WO2009150062A2 - Hydraulikversorgungssystem zur versorgung eines hydraulischen verbrauchers mit wenigstens einem verbrauchsbereich - Google Patents

Hydraulikversorgungssystem zur versorgung eines hydraulischen verbrauchers mit wenigstens einem verbrauchsbereich Download PDF

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    • F15B2211/5756—Pilot pressure control for opening a valve

Definitions

  • Hydraulic supply system for supplying a hydraulic consumer with at least one consumption range
  • the present invention relates to a hydraulic supply system, with which, for example provided in vehicles hydraulic consumers can be supplied with pressurized fluid.
  • Such a hydraulic consumer is, for example, a torsional vibration damper arrangement designed as a gas spring vibration damper.
  • This comprises a primary side and a secondary side which can be rotated about an axis of rotation against the action of a damper fluid arrangement with respect to the primary side.
  • the damper fluid arrangement comprises a damper fluid which is arranged in at least one pressure chamber whose volume is variable during relative rotation between the primary side and the secondary side. If the primary side and the secondary side rotate relative to each other such that the volume of such a pressure chamber is reduced, damper fluid contained therein, for example a substantially incompressible fluid such as oil, is displaced against resistance.
  • the resistor may be provided by a flow restrictor or a pressure accumulator arrangement, which is tensioned by the damper fluid displaced from such a pressure chamber.
  • a pressure accumulator assembly may comprise another compressible damper fluid that is compressed upon displacement of the substantially incompressible damper fluid.
  • the pressure of the damper fluid displaced from such a pressure chamber increases, so that a force opposing the relative rotation between the primary side and the secondary side is generated.
  • independently operating pressure chambers are provided for each relative direction of rotation, for example two pressure chambers acting in parallel with each other.
  • essentially incompressible damper fluid is pumped back and forth between two pressure storage arrangements by means of a fluid delivery arrangement activatable relative to the secondary side during relative rotation of the primary side, so that the fluid pressure in one of the pressure storage arrangements is increased. while decreasing in the other accumulator assembly.
  • the delivery arrangement must work against the increasing fluid pressure in the pressure accumulator arrangement, which is increased in its pressure, so that a resistance is opposed to the relative rotation between the primary side and the secondary side.
  • This resistance can also be influenced by the pressure accumulator arrangement being brought into contact with a source of pressure fluid for influencing the fluid pressure present there.
  • Torsionsschwingungsdämpferan thus represents in the case in which it is to be connected to an external source of pressurized fluid, a hydraulic consumer with two consumption ranges.
  • Each These consumption ranges comprise either one or more pressure chambers for a respective relative rotational direction or a respective pressure storage arrangement.
  • a hydraulic supply system for supplying a hydraulic consumer with at least one consumable area with pressurized fluid, comprising a pressurized fluid from a reservoir in a main pressure line feeding pressure fluid source and in association with each to be supplied with pressurized fluid consumption area of a a hydraulic control valve to be adjusted by a control fluid pressure main control valve for establishing and interrupting the connection between the main pressure line and a consumption area and a pilot valve for applying the control fluid pressure to the main control valve, wherein the pilot valve is fed via a pressure reducer with an inlet pressure below the fluid pressure in the Main pressure line is located.
  • each consumption area is therefore assigned a pair of control valves, namely a main control valve and a pilot control valve.
  • the main control valve is controlled or adjusted by the pilot valve by means of a control fluid pressure generated by the pilot valve, while the pilot valve is for example actuated electromagnetically and is under the control of a control device.
  • This makes it possible to regulate comparatively large fluid pressures with comparatively small electrical powers, which permits the use of comparatively small valve arrangements. Since, for a respective pilot valve, the pressure min. - A -
  • a pressure limiting valve between the main pressure line and the reservoir is provided for limiting the pressure in the main pressure line to the predetermined operating pressure.
  • a switching valve be provided in the main pressure line, which optionally the pressure fluid flow in the main pressure line releases in both directions of flow or releases at most in a flow direction of the at least one main control valve back. It can be provided, for example, that the switching valve is arranged in the flow direction on the at least one main control valve to the downstream of the pressure relief valve.
  • the pressurized fluid source may comprise at least one fluid pump that can be driven by a pump drive motor, wherein, for example, it may be provided that the pump drive motor can be activated in accordance with the pressure fluid requirement.
  • the pump drive motor can be activated in accordance with the pressure fluid requirement.
  • the pump drive motor permanently drives the at least one fluid pump and that the fluid delivery capacity of the at least one fluid pump can be varied in accordance with the pressure fluid requirement.
  • a pump drive motor for example, a drive unit in a motor vehicle, so in general the internal combustion engine.
  • the fluid capacity of the at least one fluid pump is varied accordingly, so that when the fluid pressure in the main pressure line has reached a predetermined limit or limit range, the fluid capacity of the at least one fluid pump practically can be reduced to zero and thus the additional load of the drive unit of a vehicle is reduced as much as possible.
  • the pump drive motor permanently drives the at least one fluid pump and that a delivery control valve is provided which adjusts the quantity of fluid supplied by the at least one fluid pump into the main pressure line in accordance with the pressure fluid requirement.
  • the delivery control valve By constantly activating the fluid pump, which is fundamentally not variable in its fluid delivery capacity, it can be ensured by the delivery control valve that, when the fluid pressure in the main pressure line is in the desired range, fluid from the fluid pump is not fed into the main pressure line, for example is recirculated into the reservoir.
  • the pressure fluid source comprises two fluid pumps that can be driven by a pump drive motor and that each pump is assigned a flow control valve.
  • a first of the fluid pumps can have a larger delivery volume than the second fluid pump.
  • the first fluid pump thus essentially serves to generate large volume flows, for example, to load a pressure accumulator.
  • the second fluid pump then essentially has the task, with already existing comparatively high pressure with a smaller
  • Fluid delivery volume to ensure the maintenance of fluid pressure.
  • the delivery control valve associated with the first fluid pump is switchable as a function of the signal of a pressure sensor assigned to the main pressure line.
  • This conveyor control valve is therefore under the control of a control device which receives as an input a signal representing the pressure in the main pressure line signal and accordingly control signals to the conveyor control valve to provide that the delivered by the first fluid pump fluid is either fed towards the main pressure line when needed, or is recirculated into the reservoir.
  • the delivery control valve associated with the second fluid pump can be designed as a pressure limiting valve.
  • a hydraulic supply system for supplying a hydraulic consumer with two hydraulic consumption regions with pressurized fluid, comprising a pressurized fluid from a pressurized fluid reservoir into a pressurized fluid source feeding into a main pressurized line and to be adjusted by a control fluid pressure in association with each consumable region
  • Main control valve for establishing and interrupting the connection between the main pressure line and the respective associated consumption area, as well as in the flow direction to the consumption area to the upstream of each main control valve, a flow control arrangement, further comprising a pilot valve arrangement which, depending on the fluid pressures in the consumption areas, generates the control fluid pressure and preferably to the one main control valve applies, which is associated with the consumption area with the lower fluid pressure.
  • the configuration may be such that by applying the control fluid pressure to a main control valve, this in the direction of interrupting the connection between the main pressure line and the consumption area is adjustable.
  • the main control valves are biased in the direction of connecting the main pressure line with a respective consumption range, so that when a control fluid pressure is applied to a main control valve, switching takes place in a state where, on the one hand, the connection between the consumption area and the main pressure line is reduced or reversed, on the other hand, for example, a connection between the consumption area and the substantially pressureless reservoir is made.
  • This is particularly advantageous in connection with the above-described damper fluid torsional vibration damper arrangements.
  • the volume of a pressure chamber is reduced, that is, the pressure of the damper fluid increases therein, it is necessary, for example, to further increase the fluid pressure by connecting to the main pressure line, to make the torsional vibration damper assembly harder and to counteract the relative rotation between the primary side and secondary side. If the volume of a pressure chamber increases, the fluid pressure drops and it is necessary to feed the fluid substantially without pressure, for example by establishing a connection with the fluid reservoir.
  • the pilot valve arrangement comprises a control valve which receives the fluid pressure of the consumption area with the higher fluid pressure as input pressure and as a function of the pressure difference between the fluid pressures of the two consumption ranges applies the control fluid pressure to one of the main control valves.
  • the fluid pressure of the consumption area can be provided with the higher fluid pressure in a simple manner as input pressure for the control valve when the control valve is preceded by a shuttle valve, which applies the fluid pressure of the consumption area with higher fluid pressure as input pressure to the control valve.
  • at least one flow control arrangement has a flow restrictor and a pressure difference adjustment arrangement for adjusting it comprises a substantially constant pressure difference across the flow restrictor.
  • the pressure fluid source may comprise at least one drivable by a pump drive motor fluid pump, the pump drive motor according to the pressure fluid requirement can be activated or the capacity of the at least one fluid pump can be varied according to the pressure fluid demand.
  • a pressure relief valve may be provided between the main pressure line and the reservoir to limit the pressure in the main pressure line to a predetermined operating pressure.
  • the main pressure line may be associated with a pressure accumulator in order to be able to provide a corresponding fluid pressure even for states in which a comparatively high pressure in a consumption range is very quickly required, wherein it may further be provided that in the main pressure line between the pressure fluid source and the pressure accumulator is provided a check valve.
  • the present invention further relates to a torsional vibration damper system comprising a torsional vibration damper assembly having a primary side and a secondary side rotatable about an axis of rotation against the action of a damper fluid, and further comprising a hydraulic supply system according to the invention for providing pressurized damper fluid for the torsional damper fluid. arrangement.
  • Fig. 1 is a circuit diagram-like representation of a hydraulic supply system
  • FIG. 2 shows a circuit diagram-like representation of an alt-trained hydraulic supply system corresponding to FIG. 1;
  • FIG. 3 shows a circuit diagram-like representation of an alternatively designed hydraulic supply system corresponding to FIG. 1;
  • FIG. 4 shows a circuit diagram-like representation of an alternatively designed hydraulic supply system corresponding to FIG. 1;
  • FIG. 5 shows a circuit diagram-like representation of an alternatively formed hydraulic supply system corresponding to FIG. 1;
  • FIG. 6 shows a circuit diagram-like representation of an alternatively designed hydraulic supply system corresponding to FIG. 1;
  • FIG. 7 shows a circuit diagram-like representation of an alt-trained hydraulic supply system corresponding to FIG. 1;
  • Fig. 8 is a of Fig. 1 corresponding circuit diagram-like representation of an alternative trained hydraulic supply system.
  • a first embodiment of a hydraulic supply system is generally designated 10.
  • This hydraulic supply system 10 serves to supply a hydraulic consumer 12 with pressurized fluid.
  • the hydraulic consumer 12 may, for example, a Torsionsschwingungsdämpferan kann be, in which the relative rotation of the primary side with respect to the secondary side takes place against the action of pressurized damper fluid.
  • This damper fluid can be displaced in a pressure accumulator during relative rotation between the primary side and the secondary side either from one or more respective relative rotational direction associated pressure chambers or can be activated by a activatable during relative rotation conveyor assembly, such as gear pump, between two accumulator assemblies back and forth.
  • a hydraulic consumer effective Torsionsschwingungsdämpferan two consumption areas 14, 16, each comprising either one or more pressure chambers, a pressure storage arrangement or the like.
  • the supply system 10 comprises a pressure fluid source 18 with a fluid pump 20 and a fluid pump 20 driving pump drive motor 22.
  • This may be formed for example as an electric motor and are under the control of a drive device, not shown in FIG.
  • the drive motor 22 and thus fluid in a main pressure line 24 promotional fluid pump 20 the fluid from an essentially unpressurized reservoir 26 is removed, for example, an oil sump in a vehicle.
