WO2011157478A1 - Vorrichtung zum betreiben einer verstellbaren schrägscheibenpumpe eines hydrostatischen variators - Google Patents

Vorrichtung zum betreiben einer verstellbaren schrägscheibenpumpe eines hydrostatischen variators Download PDF

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Definitions

  • the invention relates to a device for operating an adjustable swash plate pump of a hydrostatic variator according to the closer defined in the preamble of claim 1.
  • FIG. 1 shows a hydraulic diagram of a known from the prior art device 1 for operating an adjustable swash plate pump 2, the stroke volume is variable in response to a variable drive angle of an adjustable via a double-acting piston-cylinder device 4 swash plate 5.
  • a piston 6 of the piston-cylinder device 4 is operatively connected to the swash plate 5 of the swash plate pump 2 and is in the range of piston chambers 7,8 limiting effective surfaces 9,10 each having a drive angle of the swash plate 5 changing and in a first adjustment direction or in a second actuating direction acting hydraulic actuating pressure p_B acted upon.
  • valve device 1 1 In the region of a valve device 1 1, the adjusting direction of the piston 6 and one to a defined drive angle of the swash plate 5 equivalent actuating pressure p_B adjustable and a pressure p_F on the delivery side of the swash plate pump 2 by applying the pressure p_F the delivery side to an active surface 12 of a valve spool 13th the valve device 1 1 in the region of the valve device 1 1 limited to a maximum.
  • the adjustable and designed as a reversing pump swash plate pump 2 is provided for a hydrostatic drive and is operated in a closed hydraulic circuit 14 in which an operable as a motor further hydrostatic unit is arranged.
  • the further hydrostatic unit is either located in the region of a first connection 15 or in the region of a second connection 15. The return flow from the further hydrostatic unit via the second port 1 6 or the first port 15 in the direction of the suction side of the swash plate pump 2 at the pressure level of the reflux pressure p_R.
  • a swash plate pump 2 operated in the manner described above is known to be used in fully hydrostatic drives of vehicles such as wheel loaders or the like.
  • swash plate pumps 2 are also used in so-called semi-CVT transmissions (Continuously Variable Transmission) both for the representation of a fully hydrostatic operation as well as for the representation of a power-split operation.
  • a first gear ratio for forward drive and a gear range for reverse is shown in each case via a fully hydrostatic operation and a second and a third gear range for forward travel over a power split.
  • HVT transmission Hydro-Mechanical Variable Transmission
  • a so-called speed-dependent characteristic of a swash plate pump is used, wherein a control mirror of a swash plate pump is twisted to represent the speed-dependent characteristic to produce load-dependent or pressure-dependent return pivot forces in the region of a swing frame.
  • This return pivot forces cause the swash plate 5 is automatically pivoted in the direction of lower flow rates of the swash plate pump 2 with increasing pressure p_F on the delivery side of the swash plate pump with constant control of the swash plate pump.
  • Swash plate pumps having such a control characteristic are commonly referred to as load-sensing pumps, wherein no position feedback in the direction of the adjustment system are present in the region of the swing frame.
  • a reversible swash plate pump is used in power splitter transmissions with primary coupling, the swash plate pump is operated in both conveying directions, wherein in one area center the capacity of the swash plate pump is essentially zero and no hydraulic fluid is conveyed by the swash plate pump.
  • a swash plate pump is maximally limited.
  • a swashplate load-sensing pump independently pivots backward as the high pressure increases, thereby automatically accelerating a vehicle running on a primary-split power split transmission.
  • load-sensing swash plate pumps are only of limited suitability for use in power split transmissions with primary coupling.
  • the high pressure-dependent pivoting of a swash plate pump can only be used starting from the middle of the area to the end of the range.
  • leakage losses of the closed circuit 14 are compensated via a feed pump 17, which promotes hydraulic fluid against a feed pressure relief valve 18.
  • the feed pressure or feed pressure p_SP provided by the feed pump 17 is guided in the direction of a valve unit 19 designed as a pressure limiting valve 1 1, at which the delivery pressure p_F of the delivery side of the swash plate pump 2 via a shuttle valve 20 in the opposite direction to the at Valve slide 13 attacking spring force of a spring means 21 rests against the valve spool 13.
  • a valve unit 22 designed as a proportional pressure reducing valve is provided, in the region of which the pressure p_19 present downstream of the valve unit 19 is guided to the currently requested actuating pressure p_B as a function of a control force which can be set by a proportional magnet 23.
  • the pivoting direction of the swash plate pump 2 is defined by the actuation pressure p_B in piston chambers 7 and 8, depending on the respective existing switching position of the switching valve 24 lead. If one of the two pivoting directions of the swash plate pump 2 is predetermined in the region of the switching valve 24, the swivel position of the swash plate pump 2 can be controlled via appropriate adjustment of the actuating pressure p_B in the region of the proportional pressure reducing valve 22.
  • the two piston chambers 7 and 8 of the piston-cylinder device 4 are connected to a substantially unpressurized region 29, which in the present case is a hydraulic fluid reservoir, with which the piston 6 of the piston-cylinder device 4 of two on Piston 6 engaging spring means 30 and 31 is held in a middle position to which a capacity of the swash plate pump 2 is substantially equal to zero.
  • the switching valve 24 With appropriate actuation of the switching valve 24 by the proportional solenoid 25, the switching valve 24 is switched and the piston chamber 8 is acted upon by actuating pressure p_B, while the piston chamber 7 is connected to the unpressurized region 29. This results in that the piston 6 is displaced against the spring force 30 in a decreasing the volume of the piston chamber 7 adjusting direction and at the same time the delivery volume of the swash plate pump 2 is raised at the first conveying direction. If the switching valve 24 is guided with appropriate actuation by the proportional solenoid 26 in its third switching position, the piston chamber 7 is acted upon by the actuating pressure p_B, while the piston chamber 8 is connected to the unpressurized region 29. Due to the then existing positive pressure difference between the piston chamber 8 and the piston chamber 7, the swash plate pump 2 is pivoted starting from the center position of the piston 6 in the opposite direction and the capacity of the swash plate pump 2 increases with also opposite conveying direction.
  • the device 1 is formed with two each designed as a safety valve further pressure relief valves 32, 33 with a defined response limit.
  • the pressure relief valves or the high-pressure relief valves 32 and 33 are provided primarily for system protection during highly dynamic load changes, since these are listed with a shorter response time than the pressure relief valve 19.
  • a maximum of the delivery pressure p_F on the delivery side of the swash plate pump 2 can be limited via the pressure limiting valve 19 via a presently one-stage pressure cut-off function.
