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EP1549853A1 - Regulator device and a valve unit for a hydraulic pump - Google Patents

Regulator device and a valve unit for a hydraulic pump

Info

Publication number
EP1549853A1
EP1549853A1 EP03753539A EP03753539A EP1549853A1 EP 1549853 A1 EP1549853 A1 EP 1549853A1 EP 03753539 A EP03753539 A EP 03753539A EP 03753539 A EP03753539 A EP 03753539A EP 1549853 A1 EP1549853 A1 EP 1549853A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
valve
line
measuring surface
control device
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP03753539A
Other languages
German (de)
French (fr)
Inventor
Hermann Maier
Roland Belser
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Brueninghaus Hydromatik GmbH
Original Assignee
Brueninghaus Hydromatik GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Brueninghaus Hydromatik GmbH filed Critical Brueninghaus Hydromatik GmbH
Publication of EP1549853A1 publication Critical patent/EP1549853A1/en
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure

Definitions

  • the invention relates to a control device for a hydraulic pump, the displacement of which is adjustable by means of an adjusting device.
  • the invention further relates to a valve block for such a control device.
  • a control device and a valve block for such a control device for adjustable hydrostatic piston machines is e.g. B. from DE 199 53 170 AI known.
  • the control device consists of a capacity control valve and a flow control valve.
  • the power control valve and the flow control valve are arranged in a common valve block.
  • Both control valves have a valve piston which is acted upon on one side by the delivery pressure of the hydraulic pump.
  • the valve piston of the flow control valve is acted upon in the opposite direction by a pressure taken from a working line, the removal parts being arranged downstream of a flow throttle in the working line.
  • the pressurized surfaces are formed on the two opposite ends of the valve piston. If the working pressure is below a limit value, the adjustment device of the hydraulic pump is determined exclusively by the flow control valve.
  • a signal pressure is set in a signal pressure chamber of the adjusting device, which signal is set by the flow control valve in accordance with the pressure drop at the flow throttle.
  • the valve pistons can each be displaced in the axial direction in a bore of the valve block, so that the fit between the sealing sections of the valve piston and the bore in the valve block must be selected so that the valve piston can be easily actuated when the pressure changes so that the valve piston is already in contact with a small force axial direction.
  • the gap dimensions required for the fit form a low leakage flow in the direction of the flow control valve.
  • This leakage flow conveys small dirt particles that are located in the line system in the direction of the valve piston.
  • the valve piston may even jam in extreme cases.
  • the invention has for its object a
  • control devices according to the invention with the features of claim 1 and by the valve block with the features of claim 6.
  • a pressure chamber is formed on the valve piston, which is connected via a line or a channel to a working pressure connection on the delivery side.
  • the pressure chamber is separated from an end face of the valve piston by a sealing section, a pressure acting on the end face of the valve piston which is lower than the pressure present at the working pressure connection on the delivery side.
  • the unavoidable leakage in the area of the sealing section runs in the direction out of the valve in accordance with the prevailing pressure drop, so that instead of the contaminated leakage fluid, the annular gap around the sealing section of the valve piston is flushed by clean leakage fluid. This will cause deposits in the area of the valve piston reliably prevented and the wear of the valve piston or the corresponding running surface avoided.
  • the pressure space is advantageous to design as an annular space, the two delimiting sections being sealing. Sections are designed so that the pressure supplied to the pressure chamber does not exert any force in the axial direction on the valve piston.
  • connection through a counter-pressure channel which runs as a longitudinal bore in the interior of the valve piston and which is connected to the pressure chamber through a connection bore.
  • a counter-pressure channel which runs as a longitudinal bore in the interior of the valve piston and which is connected to the pressure chamber through a connection bore.
  • FIG. 1 is a hydraulic block diagram of a first embodiment of the control device according to the invention
  • FIG. 2 shows an embodiment of a valve block according to the invention for the first embodiment of the control device according to the invention
  • 3 is a hydraulic equivalent circuit diagram of the valve block according to the invention shown in FIG. 2,
  • FIG. 4 shows a basic hydraulic circuit diagram of a second exemplary embodiment of the control device according to the invention
  • Fig. 5 shows an embodiment of a valve block for the second embodiment of the control device according to the invention.
  • Fig. 6 is a hydraulic equivalent circuit diagram of the valve block according to the invention shown in Fig. 5.
  • Fig. 1 shows an embodiment of a control device 1 according to the invention, which allows a variation of the limiting maximum power.
  • a hydraulic pump 3 is driven via the shaft 2, for example, by an internal combustion engine (not shown), draws hydraulic fluid from a hydraulic fluid tank 12 via a suction line 11 and conveys the hydraulic fluid into a working line 13 in which a delivery flow restrictor 14 is arranged.
  • the displacement olumen of the hydraulic pump 3 is adjustable via an adjusting device 15.
  • the adjusting device 15 consists of an actuating piston 16 which is connected to a linkage 17 and is acted upon by the actuating pressure prevailing in an actuating chamber 18.
  • the adjusting device 15 further comprises a return device 19 with a return spring 20. If there is no signal pressure in the actuating chamber 18, the return spring 20 swings the hydraulic pump 3 to the maximum displacement volume V max .
  • a power control valve 22 designed in the exemplary embodiment as a pressure relief valve.
  • the power control valve 22 is connected to the linkage 17 of the adjusting device 15 via a preferably adjustable coupling spring 23.
  • the coupling spring 23 preferably consists of a spring assembly with several springs of different spring constants, so that the force-displacement diagram of the coupling spring 23 does not have a linear, but a progressive course.