  • the fluid is conveyed out of the reservoir 26 via a filter 28, to which filter a check valve 30 is connected in parallel.
  • a pressure limiting valve 32 is provided between the main pressure line 24 and the reservoir 26, thus is set, that when the pressure in the main pressure line 24 reaches or exceeds a predetermined limit, it releases the connection to the reservoir 26 and thus does not allow a further increase of the pressure.
  • the two consumption areas 14, 16 of the hydraulic consumer 12 are controlled by the pressure fluid supplied via the main pressure line 24 via two main control valves 34, 36 or brought into connection with the main pressure line 24.
  • main control valves 34, 36 are designed, for example, as proportional directional control valves and are connected between a state in which a respective consumption region 14 or 16 is in communication with the reservoir 26 and a state in which a respective consumption region 14, 16 is connected to the main pressure line 24 is adjustable.
  • the two main control valves 34, 36 are hydraulically, so by fluid pressure, to operate and are under the control of a respective pilot valve 38 and 40.
  • the pilot valves 38, 40 in turn are, for example, electromagnetically actuated and are under the control of a drive device.
  • the pilot fluid pressure which the pilot valves 38, 40 apply to the respectively associated main control valves 34, 36 for adjusting them, in particular for placing them in the position producing the connection with the main pressure line 24, generate the pilot valves 38, 40 from an inlet pressure which is reached by tapping of the fluid pressure from the main pressure line 24 is provided via a pressure reducing valve 42.
  • This inlet pressure is less than the fluid pressure normally prevailing in the main pressure line 24, so as to ensure that even if the pressure in the main pressure line 24 drops due to a large pressure fluid requirement, the inlet pressure for the pilot valves 38, 40 is maintained at a predetermined, constant level can be and thus also by pressure fluctuations in the skin pressure line 24, the driving characteristic for the main control valves 34, 36 is not affected.
  • the two pilot valves 38, 40 generate the control fluid pressure for the main control valves 34, 36 in accordance with a control command, which is implemented by energizing the respective associated solenoid assembly.
  • the pilot valves 38, 40 may also be considered as servovalves which are proportional to the electrical excitation Apply fluid pressure as the control fluid pressure to the main control valves 34, 36 and thus bring them into a state in which a defined, required fluid pressure from the main pressure line 24 to a respective consumption range 14 and 16 is passed.
  • main control valves 34, 36 are not energized, which means that no excitation signal is applied to a respectively assigned pilot valve 38, 40, the pilot valves 38, 40 are biased in a state in which one to the main control valves 34 and 36th leading control line in conjunction with the reservoir 26, so it is depressurized.
  • the main control valves 34, 36 also move by bias into a defined state, in which, as shown in FIG. 1, the respective consumption region 14 or 16 in connection with the reservoir, that is to say substantially unpressurized.
  • An essential advantage of the supply system shown in FIG. 1 is that comparatively large pressures which may be provided in the main pressure line 24 can be controlled with comparatively low electric power, in which no electromagnetic force is used as the input force for the main control valves 34, 36 a force generated from the fluid pressure itself is used.
  • the activation of the pilot valves 38, 40 and thus also the adjustment of the main control valves 34, 36 can take place in a Torsi- onsschwingungsdämpferanssen explained above by detecting the relative rotational state between the primary side and the secondary side, in which the consumption ranges 14 and 16 respectively the fluid pressure, for example, by conveying in an accumulator assembly or by reducing the volume of a pressure chamber or more pressure chambers increases, so that this consumption range can then be fed by connection to the main pressure line 24 reinforced with pressurized fluid and a further relative rotation between the primary side and the secondary side can be counteracted ,
  • the main control valve assigned to the other consumption area remains in the state shown in FIG. 1, So allows the inclusion of substantially pressureless fluid from the reservoir 26 in the associated consumption area.
  • the pump drive motor 22 is also activated or adjusted in speed to ensure that the required volume of pressurized fluid can be provided. If both main control valves 34, 36 in the state shown in Fig. 1, in which therefore a connection between the main pressure line 24 and the two consumption areas 14, 16 does not exist, the pump drive motor 22 can be deactivated or operated so that only leakage losses are compensated ,
  • the supply system 10 further has a pressure accumulator 44, which is assigned to the main pressure line 24 or stores the pressure present therein. Furthermore, the main pressure line 24 is assigned a pressure sensor 46, which generates a signal corresponding to the pressure in the main pressure line 24 and thus also the pressure memory 44 and sends it to the control device. Between the fluid pump 20 and the pressure accumulator 44 there is a check valve 48, which ensures that even when the fluid pump 20 is deactivated, the pressure accumulator 44 can not empty back in the direction of the reservoir 26.
  • the fluid pump 20 is set by activation of the pump drive motor 22 in operation, on the one hand to recharge the pressure accumulator 44, on the other hand ensure that even at Prolonged pressure fluid requirement, a further drop in the fluid pressure in the main pressure line 24 will not occur. If the fluid pressure in the main pressure line 24 again reaches a predetermined limit pressure, the pump drive motor 22 can be deactivated again.
  • the pressure accumulator 44 should be designed such that it can provide the fluid volume occurring during a load change with the required pressure without the fluid pump 20 being activated at the same time ,
  • the pressure accumulator 44 may be formed, for example, with a gas volume which is separated by a piston, a diaphragm or another separating member from the pressure fluid in the main line 24 and can be compressed in accordance with the pressure in the main pressure line 24.
  • the pressure accumulator 44 may also comprise a plurality of such storage units.
  • FIG. 3 shows an embodiment in which a switching valve 50 designed as a directional control valve is provided in the main pressure line 24. This is in the flow direction to the main control valves 34 and 36 to the downstream of the pressure relief valve 32 and also the pressure accumulator 44th
  • the switching valve 50 which is under the control of a drive device, that is, for example, electromagnetically adjustable, is between the state shown in Fig. 3, in which the main pressure line against flow in the direction of the pressure accumulator 44 and the fluid pump 20 to the Main control valves 34, 36 is locked, a pressure release in the opposite direction, however, is possible, and a state in which the main pressure line 24 is released to flow in both directions, switchable.
  • the switching valve 50 it is possible, when the two consumption areas 14, 16 need not be supplied with pressurized fluid, the range of pressurized fluid supply, so the pressure fluid source 18 and the pressure fluid reservoir 44 from the pilot valves 38, 40 and the main control valves 34, 36 and the pressure reducing valve 42 to decouple. In this case, leaks occurring in these valves can not lead to a gradual emptying of the pressure accumulator 44. If the pilot valves 38 or 40 are actuated by a drive device in order to bring via one or both main control valves 34, 36 a respective associated consumption area 14 or 16 in conjunction with the main pressure line 24, then the switching valve 50 in its Main pressure line 24 released state switched.
  • FIG. 4 shows an embodiment of the hydraulic supply system in which the source of pressurized fluid has a fluid pump 20 of variable fluid capacity.
  • the fluid pump 20 is driven substantially permanently by a pump drive motor 22.
  • the pump drive motor 22 may be the drive unit of a vehicle, for example an internal combustion engine.
  • adjusting 52 on the Fluid pump 20 acted to reduce their capacity, for example, to zero.
  • This adjusting device 42 may be spring-biased, wherein the bias is the pressure given, from which a change in the conveying capacity of the fluid pump 20 is generated and thus ensures that the pressure does not increase further.
  • the pump drive motor 22 is also the drive unit of a vehicle, the coupling of the fluid pump 20 with the drive motor 22 by a belt drive, a gear drive or the like.
  • FIG. Another variation in the design of the pressurized fluid source is shown in FIG. Again, the example designed as a planetary rotor pump fluid pump 20 is driven by the pump drive motor 22 permanently, so essentially regardless of whether the pressure in the main pressure line 24 is already at the operating pressure or still needs to be raised.
  • a delivery control valve 54 is provided between the fluid pump 20 and the check valve 48. This is basically biased in the recognizable in Fig. 5 state in which the fluid pump 20 can feed via the check valve 48 fluid into the main pressure line 24.
  • the delivery control valve 54 has the fluid pressure existing in the main pressure line 24 fluid pressure.
  • the conveyor control valve 54 switches to a state in which the fluid pump 20 is decoupled from the main pressure line 24, that is, no further fluid is conveyed into the main pressure line 24, but the fluid is recirculated into the reservoir 26. It is realized with this embodiment, a mechanically comparatively simple arrangement to be constructed, in which a pressure-dependent adjustment of the conveying capacity of the fluid pump is not required, although it can be ensured, however, that an excessive increase in pressure in the main pressure line 24 is avoided. This system is self-regulating, so does not require to be generated by a drive device control commands for the delivery control valve 54th
  • the pressurized fluid source comprises two fluid pumps 20 ', 20 ", both of which are driven by a common pump drive motor 22, for example, the drive unit of a vehicle again, ie, both fluid pumps 20', 20" may again be designed such that they are not variable in their capacity or a variation of the capacity can only be achieved by changing the drive speed.
  • each fluid pump is assigned a delivery control valve 54 'or 54 ".
  • the two fluid pumps 20 ', 20 are basically designed differently from one another.”
  • the fluid pump 20' serves to feed large quantities of the fluid into the main pressure line 24 or the pressure accumulator 44 very quickly with a comparatively large delivery volume Essentially the task, at an already very high pressure in the main pressure line 24 or in the pressure accumulator 44 to compensate for pressure variations, so that the fluid pump 20 "can be primarily designed to generate a high pressure at comparatively low fluid delivery volume.
  • the flow control valve 54 'assigned to the fluid pump 20' which operates essentially as a pressure limiting valve and, when a certain limit pressure is reached in the main pressure line 24, establishes a connection between the fluid pump 20 'and the reservoir 26, in order thus to prevent the
  • the fluid conveyed by the fluid pump 20 'into the reservoir 26, rather than into the main pressure line 24, is under the control of a drive device and is actuated based on the output signal of the pressure sensor 46 for establishing the connection to the reservoir 26.
  • fluid pump 20 is a conventional pressure-dependent switching pressure relief valve as a delivery control valve 54" assigned.
  • a check valve 56 is provided in the flow path from the fluid pump 20" away from the branch leading to the delivery control valve 54', which is an inflow of the fluid pump 20 '. conveyed fluid into the delivery control valve 54 'when it releases the connection to the reservoir 26 prevented. Since the switching pressure of the delivery control valve 54 "is higher than that of the delivery control valve 54 ', the state in which fluid is returned to the reservoir 26 by the fluid pump 20' via this delivery control valve 54" can not practically occur.
  • the fluid filter is arranged as a depth filter between the two check valves 48, 56 together with the non-return valve connected in parallel thereto.
  • valves or valve arrangements provided for connecting the main pressure line 24a to the two consumption areas 14a, 16a operate without activation by a drive arrangement, taking into account various operating parameters.
  • the two main control valves 34a and 36a for example, again designed as proportional valves and to be adjusted by a control fluid pressure.
  • Both main control valves 34a, 36a are biased to a state in which a connection of the main pressure line 24a to a respective consumption area 14a, 16a is established.
  • a control fluid pressure By applying a control fluid pressure to a respective main control valve 34a, 36a, this state is canceled and, in accordance with the control fluid pressure, a connection is established between the consumption region 14a or 16a and the reservoir 26a.
  • a pilot valve assembly 58a is provided.
  • This comprises a shuttle valve 60a which, depending on the fluid pressure prevailing in the region of the consumption regions 14a or 16a or a line region between them and the respective associated main control valve 34a, 36a, respectively connects those of these line regions to an input region of a control valve 62a in which the higher Fluid pressure prevails.
