and D are thus connected to the control pressure X, i.e. the side of the engine piston group 320-2 that can be switched on and off to protect against cavitation is reliably supplied with fluid that is at a sufficiently high pressure so that the intake pressure in the engine piston in question does not fall below a critical limit value.
  • the anti-cavitation valve 360 thus occupies the second end switch position 360-B.
  • valves 330 and 360 are equally ensured if the direction of rotation of the radial piston motor is reversed. It should also be emphasized that the jerk-free switching between the speeds, which is realized by the control of the valves 330 and 360 according to the invention and thus the components as far as possible, is also ensured in the event that the radial piston motor is in the switching position of the valves according to FIG. ie starts at high speed and then switches to half speed and double torque. In this case, the control pressure X is lowered in a controlled manner, so that the switching positions according to FIGS. 14, 13, 12, 11, 10 and 9 are taken in sequence.
  • the embodiment according to FIGS. 8 to 14 is also characterized by a very space-saving construction.
  • the valve arrangement with the continuously adjustable 4/2-way valves 330 and the anti-cavitation valve 360 can easily be accommodated in housing parts of the radial piston motor, the modular design even opening up the possibility of retrofitting radial piston motors that are already commercially available with the valve arrangement according to the invention.
  • the time course with which the actuation pressure X is changed between the different speeds when the radial piston motor is switched over is preferably program-controlled again, as has already been explained with reference to FIGS. 1 and 2, so that adaptation is made with simple means to the various operating states of the radial piston motor.
  • the positive overlap of the control edges in the area of the control spool ' 370 can be varied within wide limits in order to fine-tune the particular areas of application of the radial piston motor.
  • FIGS. 15 and 16 a further exemplary embodiment of a control circuit according to the invention is shown with reference to FIGS. 15 and 16, in which the protection of the radial piston motor against cavitation phenomena is accomplished in another way.
  • those components which correspond to the components of the embodiment according to FIGS. 8 to 14 are identified with similar reference numerals, which, however, are preceded by a “4”.
  • an anti-cavitation valve designated 460 is designed as an external 2/2-way valve. It has a valve slide 466, which can be moved against its force by a return spring 465 from its locked position 460-A to its through position 460-B, in which the system pressure P is switched through to branch line 437K and thus to connections C or C and D, when the engine piston group 420-2 is deactivated in the switching position 430-B of the continuously adjustable 4/2-way valve 430 and thus the radial piston engine with increased, ie double speed runs.
  • a control slide 470 of the continuously adjustable 4/2-way valve 430 can be embodied in a simplified manner, ie as a full piston, with a further connection CK being provided in an insert body 471 for coupling the line coming from the anti-cavitation valve 460.
  • the configuration of the valve corresponds to 16 of that of the embodiment according to FIGS. 8 to 14, so that a detailed description can be dispensed with.
  • the hydraulic control circuit can thus also be designed as a unit decoupled from the engine.
  • valves in the housing of the rotor instead of in the motor housing.
  • the hydraulic control circuit can of course also be used for radial piston motors in which the speed is changed in several stages.
  • valve arrangement shown which has the advantage that an existing control slide valve only has to be redesigned slightly and can be carried out in a very space-saving manner
  • a proportional valve in the pressure supply line of the motor piston group that can be switched on and off.
  • the control is also selected so that no excessive pressure peaks occur in the individual components of the control circuit and on the components involved in the power transmission, so that the switching process can be carried out smoothly and without pressure.
  • Control edges on the continuously adjustable directional valve responsible axial slots alone or additionally in the part forming the valve slide bore can be adapted to the temporal course of the signal for the actuation pressure X, it also being possible to have different signal courses for different switching directions and / or for different directions of rotation of the radial piston motor to generate the control pressure X.
  • the embodiments were described above using an application of the control circuit according to the invention in a radial piston motor according to the multi-stroke principle. However, it is emphasized that the invention is not limited to this field of application.
  • control circuit is suitable while maintaining the functional principle of the jerk-free switching of the speeds for all hydraulic motors in which the switching of the speed takes place by selective "neutralizing" and activating selected motor working chambers or working chamber groups.
  • control circuit is also not limited to that
  • the invention thus provides a hydraulic control circuit for a hydraulic motor, in particular a radial piston motor with two speeds, with which the switching between the speeds takes place by changing the swallowing volume in that, for a selected number of motor pistons, the inlet side is short-circuited with the outlet side by means of a valve arrangement.
  • a valve arrangement In order to ensure in a particularly space-saving manner that the switching between the speeds occurs smoothly and therefore as gently as possible for the individual structural components, at least one intermediate switching position is provided for the valve arrangement between the two end switching positions, in which the Inlet side throttled with the outlet side, ie is connected via an aperture arrangement.
  • the valve arrangement is preferably actuated in such a way that a valve body can be moved over the intermediate switching position at a controlled speed.

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Abstract

Beschrieben wird eine hydraulische Steuerschaltung für einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten, mit der die Umschaltung zwischen den Geschwindigkeiten durch Veränderung des Schluckvolumens dadurch erfolgt, dass bei einer ausgewählten Anzahl von Motor-kolben (20-2; 120-2; 220-2; 320-2; 420-2) mittels einer Ventilanordnung (30, 130, 230, 330, 430) die Zulaufseite (22, 122, 222) mit der Ablaufseite (24, 124, 224, 324) kurzgeschlossen wird. Um in besonders platzsparender Art und Weise dafür zu sorgen, dass das Umschalten zwischen den Geschwindigkeiten ruckfrei und damit für die einzelnen Baukomponenten so schonend wie möglich erfolgt, wird vor die Ventilanordnung (30, 130, 230, 330, 430) zwischen den beiden End-Schaltstellungen zumindest eine Zwischen-Schaltstellung (230-Z; 330-Z2; 330-Z3) vorgesehen, in der die Zulaufseite (22, 122, 222) mit der Ablaufseite (24, 124, 224, 324) gedrosselt, d.h. über eine Blendanordnung (231; A1; A2; 282; 284-A; 284-B; 286-B; 382-2; 384-2) verbunden ist. Bevorzugterweise erfolgt die Ansteuerung der Ventilanordnung (30, 130, 230, 330, 430) derart, dass ein Ventilkörper (270, 370, 470) über die Zwischen-Schaltstellung hinweg mit kontrollierter Geschwindigkeit bewegbar ist.

Description

Hydraulische Steuerschaltung für einen Hydromotor mit mindestens zwei
Geschwindigkeiten
Die Erfindung bezieht sich auf eine hydraulische Steuerschaltung für einen Hydromotor mit zumindest zwei Geschwindigkeiten, gemäss dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Hydromotoren, die sich grundsätzlich für die Anwendung der Erfindung eignen, sind z.B. mehrhubige Axial- oder Radialkolbenmotoren, Hydromotoren nach dem Planetenradprinzip, d.h. sogenannte Gerotoren, oder Kolbenmotoren mit Stufenkolben. Die Bauarten dieser Hydromotoren sind allgemein bekannt. Lediglich der Vollständigkeit halber wird auf das Kapitel 5 "Hydromotoren" im Lehr- und Informationsbuch "DER HYDRAULIKTRAINER - Band 1/Grundlagen und Komponenten der Fluidtechnik/Hydraulik", 2. Auflage 1991 , verwiesen.
Hydromotoren mit Stufenkolben sind beispielsweise in der japanischen Offenlegungsschrift 48-40007, der DE 37 23 988 A1 und der DE 40 37 455
C1 beschrieben. Während im Fall des in der japanischen
Offenlegungsschrift 48-40007 gezeigten Hydromotors mit radial ausgerichteten , Kolben die Druckbeaufschlagung von außen erfolgt, geschieht dies im Fall der DE 40 37 455 C1 von innen. Das Schluckvolumen und damit das Drehmoment und die Drehzahl- des aus der DE 40 37 455 C1 bekannten Hydromotors wird dadurch umgeschaltet, dass getrennte
Steuerkanäle für die einzelnen Kolben- und Ringräume, d.h. für die einzelnen Arbeitskammern vorgesehen werden und die Ansteuerung dieser
Arbeitskammem getrennt erfolgt. Es können zur Drehmomentabstufung entweder nur die Ringräume, oder nur die Kolbenräume oder beide
Arbeitskammergruppen gemeinsam mit Druckmittel beaufschlagt werden.
Die auf diese Weise jeweils neutralisierten Arbeitskammern sind somit kurzgeschlossen.
Den Steuerungen für das Umschalten der Drehzahl für diese
Hydromotoren ist dann gemeinsam, dass mittels einer Ventilanordnung das Schluckvolumen des Motors schaltbar ist, indem die Schluckvolumina ausgewähltem Arbeitskammern, d.h. der Arbeit verrichtenden Motorkammern, wie z.B. einer zu- und abschaltbaren Kolbengruppe, selektiv neutralisiert werden, was in der Regel durch Kurzschließen der Zu- und Ablaufseite der betreffenden Motorkammern geschieht.
Im folgenden soll für den Anwendungsfall eines Radialkolbenmotors nach dem Mehrhub-Prinzip die dabei auftretende Problematik näher beschrieben werden:
Bei Radialkolbenmotoren nach dem Mehrhub-Prinzip stützen sich die radial angeordneten Kolben in der Regel über eine Rolleneinrichtung auf einer Hubkurve ab. Der Zylinderraum wird dabei regelmäßig über axiale Bohrungen mit Druckflüssigkeit versorgt, und jeder Motorkolben wird pro Wellenumdrehung so oft mit Flüssigkeit belastet bzw. entlastet, wie dies die Anzahl der Nocken an der Hubkurve entspricht. Das durch die Kurvenform des Hubrings entstehende Drehmoment wird dabei beispielsweise durch eine Verzahnung von der Kolbengruppe, die in einem Rotorteil aufgenommen ist, auf eine Abtriebswelle übertragen.
Bei bestimmten Ausführungen derartiger Radialkolbenmotoren kann das Schluckvolumen halbiert werden, indem über ein Ventil in der hydraulischen Steuerung dafür gesorgt wird, dass nur die Hälfte der Motorkolben beim Arbeitshub mit Druckflüssigkeit versorgt werden. Die restlichen Motorkolben sind mit der Ablaufseite des Motors verbunden, wodurch der Radialkolbenmotor in einem derart geschalteten Zustand mit doppelter Drehzahl, jedoch mit halbiertem Drehmoment läuft.