  • the power control valve 22 opens the power control line 21 to the hydraulic fluid tank 12. This opening takes place until the pressure in the power control line 21 is reduced to such an extent that there is a balance of forces between the force exerted by the coupling spring 23 and the counterforce exerted by the pressure in the power control line 21.
  • the maximum pressure prevailing in the power control line 21 is thus the further the adjustment device 15 has pivoted back the displacement volume of the hydraulic pump 3 in the direction of minimum displacement volume V m i n the higher.
  • the power control valve 22 works together with a control valve 25, which only has the function of power limitation, but not the flow control.
  • a separate flow control valve 26 is provided for the flow control.
  • the control valve 25 is connected via a connecting line 27 to the working line 13 upstream of the flow restrictor 14 and via a connecting line 28 to the power control line 21 upstream of the power control valve 22.
  • the control valve 25 is designed as a 3/2-way valve and is controlled by the difference between the working pressure prevailing in the working line 13 and the power regulating pressure prevailing in the power regulating line 21 upstream of the power regulating valve 22.
  • a force is also exerted on the valve piston 29 of the control valve 25 by a preferably adjustable first return spring 30 and, in the exemplary embodiment of FIG. 1, an additional force exerted by an actuator 31.
  • the additional force exerted by the actuator 31 has the same effect as the power control pressure in the power control line 21 and counter to the working pressure in the working line 13.
  • the actuator 31 is preferably designed as an electromagnet, in particular as a proportional magnet, the power of which is proportional to the exciting current.
  • the inlet to the control device takes place via an inlet throttle 34, which connects the power control line 21 to the working line 13 in a throttled manner.
  • the control pressure generated by the control valve 25 is overridden by the flow control valve 26.
  • the flow control valve 26 is arranged in an actuating pressure line 35, which extends from the control valve 25 to the actuating chamber 18.
  • the flow control valve 26 is also formed in the illustrated embodiment as a 3/2-way valve.
  • the signal pressure line 35 is connected between the flow control valve 26 and the control valve 25 via a first relief throttle 36 with the hydraulic fluid tank 12. Between the delivery flow control valve 26 and the actuating chamber 18, the actuating pressure line 35 or the actuating chamber 18 is connected to the first relief throttle 36 via a second relief throttle 37.
  • the flow control valve 26 is connected via a first pressure line 38 to the working line 13 upstream of the flow restriction 14 and via a second pressure line 39 to the working line 13 downstream of the flow restriction 14.
  • the displacement volume of the hydraulic pump 3 is set so that the flow rate throttle 14 is flowed through by a constant flow rate.
  • the delivery flow control valve 26 is acted upon by the pressure drop at the delivery flow throttle 14 via the pressure lines 38 and 39.
  • the flow control valve 26 is shifted from its first valve position 40 towards its second valve position 41, so that the signal pressure in the control chamber 18 is increased and the displacement volume of the hydraulic pump is pivoted back in the direction of minimum displacement volume V m i n. 3 This in turn reduces the delivery flow flowing through the delivery flow restrictor 14 and thus the pressure drop at the delivery flow restrictor 14, so that there is an on the delivery flow control valve 26 Sets equilibrium state.
  • the flow rate allocated to the connected consumer can be varied by changing the cross section of the preferably adjustable flow rate throttle 14.
  • a pressure chamber 45 is formed according to the invention, which is connected via a counter pressure line 44 to the working line 13 upstream of the flow restrictor 14. Via the back pressure line 44, the pressure chamber 45 is pressurized with a higher pressure than the measuring surface 48. This forms a leakage path which runs from the pressure chamber 45 in the direction of the second pressure line 39. Due to this targeted leakage, the supply of clean hydraulic fluid to the pressure chamber 45 prevents dirt particles from moving via the second pressure line 39 to the measuring surface 48 and being able to deposit there.
  • the pressure space 45 is delimited by two oppositely oriented surfaces 46 'and 46' '.
  • the pressure supplied via the counter-pressure line 44 thus does not cause any force in the axial direction on the valve piston, since the forces acting on the oppositely oriented surfaces 46 ′ and 46 ′′ cancel each other out.
  • the actual regulation of the flow control valve 26 thus takes place exclusively as a function of the pressure in the first pressure line 38 and the pressure in the second pressure line 39.
  • FIG. 2 shows an exemplary embodiment of a valve block 50 which can be used for the control device 1 shown in FIG. 1.
  • the control valve 25 and the flow control valve 26 are integrated in a particularly compact design.
  • FIG. 3 shows a hydraulic equivalent circuit diagram of the valve block 50 shown in FIG. 2.
  • the design of the valve block corresponds to the wiring of the valves 25 and 26 in FIG. 1. Elements already described are therefore included matching reference numerals -
  • the valve block 50 has a total of five connections, which are also indicated in FIG. 3, namely a working pressure connection P, an actuating pressure connection A, a tank connection T, a power control connection X ⁇ and a flow control connection X 2 .
  • the power control connection Xi and the flow control connection X 2 cannot be seen from FIG. 2.
  • valve piston 29 has a second annular recess 61 which is connected to the tank connection T via a connecting channel 62.
  • the second annular recess 61 is adjoined by a region 92 with a larger diameter, on which a second control edge 63 is formed.
  • the second control edge 63 is open and a further connecting channel 64 is connected to the tank connection T via the connecting channel 62 ,
  • the annular recess 56 is connected via a longitudinal bore 65 formed in the valve piston 29 to a first pressure chamber 67 formed between a first pressure application surface 66 and the sealing plug 55.