  • a ball-like trained valve member between two valve seats back and forth to be movable, between these valve seats then branches off to the control valve 62a tap line.
  • the control valve 62a thus receives the fluid flow prevailing in the consumption region 14a or 16a or in the line region leading there. pressure, which is the higher of the two pressures, as input pressure. Further, the control valve 62a is adjustable in response to these two pressures. If the two pressures are equal to one another, then the control valve 62a is in a neutral position in which a control fluid pressure is not applied to any of the main control valves 34a, 36a, ie they are in the positioning shown in FIG.
  • a valve spool of the control valve 62a is acted upon by this pressure difference such that it emerges from the pressure range Neutral position is shifted and increasingly establishes a connection between the input area, so the input pressure, and that main control valve 34 a and 36 a, which is associated with the consumption area 14 a.
  • this consumption area 14a is increasingly connected to the reservoir 26a, while the other consumption area 16a, at which the pressure rises, remains in connection with the main pressure line 24a.
  • each main control valve 34a or 36a is preceded by a flow control arrangement 64a, 66a.
  • the flow control arrangements 64a, 66a have the function of ensuring that an independent, essentially constant fluid flow can be achieved, which is independent of pressure difference fluctuations that can be generated in the consumption areas 14a or 16a.
  • the pressure compensators 72a, 74a sense the Pressure in front of and behind the respective associated flow restrictor 68a, 70a and provide a substantially constant pressure difference and thus fluid flow over the flow restrictors 68a, 70a sure.
  • the pressure compensators 72a, 74a can have, for example, a piston which can be acted upon by the two pressures in front of or behind the respectively assigned flow restrictor 68a, 70a. These are under the additional bias of an example in their bias spring adjustable, which supports the relative to the respective flow restrictor 68a and 70a lower pressure. By means of this spring, the flow restrictor 72a, 74a is kept in equilibrium. At the same time, the spring force determines the pressure difference that arises via the flow restrictors 68a, 70a, which can also be referred to as measuring throttles, and thus also the fluid flow via the flow restrictors 68a, 70a.
  • the system shown in FIG. 7 thus comprises, with the two main control valves 34a, 36a, the flow control arrangements 64a, 66a and the pilot valve arrangement 58a associated therewith, a hydraulically effective load detection circuit which is capable of operating the two consumption areas 14a, 16a without additional external control to connect to the main pressure line 24a or to connect to the reservoir 26a or to adjust the applied to the consumption areas 14a, 16a via the main control valves 34a, 36a fluid pressure.
  • Any position sensors or rotary sensors which can detect relative rotational movement between a primary side and a secondary side of a torsional vibration damper arrangement are therefore not required.
  • the pressurized fluid source 18a comprises a fluid pump 20a with a conveying capacity that can be varied by an adjusting device 52a.
  • This adjusting device 52a may, similar to the embodiment described above with reference to FIG. 4, comprise a pressure-loadable piston which is biased by a biasing spring against the pressure loading it.
  • a pump drive motor 22a for example, a drive unit of a vehicle can serve, which controls the fluid Pump 20a regardless of the pressure fluid requirement drives permanently, so that it is ensured by the variation of the conveying capacity of the fluid pump 20, that the pressure in the main pressure line 24a and the pressure accumulator 44a does not exceed a predetermined operating pressure.
  • the adjusting device 52a is for varying the conveying capacity of the fluid pump 20a under the control of a further pressure compensator 76a.
  • This receives as input variables or input pressures on the one hand, the fluid pressure in the main pressure line 24a, which is tapped, for example, shortly after the check valve 48a, and as another input variable or as another input pressure those fluid pressure in the consumption area 14a or 16a or there leading line region prevails, which has the higher fluid pressure.
  • this pressure between the shuttle valve 60a and the control valve 62a can be tapped and thus correspond to the inlet pressure of the control valve 62a.
  • This pressure is assisted by a biasing spring so that whenever the force generated by the biasing spring together with the input pressure of the control valve 62a outweighs the pressure provided by the main pressure line 24a, the pressure compensator 76a is brought to the positioning shown in FIG is in which the adjusting device 52a is depressurized and thus the fluid pump 20a is in a state of high fluid flow capacity.
  • the pressure compensator 76a With increasing pressure in the main pressure line 24a, the pressure compensator 76a enters a state in which the adjusting arrangement 52a receives the pressure from the main pressure line 24a, in order to move the fluid pump 20a into a state of lower fluid delivery, for example to a state with a zero fluidity, so that despite driven fluid pump 20a, this promotes substantially no further fluid in the main pressure line 24a.
  • FIG. 8 largely corresponds to the embodiment described above with reference to FIG. 7.
  • One difference consists essentially in the design of the pressure fluid source 18a.
  • This here comprises a pump drive motor 22a, for example, configured as an electric motor and under the control of a drive device and is only energized when the detected pressure in the main pressure line 24a by the pressure sensor 46a falls below a predetermined limit, or is deactivated when the pressure exceeds a predetermined operating pressure. Since here additionally an accumulator 44a is provided, this hydraulic supply system 10a can also respond to spontaneous pressure variations or pressurized fluid requirements in the area of the hydraulic consumers 14a or 16a.

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Abstract

Ein Hydraulikversorgungssystem zur Versorgung eines hydraulischen Verbrauchers (12) mit wenigstens einem Verbrauchsbereich (14, 16) mit Druckfluid umfasst eine Druckfluid aus einem Reservoir (26) in eine Hauptdruckleitung (24) speisende Druckfluidquelle (18) und in Zuordnung zu jedem mit Druckfluid zu versorgenden Verbrauchsbereich (14, 16) eines hydraulischen Verbrauchers (12) ein durch einen Steuerfluiddruck zu verstellendes Hauptsteuerventil (34, 36) zum Herstellen und Unterbrechen der Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung (24) und einem Verbrauchsbereich (14, 16) sowie ein Vorsteuerventil (38, 40) zum Anlegen des Steuerfluiddrucks an das Hauptsteuerventil (34, 36), wobei das Vorsteuerventil über einen Druckminderer (42) mit einem Eingangsdruck gespeist wird, der unter dem Fluiddruck in der Hauptdruckleitung (24) liegt.

Description

Hydraulikversorgungssystem zur Versorgung eines hydraulischen Verbrauchers mit wenigstens einem Verbrauchsbereich
Beschreibung
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Hydraulikversorgungssystem, mit welchem beispielsweise in Fahrzeugen vorgesehene hydraulische Verbraucher mit Druckfluid versorgt werden können.
Ein derartiger hydraulischer Verbraucher ist beispielsweise eine als Gasfe- derschwingungsdämpfer ausgestaltete Torsionsschwingungsdämpferanord- nung. Diese umfasst eine Primärseite und eine gegen die Wirkung einer Dämpferfluidanordnung bezüglich der Primärseite um eine Drehachse dreh- bare Sekundärseite. Die Dämpferfluidanordnung umfasst ein Dämpferfluid, das in wenigstens einer Druckkammer angeordnet ist, deren Volumen bei Relativdrehung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite veränderbar ist. Verdrehen sich die Primärseite und die Sekundärseite derart bezüglich einander, dass das Volumen einer derartigen Druckkammer verringert wird, so wird darin enthaltenes Dämpferfluid, beispielsweise ein im Wesentlichen inkompressibles Fluid, wie z.B. Öl, gegen einen Widerstand verdrängt. Der Widerstand kann bereitgestellt sein durch eine Strömungsdrossel bzw. auch eine Druckspeicheranordnung, die durch das aus einer derartigen Druckkammer verdrängte Dämpferfluid gespannt wird. Beispielsweise kann eine derartige Druckspeicheranordnung ein weiteres, kompressibles Dämpferfluid umfassen, das bei Verdrängung des im Wesentlichen inkompres- siblen Dämpferfluids komprimiert wird. Dabei steigt also der Druck des aus einer derartigen Druckkammer verdrängten Dämpferfluids an, so dass eine der Relativdrehung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite entge- genwirkende Kraft erzeugt wird. Um diese Funktionalität in beiden Relativdrehrichtungen erhalten zu können, sind für jede Relativdrehrichtung eigenständig arbeitende Druckkammern vorgesehen, beispielsweise jeweils zwei parallel zueinander wirkende Druckkammern. Um die Dämpfungscharakteristik einer derartigen Torsionsschwingungs- dämpferanordnung beeinflussen zu können, ist es möglich, die Druckkammern beispielsweise über eine Drehdurchführung in Verbindung mit einer Druckfluidquelle zu bringen. Diese ist dazu ausgelegt, einen vergleichsweise hohen Fluiddruck bereitzustellen, so dass bei Verringerung des Volumens einer Druckkammer und dem damit einhergehenden Druckanstieg des Dämpferfluids durch Verbinden einer derartigen Druckkammer mit der Druckfluidquelle der Fluiddruck noch weiter erhöht werden kann und somit eine noch höhere der Relativdrehung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite entgegenwirkende Kraft generiert werden kann. In einem derartigen Zustand kann dann eine bzw. können mehrere Druckkammern, deren Volumina bei Relativdrehung der Primärseite bezüglich der Sekundärseite vergrößert werden, in Verbindung mit einem im Wesentlichen drucklosen Reservoir für das Dämpferfluid gebracht werden.
Bei einer alternativen Ausgestaltungsform einer Torsionsschwingungsdämp- feranordnung wird durch eine bei Relativdrehung der Primärseite bezüglich der Sekundärseite aktivierbare Fluidförderanordnung, beispielsweise einer Zahnradpumpe oder dergleichen, im Wesentlichen inkompressibles Dämpferfluid zwischen zwei Druckspeicheranordnungen hin und her gefördert, so dass der Fluiddruck in einer der Druckspeicheranordnungen erhöht wird, während er in der anderen Druckspeicheranordnung abnimmt. Auch dabei muss die Förderanordnung gegen den ansteigenden Fluiddruck in der in ih- rem Druck erhöhten Druckspeicheranordnung arbeiten, so dass der Relativdrehung zwischen Primärseite und Sekundärseite ein Widerstand entgegengesetzt wird. Auch dieser Widerstand kann dadurch beeinflusst werden, dass die Druckspeicheranordnung zum Beeinflussen des dort vorhandenen Fluiddrucks in Verbindung mit einer Druckfluidquelle gebracht wird.
Eine derartige Torsionsschwingungsdämpferanordnung stellt also in dem Falle, in dem sie mit einer externen Quelle für Druckfluid zu verbinden ist, einen hydraulischen Verbraucher mit zwei Verbrauchsbereichen dar. Jeder dieser Verbrauchsbereiche umfasst entweder eine oder mehrere Druckkammern für eine jeweilige Relativdrehrichtung bzw. eine jeweilige Druckspeicheranordnung.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Hydraulikversorgungssystem zur Versorgung eines hydraulischen Verbrauchers mit wenigstens einem Verbrauchsbereich mit Druckfluid vorzusehen, mit welcher in einfacher jedoch zuverlässiger Weise der erforderliche Fluiddruck bzw. die erforderliche Druckfluidmenge bereitgestellt werden kann.
Gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch ein Hydraulikversorgungssystem zur Versorgung eines hydraulischen Verbrauchers mit wenigstens einem Verbrauchsbereich mit Druckfluid, umfassend eine Druckfluid aus einem Reservoir in eine Hauptdrucklei- tung speisende Druckfluidquelle und in Zuordnung zu jedem mit Druckfluid zu versorgenden Verbrauchsbereich eines hydraulischen Verbrauchers ein durch einen Steuerfluiddruck zu verstellendes Hauptsteuerventil zum Herstellen und Unterbrechen der Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung und einem Verbrauchsbereich sowie ein Vorsteuerventil zum Anlegen des Steuerfluiddrucks an das Hauptsteuerventil, wobei das Vorsteuerventil über einen Druckminderer mit einem Eingangsdruck gespeist wird, der unter dem Fluiddruck in der Hauptdruckleitung liegt.