Eine hydraulische Steuerschaltung gemäß dem Oberbegriff des . Patentanspruchs 1 in der Anwendung für Radialkolbenmotoren ist beispielsweise aus der US-A-4,724,742 bekannt. Die Ventilanordnung weist in diesem Fall einen gegen die Kraft einer Rückstellfeder durch einen entgegengesetzt wirkenden Steuerdruck verschiebbaren Kolbenschieber auf, der entweder im stehenden Teil, d.h. im Motorgehäuse, oder im drehenden Teil, d.h. im Rotor, aufgenommen ist. Dabei sind insbesondere schaltungstechnische Maßnahmen ergriffen, um dafür zu sorgen, dass die beiden Geschwindigkeiten so gleichförmig wie möglich stabilisiert werden können.
Es zeigt sich allerdings, dass die Lebensdauer derartiger Radialkolbenmotoren, die mit der Option eines veränderbaren, beispielsweise halbierbaren Schluckvolumens ausgestattet sind, spürbar verringert ist, was auf erhöhte Abnützungen im Bereich der Nockenflanken und -rollen einerseits sowie kavitationsbedingte Verschleisserscheinungen im Bereich der Motorkolben andererseits zurückzuführen ist.
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, die hydraulische Steuerschaltung für einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten derart weiterzubilden, dass es mit geringem schaltungs- und vorrichtungstechnischen Aufwand gelingt, die Lebensdauer derartiger bezüglich der Geschwindigkeit umschaltbarer Radialkolbenmotoren anzuheben und dabei gleichzeitig das Einsatzgebiet dieser Motoren, insbesondere auf das Gebiet der Mobilhydraulik, zu erweitern.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Erfindungsgemäss wird die Ventilanordnung derart umgestaltet, dass die Umschaltung zwischen den unterschiedlichen Motorgeschwindigkeiten über zumindest eine Zwischen-Schaltstellung erfolgt, in der die Zulaufseite mit der Ablauf-Seite der zu aktivierenden bzw. zu deaktivierenden Arbeitskammer- bzw. Motorkolbengruppe über eine Blendenanordnung in Strömungsmittelverbindung steht, wodurch es wirksam und mit einfachen Mitteln gelingt, dem Auftreten von Druckspitzen in der Steuerschaltung und im Bereich der Motorkammern bzw. -kolben beim Umschaltvorgang entgegenzuwirken. Indem also der Druckanstieg im Hauptkreis konwirksam vermieden werden, wird der Hydromotor, wie z.B. der Radialkolbenmotor auch nicht abrupt beschleunigt bzw. abgebremst, wodurch ncht nur die Beanspruchungen der Bauteile des Motors und insbesondere der an der Wälzbewegung beteiligten Motorkomponenten erheblich kleiner werden, sondern auch die auf einen nachgeschalteten Antriebsstrang übertragenen Kräfte vergleichmäßigt werden. Die vom Hydromotor gesteuerten Bewegungen werden aufgrund der erfindungsgemäßen Gestaltung der Steuerschaltung erheblich sanfter ausgeführt, was den besonderen Vorteil hat, dass sich auch derartige hinsichtlich der Drehzahl schaltbare Hydromotoren mit verbessertem Komfort und mit erhöhter Bediensicherheit in der Mobilhydraulik, beispielsweise für den Fahrantrieb oder für ein Hubaggregat einsetzen lassen. Der Fahrer kann den Schaltvorgang zwischen den Geschwindkeiten ruckfrei ausführen, wobei ein abruptes Beschleunigen oder Abbremsen des Fahrzeugs mit der Gefahr des Instabilität des Fahrverhaltens bzw. des Verlusts der Bodenhaftung einzelner Räder nicht mehr auftritt. Wenn mittels des Hydromotors eine Last bewegt wird, gelingt die Umschaltung ebenfalls derart ruckarm, dass plötzliche Beschleunigungen bewegter Teile, wie z.B. der Last und der diese tragenden Komponenten vermieden werden, was der Funktion- und vor allem auch der Bedienungssicherheit des mobilhydraulischen Fahrzeugs bzw. Geräts zugute kommt. Selbst nicht besonders gesicherte Lasten können auf diese Weise mit gestuften Geschwindigkeiten sicher bewegt werden. Dabei ergibt sich der zusätzliche Vorteil, dass gleichzeitig Schäden an der Pumpe oder an Ventilen vermieden werden.
Eine Optimierung des Druckaufbaus im Bereich der beim Umschaltvorgang kritisch beanspruchten Motorkolbengruppe gelingt erfindungsgemäss besonders wirksam dann, wenn dafür Sorge getragen wird, dass ein Ventilkörper der Ventilanordnung über diese Zwischen- Schaltstellung hinweg mit kontrollierter Geschwindigkeit bewegt wird.
Ein besonderer Vorteil dieser erfindungsgemässen Massnahmen besteht dabei darin, dass die hydraulische Steuerschaltung nur geringfügig modifiziert werden muss, um die vorstehend beschriebenen Effekte zu erzielen. So kann die Blendenanordnung in einfacher Weise durch eine geeignete Steuerkantengeometrie eines herkömmlichen Steuerschiebers bereitgestellt werden, was die Möglichkeit eröffnet, bereits im Betrieb befindliche Radialkolbenmotoren mit der erfindungsgemässen hydraulischen Steuerschaltung nachzurüsten. Dabei hat sich ferner gezeigt, dass durch die erfindungsgemässe Umgestaltung der hydraulischen Steuerschaltung nicht nur die kritischen mechanischen Beanspruchungen der Motorkomponenten erheblich reduziert werden, sondern dass gleichzeitig kavitationsbedingte Abnützungen im Bereich der Motorkolben und deren Anschlüssen beträchtlich verringert werden, wobei sich der zusätzliche Vorteil ergibt, dass zum Kavitationsschutz herkömmliche Massnahmen, wie z. B. handelsübliche Rückschlagventile verwendet werden können.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der
Unteransprüche.
Eine optimale Anpassung der Steuerschaltung an die Bauart eines Radialkolbenmotors, insbesondere eines Radialkolbenmotors nach dem Mehrhubprinzip, ist Gegenstand des Patentanspruchs 2.
Eine besonders genaue Ansteuerung der Ventilanordnung ergibt sich mit der Weiterbildung des Patentanspruchs 3. Der Ausgangsdruck eines stetig verstellbaren Druckventils lässt sich mit ausreichender Geschwindigkeit entsprechend einem vorgegebenen Profil steuern, so dass die Zwischen-Schaltstellung der Ventilanordnung mit exakter zeitlicher Steuerung und damit unter Sicherstellung eines optimalen Druckaufbaus im Bereich der jeweils kritischen Motorkolbengruppe erfolgt.
Eine vom Aufbau her vereinfachte Alternative für die Ansteuerung der
Ventilanordnung ist Gegenstand des Patentanspruchs 4.
Vorteilhafte Varianten der Erzeugung eines Steuerdrucks stromab einer Blende sind Gegenstand der Unteransprüche 5 bis 8.
Wenn die Blende - gemäß Anspruch 7 - in ein Wegeventil integriert ist, ergibt sich ein Kostenvorteil, weil ein herkömmliches Ventil verwendet werden kann, und darüber hinaus der günstige Effekt, dass die Blende nach dem Umschalten des Wegeventils aus der Versorgungsleitung genommen ist. Dadurch kann dem Auftreten von Kavitation aufgrund von temporärer Unterversorgung bestimmter Abschnitte des Hydromotors, insbesondere beim Auftreten unzulässig niedriger Saugdrücke in den deaktivierten, aber mechanisch zwangsgekoppelten Motor-Arbeitskammern, wirksam entgegengetreten werden, indem in die Steuerdruckleitung zusätzliches Strömungsmittel, d.h. Anti-Kavitations-Strömungsmittel bzw. Anti- Kavitationsdruck eingespeist wird. Vorzugsweise wird die Mittelstellung des Wegeventils mit reduzierter Geschwindigkeit überfahren, so dass der gewünschte Druckanstieg in der Steuerdruckleitung mit einfachen steuertechnischen Maßnahmen realisierbar ist.
Ein vergleichbarer, die Gefahr des Auftretens von Kavitation vermindernder Effekt, lässt sich mit der Eingliederung eines Folgeschaltventils nach Anspruch 6 erzielen.
Es hat sich gezeigt, dass ein langsamer und vorzugsweise rampenartiger Anstieg des Steuerdrucks gemäss Patentanspruch 8 ohne weiteres zu ausreichenden Ergebnissen bei der Ansteuerung der Ventilanordnung führt.
Mit der Weiterbildung des Anspruchs 9 kann darüber hinaus zusätzlich die Schaltzeit optimiert werden. Bevorzugterweise erfolgt die Ansteuerung des stetig verstellbaren Druckventils bzw. des Wegeventils gemäss Patentanspruch 4 unter Zuhilfenahme eines programmierten Signals, mit dem letztlich der Druckaufbau im jeweils kritischen Versorgungskreis für die Motorkolben bzw. -Arbeitskammern zeitlich exakt vorgegeben wird. Mit anderen Worten, der Ventilkörper der so angesteuerten Ventilanordnung wird entsprechend einem vorgegebenen Weg/Zeit-Diagramm zwischen den beiden Schaltstellungen verschoben, so dass er die zumindest eine Zwischen-Schaltstellung mit vorgegebenem Geschwindigkeitsprofil durchfährt.
Eine besonders einfache Ausgestaltung der Ventilanordnung ist
Gegenstand der Patentansprüche 10 bzw. 11. Denn diese Bauart kommt mit einem einfachen, gegen eine Feder verschiebbaren Ventilschieber aus, der im Vergleich zu einem herkömmlichen Schaltventilkolben lediglich im Bereich der Steuerkanten modifiziert werden muss, um die erfin- dungsgemässe Funktion sicherzustellen. Die Blendenanrodnung wird vorzugsweise von Messnuten im Bereich der Steuerkanten des Ventilschiebers gebildet, wodurch sich der Vorteil ergibt, dass nicht einmal die axiale Baulänge der Ventilanordnung gegenüber einem herkömmlichen Wegeventilschieber verlängert werden muss. Wie eingangs bereits angesprochen, schafft die erfindungsgemässe Umgestaltung der Steuerschaltung günstige Voraussetzungen dafür, dass kavitationsbedingter Verschleiss der Motorkomponenten minimiert werden kann. Mit der Weiterbildung des Patentanspruchs 12 wird wirksam dafür gesorgt, dass die Saugseite(n) der Motorkolben bzw. -Arbeitskammern der betriebsmässig deaktivierten Kolben- bzw. Arbeitskammergruppe(n) in diesem kritischen Zustand, in dem sie mit höherer Geschwindigkeit bewegt werden, mit einer ausreichenden Strömungsmittelmenge versorgt wird. Hierdurch wird nicht nur der Gefahr der Kavitation, sondern auch dem Auftreten eines erhöhten Geräuschpegels entgegengewirkt. Gemäss der Weiterbildung des Patentanspruchs 12 ist der Saugdruck des Motors sogar in der Grössenordnung des AnSteuerdrucks "vorgespannt", wodurch die Kavitationssicherheit zusätzlich erhöht ist.