  • the power control pressure supplied via the power control connection, not shown in FIG. 2 to a second pressure chamber 68 acts on a second pressure application surface 69, which forms the right end face of the valve piston 29.
  • the first return spring 30 also acts on this end face of the valve piston 29 via a spring plate 70.
  • the bias of the first return spring 30 can be adjusted by adjusting the Spring abutment body 71 can be varied in the receiving body 72.
  • the additional force generated by the actuator 31 designed as an electromagnet is introduced into the valve piston 29 via a tappet 73.
  • the valve piston 29 therefore adjusts itself so that the actuating force exerted by the working pressure is in equilibrium with the counterforce bridged by the power regulating pressure, the first return spring 30 and the actuator 31.
  • the inlet throttle 34 is advantageously integrated in the valve block 50 between the working pressure connection P and the second pressure chamber 68.
  • the longitudinal bore 65 in the valve piston 29 is particularly advantageous for this purpose.
  • the longitudinal bore 65 is connected by a first transverse bore 74 to the annular recess 56 and thus to the working pressure connection P.
  • the longitudinal bore 65 is connected to the second pressure chamber 68 via a throttling transverse bore 75 with a smaller cross section.
  • a second valve piston 76 for the flow control valve 26 is inserted directly into the second transverse bore 53.
  • the valve piston 76 has a first annular recess 77, which is connected to the working pressure connection P via the connecting channel 58.
  • a region 78 with an enlarged diameter adjoins the first annular recess 77, on which a first control edge 79 is formed.
  • a second annular recess 80 is also formed on the valve piston 76 and communicates with the connecting channel 64.
  • a region 81 with an enlarged diameter adjoins the second annular recess 80, on which a second control edge 82 is formed.
  • the second valve piston 76 In the rest position shown is the second valve piston 76 by the second return spring 42, which in the exemplary embodiment shown is composed of two individual springs 42a and 42b, pressed against its left stop in FIG. 2, so that the second control edge 82 is opened.
  • the individual springs 42a and 42b of the second return spring 42 rest against a spring plate 83 which is held in contact with the second valve piston 76.
  • the receiving body 84 screwed into the base body 51 there is an adjustment device 85 accessible from the outside, with which the axial position of a second spring plate 86 and thus the pretension of the second return spring 42 can be changed.
  • the second valve piston 76 there is a longitudinal bore 87 designed as a blind bore, which opens out at a third pressure chamber 88 formed between the sealing plug 54 and the second valve piston 76, so that the third pressure chamber 88 is connected to the working pressure connection P.
  • the working pressure supplied via a first connecting bore 100 and the longitudinal bore 87 acts on a first pressure measuring surface 89 of the second valve piston 76.
  • the second pressure line 39 supplied to the flow control port X 2 is connected to a fourth pressure chamber 90, so that a pressure from the working line downstream of the flow control valve 14 is applied to a second pressure measuring surface 91 of the second valve piston 76.
  • the equilibrium position of the second valve piston 76 is therefore determined by the difference between the working pressure and the pressure at the flow control port X 2 .
  • the second pressure measuring surface 91 is delimited by a first sealing section 102.
  • a second sealing section 103 is formed on the valve piston 76, so that between the first sealing section 102 and the second sealing section 103 further annular recess 101 is formed.
  • the annular recess 101 forms with the transverse bore 53 of the base body 51 an annular channel as a pressure space.
  • the longitudinal bore 87 running in the interior of the valve piston 76 extends from the first pressure measuring surface 89 to the area of the annular recess 101.
  • the valve piston 76 is penetrated by a further connecting bore 104 in the area of the annular recess 101.
  • the annular channel formed in the area of the annular recess 101 is thus in permanent connection with the working pressure connection P via the connecting bore 100, the longitudinal bore 87 and the further connecting bore 104.
  • the first sealing section 102 and the second sealing section 103 each have a surface 105 ′ and 105 ′′ on the side facing the annular channel, which are oriented in opposite directions and are of the same size.
  • the hydraulic fluid supplied via the further connection bore 104 therefore does not exert any force on the valve piston 76, which displaces the valve piston 76 in the axial direction.
  • a leakage path is formed along the first sealing section 103 by using a corresponding fit, so that a small proportion of the annular channel is formed
  • Leakage fluid flows in the fourth pressure chamber 90. Due to this low flow, a defined leakage flow, which consists of clean leakage fluid, is set at the first sealing section 102. This prevents the dirt particles from destroying the sealing surfaces of the transverse bore 53 or the valve piston 76 when the leakage path is reversed.
  • valve piston 76 In the area of the connecting channel 62, the valve piston 76 has a bushing 93.
  • An oblique longitudinal bore 94 extends from the fourth pressure chamber 90 to the signal pressure connection A.
  • This longitudinal bore 94 is through a sealing plug 95 interrupted so that there is no direct connection from the tank connection T to the fourth pressure chamber 90.
  • a plug 96 In the penetration area between the connecting channel 64 and the longitudinal bore 94 there is a plug 96 in which a blind bore 97 is formed.
  • the blind bore 97 is connected to the tank connection T via a first transverse bore 98, which forms the first relief throttle 36.
  • the blind bore 97 is connected to the actuating pressure port A via a second transverse bore 99, which forms the second relief throttle 37.
  • FIGS. 1 to 3 it is also conceivable to use the invention in other control devices.
  • Four to six is shown by way of example in the figures to provide a manual adjusting device 85 'and 80' instead of the electromagnet 31.