Mit dieser Ausgestaltung eines Hydraulikversorgungssystems ist jedem Ver- brauchsbereich also ein Paar von Steuerventilen, nämlich ein Hauptsteuerventil und ein Vorsteuerventil, zugeordnet. Das Hauptsteuerventil wird durch das Vorsteuerventil vermittels eines durch das Vorsteuerventil generierten Steuerfluiddrucks angesteuert bzw. verstellt, während das Vorsteuerventil beispielsweise elektromagnetisch betätigt wird und unter der Ansteuerung einer Ansteuervorrichtung steht. Damit ist es möglich, mit vergleichsweise kleinen elektrischen Leistungen auch vergleichsweise große Fluiddrücke zu regulieren, was den Einsatz vergleichsweise kleiner Ventilanordnungen gestattet. Da weiterhin für ein jeweiliges Vorsteuerventil durch den Druckmin- - A -
derer ein Eingangsdruck durch Abgreifen von der Hauptdruckleitung bereitgestellt wird, welcher geringer ist, als der normalerweise in der Hauptdruckleitung vorherrschende Fluiddruck, kann sichergestellt werden, dass für ein jeweiliges Vorsteuerventil immer im Wesentlichen der gleiche Eingangsdruck vorhanden ist, so dass eine zuverlässige Ansteuerung des zugeordneten Hauptsteuerventils gewährleistet ist.
Um sicherzustellen, dass der Fluiddruck in der Hauptdruckleitung einen vorgegebenen Betriebsdruck nicht übersteigen kann, wird weiter vorgeschlagen, dass ein Druckbegrenzungsventil zwischen der Hauptdruckleitung und dem Reservoir vorgesehen ist zur Begrenzung des Drucks in der Hauptdruckleitung auf den vorgegebenen Betriebsdruck.
Insbesondere in Verbindung mit den vorangehend erläuterten Torsions- schwingungsdämpferanordnungen kann es erforderlich sein, für die Verbrauchsbereiche sehr schnell einen vergleichsweise hohen Druck bereitzustellen. Da die Aktivierung einer Fluidpumpe zu einer vergleichsweise großen Verzögerung bei der Bereitstellung des erforderlichen Drucks führen kann, wird weiter vorgeschlagen, dass ein mit der Hauptdruckleitung in Verbindung stehender Druckspeicher vorgesehen ist. Dabei ist es weiter vorteilhaft, wenn in der Hauptdruckleitung zwischen der Druckfluidquelle und dem Druckspeicher ein Rückschlagventil vorgesehen ist.
In den Verbrauchsbereichen hydraulischer Verbraucher bzw. auch den Haupt- bzw. Vorsteuerventilen können insbesondere dann, wenn mit vergleichsweise hohen Fluiddrücken gearbeitet wird, Leckagen auftreten. Insbesondere dann, wenn ein derartiges System mit einem Druckspeicher arbeitet, müsste dieser so ausgelegt werden, dass er auch den durch Leckagen verloren gehenden Fluiddruck bzw. die entsprechende Fluidmenge ausglei- chen kann. Um dem entgegenzuwirken bzw. eine auf Grund auftretender Leckagen unnötig große Dimensionierung eines Druckspeichers vermeiden zu können, wird weiter vorgeschlagen, dass in der Hauptdruckleitung ein Schaltventil vorgesehen ist, welches wahlweise die Druckfluidströmung in der Hauptdruckleitung in beiden Strömungsrichtungen freigibt oder höchstens in einer Strömungsrichtung von dem wenigstens einen Hauptsteuerventil zurück freigibt. Dabei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass das Schaltventil in Strömungsrichtung auf das wenigstens eine Hauptsteuerventil zu stromabwärts des Druckbegrenzungsventils angeordnet ist.
Die Druckfluidquelle kann wenigstens eine durch einen Pumpenantriebsmotor antreibbare Fluidpumpe umfassen, wobei beispielsweise vorgesehen sein kann, dass der Pumpenantriebsmotor entsprechend dem Druckfluidbedarf aktivierbar ist. Dies bedeutet, dass dann, wenn der Fluiddruck in der Hauptdruckleitung auf Grund der Abfuhr von Druckfluid zu einem zu speisenden Verbrauchsbereich abnimmt und beispielsweise unter einen vorbestimmten Grenzwert fällt, der Pumpenantriebsmotor durch eine Ansteuervor- richtung aktiviert wird, um wieder Fluid nachzuspeisen und den Fluiddruck in der Hauptdruckleitung anzuheben.
Bei einer alternativen Ausgestaltungsform kann vorgesehen sein, dass der Pumpenantriebsmotor die wenigstens eine Fluidpumpe permanent antreibt und dass das Fluidfördervermögen der wenigstens einen Fluidpumpe entsprechend dem Druckfluidbedarf variierbar ist. Bei einer derartigen Ausgestaltungsform wird es möglich, als Pumpenantriebsmotor beispielsweise ein Antriebsaggregat in einem Kraftfahrzeug, also im Allgemeinen die Brennkraftmaschine, zu nutzen.
Um dabei einen übermäßigen Anstieg des Fluiddrucks in der Hauptdruckleitung zu vermeiden, wird das Fluidfördervermögen der wenigstens einen Fluidpumpe entsprechend variiert, so dass dann, wenn der Fluiddruck in der Hauptdruckleitung einen vorbestimmten Grenzwert oder Grenzbereich er- reicht hat, das Fluidfördervermögen der wenigstens einen Fluidpumpe praktisch auf Null heruntergefahren werden kann und somit auch die zusätzliche Belastung des Antriebsaggregats eines Fahrzeugs so weit als möglich gemindert wird. Bei einer weiteren alternativen Ausgestaltungsform wird vorgeschlagen, dass der Pumpenantriebsmotor die wenigstens eine Fluidpumpe permanent antreibt und dass ein Förderregelventil vorgesehen ist, welches entspre- chend dem Druckfluidbedarf die Menge des von der wenigstens einen Fluidpumpe in die Hauptdruckleitung gespeisten Fluids einstellt. Durch das Förderregelventil kann gleichermaßen bei ständiger Aktivierung der in ihrem Fluidfördervermögen grundsätzlich nicht variablen Fluidpumpe dafür gesorgt werden, dass dann, wenn der Fluiddruck in der Hauptdruckleitung im ge- wünschten Bereich liegt, nicht weiterhin Fluid von der Fluidpumpe in die Hauptdruckleitung gespeist wird, sondern beispielsweise in das Reservoir rezirkuliert wird.
Gemäß einem weiteren Aspekt kann vorgesehen sein, dass die Druckfluid- quelle zwei durch einen Pumpenantriebsmotor antreibbare Fluidpumpen um- fasst und jeder Fluidpumpe ein Förderregelventil zugeordnet ist. Dabei kann eine erste der Fluidpumpen ein größeres Fördervolumen aufweisen, als die zweite Fluidpumpe. Die erste Fluidpumpe dient also im Wesentlichen dazu, große Volumenströme zu erzeugen, beispielsweise um einen Druckspeicher zu laden. Die zweite Fluidpumpe hat dann im Wesentlichen die Aufgabe, bei bereits vorhandenem vergleichsweise hohem Druck mit einem kleineren
Fluidfördervolumen die Aufrechterhaltung des Fluiddrucks zu gewährleisten.
Um bei der ersten Fluidpumpe, also der mit größerem Fördervolumen aus- gestalteten Fluidpumpe, eine vergleichsweise geringe Reaktionszeit zu erhalten und somit möglichst schnell darauf reagieren zu können, dass der Druck in der Hauptdruckleitung bzw. einem dieser zugeordneten Druckspeicher stark abnimmt, wird vorgeschlagen, dass das der ersten Fluidpumpe zugeordnete Förderregelventil in Abhängigkeit von dem Signal eines der Hauptdruckleitung zugeordneten Drucksensors schaltbar ist. Dieses Förderregelventil steht also unter der Ansteuerung einer Ansteuervorrichtung, die als Eingangsgröße ein den Druck in der Hauptdruckleitung wiedergebendes Signal empfängt und dementsprechend Ansteuersignale an das Förderregel- ventil abgibt, um dafür zu sorgen, dass das von der ersten Fluidpumpe geförderte Fluid entweder in Richtung Hauptdruckleitung gespeist wird, wenn entsprechender Bedarf besteht, oder in das Reservoir rezirkuliert wird.
Das der zweiten Fluidpumpe zugeordnete Förderregelventil kann als Druckbegrenzungsventil ausgebildet sein.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die eingangs genannte Aufgabe gelöst durch ein Hydraulikversorgungssystem zur Versorgung eines hydraulischen Verbrauchers mit zwei Hydraulikverbrauchsbereichen mit Druckfluid, umfassend eine Druckfluid aus einem Druckfluidreservoir in eine Hauptdruckleitung speisende Druckfluidquelle und in Zuordnung zu jedem Verbrauchsbereich ein durch einen Steuerfluiddruck zu verstellendes Hauptsteuerventil zum Herstellen und Unterbrechen der Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung und dem jeweils zugeordneten Verbrauchsbereich, sowie in Strömungsrichtung auf den Verbrauchsbereich zu stromaufwärts jedes Hauptsteuerventils eine Strömungsregelanordnung, ferner umfassend eine Vorsteuerventilanordnung, welche in Abhängigkeit von den Fluiddrücken in den Verbrauchsbereichen den Steuerfluiddruck ge- neriert und vorzugsweise an dasjenige Hauptsteuerventil anlegt, welches dem Verbrauchsbereich mit dem geringeren Fluiddruck zugeordnet ist.
Bei dieser Ausgestaltung des Hydraulikversorgungssystems wird es möglich, zwei Verbrauchsbereiche bei entsprechendem Fluidbedarf allein durch Sen- sierung der in diesen Verbrauchsbereichen vorherrschenden Fluiddrücke mit Druckfluid zu speisen. Es sind keine externen Steuerschaltungen erforderlich, die beispielsweise unter Berücksichtigung eines den Druck in einen jeweiligen Verbrauchsbereich repräsentierenden Signals entsprechende Ansteuerbefehle für ein Vorsteuerventil oder dergleichen generieren.
Dabei kann die Ausgestaltung derart sein, dass durch Anlegen des Steuer- fluiddrucks an ein Hauptsteuerventil dieses in Richtung Unterbrechen der Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung und dem Verbrauchsbereich verstellbar ist. Dies bedeutet also, dass grundsätzlich die Hauptsteuerventile in Richtung Verbinden der Hauptdruckleitung mit einem jeweiligen Verbrauchsbereich vorgespannt sind, so dass dann, wenn ein Steuerfluiddruck an ein Hauptsteuerventil angelegt wird, eine Umschaltung erfolgt in einen Zustand, wo einerseits die Verbindung zwischen dem Verbrauchsbereich und der Hauptdruckleitung reduziert bzw. aufgehoben wird, andererseits beispielsweise eine Verbindung zwischen dem Verbrauchsbereich und dem im Wesentlichen drucklosen Reservoir hergestellt wird. Dies ist insbesondere in Verbindung mit den vorangehend erläuterten mit Dämpferfluid arbeitenden Torsionsschwingungsdämpferanordnungen von Vorteil.