  • the pressure cutoff function is a function of the respectively applied to the pressure relief valve 19 delivery pressure p_F, wherein the response limit of the pressure relief valve 19 in response to the spring means 21 is below the response limit of the pressure relief valves 32 and 33 to substantially bypass the lossy pressure relief via the pressure relief valves 32 and 33 and To protect the device 1 from overheating.
  • the pressure cutoff function in the area of the pressure limiting valve 19 can only be used in fully hydrostatic drives since the pressure cutoff function during a power split operation of a power split transmission with primary coupling in a first half of the swashplate pump 2 leads to the above-described unwanted acceleration of a vehicle running with a power takeoff transmission and thus the drive is overloaded.
  • a control pressure proportional to the rotational speed of the swash plate pump 2 is generated and the above-described pressure-dependent pivoting of the pump is utilized.
  • the actuating pressure necessary for this purpose depends, on the one hand, on the spring forces of the spring devices 30 and 31 of the piston-cylinder device 4 and on the other hand on the return pivot forces present in the region of the swash-plate pump resulting from the control-plate twist in the region of the swash-plate pump 2.
  • the device 1 according to FIG. 1 is formed only with an adjusting element, in this case the proportional pressure reducing valve 22.
  • the thrust position of the swash plate pump 2 and the respectively achievable high pressure or delivery pressure p_F are disadvantageously always mutually dependent on each other and thus not independently adjustable.
  • the present invention is therefore an object of the invention to provide a device for operating an adjustable swash plate pump available by means of a continuous, load-dependent control of a Swash plate pump both during a fully hydrostatic operation and partly during a power-split operation of a continuously variable transmission is feasible.
  • At least one piston of the piston-cylinder device with the swash plate of the swash plate pump is operatively connected.
  • the piston is acted upon in the region of active surfaces delimiting piston chambers, each with a hydraulic actuation pressure changing the angle of rotation of the swashplate and acting in a first actuating direction or in a second actuating direction.
  • the actuating direction of the piston and each one to a defined angle of rotation of the swash plate equivalent actuating pressure is adjustable and a pressure on the delivery side of the swash plate pump by applying the pressure of the delivery side of an effective area of a valve spool of the valve device in the region of the valve device can be limited to a maximum ,
  • the adjustable via the valve means maximum pressure on the delivery side can be changed according to the invention via a variable on the valve spool valve controllable variable control force, a load-dependent pivoting back a swash plate pump during a fully hydrostatic drive in a structurally simple manner can be displayed and switched off during a power-split drive mode.
  • the load-dependent pivoting back of the swash plate pump by operating state-dependent Varying the adjustable over the valve means maximum pressure on the delivery side of the swash plate pump, while the pressure limit of the pressure on the delivery side of the swash plate pump by raising the maximum of the pressure on the delivery side in the device 1 of FIG. 1 above the response limit of the pressure relief valves 32 and 33 can be switched off via a corresponding applied control force to the valve spool of the valve device.
  • Fig. 1 is a simplified hydraulic diagram of the prior
  • FIG. 2 is a simplified hydraulic diagram of a first embodiment of the device according to the invention
  • FIG. FIG. 3 is a representation corresponding to FIG. 2 of a second embodiment of the device according to the invention.
  • Fig. 4 is a Fig. 2 corresponding representation of a third embodiment of the device according to the invention.
  • the device 1 shown in FIG. 2 differs from the device 1 shown in FIG. 1 in the region of the valve unit 19 of the valve device 1 1, which is why in a following description of FIG. 2 substantially to the differences between the devices 1 shown in FIG. 1 and Fig. 2 is received and with respect to the further operation of the device 1 according to FIG. 2, reference is made to the description of FIG.
  • the valve unit 19 of the device 1 shown in FIG. 2 is designed as a continuously adjustable pressure reducing valve, the valve spool 13 is actuated or controllable in addition to the delivery pressure p_F the delivery side of the swash plate pump 2 in the same direction acting on the valve spool 13 actuating force of a proportional solenoid 34.
  • the spring means 21 of the valve unit 19 is designed such that at a force of the proportional solenoid 34 equal to zero the feed pressure p_SP the feed pump 17 is only above the opening point of the high-pressure relief valves or the pressure relief valves 32 and 33 is reduced and forwarded in the direction of the proportional pressure reducing valve 22 pressure p_19 is less than the feed pressure p_SP.
  • the spring device 21 is dimensioned such that it is suppressed to zero at maximum load of the proportional solenoid 34 even at a delivery pressure p_F on the delivery side of the swash plate pump 2 and the swash plate pump 2 does not swing out. In the latter operating state of the swash plate pump 2, its conveying amount equal to zero and thus also the pressure p_F on the delivery side of the swash plate pump 2 equal to zero.
  • the pressure cut-off that can be represented via the valve unit 19 is thus independent of the position control via the proportional pressure reducing valve 22.
  • valve unit 19 is arranged in the manner shown in Fig. 3 downstream of the proportional pressure reducing valve 22 and upstream of the switching valve 24.
  • the actuation pressure p_B set in the region of the proportional pressure reducing valve 22 is not influenced by the active pressure cutoff function in the area of the valve unit 19, since only the pressure downstream of the adjustable pressure reducing valve 19 in FIG Direction of the switching valve 14 is changed or reduced depending on the particular operating state of the pressure reducing valve 19.
  • valve unit 19 between the proportional pressure reducing valve 22 and the switching valve 24 leads to an adjustment of the swash plate pump 2 with small Stellgradient even with strongly falling high pressure or delivery pressure p_F on the delivery side of the swash plate pump 2. This results from the fact that the proportional pressure reducing valve 22 is then already in its control position and in whose area only a small cross-section is opened.
  • the activation of the proportional pressure reducing valve 22 should be tracked with the current swivel position of the swash plate pump 2 with active pressure reduction.
  • the control of the proportional pressure reducing valve 22 is associated with a certain pivot position of the swash plate pump 2.
  • the flow of the swash plate pump 2 can be determined in a simple manner. With simultaneous knowledge of the speed and the pivoting of the other hydraulic unit or the hydraulic motor of the displacement volume flow of the hydraulic motor can be determined.
  • the displacement volume flow of the hydraulic motor is equal to the delivery volume flow of the swash plate pump 2, wherein with active Druckabschnei- tion of the current flow rate of the swash plate pump is smaller, whereby the speed of the hydraulic motor decreases.