  • the manual adjustment device 85 ' has a spring plate 86', on which the return spring 30 as well as an additional restoring spring 30 ⁇ are supported.
  • the synthesized force determine the advance characteristic of the control valve 25, it is possible to adapt the characteristic of the control valve 25 is to be performed on a power hyperbola.
  • For the control valve 25 it is also possible to form a leakage path, so that the accumulation of dirt is also to be prevented here.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

The invention relates to a regulator device (1) for a hydraulic pump which pumps into at least one working pipe (13), and to a valve unit for said pump. The pumping volume of the hydraulic pump (3) is regulated with the aid of a regulator device (15, 19) exposed to a regulating pressure which is regulated by an adjusting valve (26) in conformity to a first and a second pressure. The first pressure passes through a first pressure pipe (38) and acts on a first measuring surface, the second pressure passes through a second pressure pipe (39) and acts on a second pressure surface opposite to the first surface of the adjusting valve (26), the first pressure being higher than the second pressure. Said invention is characterised in that a pressure chamber (45) is arranged between the first and second measuring surfaces, thereby forming a discharge channel towards the second pressure pipe (39).

Description

REGELVORRICHTUNG UND VENTILBLOCK FÜR EINE HYDROPUMPE CONTROL DEVICE AND VALVE BLOCK FOR A HYDROPUMP
Die Erfindung betrifft eine Regelvorrichtung für eine Hydropumpe, deren Verdrängungsvolumen mittels einer Versteileinrichtung verstellbar ist. Ferner betrifft die Erfindung einen Ventilblock für eine solche Regelvorrichtung .The invention relates to a control device for a hydraulic pump, the displacement of which is adjustable by means of an adjusting device. The invention further relates to a valve block for such a control device.
Eine Regelvorrichtung sowie ein Ventilblock für eine solche Regelvorrichtung für verstellbare hydrostatische Kolbenmaschinen ist z. B. aus der DE 199 53 170 AI bekannt . Die Regelvorrichtung besteht aus einem Leistungsregelventil sowie einem Förderstromregelventil. Das Leistungsregelventil und das Förderstromregelventil sind in einem gemeinsamen Ventilblock angeordnet. Beide Regelventile weisen einen Ventilkolben auf, welcher einseitig mit dem förderseitigen Druck der Hydropumpe beaufschlagt wird. Der Ventilkolben des Förderstromregelventils wird in entgegengesetzter Richtung durch einen einer Arbeitsleitung entnommenen Druck beaufschlagt, wobei die Ent ahmesteile in der Arbeitsleitung stromabwärts einer Förderstromdrossel angeordnet ist. Die druckbeaufschlagten Flächen sind an den beiden voneinander abgewandten Enden des Ventilkolbens ausgebildet . Liegt der Arbeitsdruck unterhalb eines Grenzwertes, so wird die Versteileinrichtung der Hydropumpe ausschließlich durch das Förderstromregelventil bestimmt . Hierzu wird in einer Stelldruckkammer der VerStelleinrichtung ein Stelldruck eingestellt, welcher durch das Förderstromregelventil entsprechend dem an der Förderstromdrossel abfallenden Druck eingestellt wird.A control device and a valve block for such a control device for adjustable hydrostatic piston machines is e.g. B. from DE 199 53 170 AI known. The control device consists of a capacity control valve and a flow control valve. The power control valve and the flow control valve are arranged in a common valve block. Both control valves have a valve piston which is acted upon on one side by the delivery pressure of the hydraulic pump. The valve piston of the flow control valve is acted upon in the opposite direction by a pressure taken from a working line, the removal parts being arranged downstream of a flow throttle in the working line. The pressurized surfaces are formed on the two opposite ends of the valve piston. If the working pressure is below a limit value, the adjustment device of the hydraulic pump is determined exclusively by the flow control valve. For this purpose, a signal pressure is set in a signal pressure chamber of the adjusting device, which signal is set by the flow control valve in accordance with the pressure drop at the flow throttle.
Die Ventilkolben sind in jeweils einer .Bohrung des Ventilblocks in axialer Richtung verschiebbar, so dass die Passung zwischen den Dichtabschnitten des Ventilkolbens und der Bohrung in dem Ventilblock für ein leichtes Ansprechen bei Druckänderung so gewählt sein müssen, dass sich die Ventilkolben bereits bei geringer Krafteinwirkung in axialer Richtung verschieben lässt . Durch die aufgrund der Passung erforderlichen Spaltmaße bildet sich ein geringer Leckagestrom in Richtung des Förderstromregelventils aus. Durch diesen Leckagestrom werden kleine Schmutzpartikeln, welche sich in dem Leitungssystem befinden, in Richtung des Ventilkolbens gefördert. An dem im Bereich des dichtenden Abschnitts ausgebildeten ringförmigen Spalt, der als Filter wirkt, setzten sich diese Schmutzpartikel ab und führen so zu einer Beschädigung der Laufbahn des Ventilkolbens bzw. der Ventilfläche. Neben der dadurch bedingten Verschlechterung der Dichtwirkung des dichtenden Abschnitts kann es im Extremfall sogar zu einem Klemmen des Ventilkolbens kommen .The valve pistons can each be displaced in the axial direction in a bore of the valve block, so that the fit between the sealing sections of the valve piston and the bore in the valve block must be selected so that the valve piston can be easily actuated when the pressure changes so that the valve piston is already in contact with a small force axial direction. By the due The gap dimensions required for the fit form a low leakage flow in the direction of the flow control valve. This leakage flow conveys small dirt particles that are located in the line system in the direction of the valve piston. At the annular gap formed in the area of the sealing section, which acts as a filter, these dirt particles settle and thus damage the track of the valve piston or the valve surface. In addition to the resulting deterioration of the sealing effect of the sealing section, the valve piston may even jam in extreme cases.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eineThe invention has for its object a
Regel orrichtung sowie einen Ventilblock für eineControl device and a valve block for one
Regelvorrichtung zu schaffen, bei der eine Ablagerung vonTo create control device in which a deposit of
Schmutzpartikeln im Bereich des Ventilkolbens zuverlässig verhindert wird.Dirt particles in the area of the valve piston are reliably prevented.