Wird das Volumen einer Druckkammer verringert, steigt also der Druck des Dämpferfluids darin an, so ist es beispielsweise erforderlich, durch Verbinden mit der Hauptdruckleitung den Fluiddruck weiter anzuheben, um die Tor- sionsschwingungsdämpferanordnung härter zu machen und der Relativdrehung zwischen Primärseite und Sekundärseite verstärkt entgegenzuwirken. Nimmt das Volumen einer Druckkammer zu, so fällt der Fluiddruck ab und es ist erforderlich, Fluid im Wesentlichen drucklos nachzuspeisen, beispielsweise durch Herstellung einer Verbindung mit dem Fluidreservoir.
Um die beiden Hauptsteuerventile für die Verbrauchsbereiche abhängig von den Fluiddrücken in den Verbrauchsbereichen definiert ansteuern zu können, wird weiter vorgeschlagen, dass die Vorsteuerventilanordnung ein Stellventil umfasst, welches den Fluiddruck des Verbrauchsbereichs mit dem hö- heren Fluiddruck als Eingangsdruck empfängt und in Abhängigkeit von der Druckdifferenz zwischen den Fluiddrücken der beiden Verbrauchsbereiche den Steuerfluiddruck an eines der Hauptsteuerventile anlegt.
Dabei kann der Fluiddruck des Verbrauchsbereichs mit dem höheren Fluid- druck in einfacher Weise als Eingangsdruck für das Stellventil bereitgestellt werden, wenn dem Stellventil ein Wechselventil vorgeschaltet ist, welches den Fluiddruck des Verbrauchsbereichs mit höherem Fluiddruck als Eingangsdruck an das Stellventil anlegt. Um dafür zu sorgen, dass für die jeweiligen Hauptsteuerventile ein definierter Fluidstrom bereitgestellt wird, der im Wesentlichen auch unabhängig ist von Druckfluktuationen, die durch die Verbrauchsbereiche selbst generiert werden, wird weiter vorgeschlagen, dass wenigstens eine Strömungsregelanordnung eine Strömungsdrossel und dieser zugeordnet eine Druckdifferenzeinstellanordnung zum Einstellen einer im Wesentlichen konstanten Druckdifferenz über die Strömungsdrossel hinweg umfasst.
Auch bei diesem Erfindungsaspekt kann die Druckfluidquelle wenigstens eine durch einen Pumpenantriebsmotor antreibbare Fluidpumpe umfassen, wobei der Pumpenantriebsmotor entsprechend dem Druckfluidbedarf aktivierbar sein kann bzw. das Fördervermögen der wenigstens einen Fluidpumpe entsprechend dem Druckfluidbedarf variierbar sein kann.
Weiter kann zum Bereitstellen eines definierten Fluiddrucks in der Hauptdruckleitung ein Druckbegrenzungsventil zwischen der Hauptdruckleitung und dem Reservoir vorgesehen sein, um den Druck in der Hauptdruckleitung auf einen vorgegebenen Betriebsdruck zu begrenzen.
Der Hauptdruckleitung kann ein Druckspeicher zugeordnet sein, um auch für Zustände, in welchen sehr schnell ein vergleichsweise hoher Druck in einem Verbrauchsbereich erforderlich ist, einen entsprechenden Fluiddruck bereitstellen zu können, wobei weiter vorgesehen sein kann, dass in der Haupt- druckleitung zwischen der Druckfluidquelle und dem Druckspeicher ein Rückschlagventil vorgesehen ist.
Die vorliegende Erfindung betrifft ferner ein Torsionsschwingungsdämpfer- system, umfassend eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung eines Dämpferfluids bezüglich der Primärseite um eine Drehachse drehbare Sekundärseite, ferner umfassend ein erfindungsgemäßes Hydraulikversorgungssystem zur Bereitstellung von unter Druck stehendem Dämpferfluid für die Torsionsschwingungsdämpfer- anordnung.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine schaltplanartige Darstellung eines Hydraulikversorgungssystems;
Fig. 2 eine der Fig. 1 entsprechende schaltplanartige Darstellung eines al- ternativ ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems;
Fig. 3 eine der Fig. 1 entsprechende schaltplanartige Darstellung eines alternativ ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems;
Fig. 4 eine der Fig. 1 entsprechende schaltplanartige Darstellung eines alternativ ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems;
Fig. 5 eine der Fig. 1 entsprechende schaltplanartige Darstellung eines alternativ ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems;
Fig. 6 eine der Fig. 1 entsprechende schaltplanartige Darstellung eines alternativ ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems;
Fig. 7 eine der Fig. 1 entsprechende schaltplanartige Darstellung eines al- ternativ ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems;
Fig. 8 eine der Fig. 1 entsprechende schaltplanartige Darstellung eines alternativ ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems.
In Fig. 1 ist eine erste Ausgestaltungsform eines Hydraulikversorgungssystems allgemein mit 10 bezeichnet. Dieses Hydraulikversorgungssystem 10 dient dazu, einen hydraulischen Verbraucher 12 mit Druckfluid zu versorgen. Der hydraulische Verbraucher 12 kann beispielsweise eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung sein, bei welcher die Relativdrehung der Primärseite bezüglich der Sekundärseite gegen die Wirkung unter Druck stehenden Dämpferfluids erfolgt. Dieses Dämpferfluid kann bei Relativdrehung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite entweder aus einer oder mehreren einer jeweiligen Relativdrehrichtung zugeordneten Druckkammern in einen Druckspeicher verdrängt werden oder kann durch eine bei Relativdrehung aktivierbare Förderanordnung, wie z.B. Zahnradpumpe, zwischen zwei Druckspeicheranordnungen hin- und hergefördert werden. Insofern weist eine derartige als hydraulischer Verbraucher wirksame Torsionsschwingungsdämpferanordnung zwei Verbrauchsbereiche 14, 16 auf, jeder umfassend entweder eine oder mehrere Druckkammern, eine Druckspeicheranordnung oder dergleichen.
Das Versorgungssystem 10 umfasst eine Druckfluidquelle 18 mit einer Fluid- pumpe 20 und einem die Fluidpumpe 20 antreibenden Pumpenantriebsmotor 22. Dieser kann beispielsweise als Elektromotor ausgebildet sein und unter der Ansteuerung einer in der Fig. 1 nicht dargestellten Ansteuervorrichtung stehen. Bei erregtem Antriebsmotor 22 und somit Fluid in eine Hauptdruckleitung 24 fördernder Fluidpumpe 20 wird das Fluid aus einem im We- sentlichen drucklosen Reservoir 26 entnommen, beispielsweise einem Öl- sumpf in einem Fahrzeug. Das Fluid wird über einen Filter 28 aus dem Reservoir 26 gefördert, welchem Filter ein Rückschlagventil 30 parallel geschaltet ist.
Um sicherzustellen, dass der Fluiddruck in der Hauptdruckleitung 24 einen vorgegebenen Grenzwert, der bei Zuordnung zu einer Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung beispielsweise im Bereich von 70 bar liegen kann, nicht überschreitet, ist zwischen der Hauptdruckleitung 24 und dem Reservoir 26 ein Druckbegrenzungsventil 32 vorgesehen, welches so eingestellt ist, dass es dann, wenn der Druck in der Hauptdruckleitung 24 einen vorgegebenen Grenzwert erreicht oder überschreitet, die Verbindung zum Reservoir 26 freigibt und somit ein weiteres Ansteigen des Drucks nicht zulässt. Die beiden Verbrauchsbereiche 14, 16 des hydraulischen Verbrauchers 12 werden mit dem über die Hauptdruckleitung 24 herangeführten Druckfluid über zwei Hauptsteuerventile 34, 36 angesteuert bzw. in Verbindung mit der Hauptdruckleitung 24 gebracht. Diese Hauptsteuerventile 34, 36 sind bei- spielsweise als Proportionalwegeventile ausgebildet und sind zwischen einem Zustand, in welchem ein jeweiliger Verbrauchsbereich 14 bzw. 16 in Verbindung mit dem Reservoir 26 ist, und einem Zustand, in welchem ein jeweiliger Verbrauchsbereich 14, 16 in Verbindung mit der Hauptdruckleitung 24 ist, verstellbar. Die beiden Hauptsteuerventile 34, 36 sind hydraulisch, also durch Fluiddruck, zu betätigen und stehen unter der Ansteuerung eines jeweiligen Vorsteuerventils 38 bzw. 40. Die Vorsteuerventile 38, 40 wiederum sind beispielsweise elektromagnetisch betätigbar und stehen unter der Ansteuerung einer Ansteuervorrichtung.
Den Steuerfluiddruck, welchen die Vorsteuerventile 38, 40 an die jeweils zugeordneten Hauptsteuerventile 34, 36 zum Verstellen derselben, insbesondere zum Stellen in die die Verbindung mit der Hauptdruckleitung 24 herstellende Stellung, anlegen, generieren die Vorsteuerventile 38, 40 aus einem Eingangsdruck, der durch Abgreifen des Fluiddrucks aus der Hauptdrucklei- tung 24 über ein Druckminderventil 42 bereitgestellt wird. Dieser Eingangsdruck ist geringer als der normalerweise in der Hauptdruckleitung 24 vorherrschende Fluiddruck, so dass sichergestellt ist, dass auch dann, wenn durch großen Druckfluidbedarf der Druck in der Hauptdruckleitung 24 absinkt, der Eingangsdruck für die Vorsteuerventile 38, 40 auf einem vorbestimmten, konstanten Niveau gehalten werden kann und insofern auch durch Druckschwankungen in der Hautdruckleitung 24 die Ansteuercharakteristik für die Hauptsteuerventile 34, 36 nicht beeinträchtigt wird.
Die beiden Vorsteuerventile 38, 40 generieren den Steuerfluiddruck für die Hauptsteuerventile 34, 36 entsprechend eines Steuerbefehls, der durch Erregung der jeweils zugeordneten Elektromagnetanordnung umgesetzt wird. Insofern können die Vorsteuerventile 38, 40 auch als Servoventile betrachtet werden, die einen entsprechend der elektrischen Erregung proportionalen Fluiddruck als Steuerfluiddruck an die Hauptsteuerventile 34, 36 anlegen und somit diese in einen Zustand bringen, in welchem ein definierter, erforderlicher Fluiddruck aus der Hauptdruckleitung 24 an einen jeweiligen Verbrauchsbereich 14 bzw. 16 weitergegeben wird. Werden die Hauptsteuerventile 34, 36 nicht erregt, was bedeutet, dass auch an ein jeweils zugeordnetes Vorsteuerventil 38, 40 kein Erregungssignal angelegt wird, so sind die Vorsteuerventile 38, 40 durch Vorspannung in einem Zustand, in welchem eine zu den Hauptsteuerventilen 34 bzw. 36 führende Ansteuerleitung in Verbindung mit dem Reservoir 26, also drucklos ist. Dadurch bewegen sich auch die Hauptsteuerventile 34, 36 durch Vorspannung in einen definierten Zustand, in welchem, wie in Fig. 1 dargestellt, der jeweilige Verbrauchsbereich 14 bzw. 16 in Verbindung mit dem Reservoir, also im Wesentlichen drucklos ist.
Ein wesentlicher Vorteil des in der Fig. 1 dargestellten Versorgungssystems liegt darin, dass vergleichsweise große Drücke, die in der Hauptdruckleitung 24 vorgesehen sein können, mit vergleichsweise geringer elektrischer Leistung steuerbar sind, in dem als Eingangskraft für die Hauptsteuerventile 34, 36 keine Elektromagnetkraft, sondern eine aus dem Fluiddruck selbst gene- rierte Kraft eingesetzt wird.