  • the third embodiment of the device 1 according to the invention shown in FIG. 4 differs from the above-described embodiments of the device 1 according to FIGS. 2 and 3 in the region of the valve device 1 1, which comprises a position control valve unit 35, in whose region the direction of adjustment of the swash plate pump 2 and the actuating pressure p_B are regulated adjustable.
  • valve device 1 1 is designed downstream of the position control valve unit 35 with a high-pressure valve unit 36, in the region of which the actuating pressure p_B in a first switching position of the high-pressure valve unit pressure valve unit 36 in the direction of the piston-cylinder device 4 can be forwarded, while in a second switching position of the high-pressure valve unit 36, the two piston chambers 7 and 8 are connected to each other in the high pressure valve unit 36.
  • the valve device 1 according to FIG. 4 is designed without the proportional pressure reducing valve 22 of the devices 1 according to FIGS. 1 to 3 whose functionality is integrated into the position control valve unit 35.
  • the position control valve unit 35 embodied here as a 4/3-way valve is formed with two proportional solenoids 37, 38, by means of which the position control valve unit 35 can be adjusted in a regulated manner between the three above-described switching positions of the switching valve 24 of the device 1 according to FIGS. 1 to 3.
  • a continuously adjustable pressure cut-off function for the swash plate pump 2 with EP adjustment can be displayed, in which the delivery rate is proportional to the predetermined electric current.
  • the position of the swing frame of the swash plate pump 2 and the swash plate 5 is returned to the position control valve unit 35.
  • the high-pressure valve unit 36 arranged between the position control valve unit 35 and the piston cylinder device 4 is designed as a 4/2 pressure cut-off valve and represents a control valve.
  • the high-pressure valve unit 36 is to the same extent as the valve unit 19 of the apparatus 1 according to FIGS. 2 and 3 in addition to the delivery pressure p_F on the delivery side of the swash plate pump 2 acted upon by the actuating force of a further proportional magnet 39 to adjust the Druckabschneidefunktion function of the control force of the proportional solenoid 39 continuously, with activated pressure cut in the high pressure valve unit 36, a short circuit between the two piston chambers. 7 and 8 of the piston-cylinder device 4 is made.
  • both the force of the proportional solenoid 39 and the resulting from the applied delivery pressure p_F actuator counteracts a spring force of a spring means 40 of the high-pressure control valve unit 36
  • the spring means 40 is designed to the same extent as the spring means 21 of the pressure relief valve 19 such that the pressure cut-off function between two Limit states is infinitely variable.
  • the response limit of the high-pressure valve unit 36 is greater than the response limit of the pressure relief valves 32 and 33, whereby the pressure cut-off function that can be displayed in the region of the high-pressure valve unit 36 is essentially deactivated.

Abstract

Es wird eine Vorrichtung (1) zum Betreiben einer verstellbaren Schrägscheibenpumpe (2) eines hydrostatischen Variators (3), deren Hubvolumen in Abhängigkeit eines veränderbaren Triebwinkels einer über eine doppelt wirkende Kolbenzylindereinrichtung (4) verstellbare Schrägscheibe (5) variierbar ist, beschrieben. Wenigstens ein Kolben (6) der Kolbenzylindereinrichtung (4) ist mit der Schrägscheibe (5) der Schrägscheibenpumpe (2) wirkverbunden, der im Bereich von Kolbenräumen (7, 8) begrenzenden Wirkflächen (9, 10) mit jeweils einem den Triebwinkel der Schrägscheibe (5) verändernden und in eine erste Stellrichtung oder in eine zweite Stellrichtung wirkenden hydraulischen Betätigungsdruck (p_B) beaufschlagbar ist. Im Bereich einer Ventileinrichtung (11) ist die Stellrichtung des Kolbens (6) sowie jeweils ein zu einem definierten Triebwinkel der Schrägscheibe (5) äquivalenter Betätigungsdruck (p_B) einstellbar und ein Druck (p_F) auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe (2) durch Anlegen des Druckes (p_F) der Förderseite an einer Wirkfläche eines Ventilschiebers (13) der Ventileinrichtung (11) im Bereich der Ventileinrichtung (11) auf ein Maximum begrenzbar. Erfindungsgemäß ist das über die Ventileinrichtung (11) einstellbare Maximum des Druckes (p_F) auf der Förderseite über eine am Ventilschieber (13) der Ventileinrichtung (11) anlegbare variierbare Steuerkraft veränderbar.

Description

Vorrichtung zum Betreiben einer verstellbaren Schräqscheibenpumpe eines hydrostatischen Variators
Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum Betreiben einer verstellbaren Schrägscheibenpumpe eines hydrostatischen Variators gemäß der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 näher definierten Art.
Fig. 1 zeigt ein Hydraulikschema einer aus dem Stand der Technik bekannten Vorrichtung 1 zum Betreiben einer verstellbaren Schrägscheibenpumpe 2, deren Hubvolumen in Abhängigkeit eines veränderbaren Triebwinkels einer über eine doppelt wirkende Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 verstellbaren Schrägscheibe 5 variierbar ist. Ein Kolben 6 der Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 ist mit der Schrägscheibe 5 der Schrägscheibenpumpe 2 wirkverbunden und ist im Bereich von Kolbenräumen 7,8 begrenzenden Wirkflächen 9,10 mit jeweils einem den Triebwinkel der Schrägscheibe 5 verändernden und in eine erste Stellrichtung oder in eine zweite Stellrichtung wirkenden hydraulischen Betätigungsdruck p_B beaufschlagbar. Im Bereich einer Ventileinrichtung 1 1 ist die Stellrichtung des Kolbens 6 sowie jeweils ein zu einem definierten Triebwinkel der Schrägscheibe 5 äquivalenter Betätigungsdruck p_B einstellbar und ein Druck p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 durch Anlegen des Druckes p_F der Förderseite an einer Wirkfläche 12 eines Ventilschiebers 13 der Ventileinrichtung 1 1 im Bereich der Ventileinrichtung 1 1 auf ein Maximum begrenzbar.
Die verstellbare und als Reversierpumpe ausgebildete Schrägscheibenpumpe 2 ist für einen hydrostatischen Fahrantrieb vorgesehen und wird in einem geschlossenen hydraulischen Kreislauf 14 betrieben, in dem eine als Motor betreibbare weitere Hydrostateinheit angeordnet ist. Die weitere Hydrosta- teinheit wird in Abhängigkeit der Förderrichtung der Schrägscheibenpumpe 2 entweder im Bereich eines ersten Anschlusses 15 oder im Bereich eines zwei- ten Anschlusses 1 6 mit dem Druck p_F der Förderseite bzw. dem Hochdruck versorgt, während der Rückfluss von der weiteren Hydrostateinheit über den zweiten Anschluss 1 6 oder den ersten Anschluss 15 in Richtung der Saugseite der Schrägscheibenpumpe 2 auf dem Druckniveau des Rückflussdruckes p_R erfolgt.