Die Aufgabe wird durch die erfindungsgemäße Regeleinrichtungen mit den Merkmalen des Anspruchs 1 sowie durch den Ventilblock mit den Merkmalen des Anspruchs 6 gelöst .The object is achieved by the control devices according to the invention with the features of claim 1 and by the valve block with the features of claim 6.
Erfindungsgemäß ist an dem Ventilkolben ein Druckraum ausgebildet, welche über eine Leitung oder einen Kanal mit einem förderseitigen Arbeitsdruckanschluß verbunden ist. Der Druckraum ist durch einen Dichtabschnitt von einer Stirnfläche des Ventilkolbens getrennt, wobei an der Stirnfläche des Ventilkolbens ein Druck wirkt, welcher geringer ist als der an dem förderseitigen Arbeitsdruckanschluß vorhandene Druck. Die unvermeidbare Leckage im Bereich des Dichtabschnitts verläuft entsprechend dem herrschenden Druckgefälle in Richtung aus dem Ventil heraus, so dass an Stelle des verschmutzten Leckfluids der Ringsspalt um den Dichtabschnitt des Ventilkolbens durch sauberes Leckfluid gespült wird. Dadurch werden Ablagerungen im Bereich des Ventilkolbens zuverlässig verhindert und der Verschleiß des Ventilkolbens bzw. der korrespondierenden Lauffläche vermieden.According to the invention, a pressure chamber is formed on the valve piston, which is connected via a line or a channel to a working pressure connection on the delivery side. The pressure chamber is separated from an end face of the valve piston by a sealing section, a pressure acting on the end face of the valve piston which is lower than the pressure present at the working pressure connection on the delivery side. The unavoidable leakage in the area of the sealing section runs in the direction out of the valve in accordance with the prevailing pressure drop, so that instead of the contaminated leakage fluid, the annular gap around the sealing section of the valve piston is flushed by clean leakage fluid. This will cause deposits in the area of the valve piston reliably prevented and the wear of the valve piston or the corresponding running surface avoided.
Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen der erfindungsgemäßen Regelvorrichtungen sowie des erfindungsgemäßen Ventilblocks möglich.Advantageous developments of the control devices according to the invention and of the valve block according to the invention are possible through the measures listed in the subclaims.
Insbesondere ist es vorteilhaft, den Druckraum als Ringraum auszubilden, wobei die beiden begrenzenden Abschnitte als dichtende . Abschnitte ausgeführt sind, so dass der in den Druckraum zugeführte Druck keine Kraft in axialer Richtung auf den Ventilkolben ausübt.In particular, it is advantageous to design the pressure space as an annular space, the two delimiting sections being sealing. Sections are designed so that the pressure supplied to the pressure chamber does not exert any force in the axial direction on the valve piston.
Weiterhin ist es vorteilhaft die Verbindung durch einen Gegendruckkanal zu erzeugen, welcher im Inneren des Ventilkolbens als Längsbohrung verläuft, und der durch eine Verbindungsbohrung mit dem Druckraum verbunden ist . Ein weiterer Vorteil ist, dass eine ohnehin bereits vorhandene Längsbohrung, welche im Inneren des Ventilkolbens angebracht ist, genutzt werden kann, indem sie verlängert wird. Zusätzliche Werkzeuge oder weitere Arbeitsgänge sind daher nicht erforderlich, so dass sich die Kosten gegenüber dem bekannten Ventilblock kaum erhöhen .Furthermore, it is advantageous to produce the connection through a counter-pressure channel which runs as a longitudinal bore in the interior of the valve piston and which is connected to the pressure chamber through a connection bore. Another advantage is that an already existing longitudinal bore, which is made inside the valve piston, can be used by being extended. Additional tools or further operations are therefore not required, so that the costs hardly increase compared to the known valve block.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung sind nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher beschrieben. In der Zeichnung zeigen:Preferred embodiments of the invention are described below with reference to the drawing. The drawing shows:
Fig. 1 ein hydraulisches Prinzipschaltbild eines ersten Ausführungsbeispiels der erfindungsgemäßen Regelvorrichtung,1 is a hydraulic block diagram of a first embodiment of the control device according to the invention,
Fig. 2 ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Ventilblocks für das erste Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Regelvorrichtung, Fig. 3 ein hydraulisches Ersatzschaltbild des in Fig. 2 gezeigten erfindungsgemäßen Ventilblocks,2 shows an embodiment of a valve block according to the invention for the first embodiment of the control device according to the invention, 3 is a hydraulic equivalent circuit diagram of the valve block according to the invention shown in FIG. 2,
Fig. 4 ein hydraulisches Prinzipschaltbild eines zweiten Ausführungsbeispiels der erfindungsgemäßen Regelvorrichtung,4 shows a basic hydraulic circuit diagram of a second exemplary embodiment of the control device according to the invention,
Fig. 5 ein Ausführungsbeispiel eines Ventilblocks für das zweite Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Regelvorrichtung, undFig. 5 shows an embodiment of a valve block for the second embodiment of the control device according to the invention, and
Fig. 6 ein hydraulisches Ersatzschaltbild des in Fig. 5 gezeigten erfindungsgemäßen Ventilblocks.Fig. 6 is a hydraulic equivalent circuit diagram of the valve block according to the invention shown in Fig. 5.