Die Aktivierung der Vorsteuerventile 38, 40 und damit auch das Verstellen der Hauptsteuerventile 34, 36 kann bei einer vorangehend erläuterten Torsi- onsschwingungsdämpferanordnung dadurch erfolgen, dass durch Erfassung des Relativdrehzustands zwischen der Primärseite und der Sekundärseite erkannt wird, in welchem der Verbrauchsbereiche 14 bzw. 16 der Fluiddruck beispielsweise durch Fördern in eine Druckspeicheranordnung oder durch Verringern des Volumens einer Druckkammer oder mehrerer Druckkammern ansteigt, so dass dieser Verbrauchsbereich dann durch Verbindung mit der Hauptdruckleitung 24 verstärkt mit Druckfluid gespeist werden kann und einer weiteren Relativdrehung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite entgegengewirkt werden kann. Das dem anderen Verbrauchsbereich zugeordnete Hauptsteuerventil verbleibt in dem in Fig. 1 dargestellten Zustand, ermöglicht also die Aufnahme von im Wesentlichen drucklosem Fluid aus dem Reservoir 26 in den zugeordneten Verbrauchsbereich. Entsprechend dem Bedarf an Druckfluid wird auch der Pumpenantriebsmotor 22 aktiviert bzw. in seiner Drehzahl eingestellt, um sicherzustellen, dass das erforderli- che Volumen an Druckfluid bereitgestellt werden kann. Sind beide Hauptsteuerventile 34, 36 in dem in Fig. 1 dargestellten Zustand, in welchem also eine Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung 24 und den beiden Verbrauchsbereichen 14, 16 nicht besteht, kann der Pumpenantriebsmotor 22 deaktiviert werden oder so betrieben werden, dass lediglich Leckageverluste ausgeglichen werden.
In Fig. 2 ist eine alternative Ausgestaltungsform eines Hydraulikversorgungssystems 10 dargestellt. Dieses entspricht insbesondere hinsichtlich der zur Druckfluidversorgung der Verbrauchsbereiche 14, 16 eingesetzten Ventile der vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsform, so dass auf die diesbezüglichen Ausführungen verwiesen werden kann. Im Folgenden wird lediglich auf die zur vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsform bestehenden Unterschiede eingegangen.
Man erkennt in der Fig. 2, dass das Versorgungssystem 10 ferner einen Druckspeicher 44 aufweist, welcher der Hauptdruckleitung 24 zugeordnet ist bzw. den in dieser vorhandenen Druck speichert. Ferner ist der Hauptdruckleitung 24 ein Drucksensor 46 zugeordnet, welcher ein dem Druck in der Hauptdruckleitung 24 und somit auch dem Druckspeicher 44 entsprechen- des Signal generiert und an die Ansteuervorrichtung leitet. Zwischen der Fluidpumpe 20 und dem Druckspeicher 44 befindet sich ein Rückschlagventil 48, welches sicherstellt, dass auch bei deaktivierter Fluidpumpe 20 der Druckspeicher 44 sich nicht rückwärts in Richtung Reservoir 26 entleeren kann.
Durch das Vorsehen des Druckspeichers 44 wird ein System geschaffen, welches sehr schnell auf einen Bedarf an Druckfluid reagieren kann. Ist in einem der Verbrauchsbereiche 14 bzw. 16 ein entsprechender Fluidbedarf vorhanden, wird also das zugeordnete Hauptsteuerventil 34 bzw. 36 so angesteuert, dass es eine Verbindung mit der Hauptdruckleitung 24 herstellt, so kann dieser spontan erforderliche Fluiddruck durch eine entsprechende Entspannung des Druckspeichers 44 bereitgestellt werden, ohne dass gleichzeitig die Fluidpumpe 20 in Betrieb gesetzt werden muss, was eine entsprechende Trägheit mit sich bringen würde. Erst dann, wenn der durch das Signal des Sensors 46 repräsentierte Druck in der Hauptdruckleitung 24 ein bestimmtes Maß unterschreitet, wird die Fluidpumpe 20 durch Aktivierung des Pumpenantriebsmotors 22 in Betrieb gesetzt, um einerseits den Druckspeicher 44 wieder zu laden, andererseits sicherzustellen, dass auch bei längerer Druckfluidanforderung ein weiterer Abfall des Fluiddrucks in der Hauptdruckleitung 24 nicht auftreten wird. Erreicht der Fluiddruck in der Hauptdruckleitung 24 wieder einen vorgegebenen Grenzdruck, kann der Pumpenantriebsmotor 22 wieder deaktiviert werden.
Ist als hydraulischer Verbraucher 12 eine vorangehend beschriebene Torsi- onsschwingungsdämpferanordnung vorgesehen, so sollte der Druckspeicher 44 so ausgelegt sein, dass er das bei einem Lastwechsel auftretende Fluid- volumen mit dem erforderlichen Druck bereitstellen kann, ohne dass gleich- zeitig auch die Fluidpumpe 20 aktiviert wird.
Der Druckspeicher 44 kann beispielsweise mit einem Gasvolumen ausgebildet sein, welches durch einen Kolben, eine Membran oder ein sonstiges Trennorgan von dem Druckfluid in der Hauptleitung 24 getrennt ist und ent- sprechend dem Druck in der Hauptdruckleitung 24 komprimiert werden kann. Selbstverständlich kann der Druckspeicher 44 auch mehrere derartige Speichereinheiten umfassen.
Die Fig. 3 zeigt eine Ausgestaltungsform, bei welcher in der Hauptdrucklei- tung 24 ein als Wegeventil ausgebildetes Schaltventil 50 vorgesehen ist. Dieses liegt in Strömungsrichtung auf die Hauptsteuerventile 34 bzw. 36 zu stromabwärts des Druckbegrenzungsventils 32 und auch des Druckspeichers 44. Das Schaltventil 50, das unter der Ansteuerung einer Ansteuervorrichtung steht, also beispielsweise elektromagnetisch verstellbar ist, ist zwischen dem in Fig. 3 dargestellten Zustand, in welchem die Hauptdruckleitung gegen Durchströmung in Richtung von dem Druckspeicher 44 bzw. auch der Fluid- pumpe 20 zu den Hauptsteuerventilen 34, 36 gesperrt ist, eine Druckentspannung in der entgegengesetzten Richtung jedoch möglich ist, und einem Zustand, in welchem die Hauptdruckleitung 24 zur Durchströmung in beiden Richtungen freigegeben ist, umschaltbar.
Mit dem Schaltventil 50 wird es möglich, dann, wenn die beiden Verbrauchsbereiche 14, 16 nicht mit Druckfluid versorgt werden müssen, den Bereich der Druckfluidversorgung, also die Druckfluidquelle 18 bzw. auch den Druck- fluidspeicher 44 von den Vorsteuerventilen 38, 40 bzw. auch den Hauptsteu- erventilen 34, 36 und den Druckminderventil 42 zu entkoppeln. In diesen Ventilen auftretende Leckagen können somit nicht zu einem allmählichen Entleeren des Druckspeichers 44 führen. Werden die Vorsteuerventile 38 bzw. 40 durch eine Ansteuervorrichtung angesteuert, um über eines oder beide Hauptsteuerventile 34, 36 einen jeweils zugeordneten Verbrauchsbe- reich 14 bzw. 16 in Verbindung mit der Hauptdruckleitung 24 zu bringen, so wird gleichzeitig auch das Schaltventil 50 in seinen die Hauptdruckleitung 24 freigebenden Zustand geschaltet.
In der Fig. 4 ist eine Ausgestaltungsform des Hydraulikversorgungssystems gezeigt, bei welcher die Druckfluidquelle eine Fluidpumpe 20 mit variablem Fluidfördervermögen aufweist. Die Fluidpumpe 20 wird durch einen Pumpenantriebsmotor 22 im Wesentlichen permanent angetrieben. Beispielsweise kann der Pumpenantriebsmotor 22 das Antriebsaggregat eines Fahrzeugs, also beispielsweise eine Brennkraftmaschine, sein. Um dabei dafür zu sorgen, dass dann, wenn der Fluiddruck in der Hauptdruckleitung 24 den vorgegebenen Betriebsdruck erreicht und auch der Druckspeicher 44 voll geladen ist, ein weiterer Druckanstieg nicht stattfindet, wird durch ein den Druck von der Hauptdruckleitung 24 abgreifendes Verstellorgan 52 auf die Fluidpumpe 20 eingewirkt, um deren Fördervermögen zu verringern, beispielsweise auf Null zu setzen. Diese Verstelleinrichtung 42 kann federvorgespannt sein, wobei durch die Vorspannung der Druck vorgegeben wird, ab welchem eine Veränderung des Fördervermögens der Fluidpumpe 20 erzeugt wird und somit dafür gesorgt wird, dass der Druck nicht weiter ansteigt.
Insbesondere dann, wenn der Pumpenantriebsmotor 22 auch das Antriebsaggregat eines Fahrzeugs ist, kann die Kopplung der Fluidpumpe 20 mit dem Antriebsmotor 22 durch eine Riementrieb, einen Zahnradtrieb oder dergleichen erfolgen.
Es sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich auch bei den anderen vorangehend beschriebenen Systemen eine derartige Ausgestaltung der Druckfluidquelle 18 vorgesehen sein kann.
Eine weitere Variation hinsichtlich der Ausgestaltung der Druckfluidquelle ist in Fig. 5 gezeigt. Auch hier wird die beispielsweise als Planetenrotorpumpe ausgebildete Fluidpumpe 20 durch den Pumpenantriebsmotor 22 permanent angetrieben, also im Wesentlichen unabhängig davon, ob der Druck in der Hauptdruckleitung 24 bereits beim Betriebsdruck ist oder noch angehoben werden muss. Um dann, wenn der Betriebsdruck erreicht ist, eine weitere Förderung von Druckfluid in die Hauptdruckleitung 24 und damit einen weiteren Druckanstieg zu vermeiden, ist zwischen der Fluidpumpe 20 und dem Rückschlagventil 48 ein Förderregelventil 54 vorgesehen. Dieses ist grundsätzlich in den in Fig. 5 erkennbaren Zustand vorgespannt, in welchem die Fluidpumpe 20 über das Rückschlagventil 48 Fluid in die Hauptdruckleitung 24 speisen kann. Das Förderregelventil 54 weist jedoch als Fluidsteuerdruck den in der Hauptdruckleitung 24 vorhandenen Fluiddruck auf. Erreicht dieser den Betriebsdruck, so schaltet das Förderregelventil 54 in einen Zustand um, in welchem die Fluidpumpe 20 von der Hauptdruckleitung 24 abgekoppelt wird, also nicht weiter Fluid in die Hauptdruckleitung 24 gefördert wird, sondern das Fluid in das Reservoir 26 rezirkuliert wird. Es ist mit dieser Ausgestaltung eine mechanisch vergleichsweise einfach aufzubauende Anordnung realisiert, bei welcher eine druckabhängige Verstellung des Fördervermögens der Fluidpumpe nicht erforderlich ist, gleich- wohl jedoch dafür gesorgt werden kann, dass ein übermäßiger Druckanstieg in der Hauptdruckleitung 24 vermieden wird. Dieses System ist selbstregelnd, erfordert also keine durch eine Ansteuervorrichtung zu erzeugenden Ansteuerbefehle für das Förderregelventil 54.