Eine in der vorbeschriebenen Art und Weise betriebene Schrägscheibenpumpe 2 wird bekannterweise in vollhydrostatischen Antrieben von Fahrzeugen, wie Radladern oder dergleichen, verwendet. Zusätzlich werden in der vorstehend näher beschriebenen Art und Weise betriebene Schrägscheibenpumpen 2 auch in so genannten Semi-CVT-Getrieben (Continuously-Variable- Transmission) sowohl zur Darstellung eines vollhydrostatischen Betriebes als auch zur Darstellung eines leistungsverzweigten Betriebes eingesetzt. Dabei wird ein erster Übersetzungsbereich für Vorwärtsfahrt und ein Übersetzungsbereich für Rückwärtsfahrt jeweils über einen vollhydrostatischen Betrieb und ein zweiter und ein dritter Übersetzungsbereich für Vorwärtsfahrt über eine Leistungsverzweigung dargestellt. Ein Beispiel hierfür stellt das HVT-Getriebe (Hy- dro-Mechanical- Variable-Transmission) der Firma Bosch-Rexroth dar.
Während eines vollhydrostatischen Antriebes wird eine so genannte drehzahlabhängige Charakteristik einer Schrägscheibenpumpe genutzt, wobei zur Darstellung der drehzahlabhängigen Charakteristik ein Steuerspiegel einer Schrägscheibenpumpe verdrillt wird, um im Bereich eines Schwenkrahmens lastabhängige bzw. druckabhängige Rückschwenkkräfte zu erzeugen. Diese Rückschwenkkräfte führen dazu, dass bei steigendem Druck p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe bei gleichbleibender Ansteuerung der Schrägscheibenpumpe die Schrägscheibe 5 in Richtung geringerer Förderleistungen der Schrägscheibenpumpe 2 selbsttätig verschwenkt wird. Schrägscheibenpumpen, die eine derartige Steuercharakteristik aufweisen, werden üblicherweise als lastfühlende Pumpen bezeichnet, wobei im Bereich des Schwenkrahmens keine Positionsrückmeldungen in Richtung des Verstellsystems vorliegen. Wird eine reversierbare Schrägscheibenpumpe in Leistungsverzwei- gungsgetrieben mit primärer Kopplung eingesetzt, wird die Schrägscheibenpumpe in beiden Förderrichtungen betrieben, wobei in einer Bereichsmitte die Förderleistung der Schrägscheibenpumpe im Wesentlichen Null ist und von der Schrägscheibenpumpe kein Hydraulikfluid gefördert wird. Am Bereichsanfang und einem Bereichsende ist eine Schrägscheibenpumpe jeweils maximal ausgeschränkt. Eine lastfühlende Schrägscheibenpumpe schwenkt jedoch in der ersten Bereichshälfte bei steigendem Hochdruck selbständig zurück, wodurch ein mit einem Leistungsverzweigungsgetriebe mit primärer Kopplung ausgeführtes Fahrzeug selbständig beschleunigt. Aus diesem Grund sind lastfühlende Schrägscheibenpumpen für einen Einsatz in Leistungsverzweigungsgetrie- ben mit primärer Kopplung nur bedingt geeignet. Zudem ist das hochdruckabhängige Einschwenken einer Schrägscheibenpumpe jeweils nur ausgehend von der Bereichsmitte zum Bereichsende nutzbar.
Da bei Semi-CVT-Getrieben in Abhängigkeit des jeweils eingelegten Übersetzungsbereiches zwischen einem vollhydrostatischen Antrieb und einem Antrieb mit Leistungsverzweigung mit primärer Kopplung gewechselt wird und eine drehzahlabhängige Charakteristik einer Schrägscheibenpumpe durch eine nicht veränderbare Verdrillung des Steuerspiegels zur Verfügung gestellt wird, sind Schrägscheibenpumpen mit drehzahlabhängiger Charakteristik in Semi- CVT-Getrieben ebenfalls nur bedingt einsetzbar.
Bei der in Fig. 1 dargestellten Vorrichtung 1 werden Leckage-Verluste des geschlossenen Kreislaufes 14 über eine Speisepumpe 17 ausgeglichen, die Hydraulikfluid gegen ein Speisedruckbegrenzungsventil 18 fördert. Zusätzlich wird der von der Speisepumpe 17 zur Verfügung gestellte Förderdruck bzw. Speisedruck p_SP in Richtung einer als Druckbegrenzungsventil ausgebildeten Ventileinheit 19 der Ventileinrichtung 1 1 geführt, an dem der Förderdruck p_F der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 über ein Wechselventil 20 in entgegengesetzter Richtung zu einer an den Ventilschieber 13 angreifenden Federkraft einer Federeinrichtung 21 an dem Ventilschieber 13 anliegt. Stromab der Ventileinheit 19 ist eine als Proportionaldruckminderventil ausgebildete Ventileinheit 22 vorgesehen, in dessen Bereich der stromab der Ventileinheit 19 vorliegende Druck p_19 in Abhängigkeit einer von einem Proportionalmagneten 23 einstellbaren Steuerkraft auf den aktuell angeforderten Betätigungsdruck p_B geführt wird.
Wiederum stromab des Porportionaldruckminderventils 22 ist eine vorliegend als Schaltventil ausgeführte Ventileinheit 24 vorgesehen, die in Abhängigkeit von zwei Proportionalmagneten 25, 26 und zwei Federeinrichtungen 27, 28 zwischen drei definierten Schaltstellungen umschaltbar ist.
Über die beiden Proportionalmagnete 25 und 26 wird die Schwenkrichtung der Schrägscheibenpumpe 2 definiert, indem sie den Betätigungsdruck p_B in Kolbenräume 7 und 8 in Abhängigkeit der jeweils vorliegenden Schaltstellung des Schaltventils 24 führen. Ist eine der beiden Schwenkrichtungen der Schrägscheibenpumpe 2 im Bereich des Schaltventils 24 vorgegeben, ist die Schwenkposition der Schrägscheibenpumpe 2 über entsprechende Einstellung des Betätigungsdruckes p_B im Bereich des Proportionaldruckminderventils 22 steuerbar.