Da die erfindungsgemässen Massnahmen zur Umgestaltung der
Umschalt-Ventilanordnung im wesentlichen auf die Steuerkanten beschränkt sind, gelingt es ohne weiteres in vorteilhafter Weiterbildung gemäss Patentanspruch 13, das als Rückschlagventil ausgebildete Kavitationssicherheitsventil in den Ventilschieber zu integrieren, wodurch sich eine weitere Platzeinsparung ergibt.
Die vorstehend beschriebene Ausgestaltung der Ventilanordnung gemäss den Patentansprüchen 9 bis 13 findet vorzugsweise dann Anwendung, wenn der Radialkolbenmotor eihe bevorzugte Laufrichtung hat. Wird diese Laufrichtung umgekehrt, so liegt das stetig verstellbare 3/2- Wegeventil auf der Ablaufseite der drehmomentmässig abgeschalteten Kolbengruppe, mit der Folge, dass diese Kolbengruppe im Zu- und im Ablauf mit Arbeits- bzw. Hochdruck beaufschlagt ist, was zu höheren Reibungsverlusten und damit zu einer Verringerung des Aus- gangsdrehmoments führen kann.
Die Weiterbildung der hydraulischen Steuerschaltung nach den Patentansprüchen 14 bis 20 löst diese Probleme und sorgt für identische Vorzüge in beiden Drehrichtungen. Dabei lässt sich die Ventilanordnung nach wie vor sehr einfach aufbauen und dementsprechend auch ohne weiteres in entsprechende Komponenten des Radialkolbenmotors, d.h. entweder in das Motorgehäuse oder aber in das Gehäuse des Rotors integrieren. Es gelten insoweit auch für diese Variante die voranstehenden Ausführungen zu den Weiterbildungen nach den Patentansprüchen 3 bis 13.
Durch die Weiterbildung des Patentanspruchs 15 wird wiederum wirksam sichergestellt, dass die deaktivierte Motorkolben- bzw. - Arbeitskammergruppe im Hochgeschwindigkeitsbetrieb des Radialkolbenmotors keiner Unterversorgung mit Strömungsmittel unterliegt, so dass kavitationsbedingte Verschleisserscheinungen minimiert werden.
der Weiterbildung nach den Patentansprüchen 16 und 17 lässt sich der kombinierte Schlag- und Kavitationsschutz äusserst platzsparend realisieren.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen sind Gegenstand der übrigen Unteransprüche.
Nachstehend werden anhand schematischer Zeichnungen mehrere
Ausführungsbeispiele der Erfindung näher erläutert, wobei lediglich beispielhaft auf eine Anwendung der Schaitungsanordnung für einen
Radialkolbenmotor nach dem Mehrhubprinzip Bezug genommen wird. Es zeigen:
Fig. 1 ein Schaltbild einer ersten Ausführungsform der hydraulischen Steuerschaltung für einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten;
Fig. 2 in einer der Fig. 1 entsprechenden Darstellung das Schaltbild einer modifizierten Ausgestaltung der Steuerschaltung;
Figuren 2A und 2B Ausschnitte modifizierter Schaltbilder von Ausführungsformen, bei denen die Kombination "Blende/Wegeventil" abgewandelt ist; Fig. 3 in schematisierter Darstellung eine Einzelheit einer hydraulischen Steuerschaltung gemäss einer weiteren Ausführungsform;
Fig. 4A eine Einzelheit einer hydraulischen Steuerschaltung nach einer weiteren Ausführungsform, die mit einer Ventilanordnung gemäss der Ausführungsform nach Fig. 3 arbeitet, für den Fall, dass der Ansteuerdruck für die Ventilanordnung in einem ersten, unteren Druckbereich liegt;
Fig. 4B eine schematische Schnittansicht des zugehörigen stetig verstellbaren Wegeventils der Ventilanordnung in diesem Betriebszustand;
Fig. 5A, Fig. 5B Darstellungen entsprechend den Figs. 4A und 4B für den Fall, dass der Ansteuerdruck der Ventilanordnung in einem mittleren Druckbereich liegt;
Fig. 6A, Fig. 6B Darstellungen entsprechend den Figs. 4A und 4B für den Fall, dass der Ansteuerdruck oberhalb eines mittleren Druckbereichs liegt;
Fig. 7 einen Ausschnitt eines Schaltkreises mit einer weiteren
Ausführungsform der hydraulischen Steuerschaltung für einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten, der keine bevorzugte Laufrichtung hat;
Fig. 8 die Schnittansicht einer Ausführungsform der bei der hydraulischen Steuerschaltung gemäss Fig. 7 verwendeten Ventilanordnung;
Fig. 8A im Teilschnitt die Einzeldarstellung des bei der Ausführungsform nach den Figuren 7 und 8 verwendeten Ventilschiebers des 3/2-Wegeventils;
Fig. 9 in einem etwas verkleinerten Massstab die Ansicht gemäss Fig. 8 in einem Betriebszustand, in dem der Ansteuerdruck in einem ersten, unteren Druckbereich liegt, wobei in Fig. 9A die betreffenden Schaltstellungen der Ventilschieber angedeutet sind;
Figs. 10 und 10A Darstellungen entsprechend den Figs. 9 und 9A für den Fall, dass der Ansteuerdruck in einem zweiten, unteren Druckbereich liegt;
Figs. 11 und 11A Darstellungen entsprechend den Fig. 10 und 10A für den Fall, dass der Ansteuerdruck in einem mittleren Druckbereich liegt;
Figs. 12 und 12A Ansichten entsprechend den Fig. 10 und 10A für den Fall, dass sich der Ansteuerdruck in einem vierten Druckbereich befindet;
Figs. 13 und 13A Ansichten entsprechend den Fig. 10 und 10A für den Fall, dass der Ansteuerdruck in einem fünften Druckbereich liegt;
Figs. 14 und 14A Darstellungen entsprechend den Fig. 10 und 10A für den Fall, dass der Ansteuerdruck oberhalb des fünften Druckbereichs liegt;
Fig. 15 ausschnittsweise eine weitere Ausführungsform eines
Hydraulik-Schaltkreises mit einer modifizierten Ausgestaltung eines Ventils zur Absicherung des Radialkolbenmotors gegen Kavitationsverschleiss und
Fig. 16 eine schematische Schnittansicht des in Fig. 15 verwendeten 4/2-Wegeventils.
In Fig. 1 ist eine erste Ausführungsform einer hydraulischen Steuerschaltung für einen mit dem Bezugszeichen 20 bezeichneten Radialkolbenmotor gezeigt, der - schematisch angedeutet - zwei Kolbengruppen 20-1 und 20-2 hat, von denen die Motorkolbengruppe 20-2 selektiv zur Verringerung, vorzugsweise zur Halbierung des Schluckvolumens, abschaltbar ist. Die Arbeitsdruck- bzw. Zulaufseite des Radialkolbenmotors 20 mit zwei Geschwindigkeiten ist mit "B" bezeichnet, und die Ablaufseite mit "A". Der nicht näher dargestellte Radialkolbenmotor ist nach dem sogenannten "Mehrhub-Prinzip" aufgebaut, bei dem sich die radial angeordneten Kolben über Rollen auf einer Hubkurve abstützen. Die Zylinderräume der einzelnen Kolben werden gesteuert über axiale Bohrungen mit Druckfluid versorgt, wobei jeder Kolben pro Wellenumdrehung so oft mit Druckfluid belastet bzw. entlastet wird, wie es der Anzahl der Nocken an der Hubkurve entspricht. Das durch die Kurvenform des Hubrings entstehende Drehmoment wird vorzugsweise durch eine Verzahnung von der Rotor/Kolben-Gruppe auf eine Abtriebswelle übertragen.
Für den Umschaltvorgang ist im Bereich des Zulaufs "B", d.h. in einem Leitungszweig 34 für die Kolbengruppe 20-2 eine Ventilanordnung in der Ausgestaltung eines stetig verstellbaren 3/2-Wegeventils 30 vorgesehen, das zwei End-Schaltstellungen 30-A und 30-B hat. Eine Rückstellfeder 32 drückt den Ventilkörper, vorzugsweise einen Kolbenschieber, in die gezeigte Schaltstellung 30-A, in der der Zulauf B über Leitungsabschnitte 34 und 22 zur Kolbengruppe 20-2 durchgeschaltet ist. In diesem Betriebszustand sind die beiden Kolbengruppen 20-2 und 20-1 gleichberechtigt mit Hydraulikfluid versorgt, so dass der Radialkolbenmotor mit einer vorbestimmten ersten Geschwindigkeit und einem vorbestimmten ersten Drehmoment arbeitet.
In der zweiten End-Schaltstellung 30-B wird der Leitungsabschnitt 34 vom Ventil 30 verschlossen. Gleichzeitig schliesst das Ventil 30 in der Schaltstellung 30-B den Zulauf 22 der Motorkolbengruppe 20-2 mit deren Ablaufseite 24 kurz, was über eine Überbrückungsleitung 36 erfolgt.
Wenn somit für die Kolbengruppe 20-2 eine Kurzschliessung der
Zulaufseite 22 und der Ablaufseite 24 vorliegt, werden nur noch die Kolben der Kolbengruppe 20-1 beim Arbeitshub mit Druckflüssigkeit versorgt, wodurch der Motor in diesem Zustand mit erhöhter, in der Regel doppelter
Drehzahl aber verringertem, in der Regel halbiertem Drehmoment läuft.
Der in Fig. 1 gezeigte Radialkolbenmotor ist auch in der Lage, mit umgekehrter Drehrichtung zu arbeiten, wobei in diesem Fall die Anschlüsse "A" und "B" vertauscht werden. Bei dieser Drehrichtung sind in der
Schaltstellung 30-B des Ventils 30 die Anschlüsse 22 und 24 der Kolbengruppe 20-2 wiederum kurzgeschlossen, so dass diese Kolbengruppe nicht zur Drehmoment-Erhöhung beitragen kann. Allerdings liegen diese Anschlüsse auf Arbeitsdruck-Niveau, so dass sich bei dieser Drehrichtung höhere Energieverluste, wie z.B. Temperaturanstieg der Druckflüssigkeit und Reibungsverluste einstellen.