Fig. 1 zeigt ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Regelvorrichtung 1, welche eine Variation der begrenzenden Maximalleistung erlaubt.Fig. 1 shows an embodiment of a control device 1 according to the invention, which allows a variation of the limiting maximum power.
Eine Hydropumpe 3 wird über die Welle 2 beispielsweise von einer nicht dargestellten Brennkraftmaschine angetrieben, saugt Hydraulikfluid über eine Saugleitung 11 aus einem Hydraulikfluid-Tank 12 an und fördert das Hydraulikfluid in eine Arbeitsleitung 13, in welcher eine Förderstromdrossel 14 angeordnet ist. Das Verdrängungs olumen der Hydropumpe 3 ist über eine Versteileinrichtung 15 verstellbar. Die Versteileinrichtung 15 besteht aus einem Stellkolben 16, welcher mit einem Gestänge 17 verbunden ist und durch den in einer Stellkammer 18 herrschenden Stelldruck beaufschlagt wird. Die Versteileinrichtung 15 umfaßt ferner eine Rückstelleinrichtung 19 mit einer Rückstellfeder 20. Sofern in der Stellkammer 18 kein Stelldruck herrscht, schwenkt die Rückstellfeder 20 die Hydropumpe 3 auf maximales Verdrängungsvolumen Vmax aus . Mit zunehmendem Stelldruck in der Stellkammer 18 wird die Hydropumpe 3 in Richtung auf minimales Verdr ngungsvolumen Vmin zurückgeschwenkt . In einer Leistungsregelleitung 21 befindet sich ein im Ausführungsbeispiel als Überdruckventil ausgebildete Leistungsregelventil 22. Das Leistungsregelventil 22 ist über eine vorzugsweise einstellbare Kopplungsfeder 23 mit dem Gestänge 17 der Versteileinrichtung 15 verbunden. Die Kopplungsfeder 23 besteht vorzugsweise aus einem Federpaket mit mehreren Federn unterschiedlicher Federkonstante, so daß das Kraft-Weg-Diagramm der Kopplungsfeder 23 nicht einen linearen, sondern einen progressiven Verlauf hat. Mit zunehmender Rückschwenkung des VerdrängungsVolumens der Hydropumpe 3 in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen Vmj_n überträgt das Gestänge 17 der Versteilvorrichtung 15 eine zunehmend größere Kraft auf das Leistungsregelventil 22.A hydraulic pump 3 is driven via the shaft 2, for example, by an internal combustion engine (not shown), draws hydraulic fluid from a hydraulic fluid tank 12 via a suction line 11 and conveys the hydraulic fluid into a working line 13 in which a delivery flow restrictor 14 is arranged. The displacement olumen of the hydraulic pump 3 is adjustable via an adjusting device 15. The adjusting device 15 consists of an actuating piston 16 which is connected to a linkage 17 and is acted upon by the actuating pressure prevailing in an actuating chamber 18. The adjusting device 15 further comprises a return device 19 with a return spring 20. If there is no signal pressure in the actuating chamber 18, the return spring 20 swings the hydraulic pump 3 to the maximum displacement volume V max . With increasing signal pressure in the control chamber 18, the hydraulic pump 3 is pivoted back towards the minimum displacement volume Vmin. In a power control line 21 there is a power control valve 22 designed in the exemplary embodiment as a pressure relief valve. The power control valve 22 is connected to the linkage 17 of the adjusting device 15 via a preferably adjustable coupling spring 23. The coupling spring 23 preferably consists of a spring assembly with several springs of different spring constants, so that the force-displacement diagram of the coupling spring 23 does not have a linear, but a progressive course. With increasing swiveling back of the displacement volume of the hydraulic pump 3 in the direction of the minimal displacement volume V m j_ n , the linkage 17 of the adjusting device 15 transmits an increasingly greater force to the power control valve 22.