In der in Fig. 1 dargestellten mittleren Schaltstellung des Schaltventils 24 sind die beiden Kolbenräume 7 und 8 der Kolbenzylindereinrichtung 4 mit einem im wesentlichen drucklosen Bereich 29, der vorliegend ein Hydraulikflu- idreservoir ist, verbunden, womit der Kolben 6 der Kolbenzylindereinrichtung 4 von zwei am Kolben 6 angreifenden Federeinrichtungen 30 und 31 in einer mittleren Stellung gehalten ist, zu der eine Förderleistung der Schrägscheibenpumpe 2 im Wesentlichen gleich Null ist.
Bei entsprechender Betätigung des Schaltventils 24 durch den Proportionalmagneten 25 wird das Schaltventil 24 umgeschaltet und der Kolbenraum 8 mit Betätigungsdruck p_B beaufschlagt, während der Kolbenraum 7 mit dem drucklosen Bereich 29 verbunden ist. Dies führt dazu, dass der Kolben 6 ent- gegen der Federkraft 30 in einer das Volumen des Kolbenraumes 7 verkleinernden Stellrichtung verschoben wird und gleichzeitig das Fördervolumen der Schrägscheibenpumpe 2 bei erster Förderrichtung angehoben wird. Wird das Schaltventil 24 bei entsprechender Betätigung durch den Proportionalmagneten 26 in seine dritte Schaltstellung geführt, wird der Kolbenraum 7 mit dem Betätigungsdruck p_B beaufschlagt, während der Kolbenraum 8 mit dem drucklosen Bereich 29 verbunden ist. Aufgrund der dann vorliegenden positiven Druckdifferenz zwischen dem Kolbenraum 8 und dem Kolbenraum 7 wird die Schrägscheibenpumpe 2 ausgehend von der Mittelstellung des Kolbens 6 in die entgegengesetzte Richtung verschwenkt und die Förderleistung der Schrägscheibenpumpe 2 steigt mit ebenfalls entgegengesetzter Förderrichtung an.
Um im Betrieb der Vorrichtung 1 Beschädigungen durch unzulässig hohen Druckanstieg im geschlossenen Kreislauf 14 zu vermeiden, ist die Vorrichtung 1 mit zwei jeweils als Sicherheitsventil ausgeführten weiteren Druckbegrenzungsventilen 32, 33 mit definierter Ansprechgrenze ausgebildet. Die Druckbegrenzungsventile bzw. die Hochdruckbegrenzungsventile 32 und 33 sind in erster Linie zur Systemabsicherung während hochdynamischer Laständerungen vorgesehen, da diese mit einer kürzeren Ansprechzeit als das Druckbegrenzungsventil 19 aufgeführt sind.
Über das Druckbegrenzungsventil 19 ist neben den beiden Druckbegrenzungsventilen 32 und 33 zusätzlich ein Maximum des Förderdruckes p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 über eine vorliegend einstufige Druckabschneidefunktion begrenzbar. Die Druckabschneidefunktion steht in Abhängigkeit des jeweils am Druckbegrenzungsventil 19 anliegenden Förderdrucks p_F, wobei die Ansprechgrenze des Druckbegrenzungsventils 19 in Abhängigkeit der Federeinrichtung 21 unter der Ansprechgrenze der Druckbegrenzungsventile 32 und 33 liegt, um die verlustbehaftete Druckbegrenzung über die Druckbegrenzungsventile 32 und 33 im Wesentlichen zu umgehen und die Vorrichtung 1 vor Überhitzung zu schützen. Die Druckabschneidefunktion im Bereich des Druckbegrenzungsventils 19 ist jedoch nur in vollhydrostatischen Antrieben verwendbar, da die Druckabschneidefunktion während eines leistungsverzweigten Betriebes eines Leis- tungsverzweigungsgetriebes mit primärer Kopplung in einer ersten Bereichshälfte der Schrägscheibenpumpe 2 zu der vorbeschriebenen ungewollten Beschleunigung eines mit einem Leistungsverzeigungsgetriebe ausgeführten Fahrzeuges führt und somit den Antrieb überlastet.
Aufgrund der vorstehenden Beschreibung ist weder eine Pumpenverstellung mit drehzahlabhängiger Charakteristik noch die Verwendung einer herkömmlichen einstufigen Druckabschneidung bei Leistungsverzweigungsgetrie- ben möglich bzw. sinnvoll.
Hinzu kommt, dass bei vollhydrostatischen Antrieben im Bereich des Proportionaldruckminderventils 22 ein zur Drehzahl der Schrägscheibenpumpe 2 proportionaler Steuerdruck generiert wird und das oben beschriebene druckabhängige Einschwenken der Pumpe genutzt wird. Der hierfür notwendige Stelldruck ist einerseits abhängig von den Federkräften der Federeinrichtungen 30 und 31 der Kolbenzylindereinrichtung 4 und andererseits von den im Bereich der Schrägscheibenpumpe vorliegenden Rückschwenkkräften, die aus der Steuerspiegelverdrillung im Bereich der Schrägscheibenpumpe 2 resultieren. Für die Bestimmung der Schwenkposition der Schrägscheibenpumpe 2 und des jeweils maximal erreichbaren Hochdruckes bzw. des maximal erreichbaren Förderdruckes p_F ist die Vorrichtung 1 gemäß Fig. 1 nur mit einem Stellelement, vorliegend dem Proportionaldruckminderventil 22, ausgebildet. Die Schenkposition der Schrägscheibenpumpe 2 und der jeweils erreichbare Hochdruck bzw. Förderdruck p_F sind nachteilhafterweise immer gegenseitig voneinander abhängig und somit nicht unabhängig voneinander einstellbar.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zum Betreiben einer verstellbaren Schrägscheibenpumpe zur Verfügung zu stellen, mittels der eine stufenlose, lastabhängige Steuerung einer Schrägscheibenpumpe sowohl während eines vollhydrostatischen Betriebes als auch teilweise während eines leistungsverzweigten Betriebes eines stufenlosen Getriebes durchführbar ist.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe mit einer Vorrichtung mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.
Bei der erfindungsgemäßen Vorrichtung zum Betreiben einer verstellbaren Schrägscheibenpumpe eines hydrostatischen Variators, der ein Hubvolumen in Abhängigkeit eines veränderbaren Triebwinkels einer über eine doppelt wirkende Kolbenzylindereinrichtung einstellbaren Schrägscheibe variierbar ist, ist wenigstens ein Kolben der Kolbenzylindereinrichtung mit der Schrägscheibe der Schrägscheibenpumpe wirkverbunden. Der Kolben ist im Bereich von Kolbenräumen begrenzenden Wirkflächen mit jeweils einem den Triebwinkel der Schrägscheibe verändernden und in eine erste Stellrichtung oder in eine zweite Stellrichtung wirkenden hydraulischen Betätigungsdruck beaufschlagbar. Im Bereich einer Ventileinrichtung ist die Stellrichtung des Kolbens sowie jeweils ein zu einem definierten Triebwinkel der Schrägscheibe äquivalenter Betätigungsdruck einstellbar und ein Druck auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe durch Anlegen des Druckes der Förderseite an einer Wirkfläche eines Ventilschiebers der Ventileinrichtung im Bereich der Ventileinrichtung auf ein Maximum begrenzbar.