Eine weitere Variation hinsichtlich der Ausgestaltung der Druckfluidquelle 18 ist in Fig. 6 gezeigt. Bei diesem System umfasst die Druckfluidquelle zwei Fluidpumpen 20', 20", die beide durch einen gemeinsamen Pumpenantriebsmotor 22, beispielsweise wieder das Antriebsaggregat eines Fahrzeugs, angetrieben werden. D.h., beide Fluidpumpen 20', 20" können wieder so aus- gestaltet sein, dass sie in ihrem Fördervermögen nicht variierbar sind bzw. eine Variation des Fördervermögens nur durch Änderung der Antriebsdrehzahl erreicht werden kann. Um auch hier einen übermäßigen Druckanstieg in der Hauptdruckleitung 24 bzw. dem Druckspeicher 44 zu vermeiden, ist jeder Fluidpumpe ein Förderregelventil 54' bzw. 54" zugeordnet.
Die beiden Fluidpumpen 20', 20" sind grundsätzlich zueinander unterschiedlich ausgelegt. Die Fluidpumpe 20' dient dazu, mit einem vergleichsweise großen Fördervolumen sehr schnell große Mengen des Fluids in die Hauptdruckleitung 24 bzw. den Druckspeicher 44 zu speisen. Die Fluidpumpe 20" hat im Wesentlichen die Aufgabe, bei bereits sehr hohem Druck in der Hauptdruckleitung 24 bzw. im Druckspeicher 44 Druckvariationen auszugleichen, so dass die Fluidpumpe 20" primär dazu ausgelegt sein kann, bei vergleichsweise geringem Fluidfördervolumen einen hohen Druck zu erzeugen.
Das der Fluidpumpe 20' zugeordnete Förderregelventil 54', welches im Wesentlichen als Druckbegrenzungsventil arbeitet und bei Erreichen eines bestimmten Grenzdrucks in der Hauptdruckleitung 24 eine Verbindung zwischen der Fluidpumpe 20' und dem Reservoir 26 herstellt, um somit das wei- terhin von der Fluidpumpe 20' geförderte Fluid nicht in die Hauptdruckleitung 24, sondern in das Reservoir 26 zu fördern, steht unter der Ansteuerung einer Ansteuervorrichtung und wird beruhend auf dem Ausgangssignal des Drucksensors 46 zum Herstellen der Verbindung zum Reservoir 26 ange- steuert. Auf diese Art und Weise wird sichergestellt, dass sehr schnell auf einen größeren Fluidbedarf reagiert werden kann, so dass mit einem derartigen beispielsweise elektromagnetisch aktivierbaren Förderregelventil 54' schneller reagiert werden kann, als mit herkömmlichen, auf Grund ihrer Hysterese vergleichsweise träge arbeitenden Druckbegrenzungsventilen.
Der nur zum Ausgleichen vergleichsweise kleiner Druckschwankungen wirksamen Fluidpumpe 20" ist ein herkömmliches druckabhängig schaltendes Druckbegrenzungsventil als Förderregelventil 54" zugeordnet. Um weiterhin eine Entkopplung zwischen den beiden Fluidpumpen 20', 20" zu realisieren, ist im Strömungsweg von der Fluidpumpe 20" weg nach der Abzweigung, die zum Förderregelventil 54' führt, ein Rückschlagventil 56 vorgesehen, welches ein Einströmen des von der Fluidpumpe 20' geförderten Fluids in das Förderregelventil 54' dann, wenn dieses die Verbindung zum Reservoir 26 freigibt, verhindert. Da der Schaltdruck des Förderregelventils 54" höher liegt, als derjenige des Förderregelventils 54', kann der Zustand, in welchem durch die Fluidpumpe 20' über dieses Förderregelventil 54" Fluid in das Reservoir 26 zurückgefördert wird, praktisch nicht auftreten.
Der Fluidfilter ist zusammen mit dem ihm parallel geschalteten Rückschlag- ventil als Tiefenfilter zwischen den beiden Rückschlagventilen 48, 56 angeordnet.
Es ist darauf hinzuweisen, dass bei den vorangehend beschriebenen Hydraulikversorgungssystemen 10 selbstverständlich Verbraucher mit mehr als zwei Verbrauchsbereichen bedient werden können. Jedem Verbrauchsbereich ist dann ein Hauptsteuerventil und mit diesem ein Vorsteuerventil zuzuordnen. Eine alternative Ausgestaltungsvariante eines erfindungsgemäß ausgebildeten Hydraulikversorgungssystems ist in Fig. 7 gezeigt. Hier sind Komponenten oder Baugruppen, die hinsichtlich Aufbau bzw. Funktion vorangehend beschriebenen Komponenten bzw. Baugruppen entsprechen, mit dem glei- chen Bezugszeichen durch Hinzufügung des Anhangs "a" bezeichnet.
Ein wesentlicher Unterschied zu den vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen besteht hier darin, dass die zur Verbindung der Hauptdruckleitung 24a mit den beiden Verbrauchsbereichen 14a, 16a vorgesehenen Ventile bzw. Ventilanordnungen ohne Ansteuerung durch eine Ansteueranordnung unter Berücksichtigung verschiedener Betriebsparameter arbeiten. Die beiden Hauptsteuerventile 34a bzw. 36a sind beispielsweise wieder als Proportionalventile ausgebildet und durch einen Steuerfluiddruck zu verstellen. Beide Hauptsteuerventile 34a, 36a sind in einen Zustand vorgespannt, in welchem eine Verbindung der Hauptdruckleitung 24a mit einem jeweiligen Verbrauchsbereich 14a, 16a hergestellt ist. Durch Anlegen eines Steuerfluid- drucks an ein jeweiliges Hauptsteuerventil 34a, 36a wird dieser Zustand aufgehoben und entsprechend dem Steuerfluiddruck eine Verbindung zwischen dem Verbrauchsbereich 14a bzw. 16a und dem Reservoir 26a hergestellt.
Zur Erzeugung des Steuerfluiddrucks ist eine Vorsteuerventilanordnung 58a vorgesehen. Diese umfasst ein Wechselventil 60a, welches abhängig von den im Bereich der Verbrauchsbereiche 14a bzw. 16a bzw. einem Leitungsbereich zwischen diesen und dem jeweils zugeordneten Hauptsteuerventil 34a, 36a vorherrschenden Fluiddruck jeweils denjenigen dieser Leitungsbereiche mit einem Eingangsbereich eines Stellventils 62a verbindet, in welchem der höhere Fluiddruck vorherrscht. Hierzu kann ein beispielsweise kugelartig ausgebildetes Ventilorgan zwischen zwei Ventilsitzen hin- und herbewegbar sein, wobei zwischen diesen Ventilsitzen dann eine zu dem Stell- ventil 62a führende Abgriffsleitung abzweigt.
Das Stellventil 62a empfängt somit den in dem Verbrauchsbereich 14a bzw. 16a bzw. dem dort hinführenden Leitungsbereich vorherrschenden Fluid- druck, welcher der höhere der beiden Drücke ist, als Eingangsdruck. Ferner ist das Stellventil 62a in Abhängigkeit von diesen beiden Drücken verstellbar. Sind die beiden Drücke zueinander gleich, so ist das Stellventil 62a in einer neutralen Stellung, in welcher an keines der Hauptsteuerventile 34a, 36a ein Steuerfluiddruck angelegt wird, diese also in der in Fig. 7 gezeigten Positionierung sind. Steigt beispielsweise der Fluiddruck in dem Verbrauchsbereich 16a bzw. dem zu diesem führenden Leitungsbereich an, während beispielsweise im anderen Verbrauchsbereich 14a bzw. dem dort hinführenden Leitungsbereich der Druck abfällt, so wird ein Ventilschieber des Stellventils 62a durch diese Druckdifferenz derart beaufschlagt, dass er aus der Neutralstellung verschoben wird und zunehmend eine Verbindung zwischen dem Eingangsbereich, also dem Eingangsdruck, und demjenigen Hauptsteuerventil 34a bzw. 36a herstellt, das dem Verbrauchsbereich 14a zugeordnet ist. Die Folge davon ist, dass dieser Verbrauchsbereich 14a zunehmend mit dem Reservoir 26a verbunden wird, während der andere Verbrauchsbereich 16a, bei welchem der Druck ansteigt, in Verbindung mit der Hauptdruckleitung 24a ist bzw. bleibt.
Auf diese Art und Weise wird sichergestellt, dass immer derjenige Ver- brauchsbereich 14a bzw. 16a mit der Hauptdruckleitung 24a in Verbindung ist bzw. gebracht wird, in welchem der Fluiddruck zu erhöhen ist, während der andere der Verbrauchsbereiche 14a bzw. 16a mit dem Reservoir 26 verbunden wird, beispielsweise um von dort im Wesentlichen druckloses Fluid aufzunehmen.
Man erkennt ferner, dass jedem Hauptsteuerventil 34a bzw. 36a eine Strömungsregelanordnung 64a, 66a vorgeschaltet ist. Die Strömungsregelanordnungen 64a, 66a haben die Funktion, dafür zu sorgen, dass ein von Druckdifferenzschwankungen, die in den Verbrauchsbereichen 14a bzw. 16a er- zeugt werden können, unabhängiger, im Wesentlichen konstanter Fluidstrom erreichbar ist. Hierzu weisen die Strömungsregelanordnungen 64a bzw. 66a eine Strömungsdrossel 68a bzw. 70a sowie dieser vor- oder nachgeschaltet eine Druckwaage 72a, 74a auf. Die Druckwaagen 72a, 74a sensieren den Druck vor und hinter der jeweils zugeordneten Strömungsdrossel 68a, 70a und stellen eine im Wesentlichen konstante Druckdifferenz und somit Fluid- strömung über die Strömungsdrosseln 68a, 70a sicher. Dazu können die Druckwaagen 72a, 74a beispielsweise mit einem durch die beiden ange- sprochenen Drücke vor bzw. hinter der jeweils zugeordneten Strömungsdrossel 68a, 70a beaufschlagbare Kolben aufweisen. Diese sind unter der zusätzlichen Vorspannung einer in ihrer Vorspannung beispielsweise einstellbaren Feder, die den bezüglich der jeweiligen Strömungsdrossel 68a bzw. 70a geringeren Druck unterstützt. Durch diese Feder wird die Strö- mungsdrossel 72a, 74a im Gleichgewicht gehalten. Gleichzeitig bestimmt die Federkraft die über die Strömungsdrosseln 68a, 70a, welche auch als Messdrosseln bezeichnet werden können, sich einstellende Druckdifferenz und somit auch den Fluidstrom über die Strömungsdrosseln 68a, 70a hinweg.
Das in Fig. 7 dargestellte System umfasst also mit den beiden Hauptsteuerventilen 34a, 36a, den diesen zugeordneten Strömungsregelananordnungen 64a, 66a und der Vorsteuerventilanordnung 58a eine hydraulisch wirksame Lasterfassungsschaltung, welche ohne zusätzliche externe Ansteuerung dazu in der Lage ist, die beiden Verbrauchsbereiche 14a, 16a mit der Haupt- druckleitung 24a zu verbinden oder mit dem Reservoir 26a zu verbinden bzw. den an die Verbrauchsbereiche 14a, 16a über die Hauptsteuerventile 34a, 36a angelegten Fluiddruck einzustellen. Irgendwelche Lagesensoren oder Drehsensoren, welche eine Relativdrehbewegung zwischen einer Primärseite und einer Sekundärseite einer Torsionsschwingungsdämpferanord- nung erfassen können, sind daher nicht erforderlich.