Derartige Radialkolbenmotoren werden zunehmend im Bereich der Mobilhydraulik eingesetzt, wobei es oftmals erforderlich ist, die Geschwindigkeit unter Last umzuschalten. Im folgenden wird im einzelnen beschrieben, welche Massnahmen im Bereich der hydraulischen Steuerschaltung getroffen sind, um diese Umschaltung sanft und schonend durchzuführen, d.h. derart, dass sich einerseits ein angenehmes Fahrgefühl einstellt und andererseits die Komponenten des Radialkolbenmotors und der hydraulischen Steuerschaltung vor verschleissfördernden Beanspruchungen geschützt werden.
Wie vorstehend bereits erwähnt, ist das Ventil 30 als stetig verstellbares 3/2-Wegeventil ausgebildet, d.h. als Ventil, dass zwischen den beiden End-Schaltstellungen 30-A und 30-B zumindest eine Zwischen- Schaltstellung hat, in der die im Zulauf der Kolbengruppe 20-2 liegenden Leitungsabschnitte 34 und 22 über eine Blendenanordnung miteinander in Verbindung stehen. Diese Zwischen-Schaltstellung wird weiter unten unter Bezugnahme auf die Figuren 3ff näher erläutert. Entscheidend ist, dass das Überfahren dieser Zwischen-Schaltstellung dazu benutzt wird, Druckspitzen in den Leitungsabschnitten 22, 24 und 34, 36 zu glätten und damit unkontrollierte Drehmoment- und/oder Geschwindigkeitsschwankungen an der Abtriebswelle des Radialkolbenmotors zu vermeiden, was letztlich zu einer Verschlechterung des Fahrverhaltens eines mit einem derartigen Motor ausgestatteten Fahrzeugs führen würde.
Damit die Zwischen-Schaltstellung mit kontrollierter Geschwindigkeit und damit kontrolliertem Druckauf- und -abbau in den Leitungsabschnitten 22, 24 und 34, 36 durchfahren werden kann, wird der an einem Steueranschluss 38 des Wegeventils 30 anliegende Ansteuerdruck X wie nachfolgend näher erläutert gesteuert bzw. geregelt: Der Ansteuerdruck X ist der Ausgangsdruck eines stetig verstellbaren Druckventils 40, mit dem ein Versorgungsdruck PV vorzugsweise durch elektrische Ansteuerung am Signalanschluss 42 auf den Wert "X" eingestellt bzw. geregelt wird. Am Punkt 46 erfolgt eine Verzweigung einer Steuerdruckleitung 44 in eine Steuerdruck-Zweigleitung 48, die zu weiteren Motoren bzw. Motorkolbengruppen führt.
Die Ansteuerung des stetig verstellbaren Druckventils 40 erfolgt bei der Ausführungsform gemäss Fig. 1 elektrisch, indem elektronische Ausgangssignale einer geeigneten Steuerelektronik 50 vorzugsweise programmgesteuert auf den Steueranschluss 42 gegeben werden. Die Steuerelektronik 50 wird von einer Spannungsquelle 52, beispielsweise einer Batterie versorgt.
Aus der vorstehenden Beschreibung wird klar, dass der Steuerschieber des 3/2-Wegeventils 30 aufgrund der vorgesehenen Ansteuerung, d.h. durch geeignete Steuerung des Ansteuersignais X auf vorbestimmte Art und Weise kontrolliert von einer End-Schaltstellung in die andere, d.h. über die Zwischen-Schaltstellung hinweg verschoben wird, so dass Druckänderungen in den Leitungsabschnitten 22, 24, 34 und 36 ebenfalls gesteuert und kontrolliert auftreten. Die Ansteuerung kann dabei beispielsweise programmgesteuert so erfolgen, dass das Weg-/Zeitdiagramm der Bewegung des Steuerschiebers in Abhängigkeit von der Schaltrichtung (Zu- oder Abschaltung) der Kolbengruppe 20-2 variiert, wodurch es gelingt, die Schaltgeschwindigkeit bei vorgegebener Glättung der Druckspitzen zu maximieren. Gleichermassen bietet die erfindungsgemässe Ansteuerung des Ventils 30 die Möglichkeit, den zeitlichen Verlauf des Steuersignals am Steueranschluss 42 so zu wählen, dass er an die Drehrichtung des Radialkolbenmotors optimal angepasst ist.
Aufgrund des eingangs beschriebenen Aufbaus des Radialkolbenmotors wird klar, dass sämtliche Kolben des Radialkolbenmotors mechanisch gekoppelt bleiben, auch wenn die zu- und abschaltbare Kolbengruppe 20-2 vom Arbeitsdruck abgekoppelt, d.h. deaktiviert wird. Da in diesem Betriebszustand die Drehzahl des Axialkolbenmotors bzw. im Regelfall verdoppelt ist, besteht die Gefahr, dass der Saugdruck im Bereich der abgeschalteten Kolbengruppe unter einen bezüglich des Auftretens von Kavitation kritischen Druck fällt. Diese Gefahr ist insbesondere dann groß, wenn der Motor bei abgeschalteter Kolbengruppe 20-2 mit der in Fig. 1 dargestellten Drehrichtung in Betrieb gesetzt wird bzw. anläuft. Im folgenden wird eine Anordnung beschrieben, die bei Bedarf in die Steuerschaltung einbezogen wird, wenn die Kavitationsgefahr wirksam vermindert werden soll.
Um dem Auftreten von Kavitation entgegenzuwirken, ist bei der Steuerschaltung gemäss Fig. 1 der Leitungsabschnitt 22 über ein Rückschlagventil 60 mit einer den Ansteuerdruck X führenden Leitung, im gezeigten Fall mit dem Leitungsabschnitt 48 verbunden. Dieses optionale, sogenannte "Anti-Kavitationsventil 60" kann dabei gleichzeitig in die Optimierung der Geometrie der Blendenanordnung im Bereich des stetig verstellbaren Wegeventils 30 einbezogen werden. Mit anderen Worten, bei der Abstimmung der Steuersignale für das stetig verstellbare Druckventil 40
* auf die Geometrie der Blendenanordnung im Bereich des Ventils 30 kann der über das Anti-Kavitationsventil 60 laufende Fluidstrom im Hinblick auf eine Optimierung der Schaltzeit berücksichtigt werden.
In Fig. 2 ist eine weitere Ausführungsform der hydraulischen Steuerschaltung für einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten gezeigt. Zur Vereinfachung der Beschreibung sind diejenigen Komponenten, die den Bauteilen der Ausführungsform gemäss Fig. 1 entsprechen, mit gleichen Bezugszeichen versehen, denen allerdings eine "1" vorangestellt ist.
Man erkennt, dass sich diese Ausführungsform lediglich im Bereich der Ansteuerung für das stetig verstellbare 3/2-Wegeventil 130 unterscheidet. Mit anderen Worten, der Ansteuerdruck X für das Ventil 130 wird bei der Ausführungsform gemäss Fig. 2 auf andere Art und Weise erzeugt, nämlich durch Hintereinanderschaltung eines vorzugsweise elektrisch angesteuerten 3/2-Wegeventils 162 und einer Blende 164 in einer einen Versorgungsdruck PV führenden Leitung. Das 3/2-Wegeventil ist wiederum durch eine Steuerelektronik 150 in einer Art und Weise angesteuert, wie dies oben unter Bezugnahme auf die Fig. 1 beschrieben worden ist. Die Ansteuerung der Ventilanordnung 130 erfolgt bei der Ausführungsform gemäss Fig. 2 wiederum derart, dass der Ventilkörper der Ventilanordnung 130 über seine Zwischen-Schaltstellung hinweg mit kontrollierter Geschwindigkeit bewegbar ist.
In den Figuren 2A und 2B sind Varianten für die Erzeugung des Ansteuerdrucks X dargestellt, wobei lediglich auf die Einzelheit der Kombination Blende/Wegeventil abgestellt ist.
Bei der Abwandlung gemäß Figur 2A ist die Blende 164" in das als 3/3-
Wegeventil ausgebildete Ventil 162" eingegliedert, und zwar derart, dass die Blende 164" in der Mittelstellung B in Funktion tritt, während sie in den beiden anderen Schaltstellungen A und B keinen Einfluss nimmt. Die Ansteuerung des Wegeventils 162" ist so getroffen, dass der Ventilschieber vorzugsweise mit reduzierter Geschwindigkeit betätigt, insbesondere über die mittlere Schaltstellung hinweg verschoben wird. Der besondere Vorteil der Anordnung besteht darin, dass bei Bedarf ungedrosselt zusätzliches Strömungsmittel in die Steuerdruckleitung X eingespeist werden kann, um auf diese Weise sicherzustellen, dass über das in Bezug auf die Figur 1 näher beschriebene Anti-Kavitationsventil 60, 160 Hydraulikfluid in ausreichender Menge und unter ausreichendem Druck nachgeasugt werden kann.
Eine weitere Abwandlung dieser die Kavitationsgefahr weiter vermindernden Mimik ist in Figur 2B gezeigt. Hier kann die stromab des weiterhin als 3/2-Wegeventil ausgebildeten Ventils 162' angeordnete Drossel 164' mittels eines Folgeschaltventils 165' überbrückt werden, wenn der Steuerdruck X einen durch eine Vorspannfeder 167' einstellbaren Schwelldruck übersteigt.
Im folgenden wird unter Bezugnahme auf die Figs. 3 bis 6 eine
Ausführungsform der Ventilanordnung, wie sie bei den hydraulischen
Steuerschaltungen nach den Figuren 1 und 2 Verwendung finden kann, im einzelnen beschrieben. Auch in diesen Figuren sind für diejenigen Teile, die den Komponenten der zuvor beschriebenen hydraulischen Steuerschaltungen entsprechen, ähnliche Bezugszeichen vergeben, denen eine "2" vorangestellt ist.
In Fig. 3 ist schematisiert die Zwischen-Schaltstellung 230-Z des 3/2- Wegeventils 230 angedeutet. Man erkennt, dass in der Zwischen- Schaltstellung 230-Z die Zulaufseite 222 und die Ablaufseite 224 angedrosselt, d.h. über eine Blende 231 in Verbindung stehen, wobei eine weitere Blende 233 zwischen der Versorgungsleitung 234 und der Zulaufleitung 222 den Druckfluidstrom zur Kolbengruppe 220-2 androsselt. Erst in der zweiten End-Schaltstellung 230-B ist die Versorgungsleitung 234 vollständig gesperrt, und der Zulauf 222 und der Ablauf 224 der Kolbengruppe 220-2 ungedrosselt kurzgeschlossen.
Unter Bezugnahme auf die Figuren 4 bis 6 wird im folgenden eine konkrete Konstruktion des 3/2-Wegeventils 230 in den drei Haupt- Stellungen näher beschrieben. In den Figuren 4A, 5A und 6A ist jeweils ausschnittsweise der Schaltkreis für die in den Figuren 4B, 5B und 6B gezeigte Schaltstellung des Ventilschiebers gezeigt.