Dadurch dass das über die Ventileinrichtung einstellbare Maximum des Drucks auf der Förderseite über eine am Ventilschieber der Ventileinrichtung anlegbare variierbare Steuerkraft erfindungsgemäß veränderbar ist, ist ein lastabhängiges Rückschwenken einer Schrägscheibenpumpe während eines vollhydrostatischen Antriebes auf konstruktiv einfache Art und Weise darstellbar und während eines leistungsverzweigten Antriebsmodus abschaltbar.
Dabei ist während eines vollhydrostatischen Antriebes das lastabhängige Rückschwenken der Schrägscheibenpumpe durch betriebszustandsabhängiges Variieren des über die Ventileinrichtung einstellbaren Maximums des Drucks auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe abbildbar, während die Druckbegrenzung des Drucks auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe durch Anheben des Maximums des Drucks auf der Förderseite bei der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 1 oberhalb der Ansprechgrenze der Druckbegrenzungsventile 32 und 33 über eine entsprechend anliegende Steuerkraft an den Ventilschieber der Ventileinrichtung abschaltbar ist.
Sowohl die in den Patentansprüchen angegebenen Merkmale als auch die in den nachfolgenden Ausführungsbeispielen der erfindungsgemäßen Vorrichtung angegebenen Merkmale sind jeweils für sich alleine oder in beliebiger Kombination miteinander geeignet, den erfindungsgemäßen Gegenstand weiterzubilden. Die jeweiligen Merkmalskombinationen stellen hinsichtlich der Weiterbildung des Gegenstandes nach der Erfindung keine Einschränkung dar, sondern weisen im Wesentlichen lediglich beispielhaften Charakter auf.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausführungsformen der erfindungsgemäßen Vorrichtung ergeben sich aus den Patentansprüchen und den nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen Ausführungsbeispielen, wobei in der Beschreibung der verschiedenen Ausführungsbeispiele zugunsten der Übersichtlichkeit für bau- und funktionsgleiche Bauteile dieselben Bezugszeichen verwendet werden.
Es zeigt:
Fig. 1 ein vereinfachtes Hydraulikschema einer aus dem Stand der
Technik bekannten Vorrichtung zum Betreiben einer verstellbaren Schrägscheibenpumpe;
Fig. 2 ein vereinfachtes Hydraulikschema eines ersten Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Vorrichtung; Fig. 3 eine Fig. 2 entsprechende Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Vorrichtung; und
Fig. 4 eine Fig. 2 entsprechende Darstellung eines dritten Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Vorrichtung.
Die in Fig. 2 dargestellte Vorrichtung 1 unterscheidet sich von der in Fig. 1 gezeigten Vorrichtung 1 im Bereich der Ventileinheit 19 der Ventileinrichtung 1 1 , weshalb in einer nachfolgenden Beschreibung zu Fig. 2 im Wesentlichen auf die Unterschiede zwischen den Vorrichtungen 1 gemäß Fig. 1 und Fig. 2 eingegangen wird und bzgl. der weiteren Funktionsweise der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 2 auf die Beschreibung zu Fig. 1 verwiesen wird.
Die Ventileinheit 19 der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 2 ist als stufenlos einstellbares Druckminderventil ausgebildet, dessen Ventilschieber 13 neben dem Förderdruck p_F der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 mit der in gleicher Richtung an dem Ventilschieber 13 angreifenden Stellkraft eines Proportionalmagneten 34 betätigbar bzw. steuerbar ist. Dabei ist die Federeinrichtung 21 der Ventileinheit 19 derart ausgelegt, dass bei einer Stellkraft des Proportionalmagneten 34 gleich Null der Speisedruck p_SP der Speisepumpe 17 erst oberhalb des Öffnungspunktes der Hochdruckbegrenzungsventile bzw. der Druckbegrenzungsventile 32 und 33 reduziert wird und der in Richtung des Proportionaldruckminderventils 22 weitergeleitete Druck p_19 kleiner als der Speisedruck p_SP ist. Damit ist die Druckabschneidefunktion im Bereich der Ventileinheit 19 auf einfache Art und Weise während eines leistungsverzweigten Betriebes abschaltbar.
Des Weiteren ist die Federeinrichtung 21 derart dimensioniert, dass diese bei maximaler Stellkraft des Proportionalmagneten 34 auch bei einem Förderdruck p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 gleich Null überdrückt wird und die Schrägscheibenpumpe 2 nicht ausschwenkt. In letztgenanntem Betriebszustand der Schrägscheibenpumpe 2 ist deren Förder- menge gleich Null und somit auch der Druck p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 gleich Null.
Die Stellkraft des Proportionalmagneten 34 und die jeweils aus dem am Ventilschieber 13 anliegenden Förderdruck p_F resultierende Stellkraft wirken in Summe gegen die Federkraft der Federeinrichtung 21 , womit der Förderdruck p_F sich in Abhängigkeit der Stellkraft des Proportionalmagneten 34 stufenlos einstellen lässt. Die über die Ventileinheit 19 darstellbare Druckab- schneidung ist damit unabhängig von der Positionssteuerung über das Proportionaldruckminderventil 22.
In ungünstigen Betriebszuständen der Vorrichtung 1 besteht bei aktiver Druckabschneidung im Bereich der Ventileinheit 19 der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 2 bei gleichzeitig vollständig geöffnetem Proportionaldruckminderventil 22 und bei plötzlich fallendem Förderdruck p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2, beispielsweise aufgrund eines spontan fallenden Fahrwiderstandes, die Möglichkeit, dass die Schrägscheibenpumpe 2 ihre aktuelle Schwenkposition mit hohem Stellgradient verändert, was jedoch unerwünscht ist.