Wenn eine von dem Druck stromaufwärts des Leistungsregelventils 22 in der Leistungsregelleitung 21 über die Umwegleitung 24 hervorgerufene Gegenkraft größer als die durch die Vorspannung der Kopplungsfeder 23 hervorgerufene Kraft ist, so öffnet das Leistungsregelventil 22 die Leistungsregelleitung 21 zu dem Hydraulikfluid-Tank 12 hin. Diese Öffnung erfolgt solange, bis der Druck in der Leistungsregelleitung 21 soweit abgebaut ist, daß ein Kräftegleichgewicht zwischen der durch die Kopplungsfeder 23 ausgeübten Kraft und der von dem Druck in der Leistungsregelleitung 21 ausgeübten Gegenkraft besteht. Der in der Leistungsregelleitung 21 maximal herrschende Druck ist folglich um so höher, je weiter die Versteilvorrichtung 15 das Verdrängungsvolumen der Hydropumpe 3 in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen Vmin zurückgeschwenkt hat. Bei Verwendung einer Kopplungsfeder 23 mit progressivem Verlauf der Kraft-Weg-Charakteristik ergibt sich ein angenähert hyperbolischer Zusammenhang zwischen dem in der Leistungsregelleitung herrschenden Druck und dem von der VerStelleinrichtung 15 eingestellten Verdrängungsvolumen, so daß das Produkt aus Druck und Verdrängungsvolumen, d. h. die maximale hydraulische Leistung, konstant ist. Das Leistungsregelventil 22 arbeitet mit einem Steuerventil 25 zusammen, welchem ausschließlich die Funktion der Leistungsbegrenzung, nicht jedoch der Förderstromregelung zukommt . Für die Förderstromregelung ist ein separates Förderstromregelventil 26 vorgesehen. Durch das Trennen der Funktionen Leistungsbegrenzung und Förderstromregelung ist es möglich, die eingestellte, begrenzende Maximalleistung zu variieren.If a counterforce caused by the pressure upstream of the power control valve 22 in the power control line 21 via the detour line 24 is greater than the force caused by the pretensioning of the coupling spring 23, the power control valve 22 opens the power control line 21 to the hydraulic fluid tank 12. This opening takes place until the pressure in the power control line 21 is reduced to such an extent that there is a balance of forces between the force exerted by the coupling spring 23 and the counterforce exerted by the pressure in the power control line 21. The maximum pressure prevailing in the power control line 21 is thus the further the adjustment device 15 has pivoted back the displacement volume of the hydraulic pump 3 in the direction of minimum displacement volume V m i n the higher. When using a coupling spring 23 with a progressive course of the force-displacement characteristic, there is an approximately hyperbolic relationship between the pressure prevailing in the power control line and the displacement volume set by the adjusting device 15, so that the product of pressure and displacement volume, ie the maximum hydraulic power , is constant. The power control valve 22 works together with a control valve 25, which only has the function of power limitation, but not the flow control. A separate flow control valve 26 is provided for the flow control. By separating the functions of power limitation and flow control, it is possible to vary the set, maximum power.
Das Steuerventil 25 ist über eine Verbindungsleitung 27 mit der Arbeitsleitung 13 stromaufwärts der Förderstromdrossel 14 und über eine Verbindungsleitung 28 mit der Leistungsregelleitung 21 stromaufwärts des Leistungsregelventils 22 verbunden. Das Steuerventil 25 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel als 3/2- Wegeventil ausgebildet und wird durch die Differenz zwischen dem in der Arbeitsleitung 13 herrschenden Arbeitsdruck und dem in der Leistungsregelleitung 21 stromaufwärts des Leistungsregelventils 22 herrschenden Leistungsregeldruck angesteuert. Auf den Ventilkolben 29 des Steuerventils 25 wirken ferner eine Kraft durch eine vorzugsweise einstellbare ersten Rückstellfeder 30 und im Ausführungsbeispiel der Fig. 1 eine durch ein Stellglied 31 ausgeübte Zusatzkraft ein. Die von dem Stellglied 31 ausgeübte Zusatzkraft wirkt dabei gleichwirkend mit dem Leistungsregeldruck in der Leistungsregelleitung 21 und entgegen dem Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 13. Das Stellglied 31 ist vorzugsweise als Elektromagnet ausgebildet, insbesondere als ein Proportionalmagnet, dessen Stellkraft der erregenden Stromstärke proportional ist .The control valve 25 is connected via a connecting line 27 to the working line 13 upstream of the flow restrictor 14 and via a connecting line 28 to the power control line 21 upstream of the power control valve 22. In the exemplary embodiment shown, the control valve 25 is designed as a 3/2-way valve and is controlled by the difference between the working pressure prevailing in the working line 13 and the power regulating pressure prevailing in the power regulating line 21 upstream of the power regulating valve 22. A force is also exerted on the valve piston 29 of the control valve 25 by a preferably adjustable first return spring 30 and, in the exemplary embodiment of FIG. 1, an additional force exerted by an actuator 31. The additional force exerted by the actuator 31 has the same effect as the power control pressure in the power control line 21 and counter to the working pressure in the working line 13. The actuator 31 is preferably designed as an electromagnet, in particular as a proportional magnet, the power of which is proportional to the exciting current.
Sofern die von dem Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 13 hervorgerufene Kraft kleiner ist als die von dem Leistungsregeldruck, der Rückstellfeder 30 und dem Stellglied 31 hervorgerufenen Gegenkraft, befindet sich ein Ventilkolben 29 des Steuerventils 25 in seiner in Fig. 1 dargestellten ersten Ventilstellung 32 und verbindet die Stellkammer 18 der VerStelleinrichtung 15 über das Förderstromregelventil 26 mit dem Hydraulikfluid-Tank 12. Solange die Leistungsbegrenzung der Leistungsregelvorrichtung nicht anspricht, erfolgt die Regelung des Verdrängungsvolumens der Hydropumpe 3 ausschließlich über das Förderstromregelventil 26.If the force caused by the working pressure in the working line 13 is less than the counterforce caused by the power control pressure, the return spring 30 and the actuator 31, there is a valve piston 29 of the control valve 25 in its first valve position 32 shown in FIG. 1 and connects it Control chamber 18 of the adjusting device 15 via the Flow control valve 26 with the hydraulic fluid tank 12. As long as the power limitation of the power control device does not respond, the displacement volume of the hydraulic pump 3 is controlled exclusively via the flow control valve 26.