In Fig. 4 ist das 3/2-Wegeventil 230 in der Schaltstellung 230-A gezeigt. Ein Steuerschieber 270 ist in einer Bohrung 272 eines Motorgehäuses 274 in der Nähe der in der Regel axial verlaufenden Verteilerbohrungen zur Ansteuerung der einzelnen Radialkolben axial verschiebbar aufgenommen. Eine Feder 232 spannt den Steuerschieber 270 gemäss Fig. 4B nach rechts gegen eine Anschlagfläche 276, die einen Ansteuerraum 238 begrenzt, der den Ansteuerdruck "X" führt.
In die Bohrung 272 münden drei Anschlüsse, nämlich der Anschluss B, der Anschluss A und der zum zu- und abschaltbaren Radialkolben bzw. zur zu- und abschaltbaren Radialkolbengruppe 220-2 führende Anschluss 222. Mit dem Bezugszeichen 278 ist eine Ausnehmung im Steuerschieber 270 bezeichnet, die randseitig in die Steuerkanten 280, 282 ausläuft. Im Bereich der Steuerkanten 280, 282 sind über den Umfang vorzugsweise gleichmässig verteilt Axialschlitze 284 ausgebildet. Man erkennt, dass in der Schaltstellung gemäss Fig. 4B, die der Steuerschieber 270 für einen Ansteuerdruck X im Bereich von beispielsweise 0 bis 8 bar einnimmt, der Anschluss B ungedrosselt zum Zulauf-Anschluss 222 der Kolbengruppe 220-2 durchgeschaltet ist. In diesem Zustand arbeitet der Radialkolbenmotor 220 - wie aus Fig. 4A ersichtlich - mit vollem Drehmoment.
In den Steuerschieber 270 ist ein sogenanntes Anti-Kavitationsventil
260 integriert, dessen Aufbau nachfolgend näher beschrieben werden soll.
Die der Anschlagfläche 276 zugewandte Seite des Steuerschiebers hat eine vorzugsweise zentrische Ausnehmung 277, in die ein Ventilsitzkörper 275 eingeschraubt ist. Der Ventilsitzkörper wirkt mit einer Ventilkugel 266 zusammen, die mit Spiel in einem Raum 268 aufgenommen ist. Vom Raum 268 geht eine Axialbohrung 279 aus, die auf eine Stichbohrung 281 trifft, welche in die Ausnehmung 278 des Steuerschiebers mündet. Die Geometrie und die Lage der Ventilkugel 266 ist derart auf die Geometrie und die Lage der Axialbohrung 279 abgestimmt, dass die Ventilkugel 266 die Axialbohrung 279 nicht verschliessen kann. Allerdings kann der über den Anschluss B, die Stichbohrung 281 und die Axialbohrung 279 anliegende Druck die Ventilkugel 266 auf den Ventilsitz des Ventilsitzkörpers 275 drücken, solange ein entsprechendes Druckgefälle vorhanden ist.
Wenn die Drehzahl des Radialkolbenmotors angehoben, d.h. in der Regel verdoppelt werden soll, wird der Ansteuerdruck X in der Art und Weise, wie dies unter Bezugnahme auf die Figuren 1 und 2 erläutert worden ist, in einen höheren Druckbereich angehoben, in dem der Umschaltvorgang abläuft. Für diesen Druckbereich, der beispielsweise bei der Ausführungsform gemäss Figuren 4 bis 6 im Bereich zwischen 8 und 13 bar liegt, nimmt der Steuerschieber 270 die in Fig. 5 schematisiert gezeigte Stellung ein. Der Ansteuerdruck X ist hier ausreichend gross, um den Steuerschieber gegen die Kraft der Feder 232 von der Anschlagfläche 276 abzuheben und gemäss Fig. 5B nach links so weit zu verschieben, dass die Verbindung vom Anschluss B zum Anschluss 222 einerseits und die Verbindung vom Anschluss 222 zum Anschluss A, d.h. zur Ablaufseite der abzuschaltenden Kolbengruppe andererseits über die Axialschlitze 284-B und 284-A jeweils gedrosselt erfolgt. Mit den Bezugszeichen 286-B und 286- A sind in der Fig. 5B die feinbearbeiteten und umlaufenden gehäuseseitigen Steuerkanten versehen, die mit den Axialschlitzen 284-B, 284-A zusammenwirken.
In Fig. 5A ist dieser Schaltzustand durch die verstellbaren Drosseln A1 und A2 angedeutet, wobei die Drosselstelle A1 den Axialschlitzen 284-B und die Drosselstelle A2 den Axialschlitzen 284-A entspricht.
Wie unter Bezugnahme auf die Figuren 1 und 2 ausgeführt, wird die in Fig. 5 gezeigte Zwischen-Schaltstellung kontrolliert durchfahren, wobei der Ansteuerdruck X vorzugsweise programmiert und beispielsweise entsprechend einer sanft ansteigenden Rampe angehoben wird. Sobald der Ansteuerdruck X einen gewissen oberen Schwellwert von beispielsweise 13 bar (bei der gezeigten Ausführungsform) erreicht, nimmt das 3/2-Wegeventil die zweite End-Schaltstellung gemäss Fig. 6 ein. Die Axialschlitze 284-B haben in diesem Schaltzustand die komplementäre Steuerkante 286-B für den Anschluss B vollständig überfahren, während die Steuerkante 280 auf der Seite des Anschlusses A die Verbindung zwischen dem Anschluss 222 und dem Anschluss A ungedrosselt aufsteuert.
In diesem Schaltzustand arbeitet der Radialkolbenmotor mit erhöhter, in der Regel doppelter Drehzahl. Da über die Hubkurve und den Rotor jedoch eine ständige mechanische Kopplung aller Kolben des Radialkolbenmotors vorliegt, werden auch die Kolben der deaktivierten Kolbengruppe(n) 220-2 beschleunigt. Damit nun an der Saugseite 222 der Kolbengruppe 220-2 der Strömungsmitteldruck nicht unter einen kritischen, das Auftreten von Kavitation hervorrufenden Druck fällt, tritt das Anti- Kavitationsventil, d.h. das Rückschlagventil 260 in Funktion. Sobald der Druck im Anschluss 222 zu gering werden sollte, hebt die Kugel 266 vom Ventilsitzkörper 275 ab, so dass Hydraulikfluid unter dem Druck des Ansteuerdrucks X über die Axialbohrung 279 und die Stichbohrung 281 in den Anschluss 222 eingespeist werden kann. Diese Funktionsweise des Ventils 260 ist auch dann besonders wichtig, wenn der Radialkolbenmotor in der in Fig. 6 gezeigten Hochgeschwindigkeitsstufe gestartet wird. Die Besonderheit der vorstehend beschriebenen Ausführungsform besteht darin, dass das Anti-Kavitationsventil äußerst platzsparend im 3/2-Wegeventil 230 untergebracht ist. Das Umschalten des Radialkolbenmotors von der Hochgeschwindigkeitsstufe auf die Niedriggeschwindigkeitsstufe erfolgt durch entsprechendes Zurückfahren des Steuerdrucks X, wobei wiederum der Weg des Steuerschiebers von der einen End-Schaltstellung in die andere mit kontrollierter Geschwindigkeit durchfahren wird. Bei diesem Umschaltvorgang werden die Steuerschlitze 284-B und 284-A erneut dazu herangezogen, dem Auftreten von Druckspitzen im Bereich der auf- und zuzusteuernden Anschlüsse entgegenzuwirken, was letzlich dazu führt, dass der Umschaltvorgang ruckfrei und damit schonend für die einzelnen Komponenten des Radialkolbenmotors erfolgt.
Die vorstehend beschriebene Ausführungsform der hydraulischen Steuerschaltung ist auch funktionsfähig für den Fall, dass die Drehrichtung des Radialkolbenmotors umgedreht wird, indem Fluid unter Arbeitsdruck in den Anschluss A eingespeist wird. Die bereits beschriebenen Vorzüge der erfindungsgemässen Ansteuerung des 3/2-Wegeventils bleiben dabei erhalten. Allerdings ergibt sich in diesem Fall in der Hochgeschwindigkeits- Schaltstellung gemäss Fig. 6 der Nachteil, dass Zu- und Ablauf der deaktivierten Motorkolbengruppe mit Hochdruck beaufschlagt sind, was letztlich zu unerwünschten Verlustleistungen führt. Unter Bezugnahme auf die Figuren 7 bis 16 wird eine Ausführungsform beschrieben, die so aufgebaut ist, dass sie in beiden Drehrichtungen des Radialkolbenmotors mit gleichem Wirkungsgrad genutzt werden kann. Auch bei dieser Ausführungsform sind diejenigen Komponenten, die den Bauteilen der zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiele entsprechen, mit ähnlichen Bezugszeichen versehen, denen allerdings eine "3" vorangestellt ist.
Der in Fig. 7 gezeigte Radialkolbenmotor ist in der sogenannten "4- Anschluss-Konfiguration" betreibbar, d.h. er kann sowohl für das volle als auch für das halbe Schluckvolumen in beiden Drehrichtungen mit gleichem Wirkungsgrad betrieben werden. Zu diesem Zweck ist die bei den Ausführungsformen nach den Figuren 1 bis 6 als stetig verstellbares 3/2- Wegeventil ausgebildete Ventilanordnung als stetig verstellbares 4/2- Wegeventil 330 ausgestaltet, dessen beide End-Schaltstellungen 330-A und 330-B in Fig. 7 gezeigt sind. An die Stelle des Rückschlagventils 60, 160, bzw. 260 tritt bei der Ausführungsform nach Fig. 7 ein stetig verstellbares 3/2-Wegeventil 360 mit den beiden End-Schaltstellungen 360-A und 360-B. Der Steueranschluss 338 des 4/2-Wegeventils 330 ist wiederum an die den Ansteuerdruck X führende Leitung angeschlossen. Dieser Ansteuerdruck X wird darüber hinaus auf eine Steuerseite 335 des Ventils 360 gegeben, das nachfolgend als Anti-Kavitationsventil bezeichnet werden soll.
In der End-Schaltstellung 330-A des Ventils 330 ist der Druck im Zulauf des ständig arbeitenden Motorkolbens bzw. der ständig arbeitenden Motorkolbengruppe 320-1 zu einer ersten Verbindungsleitung 337 durchgeschaltet, die zum Zulauf 322 des zu- und abschaltbaren Motorkolbens (Motorkolbengruppe) 320-2 führt. Gleichzeitig schaltet das Ventil 330 den Ablauf 324 der Motorkolbengruppe 320-2 über die zweite Verbindungsleitung 339 zum Ablaufanschluss A durch.