Letztbeschriebenes Verhalten der Schrägscheibenpumpe 2 wird auf einfache Art und Weise dadurch vermieden, dass die Ventileinheit 19 in der in Fig. 3 dargestellten Art und Weise stromab des Proportionaldruckminderventils 22 und stromauf des Schaltventils 24 angeordnet ist. Mit der in Fig. 3 dargestellten Anordnung der Ventileinheit 19 wird der im Bereich des Proportionaldruckminderventils 22 gesteuert eingestellte Betätigungsdruck p_B durch die aktive Druckabschneidefunktion im Bereich der Ventileinheit 19 nicht beein- flusst, da über die Ventileinheit 19 nur der Druck stromab des einstellbaren Druckminderventils 19 in Richtung des Schaltventils 14 verändert bzw. in Abhängigkeit des jeweils vorliegenden Betriebszustandes des Druckminderventils 19 reduziert wird. Die Anordnung der Ventileinheit 19 zwischen dem Proportionaldruckminderventil 22 und dem Schaltventil 24 führt selbst bei stark fallendem Hochdruck bzw. Förderdruck p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 zu einer Verstellung der Schrägscheibenpumpe 2 mit kleinem Stellgradient. Dies resultiert aus der Tatsache, dass sich das Proportionaldruckminderventil 22 dann bereits in seiner Regelposition befindet und in dessen Bereich nur ein kleiner Querschnitt geöffnet ist.
Vorteilhafterweise sollte sowohl während des Betriebes der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 2 als auch während des Betriebes der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 3 die Ansteuerung des Proportionaldruckminderventiles 22 bei aktiver Druckab- schneidung der aktuellen Schwenkposition der Schrägscheibenpumpe 2 nachgeführt werden. Grundsätzlich ist der Ansteuerung des Proportionaldruckminderventils 22 eine bestimmte Schwenkposition der Schrägscheibenpumpe 2 zugeordnet. Über die aktuell vorliegende Pumpenausschwenkung und die aktuelle Drehzahl der Schrägscheibenpumpe 2 ist der Förderstrom der Schrägscheibenpumpe 2 auf einfache Art und Weise bestimmbar. Bei gleichzeitiger Kenntnis der Drehzahl und der Verschwenkung der weiteren Hydroeinheit bzw. des Hydromotors ist der Schluckvolumenstrom des Hydromotors ermittelbar. Prinzipiell ist der Schluckvolumenstrom des Hydromotors gleich dem Fördervolumenstrom der Schrägscheibenpumpe 2, wobei bei aktiver Druckabschnei- dung der aktuelle Fördervolumenstrom der Schrägscheibenpumpe kleiner wird, wodurch die Drehzahl des Hydromotors abnimmt.
Die in Fig. 4 dargestellte dritte Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vorrichtung 1 unterscheidet sich von den vorbeschriebenen Ausführungsformen der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 2 und Fig. 3 im Bereich der Ventileinrichtung 1 1 , die eine Positionsregelventileinheit 35 umfasst, in deren Bereich die Stellrichtung der Schrägscheibenpumpe 2 und der Betätigungsdruck p_B geregelt einstellbar sind. Zusätzlich ist die Ventileinrichtung 1 1 stromab der Positionsregelventileinheit 35 mit einer Hochdruckventileinheit 36 ausgeführt, in deren Bereich der Betätigungsdruck p_B in einer ersten Schaltstellung der Hoch- druckventileinheit 36 in Richtung der Kolbenzylindereinrichtung 4 weiterleitbar ist, während in einer zweiten Schaltstellung der Hochdruckventileinheit 36 die beiden Kolbenräume 7 und 8 im Bereich der Hochdruckventileinheit 36 miteinander verbunden sind.
Die Ventileinrichtung 1 gemäß Fig. 4 ist ohne das Proportionaldruckminderventil 22 der Vorrichtungen 1 gemäß Fig. 1 bis Fig. 3 ausgeführt, dessen Funktionalität in die Positionsregelventileinheit 35 integriert ist. Hierfür ist die vorliegend als 4/3-Wegeventil ausgeführte Positionsregelventileinheit 35 mit zwei Proportionalmagneten 37, 38 ausgebildet, mittels welchen die Positionsregelventileinheit 35 zwischen den drei vorbeschriebenen Schaltstellungen des Schaltventils 24 der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 1 bis Fig. 3 geregelt verstellt werden kann.
Über die Vorrichtung 1 gemäß Fig. 4 ist eine stufenlos einstellbare Druckabschneidefunktion für die Schrägscheibenpumpe 2 mit EP-Verstellung darstellbar, bei der sich die Fördermenge proportional zum vorgegebenen elektrischen Strom einstellt. Während der EP-Verstellung wird die Position des Schwenkrahmens der Schrägscheibenpumpe 2 bzw. der Schrägscheibe 5 auf die Positionsregelventileinheit 35 zurückgemeldet.
Die zwischen der Positionsregelventileinheit 35 und der Kolbenzylindereinrichtung 4 angeordnete Hochdruckventileinheit 36 ist als 4/2-Druckab- schneideventil ausgeführt und stellt ein Regelventil dar. Die Hochdruckventileinheit 36 ist in gleichem Umfang wie die Ventileinheit 19 der Vorrichtung 1 gemäß Fig. 2 und Fig. 3 neben dem Förderdruck p_F auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 mit der Stellkraft eines weiteren Proportionalmagneten 39 beaufschlagbar, um die Druckabschneidefunktion in Abhängigkeit der Steuerkraft des Proportionalmagneten 39 stufenlos einstellen zu können, wobei bei aktivierter Druckabschneidung im Bereich der Hochdruckventileinheit 36 ein Kurzschluss zwischen den beiden Kolbenräumen 7 und 8 der Kolbenzylindereinrichtung 4 hergestellt ist. Aufgrund der Selbstzentrierung der Schrägscheibenpumpe 2 im Bereich der Kolbenzylindereinrichtung 4, die über die beiden Federeinrichtungen 30 und 31 und die mit gleich großer Fläche ausgeführten Wirkflächen 9 und 10 des Kolbens 6 bei gleich hoch vorliegenden Drücken in den Kolbenräumen 7 und 8 dargestellt wird, und aufgrund der Rückstellkräfte, die aus der Verdrillung des Steuerspiegels der Schrägscheibenpumpe 5 resultierten, verschwenkt die Schrägscheibenpumpe 2 bei Öffnung des Kurzschlusses des zwischen den Kolbenräumen 7 und 8 im Bereich der Hochdruckventileinheit 36 in seine Mittenstellung, in der eine Fördermenge der Schrägscheibenpumpe 2 gleich Null ist.