Die Druckfluidquelle 18a umfasst bei dieser Ausgestaltungsform eine Fluid- pumpe 20a mit durch eine Verstelleinrichtung 52a variierbarem Fördervermögen. Diese Stelleinrichtung 52a kann, ähnlich wie bei der vorangehend mit Bezug auf die Fig. 4 beschriebenen Ausgestaltungsform, einen druckbelastbaren Kolben umfassen, der durch eine Vorspannfeder entgegen dem ihn belastenden Druck vorgespannt ist. Als Pumpenantriebsmotor 22a kann beispielsweise ein Antriebsaggregat eines Fahrzeugs dienen, das die Fluid- pumpe 20a unabhängig vom Druckfluidbedarf permanent antreibt, so dass durch die Variation des Fördervermögens der Fluidpumpe 20 sichergestellt ist, dass der Druck in der Hauptdruckleitung 24a bzw. dem Druckspeicher 44a einen vorgegebenen Betriebsdruck nicht übersteigt.
Die Verstelleinrichtung 52a steht zum Variieren des Fördervermögens der Fluidpumpe 20a unter der Ansteuerung einer weiteren Druckwaage 76a. Diese empfängt als Eingangsgrößen bzw. Eingangsdrücke zum einen den Fluiddruck in der Hauptdruckleitung 24a, welcher beispielsweise kurz nach dem Rückschlagventil 48a abgegriffen wird, und als weitere Eingangsgröße bzw. als weiteren Eingangsdruck denjenigen Fluiddruck, der in dem Verbrauchsbereich 14a bzw. 16a bzw. dem dort hinführenden Leitungsbereich vorherrscht, welcher den höheren Fluiddruck aufweist. Beispielsweise kann dieser Druck zwischen dem Wechselventil 60a und dem Stellventil 62a ab- gegriffen werden und somit dem Eingangsdruck des Stellventils 62a entsprechen. Dieser Druck wird unterstützt durch eine Vorspannfeder, so dass immer dann, wenn die durch die Vorspannfeder generierte Kraft zusammen mit dem Eingangsdruck des Stellventils 62a den durch die Hauptdruckleitung 24a bereitgestellten Druck überwiegt, die Druckwaage 76a in die in Fig. 7 gezeigte Positionierung gebracht ist oder wird, in welcher die Verstelleinrichtung 52a drucklos geschaltet ist und somit die Fluidpumpe 20a in einem Zustand mit hohem Fluidfördervermögen ist. Mit ansteigendem Druck in der Hauptdruckleitung 24a gelangt die Druckwaage 76a in einen Zustand, in welchem die Verstellanordnung 52a den Druck von der Hauptdruckleitung 24a empfängt, um die Fluidpumpe 20a in einen Zustand geringeren Fluidför- dervermögens, beispielsweise in einen Zustand mit einem Fluidfördervermögen von Null, zu stellen, so dass trotz angetriebener Fluidpumpe 20a diese im Wesentlichen kein weiteres Fluid in die Hauptdruckleitung 24a fördert.
Die in Fig. 8 dargestellte Ausgestaltungsform entspricht weitestgehend der vorangehend mit Bezug auf die Fig. 7 beschriebenen Ausgestaltungsform. Ein Unterschied besteht im Wesentlichen in der Ausgestaltung der Druckfluidquelle 18a. Diese umfasst hier einen Pumpenantriebsmotor 22a, der beispielsweise ausgestaltet als Elektromotor und unter der Ansteuerung einer Ansteuervorrichtung steht und nur dann erregt wird, wenn der durch den Drucksensor 46a erfasste Druck in der Hauptdruckleitung 24a unter einen vorbestimmten Grenzwert fällt, bzw. deaktiviert wird, wenn der Druck einen vorbestimmten Betriebsdruck übersteigt. Da hier zusätzlich ein Druckspeicher 44a vorgesehen ist, kann dieses Hydraulikversorgungssystem 10a auch auf spontane Druckvariationen bzw. Druckfluidanforderungen im Bereich der Hydraulikverbraucher 14a bzw. 16a reagieren.

Claims

Ansprüche
1. Hydraulikversorgungssystem zur Versorgung eines hydraulischen Ver- brauchers (12) mit wenigstens einem Verbrauchsbereich (14, 16) mit
Druckfluid, umfassend eine Druckfluid aus einem Reservoir (26) in eine Hauptdruckleitung (24) speisende Druckfluidquelle (18) und in Zuordnung zu jedem mit Druckfluid zu versorgenden Verbrauchsbereich (14, 16) eines hydraulischen Verbrauchers (12) ein durch einen Steuerfluiddruck zu verstellendes Hauptsteuerventil
(34, 36) zum Herstellen und Unterbrechen der Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung (24) und einem Verbrauchsbereich (14, 16) sowie ein Vorsteuerventil (38, 40) zum Anlegen des Steuerfluiddrucks an das Hauptsteuerventil (34, 36), wobei das Vorsteuerventil über einen Druckminderer (42) mit einem Eingangsdruck gespeist wird, der unter dem Fluiddruck in der Hauptdruckleitung (24) liegt.
2. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 1 , gekennzeichnet durch ein Druckbegrenzungsventil (32) zwischen der Hauptdruckleitung (24) und dem Reservoir (26) zur Begrenzung des
Fluiddrucks in der Hauptdruckleitung (24) auf einen vorgegebenen Betriebsdruck.
3. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein mit der Hauptdruckleitung (24) in
Verbindung stehender Druckspeicher (44) vorgesehen ist.
4. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass in der Hauptdruckleitung (24) zwischen der Druckfluidquelle (18) und dem Druckspeicher (44) ein
Rückschlagventil (48) vorgesehen ist.
5. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass in der Hauptdruckleitung (24) ein Schaltventil (50) vorgesehen ist, welches wahlweise die Druckfluidströmung in der Hauptdruckleitung (24) in beiden Strömungsrichtungen freigibt oder höchstens in einer Strömungsrichtung von dem wenigstens einen Hauptsteuerventil (34,
36) zurück freigibt.
6. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 2 und Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Schaltventil (50) in Strömungsrich- tung auf das wenigstens eine Hauptsteuerventil (34, 36) zu stromabwärts des Druckbegrenzungsventils (32) angeordnet ist.
7. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckfluidquelle (18) wenigstens eine durch einen Pumpenantriebsmotor (22) antreibbare Fluidpumpe
(20; 20', 20") umfasst.
8. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenantriebsmotor (22) entsprechend dem Druckfluidbedarf aktivierbar ist.
9. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenantriebsmotor (22) die wenigstens eine Fluidpumpe (20) permanent antreibt und dass das Fluidfördervermögen der wenigstens einen Fluidpumpe (20) entsprechend dem Druckfluidbedarf variierbar ist.
10. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenantriebsmotor (22) die we- nigstens eine Fluidpumpe (20; 20', 20") permanent antreibt und dass ein Förderregelventil (54; 54', 54") vorgesehen ist, welches entsprechend dem Druckfluidbedarf die Menge des von der wenigstens einen Fluidpumpe (20; 20', 20") in die Hauptdruckleitung gespeisten Fluids einstellt.
11. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckfluidquelle (18) zwei durch einen Pumpenantriebsmotor (22) antreibbare Fluidpumpen (20', 20") umfasst und jeder Fluidpumpe (20', 20") ein Förderregelventil (54', 54") zugeordnet ist.
12. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine erste (20') der Fluidpumpen (20',
20") ein größeres Fördervolumen aufweist, als die zweite Fluidpumpe (20").
13. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 10 und Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass das der ersten Fluidpumpe (20') zugeordnete Förderregelventil (54') in Abhängigkeit von dem Signal eines der Hauptdruckleitung (24) zugeordneten Drucksensors (46) schaltbar ist.
14. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 10 und Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, dass das der zweiten Fluidpumpe (20") zugeordnete Förderregelventil (54") als Druckbegrenzungsventil ausgebildet ist.
15. Hydraulikversorgungssystem zur Versorgung eines hydraulischen Verbrauchers (12a) mit zwei Hydraulikverbrauchsbereichen (14a, 16a) mit Druckfluid, umfassend eine Druckfluid aus einem Druckfluidreservoir (26a) in eine Hauptdruckleitung (24a) speisende Druckfluidquelle (18a) und in Zuordnung zu jedem Verbrauchsbereich (14a, 16a) ein durch einen Steuerfluiddruck zu verstellendes Hauptsteuerventil (34a, 36a) zum Herstellen und Unterbrechen der Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung (24a) und dem jeweils zugeordneten Verbrauchsbereich (14a, 16a), sowie in Strömungsrichtung auf den Verbrauchsbereich (14a, 16a) zu stromaufwärts jedes Hauptsteuerventils (34a, 36a) eine Strömungsregelanordnung (64a, 66a), ferner umfassend eine Vorsteuerventilanordnung (58a), welche in Abhängigkeit von den Fluiddrücken in den Verbrauchsbereichen
(14a, 16a) den Steuerfluiddruck generiert und vorzugsweise an dasjenige Hauptsteuerventil (34a, 36a) anlegt, welches dem Verbrauchsbereich (14a, 16a) mit dem geringeren Fluiddruck zugeordnet ist.
16. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass durch Anlegen des Steuerfluiddrucks an ein Hauptsteuerventil (34a, 36a) dieses in Richtung Unterbrechen der Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung (24a) und dem Ver- brauchsbereich (14a, 16a) verstellbar ist.
17. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorsteuerventilanordnung (58a) ein Stellventil (62a) umfasst, welches den Fluiddruck des Verbrauchsbe- reichs (14a, 16a) mit dem höheren Fluiddruck als Eingangsdruck empfängt und in Abhängigkeit von der Druckdifferenz zwischen den Fluiddrücken der beiden Verbrauchsbereiche (14a, 16a) den Steuerfluiddruck an eines der Hauptsteuerventile (34a, 36a) anlegt.
18. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass dem Stellventil (62a) ein Wechselventil (60a) vorgeschaltet ist, welches den Fluiddruck des Verbrauchsbereichs (14a, 16a) mit höherem Fluiddruck als Eingangsdruck an das Stellventil (62a) anlegt.
19. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 15 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine
Strömungsregelanordnung (64a, 66a) eine Strömungsdrossel (68a, 70a) und dieser zugeordnet eine Druckdifferenzeinstellanordnung (72a, 74a) zum Einstellen einer im Wesentlichen konstanten Druckdifferenz über die Strömungsdrossel (68a, 70a) hinweg umfasst.
20. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 15 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckfluidquelle (18a) wenigstens eine durch einen Pumpenantriebsmotor (22a) antreibbare Fluidpumpe (20a) umfasst.
21. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenantriebsmotor (22a) entsprechend dem Druckfluidbedarf aktivierbar ist.
22. Hydraulikversorgungssystem nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass das Fluidfördervermögen der wenigstens einen Fluidpumpe (20a) entsprechend dem Druckfluidbedarf variierbar ist.
23. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 15 bis 22, gekennzeichnet durch ein Druckbegrenzungsventil (32a) zwischen der
Hauptdruckleitung (24a) und dem Reservoir (26a) zur Begrenzung des Fluiddrucks in der Hauptdruckleitung (24a) auf einen vorgegebenen Betriebsdruck.
24. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 15 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass ein mit der Hauptdruckleitung (24a) in Verbindung stehender Druckspeicher (44a) vorgesehen ist.
25. Hydraulikversorgungssystem nach einem der Ansprüche 15 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass in der Hauptdruckleitung (24a) zwischen der Druckfluidquelle (18a) und dem Druckspeicher (44a) ein Rückschlagventil (48a) vorgesehen ist.
26.Torsionsschwingungsdämpfersystem, umfassend eine
Torsionsschwingungsdämpferanordnung mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung eines Dämpferfluids bezüglich der Primärseite um eine Drehachse drehbare Sekundärseite, ferner umfassend ein Hydraulikversorgungssystem (10; 10a) nach einem der vorangehenden Ansprüche zur Bereitstellung von unter Druck stehendem Dämpferfluid für die
Torsionsschwingungsdämpferanordnung.
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