In der in Fig. 7 dargestellten Schaltstellung 360-A des Anti- Kavitationsventils 360, die unter dem Einfluss einer Rückstellfeder 365 gegen die Stellkraft am Steueranschluss 335 gehalten wird, wird eine Zweigleitung 337K verschlossen, wobei allerdings eine gedrosselte Drainage auf Tankdruckniveau vorgesehen ist. Gleichzeitig wird in dieser Schaltstellung ein Anschluss 361 , der mit dem Steueranschluss 335 verbunden ist, gesperrt.
In der Hochgeschwindigkeits-Schaltstellung der beiden Ventile 330 und 360 liegt folgende Schaltung vor:
Der Steuerschieber des Ventils 330 verschliesst in der Schaltstellung 330-B die Verbindung des den Arbeitsdruck führenden Anschlusses B zur ersten Verbindungsleitung 337 ebenso wie die Verbindung zwischen der zweiten Verbindungsleitung 339 und dem Ablaufanschluss A. Die erste und die zweite Verbindungsleitung 337, 339 werden kurzgeschlossen, so dass die Motorkolbengruppe 320-2 keinen Beitrag mehr zur Drehmoment- Erhöhung leisten kann. Da in diesem Schaltzustand die Drehzahl des Motors hochläuft, und die einzelnen Kolben 320-1 und 320-2 nach wie vor mechanisch gekoppelt sind, ist der Anschluss C bzw. 322 der Kolbengruppe 320-2 kavitationsgefährdet. Deshalb nimmt in diesem Betriebszustand der Ventilschieber des Anti-Kavitationsventils 360 die Schaltstellung 360-B ein, in der der den Ansteuerdruck X führende Anschluss 361 zum Leitungszweig 337K und damit zum Anschluss 322 durchgeschaltet ist. Eine Unterversorgung des Saugbereichs der Motorkolbengruppe 320-2 ist damit wirksam unterbunden.
Ebenso wie bei den zuvor beschriebenen Ausführungsbeispielen ist auch bei der Ausgestaltung gemäß Fig. 7 aufgrund des speziellen Aufbaus des stetig verstellbaren Wegeventils 330 dafür gesorgt, dass das Umschalten von einer Geschwindigkeitsstufe auf die andere stoß- bzw. ruckfrei erfolgt, indem Zwischen-Schaltstellungen des Ventils 330 genutzt und kontrolliert durchfahren werden. Unter Bezugnahme auf die Fig. 8, 8A wird im folgenden ein konkreter Aufbau des 4/2-Wegeventils mit integriertem Antikavitationsventil 360 näher beschrieben. Für diejenigen Bauteile, die den Komponenten vorangegangener Ausführungsformen entsprechen, sind wiederum korrespondierende Bezugszeichen verwendet, denen eine "3" vorangestellt ist.
Abweichend von den zuvor beschriebenen Ausführungsbeispielen ist ein Ventil- bzw. Steuerschieber 370 in der Bohrung 372 eines Ventileinsatzes 371 axial verschiebbar aufgenommen. Der Ventileinsatz 371 ist in einem Verteilerteil 374 abgedichtet montiert, so dass der Raum zu der gemäß Fig. 8 rechten Seite des Ventilschiebers 370 mit einem Bereich niedrigen Drucks im System, beispielsweise Tankdruck in Verbindung steht.
Der Ventilschieber 370 hat eine gestufte Bohrung 373, in deren mittlerem Abschnitt ein Ventilkörper 366 in Form eines zylindrischen Schiebers passgenau und axial beweglich aufgenommen ist. Der Ventilkörper 366 stützt sich auf der gemäß Fig. 8 rechten Seite an einer Druckfeder 365 ab, die den Ventilkörper 366 in der in Fig. 8 gezeigten Stellung gegen einen Haltestift 367 drückt. Der Ventilkörper 366 hat auf der dem Niederdruckbereich zugewandten Seite eine Bohrung 369, in die endseitig mehrere Radial-Stichkanäle 369a münden, welche von einer Ringnut 369b ausgehen. Der Ventilkörper 366 wirkt mit einer im Steuerschieber 370 ausgebildeten Steuerbohrung 381 zusammen, die radial nach außen verläuft und in eine erste Kolbenausnehmung 378-1 des Kolbenschiebers 370 mündet.
Wie aus der Fig. 8, 8A erkennbar, hat der Ventilkörper 366 auf der der
Blindbohrung 369 abgewandten Seite einen Abschnitt verringerten Durchmessers 366R, so dass eine Kolbenschulter 366S ausgebildet wird. Mit dem Abschnitt 366R ragt der Ventilkörper 366 in einen Abschnitt 373V im Inneren des Steuerschiebers 370, der auf dieser Seite mit dem Ansteuerdruck X beaufschlagt ist.
Ähnlich der Konstruktion gemäß den Fig. 4 bis 6, wird der Steuerschieber 370 mittels einer Druckfeder 332 in eine in Fig. 8 gezeigte Anschlagstellung vorgespannt (entspricht der Stellung 330-A des Ventils 330 gemäß Fig. 7), in der die gemäß Fig. 8 linke Stirnseite gegen eine Anschlagfläche 376 gespannt ist. Die Anschlagfläche begrenzt einen Raum, der mit dem Ansteuerdruck X in Strömungsmittelverbindung steht. Über nicht näher dargestellte Radialausnehmungen in der Simfläche des Kolbenschiebers 370 besteht eine Druckverbindung zwischen dem Raum 373V und dem Raum, in dem die Druckfeder 332 aufgenommen ist.
In die den Steuerschieber 370 aufnehmende Bohrung 372 münden Kanäle, die zu den betreffenden Anschlüssen A, D, C und B (siehe Fig. 7) führen. Ein Leckageanschluss ist mit LA bezeichnet. Die Kolbenausnehmungen 378-1 und 378-2 bilden Steuerkanten 382-1 , 382-2 und 382-3 aus, in deren Bereich - ähnlich wie bei der Ausgestaltung des Ventils 230 nach den Fig. 4 bis 6 - Axialschlitze 384-1 , 384-2 und 384-3 vorliegen. Die Anschlusskanäle für die Anschlüsse B und D münden jeweils in eine Ausdrehung 386B und 386D.
Mit dem vorstehend beschriebenen Aufbau des 4/2-Wegeventils 330 mit integriertem Antikavitationsventil 360 ergibt sich folgende Funktionsweise, die anhand der Fig. 9 bis 14 näher erläutert wird.
Fig. 9 zeigt die beiden Ventile 330 und 360 in den jeweiligen End-
Schaltstellungen 330-A und 360-A. Der Anschluss B ist ungedrosselt über die Eindrehung 386B und die Kolbenausnehmung 378-1 mit dem Anschluss C verbunden, so dass die zu- und abschaltbare Motorkolbengruppe 320-2 gleichberechtigt mit der Kolbengruppe 320-1 mit Arbeitsfluid unter Arbeitsdruck versorgt wird. Gleichzeitig sind die jeweiligen Ablaufseiten der Motorkolbengruppe 320-1 und 320-2 ungedrosselt verbunden, indem der Anschluss A über die zweite Kolbenausnehmung 378-2 und die Eindrehung 386D mit dem Anschluss D verbunden ist.
Der Ventilkörper 366 des Antikavitationsventils 360 nimmt eine Stellung ein, in der die Verbindung zwischen dem Anschluss C und einem Niederdruckraum bzw. einem Tankdruckraum T versperrt ist, indem der Ventilkörper 366 die Radialkanäle 381 im Steuerschieber 370 verschließt. Die Ventilanordnung wird so lange in der, in Fig. 9 gezeigten Stellung gehalten, wie der Ansteuerdruck X einen vorbestimmten ersten Schwellwert von beispielsweise 4 bar (entspricht 58 psi) nicht überschreitet.
Sobald der Ansteuerdruck X diesen ersten Schwellwert übersteigt, bewegt sich der Steuerschieber 370 gegen die Kraft der Rückstellfeder 332 gemäß Fig. 10 nach rechts, so dass die Steuerkanten 382-1 und 382-3 in Funktion treten. Aufgrund der axialen Ausnehmungen 384-1 und 384-3 wird eine angedrosselte Verbindung zwischen den Anschlüssen B und C einerseits und den Anschlüssen A und D andererseits aufrechterhalten.
Der Ansteuerdruck X ist in diesem Betriebszustand noch nicht in der Lage, den Ventilkörper 366 gegen die Kraft der Rückstellfeder 365 zu verschieben, so dass das Antikavitationsventil in der End-Schaltstellung 360-A verbleibt. Die erste Zwischen-Schaltstellung des stetig verstellbaren 4/2-Wegeventils 330 ist in Fig. 10A mit 330-Z1 bezeichnet. Diese Schaltstellung wird beispielsweise in einem Druckfenster zwischen 4 und 7,7 bar (zwischen 58 und 112 psi) gehalten.
Wenn der Ansteuerdruck X weiter ansteigt und einen zweiten
Schwellwert von beispielsweise 7,7 bar (entspricht 112 psi) erreicht, bewegt sich der Steuerschieber 370 - gemäß Fig. 11 - weiter nach rechts. In dieser Stellung verbleibt weiterhin eine angedrosselte Verbindung zwischen den
Anschlüssen B und C einerseits und den Anschlüssen A und D andererseits. Gleichzeitig wird jedoch eine weitere gedrosselte Verbindung zwischen den Anschlüssen C und D über die zweite Steuerkante 383-2, und im einzelnen über die Axial-Ausnehmungen 384-2, aufgebaut. Diese zweite Zwischen- Schaltstellung ist mit 330-Z2 bezeichnet und wird in einem zweiten Druckfenster realisiert, das beispielsweise im Bereich zwischen 7,7 und 15 bar (entspricht einem Bereich zwischen 112 und 218 psi) aufrechterhalten. Obwohl der Ansteuerdruck X hier bereits ausreichend groß ist, um den Ventilkörper 366 vom Anschlagstift abzuheben, verbleibt das Antikavitationsventils 360 in der End-Schaltstellung 360-A.
Wenn der Ansteuerdruck X weiter angehoben wird und ein Druckfenster von beispielsweise 15 bis 16 bar (entspricht 218 bis 232 psi) erreicht, verschließen die Steuerkanten 382-1 und 382-3 die Verbindungen zwischen B und C einerseits und zwischen D und A andererseits vollständig, so dass das stetig verstellbare 4/2-Wegeventil 330 eine dritte Zwischen- Schaltstellung 330-Z3 einnimmt, in der allerdings die Verbindung zwischen den Anschlüssen C und D, d.h. das Kurzschließen der Zu- und Ablaufseite der zu- und abschaltbaren Motorkolbengruppe 320-2 gedrosselt erfolgt, weil die Axial-Ausnehmungen 384-2 noch wirksam sind.