Sowohl der Stellkraft des Proportionalmagneten 39 als auch der aus dem anliegenden Förderdruck p_F resultierenden Stellkraft wirkt eine Federkraft einer Federeinrichtung 40 der Hochdruckregelventileinheit 36 entgegen, wobei die Federeinrichtung 40 im gleichen Umfang wie die Federeinrichtung 21 des Druckbegrenzungsventils 19 derart ausgelegt ist, dass die Druckabschneidefunktion zwischen zwei Grenzzuständen stufenlos variierbar ist. Im ersten Grenzzustand, in dem die Steuerkraft des Proportionalmagneten 39 gleich Null ist, ist die Ansprechgrenze der Hochdruckventileinheit 36 größer als die Ansprechgrenze der Druckbegrenzungsventile 32 und 33, womit die im Bereich der Hochdruckventileinheit 36 darstellbare Druckabschneidefunktion im wesentlichen deaktiviert ist. Im zweiten Grenzzustand der Hochdruckventileinheit 36, in dem die Steuerkraft des Proportionalmagneten 39 maximal ist, ist die Federeinrichtung 40 überdrückt und der Kurzschluss zwischen den Kolbenräumen 7 und 8 unabhängig von der Höhe des an der Hochdruckventileinheit 36 anliegenden Förderdruckes p_F der Förderseite der Schrägscheibenpumpe 2 hergestellt, womit die Schrägscheibenpumpe 2 im zweiten Grenzzustand kein Hydraulikfluid fördert. Bezuqszeichen
Vorrichtung
Schrägscheibenpumpe
Variator
Kolben-Zylinder-Einrichtung
Schrägscheibe
Kolben
, 8 Kolbenraum
, 10 Wirkfläche
1 Ventileinrichtung
2 Wirkfläche
3 Ventilschieber
4 Kreislauf
5, 1 6 Anschluss
7 Speisepumpe
8 Speisedruckbegrenzungsventil
9 Ventileinheit
0 Wechselventil
1 Federeinrichtung
2 Ventileinheit, Proportionaldruckminderventil3 Proportionalmagnet
4 Ventileinheit, Schaltventil
5, 26 Proportionalmagnet
7, 28 Federeinrichtung
9 druckloser Bereich
0, 31 Federeinrichtung
2, 33 Druckbegrenzungsventil
4 Proportionalmagnet
5 Positionsregelventileinheit
6 Hochdruckventileinheit 37, 38 Proportionalmagnet
39 weiterer Proportionalmagnet
40 Federeinrichtung
p_B Betätigungsdruck
p_F Förderdruck
p_R Rückflussdruck
p_SP Speisedruck der Speisepumpe

Claims

Patentansprüche
1 . Vorrichtung (1 ) zum Betreiben einer verstellbaren Schrägscheibenpumpe (2) eines hydrostatischen Variators (3), deren Hubvolumen in Abhängigkeit eines veränderbaren Triebwinkels einer über eine doppeltwirkende Kolben-Zylinder-Einrichtung (4) verstellbaren Schrägscheibe (5) variierbar ist, wobei wenigstens ein Kolben (6) der Kolben-Zylinder-Einrichtung (4) mit der Schrägscheibe (5) der Schrägscheibenpumpe wirkverbunden ist, der im Bereich von Kolbenräumen (7, 8) begrenzenden Wirkflächen (9, 10) mit jeweils einem den Triebwinkel der Schrägscheibe (5) verändernden und in eine erste Stellrichtung oder in eine zweite Stellrichtung wirkenden hydraulischen Betätigungsdruck (p_B) beaufschlagbar ist, und wobei im Bereich einer Ventileinrichtung (1 1 ) die Stellrichtung des Kolbens (6) sowie jeweils ein zu einem definierten Triebwinkel der Schrägscheibe (5) äquivalenter Betätigungsdruck (p_B) einstellbar ist und ein Druck (p_F) auf der Förderseite der Schrägscheibenpumpe (2) durch Anlegen des Druckes (p_F) der Förderseite an einer Wirkfläche (12) eines Ventilschiebers (13) der Ventileinrichtung (1 1 ) im Bereich der Ventileinrichtung (1 1 ) auf ein Maximum begrenzbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass das über die Ventileinrichtung (1 1 ) einstellbare Maximum des Drucks (p_F) auf der Förderseite über eine am Ventilschieber (13) der Ventileinrichtung (1 1 ) anlegbare variierbare Steuerkraft veränderbar ist.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Schrägscheibenpumpe (2) als Reversierpumpe ausgeführt ist.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Wirkflächen (9, 10) des Kolben (6) gleich groß sind und am Kolben (6) jeweils in die erste Stellrichtung und in die zweite Stellrichtung wirkende Federeinrichtungen (30, 31 ) angreifen, die den Kolben (6) bei an den Wirkflächen (9, 10) gleich hoch angreifenden Drücken in einer Mittelstellung halten, in der eine Fördermenge der Schrägscheibenpumpe wenigstens annähernd gleich Null ist.
4. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinrichtung (1 1 ) eine als Druckminderventil ausgebildete Ventileinheit (19, 22) umfasst, in deren Bereich der Betätigungsdruck (p_B) der Kolben-Zylinder-Einrichtung (4) einstellbar ist.
5. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinrichtung (1 1 ) mit einer als Schaltventil ausgeführten Ventileinheit (24) ausgebildet ist, wobei der Kolben (6) in einer ersten und in einer zweiten Schaltstellung des Schaltventils (24) jeweils im Bereich einer der Wirkflächen (9, 10) mit dem Betätigungsdruck (p_B) beaufschlagbar ist.
6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die von den Wirkflächen (9, 10) begrenzten Kolbenräume (7, 8) der Kolben-Zylinder- Einrichtung (4) in einer dritten Schaltstellung des Schaltventils (24) mit einem Niederdruckbereich (29) verbunden sind.
7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinrichtung (1 1 ) eine Positionsregelventileinheit (35) umfasst, in deren Bereich die Stellrichtung der Schrägscheibenpumpe (2) und der Betätigungsdruck (p_B) geregelt einstellbar sind.
8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinrichtung (1 1 ) stromab der Positionsregelventileinheit (35) mit einer Hochdruckventileinheit (36) ausgebildet ist, in deren Bereich der Betätigungsdruck (p_B) in einem ersten Betriebszustand der Hochdruckventileinheit (36) in Richtung der Kolben-Zylinder-Einrichtung (4) weiterleitbar ist, während in einem zweiten Betriebszustand der Hochdruckventileinheit (36) die beiden Kolbenräume (7 ,8) im Bereich der Hochdruckventileinheit (36) miteinander verbunden sind.
PCT/EP2011/057119 2010-06-18 2011-05-04 Vorrichtung zum betreiben einer verstellbaren schrägscheibenpumpe eines hydrostatischen variators WO2011157478A1 (de)

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