Sobald der Ansteuerdruck X das Druckfenster gemäß Fig. 12 verlässt, d.h. beispielsweise in den Druckbereich zwischen 17 und 19 bar (247 bis 276 psi) eintritt, erreicht der Steuerschieber 370 seine zweite End- Schaltstellung 330-B, die in den Fig. 13, 13A dargestellt ist und eine An- schlag-Schaltstellung darstellt. Im Unterschied zur Verschiebestellung gemäß Fig. 12 ist jetzt die Verbindung zwischen den Anschlüssen C und D ungedrosselt aufgesteuert. Der Ansteuerdruck X hat in dieser Phase einen ausreichend großen Wert angenommen, um den Ventilkörper 366 in eine Zwischen-Schaltstellung 360-Z (siehe Fig. 13A) zu verschieben. In dieser Schaltstellung ist kurzzeitig eine Verbindung der Anschlüsse C und D zur Tankseite T hergestellt, um Energieverluste im Bereich der in diesem Betriebszustand kurzgeschlossenen und deaktivierten Motorkolben bzw. Motorkolbengruppe möglichst klein zu halten.
Da jetzt die Drehzahl des Axialkolbenmotors vergrößert, d.h. in der
Regel verdoppelt ist, tritt zur Absicherung der Saugseite der zu- und abschaltbaren Motorkolbengruppe 320-2 nunmehr das Antikavitationsventil 360 wie folgt in Funktion:
Wenn der Ansteuerdruck X den höchsten Schwellwert, beispielsweise von 19 bar (entspricht 276 psi) erreicht, wird der Ventilkörper 366 - gemäß Fig. 14 - soweit nach rechts geschoben, dass die Schulter 366S den Radialkanal 381 aufsteuert. Damit sind die Anschlüsse C und D mit dem Ansteuerdruck X verbunden, d.h. die gegen Kavitation abzusichernde Seite der zu- bzw. abschaltbaren Motorkolbengruppe 320-2 ist zuverlässig mit Strömungsmittel versorgt, das unter einem ausreichend hohen Druck steht, damit der Ansaugdruck im betreffenden Motorkolben einen kritischen Grenzwert nicht unterschreitet. Das Antikavitationsventil 360 nimmt damit die zweite End-Schaltstellung 360-B ein.
Aus der vorstehenden Beschreibung wird klar, dass die Funktionsweise der Ventile 330 und 360 gleichermaßen gewährleistet ist, wenn die Drehrichtung des Radialkolbenmotors umgedreht wird. Es ist ferner hervorzuheben, dass die durch die erfindungsgemäße Ansteuerung der Ventile 330 und 360 realisierte ruckfreie und damit die Komponenten wei- testgehend schonende Umschaltung zwischen den Geschwindigkeiten auch für den Fall sichergestellt ist, dass der Radialkolbenmotor in der Schaltstellung der Ventile gemäß Fig. 14, d.h. im Hochgeschwindigkeitsbetrieb startet und anschließend auf den Betrieb mit halber Drehzahl und doppeltem Drehmoment umgeschaltet wird. In diesem Fall wird der Ansteuerdruck X gesteuert abgesenkt, so dass der Reihe nach die Schaltstellungen nach den Fig. 14, 13, 12, 11 , 10 und 9 eingenommen werden.
Auch die Ausführungsform nach den Fig. 8 bis 14 zeichnet sich damit durch eine sehr platzsparende Konstruktion aus. Die Ventilanordnung mit den stetig verstellbaren 4/2-Wegeventilen 330 und dem Antikavitationsventil 360 kann mit Leichtigkeit in Gehäuseteile des Radialkolbenmotors untergebracht werden, wobei die modulare Gestaltung sogar die Möglichkeit eröffnet, bereits im Handel befindliche Radialkolbenmotoren mit der erfindungsgemäßen Ventilanordnung nachzurüsten. Der zeitliche Verlauf, mit dem der Ansteuerdruck X beim Umschalten des Radialkolbenmotors zwischen den verschiedenen Geschwindigkeiten geändert wird, ist vorzugsweise erneut - wie dies unter Bezugnahme auf die Fig. 1 und 2 bereits erläutert wurde - programmgesteuert, so dass mit ein- fachen Mitteln eine Anpassung an die verschiedenen Betriebszustände des Radialkobenmotors erfolgen kann. Selbstverständlich ist die positive Überdeckung der Steuerkanten im Bereich des Steuerschiebers ' 370 innerhalb weiter Grenzen variierbar, um eine Feinabstimmung an die jeweiligen besonderen Einsatzgebiete des Radialkolbenmotors vorzunehmen.
Schließlich wird unter Bezugnahme auf die Fig. 15 und 16 ein weiteres Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Steuerschaltung dargestellt, bei dem der Schutz des Radialkolbenmotors gegen Kavitationserscheinungen auf andere Weise bewerkstelligt ist. Zur Vereinfachung der Beschreibung sind auch bei dieser Ausführungsform diejenigen Bauteile, die den Komponenten der Ausführungsform nach den Fig. 8 bis 14 entsprechen, mit ähnlichen Bezugszeichen gekennzeichnet, denen allerdings eine "4" vorangestellt ist.
Bei der Ausgestaltung gemäß Fig. 15 ist ein mit 460 bezeichnetes Antikavitationsventil als externes 2/2-Wegeventil ausgebildet. Es hat einen Ventilschieber 466, der gegen die Kraft einer Rückstellfeder 465 aus seiner Sperrstellung 460-A in seine Durchgangsstellung 460-B verschiebbar ist, in der der Systemdruck P zur Zweigleitung 437K und damit zu den Anschlüssen C bzw. C und D durchgeschaltet wird, wenn die Motorkolbengruppe 420-2 in der Schaltstellung 430-B des stetig verstellbaren 4/2-Wegeventils 430 deaktiviert ist und somit der Radialkolbenmotor mit erhöhter, d.h. doppelter Geschwindigkeit läuft.
Dementsprechend kann ein Steuerschieber 470 des stetig verstellbaren 4/2-Wegeventils 430 vereinfacht ausgeführt werden, d.h. als Vollkolben, wobei in einem Einsatzkörper 471 ein weiterer Anschluss CK für die Ankopplung der vom Antikavitationsventils 460 kommenden Leitung vorgesehen ist. Ansonsten entspricht die Ausgestaltung des Ventils gemäß Fig. 16 derjenigen der Ausführungsform gemäß Fig. 8 bis 14, so dass auf eine eingehende Beschreibung verzichtet werden kann.
Selbstverständlich sind Abweichungen von den zuvor beschriebenen Ausführungsformen möglich, ohne den Grundgedanken der Erfindung zu verlassen. So kann die hydraulische Steuerschaltung auch als vom Motor abgekoppelte Einheit ausgeführt werden.
Ebenso ist es möglich, die Ventile anstatt im Motorgehäuse im Gehäuse des Rotors unterzubringen. Auch kann die hydraulische Steuerschaltung selbstverständlich für Radialkolbenmotoren Verwendung finden, bei denen die Drehzahl in mehreren Stufen verändert wird.
Anstelle der gezeigten Ventilanordnung, die den Vorteil hat, dass ein bereits vorhandener Steuerschieber lediglich geringfügig umkonstruiert werden muss und sehr platzsparend ausgeführt werden kann, ist es selbstverständlich zur Erzielung der erfindungsgemäßen Vorteile auch möglich, in Druckversorgungsleitung der zu- bzw. abschaltbaren Motorkolbengruppe ein Proportional-Wegeventil einzubauen, wobei dann die Ansteuerung ebenfalls so gewählt wird, dass in den Einzelkomponenten der Steuerschaltung und an den an der Kraftübertragung beteiligten Komponenten keine übermäßigen Druckspitzen auftreten, so dass der Schaltvorgang sanft und druckfrei durchgeführt werden kann.
Schließlich ist es auch möglich die für die positive Überdeckung der
Steuerkanten am stetig verstellbaren Wegeventil verantwortlichen axialen Schlitze allein oder aber zusätzlich in das die Ventilschieberbohrung ausbildende Teil einzubringen. Durch geeignete Anpassung der Geometrien dieser axialen Ausnehmungen kann das Androsselungsverhalten für die einzelnen Druckleitungen und -anschlüsse an den zeitlichen Verlauf des Signals für den Ansteuerdruck X angepasst werden, wobei es auch möglich ist, für unterschiedliche Schaltrichtungen und/oder für unterschiedliche Drehrichtungen des Radialkolbenmotors unterschiedliche Signalverläufe zur Erzeugung des AnSteuerdrucks X heranzuziehen. Vorstehend wurden die Ausführungsformen anhand einer Anwendung der erfindungsgemäßen Steuerschaltung bei einem Radialkolbenmotor nach dem Mehrhubprinzip beschrieben. Es wird jedoch betont, dass die Erfindung nicht auf dieses Anwendunggebiet beschränkt ist. Vielmehr eignet sich die Steuerschaltung unter Beibehaltung des Funktionsprinzips der ruckfreien Umschaltung der Geschwindigkeiten für alle Hydromotoren, bei denen das Umschalten der Drehzahl durch selektives "Neutralisieren" und aktivieren ausgewählter Motor-Arbeitskammern bzw. Arbeitskammer-Gruppen erfolgt. Damit können nicht nur mehrhubige Axial- oder Radialkolbenmotoren, sondern auch Hydromotoren nach dem Planetenradprinzip, d.h. sogenannte Gerotoren oder aber auch verschiedenste Bauarten von Kolbenmotoren mit Stufenkolben, deren Aufbau in der Beschreibungseinleitung grob erläutert wurde, mit der erfindungsgemäßen Steuerschaltung betrieben werden.
Die Steuerschaltung ist auch nicht darauf beschränkt, dass eine
Umschaltung lediglich zwischen zwei Geschwindingkeiten erfolgt. Vielmehr erlaubt das erfindungsgemäße Konzept der Steuerschaltung ohne weiteres für Hydromotoren anwendbar, die eine beliebige Anzahl von Geschwindikeitsstufen haben.
Die Erfindung schafft somit eine hydraulische Steuerschaltung für einen Hydromotor, insbesondere einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten, mit der die Umschaltung zwischen den Geschwindigkeiten durch Veränderung des Schluckvolumens dadurch erfolgt, dass bei einer ausgewählten Anzahl von Motorkolben mittels einer Ventilanordnung die Zulaufseite mit der Ablaufseite kurzgeschlossen wird. Um auf besonders platzsparende Art und Weise dafür zu sorgen, dass das Umschalten zwischen den Geschwindigkeiten ruckfrei und damit für die einzelnen Baukomponenten so schonend wie möglich erfolgt, wird für die Ventilanordnung zwischen den beiden End-Schaltstellungen zumindest eine Zwischen-Schaltstellung vorgesehen, in der die Zulaufseite mit der Ablaufseite gedrosselt, d.h. über eine Blendenanordnung verbunden ist. Bevorzugterweise erfolgt die Ansteuerung der Ventilanordnung derart, dass ein Ventilkörper über die Zwischen-Schaltstellung hinweg mit kontrollierter Geschwindigkeit bewegbar ist.

Claims

Ansprüche
1 . Hydraulische Steuerschaltung für einen Hydromotor mit zumindest zwei Geschwindigkeiten, wie z.B. einen mehrhubigen Axial- oder Radialkolbenmotor, einen Hydromotor nach dem Planetenradprinzip oder einen Kolbenmotor mit Stufenkolben, insbesondere für einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten, mit der die Umschaltung zwischen den Geschwindigkeiten durch Veränderung des Schluckvolumens dadurch erfolgt, dass die Schluckvolumina ausgewählter Motor-Arbeitskammern (Motorkolben20-2; 120-2; 220-2; 320-2; 420-2) mittels einer Ventilanordnung (30; 130; 230; 330; 430) selektiv neutralisiert werden, indem für diese ausgewählten Motor-Arbeitskammern die betreffende Zulaufseite
(22; 122; 222; C) mit der Ablaufseite (24; 124; 224; 324, D) kurzgeschlossen wird, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung (30; 130; 230; 330; 430) zwischen den beiden dem betreffenden Umschaltvorgang zugewiesenen Schaltstellungen (30-A, 30-B; 230-A, 230-B; 330-A, 330-B; 430-A, 430-B) zumindest eine Zwischen-Schaltstellung (230-Z; 330-Z2, 330-Z3) hat, in der vorzugsweise unter Androsselung der Strömungsmittelversorgung der zu neutralisierenden Motor- Arbeitskammern (Motorkolbengruppe 20-2; 120-2; 220-2; 320-2; 420-2) die Zulaufseite (22; 122; 222; C) mit der Ablaufseite (24;
124; 224; 324, D) über eine Blendenanordnung (231 ; A1 , A2, 282, 284-A, 284-B, 286-A, 286-B; 382-2. 384-2) verbunden ist, und dass die Ansteuerung der Ventilanordnung (30; 130; 230; 330; 430) derart erfolgt, dass ein Ventilkörper (270; 370, 470) der Ventilanordnung über die Zwischen-Schaltstellung (230-Z; 330-Z1 ,
330-Z2, 330-Z3) hinweg kontrolliert, vorzugsweise mit gesteuerter Geschwindigkeit bewegbar ist.
2. Hydraulische Steuerschaltung nach Anspruch 1 für einen Radialkolbenmotor mit zwei Geschwindigkeiten, wobei die
Umschaltung zwischen den Geschwindigkeiten durch Veränderung des Schluckvolumens dadurch erfolgt, dass bei einer ausgewählten Anzahl von Motorkolben (20-2; 120-2; 220-2; 320-2; 420-2) mittels der Ventilanordnung (30; 130; 230; 330; 430) die Zulaufseite (22; 122; 222; C) mit der Ablaufseite (24; 124; 224; 324, D) kurzgeschlossen wird, dadurch gekennzeichnet, dass die
Ventilanordnung (30; 130; 230; 330; 430) in der Zwischen- Schaltstellung (230-Z; 330-Z2, 330-Z3), in der vorzugsweise eine Androsselung der Strömungsmittelversorgung der Motorkolben der abzuschaltenden Motorkolbengruppe (20-2; 120-2; 220-2; 320-2; 420-2) erfolgt, die Zulaufseite (22; 122; 222; C) mit der Ablaufseite
(24; 124; 224; 324, D) über eine Blendenanordnung (231 ; A1 , A2, 282, 284-A, 284-B, 286-A, 286-B; 382-2. 384-2) verbunden ist.
3. Steuerschaltung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass zur Ansteuerung der Ventilanordnung (30; 130; 230; 330;
430) der Ausgangsdruck (P44, X) eines stetig verstellbaren Druckventils (40) herangezogen wird. (Fig.1 )
4. Steuerschaltung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass zur Ansteuerung der Ventilanordnung (30; 130; 230; 330;
430) der Druck (P144, X) in einer Steuerdruckleitung (144) stromab einer Blende (164) herangezogen wird.
5. Steuerschaltung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Blende (164; 164') stromab eines Wegeventils (162) liegt, mit dem die Steuerdruckleitung (144) entweder mit dem Tankdruck (T) oder mit einem Verstärkerdruck (PV) verbindbar ist.
6. Steuerschaltung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Blende (164') mittels eines Folgeschaltventils (165') überbrückbar ist, das oberhalb eines Schwellwerts für den Ansteuerdruck für die Ventilanordnung (130) auf Überbrückung schaltet.
7. Steuerschaltung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Blende (164") in ein Wegeventil (162") eingegliedert ist, mit dem die Steuerdruckleitung (1 4") entweder zumTank (T) entlastbar oder mit einem Verstärkerdruck (PV) verbindbar ist, wobei lediglich in einer Mittelstellung (M) des Wegeventils (162") die Beaufschlagung mit dem Verstärkerdruck (PV) über die Blende (164") erfolgt.
3. Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerdruck (X) der Ventilanordnung (30; 130; 230; 330; 430) rampenartig veränderbar ist.
9. Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerdruck (X) der Ventilanordnung (30; 130; 230; 330; 430) progressiv veränderbar ist.
10. Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 1 bis 95, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung (30; 130; 230) ein stetig verstellbares 3/2-Wegeventil ist, das in der zur zu- und abschaltbaren Motor-Arbeitskammer (Motorkolben 20-2; 120-2; 220-2) führenden Versorgungsleitung (34; 134; 234) liegt und in seiner einen End-Schaltstellung (Ausgangs-Schaltstellung 30-A;
130-A; 230-A) die Versorgungsleitung (34; 134; 234) zur Motor- Arbeitskammer (Motorkolben 20-2; 120-2; 220-2) durchschaltet und den Anschluss (36; 136; 236) zur Ablaufseite (24; 124; 224) der Motor-Arbeitskammer (Motorkolben 20-2; 120-2; 220-2) schließt, während es in der anderen Schaltstellung (30-B; 130-B;
230-B) die Versorgungsleitung (34; 134; 234) schließt und Zu- und Ablaufseite (22; 122; 222 und 24; 124; 224 der Motor- Arbeitskammer (Motorkolben20-2; 120-2; 220-2) miteinander verbindet.
1 1 . Steuerschaltung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkörper (270) des stetig verstellbaren 3/2-Wegeventils (230) ein gegen eine Druckfeder (232) vom Ansteuerdruck (X) beaufschagter Ventilkolben ist, dessen Steuerkanten (280, 282) mit Nuten (284) ausgestattet sind, die die Blendenanordnung (231 ; A1 ,
A2, 282, 284-A, 284-B, 286-A, 286-B) ausbilden.
12. Steuerschaltung nach Anspruch 10 oder 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass über ein Rückschlagventil (60; 160; 260) eine Verbindung vom Ansteuerdruck (X) zum Zulauf (22; 122; 222) der Motor-Arbeitskammer (Motorkolben 20-2; 120-2; 220-2) herstellbar ist.
13. Steuerschaltung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass das Rückschlagventil (260) in den Ventilkolben (270) integriert ist.
14. Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung ein stetig verstellbares 4/2-Wegeventil (330; 430) aufweist, das in seiner einen End- Schaltstellung (Ausgangsschaltstellung 330-A; 430-A) eine Verbindung einerseits zwischen dem Zulauf (A) einer ständig arbeitenden Motor-Arbeitskammer (Motorkolben320-1; 420-1 ) und dem Zulauf (D) der zu- und abschaltbaren Motor-Arbeitskammer (Motorkolben320-2; 420-2) und andererseits zwischen den jeweiligen Abläufen (B) der Motor-Arbeitskammem bzw. Motorkolben herstellt, und in der anderen End-Schaltstellung (330-
B; 430-B) den Zu- und den Ablauf (C und D) der zu- und abschaltbaren Motor-Arbeitskammer (Motorkolben320-2; 420-2) kurzschließt und gleichzeitig die übrige Verbindung sperrt.
15. Steuerschaltung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung ein weiteres Wegeventil (360; 460) aufweist, mit dem in einem Betriebszustand, in dem sich das 4/2-Wegeventil (330; 430) in seiner anderen End-Schaltstellung (330-B; 430-B) befindet, in die Saugseite (C oder D) der abgeschalteten bzw. neutralisierten Motor-Arbeitskammer (Motorkolben320-2; 420-2)
Strömungsmittel einspeisbar ist.
16. Steuerschaltung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass das weitere Wegeventil von einem stetig verstellbaren 3/2- Wegeventil (360) gebildet ist, das in seiner anderen End-
Schaltstellung (360-B) einen Steuerdruck (X) in den Versorgungskreis (Leitung 337K) für die neutralisierte Motor- Arbeitskammer bzw. für den abgeschalteten Motorkolben (320-2) eispeist.(Fig. 7)
17. Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilkörper (370, 366) der Wegeventile (330, 360) konzentrisch zueinander angeordnet sind.
18. Steuerschaltung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass das weitere Wegeventil von einem 2/2-Schaltventil (460) gebildet ist, das in seiner anderen End-Schaltstellung (460-B) Systemdruck (P) in den Versorgungskreis (Leitung 437K) der abgeschalteten Motor-Arbeitskammer bzw. des abgeschalteten Motorkolbens (420- 2) einspeist.
19. Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 15 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass das weitere Wegeventil (360; 460) mit dem Steuerdruck (X) des stetig verstellbaren 4/2-Wegeventils (330; 430) beaufschlagt und angesteuert ist.
20. Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 14 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkörper (370; 470) des stetig verstellbaren 4/2-Wegeventils (330; 430) ein gegen eine Druckfeder (332) vom Ansteuerdruck (X) beaufschagter Ventilkolben ist, dessen Steuerkanten (382-1 , 382-2, 382-3) mit Nuten (384-1 , 384-
2, 384-3) ausgestattet sind, die die Blendenanordnung bilden.
21 . Radialkolbenmotor mit einer Steuerschaltung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung (30, 60; 130, 160; 230, 260; 330, 360; 430) im
Motorgehäuse (274; 374) integriert ist.
22. Radialkolbenmotor nach Anspruch 21 , dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung als Einsatzmodul (371 ) ausgebildet ist.(Fig. 8).
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