Übersteigt jedoch die von dem Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 13 hervorgerufene Kraft die von dem Leistungsregeldruck in der Leistungsregelleitung 21, der Rückstellfeder 13 und dem Stellglied 31 hervorgerufene Gegenkraft, so wird das Steuerventil 29 in seine zweite Ventilstellung 33 verschoben, so daß die Arbeitsleitung 13 über das Steuerventil 25 und das Förderstromregelventil 26 mit der Stellkammer 18 der Verstellvorrichtung 15 verbunden wird. Dadurch wird das Verdrängungsvolumen der Hydropumpe 3 in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen vmin beim Ansprechen der Leistungsregelvorrichtung zurückgeschwenkt. Durch das Zurückschwenken in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen min wird die über die Kopplungsfeder 23 auf das Leistungsregelventil 22 ausgeübte Rückkopplungskraft erhöht. Dies erlaubt einen höheren Leistungsregeldruck in der Leistungsregelleitung 21 stromaufwärts des Leistungsregelventils 22. Die Rückstellung in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen Vmj_n erfolgt deshalb nur solange, bis ein Gleichgewichtszustand erreicht wird. Grundsätzlich gilt, daß sich dieser Gleichgewichtszustand bei um so kleineren Verdrängungsvolumen des Hydromotors 3 einstellt, je größer der Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 13 ist. Bei geeigneter Charakteristik der Kopplungsfeder 23 läßt sich erreichen, daß das Produkt aus Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 13 und Verdrängungsvolumen der Hydropumpe 3 auf einen konstanten Maximalwert begrenzt wird.However, if the force caused by the working pressure in the working line 13 exceeds the counterforce caused by the power control pressure in the power control line 21, the return spring 13 and the actuator 31, the control valve 29 is moved into its second valve position 33, so that the working line 13 via the Control valve 25 and the flow control valve 26 is connected to the actuating chamber 18 of the adjusting device 15. As a result, the displacement volume of the hydraulic pump 3 is pivoted back toward the minimum displacement volume v min when the power control device is activated. By pivoting back in the direction of minimum displacement volume m i n the feedback force exerted on the coupling spring 23 to the capacity control valve 22 is increased. This allows a higher power control pressure in the power control line 21 upstream of the power control valve 22. The resetting in the direction of the minimal displacement volume V m j_ n therefore only takes place until an equilibrium state is reached. Basically, this state of equilibrium sets in with the smaller the displacement volume of the hydraulic motor 3, the greater the working pressure in the working line 13. With a suitable characteristic of the coupling spring 23 it can be achieved that the product of the working pressure in the working line 13 and the displacement volume of the hydraulic pump 3 is limited to a constant maximum value.
Der Zulauf zu der Regelvorrichtung erfolgt über eine Zulaufdrossel 34, welche die Leistungsregelleitung 21 mit der Arbeitsleitung 13 gedrosselt verbindet. Der von dem Steuerventil 25 erzeugte Stelldruck wird von dem Förderstromregelventil 26 übersteuert. Das Förderstromregelventil 26 ist in einer Stelldruckleitung 35, die sich von dem Steuerventil 25 zu der Stellkammer 18 erstreckt, angeordnet. Das Förderstromregelventil 26 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel ebenfalls als 3/2- Wegeventil ausgebildet. Die Stelldruckleitung 35 ist zwischen dem Förderstromregelventil 26 und dem Steuerventil 25 über eine erste Entlastungsdrossel 36 mit dem Hydraulikfluid-Tank 12 verbunden. Zwischen dem Förderstromregelventil 26 und der Stellkammer 18 ist die Stelldruckleitung 35 bzw. die Stellkammer 18 über eine zweite Entlastungsdrossel 37 mit der ersten Entlastungsdrossel 36 verbunden.The inlet to the control device takes place via an inlet throttle 34, which connects the power control line 21 to the working line 13 in a throttled manner. The control pressure generated by the control valve 25 is overridden by the flow control valve 26. The flow control valve 26 is arranged in an actuating pressure line 35, which extends from the control valve 25 to the actuating chamber 18. The flow control valve 26 is also formed in the illustrated embodiment as a 3/2-way valve. The signal pressure line 35 is connected between the flow control valve 26 and the control valve 25 via a first relief throttle 36 with the hydraulic fluid tank 12. Between the delivery flow control valve 26 and the actuating chamber 18, the actuating pressure line 35 or the actuating chamber 18 is connected to the first relief throttle 36 via a second relief throttle 37.
Das Förderstromregelventil 26 ist über eine erste Druckleitung 38 mit der Arbeitsleitung 13 stromaufwärts der Förderstromdrossel 14 und über eine zweite Druckleitung 39 mit der Arbeitsleitung 13 stromabwärts der Förderstromdrossel 14 verbunden. Solange die Leistungsregelvorrichtung bestehend aus dem Leistungsregelventil 22 und dem Steuerventil 25 nicht anspricht, wird das Verdrängungsvolumen der Hydropumpe 3 so eingestellt, daß die Förderstromdrossel 14 von einem konstanten Förderstrom durchströmt wird. Dazu wird das Förderstromregelventil 26 über die Druckleitungen 38 und 39 von dem Druckabfall an der Förderstromdrossel 14 beaufschlagt . Steigt der Druckabfall an der Förderstromdrossel 14 und somit der die Förderstromdrossel 14 durchströmende Förderstrom an, so wird das Förderstromregelventil 26 von seiner ersten Ventilstellung 40 in Richtung auf seine zweite Ventilstellung 41 verschoben, so daß der Stelldruck in der Stellkammer 18 erhöht wird und das Verdrängungsvolumen der Hydropumpe 3 in Richtung auf minimales Verdrängungsvolumen Vmin zurückgeschwenkt wird. Dadurch verringert sich wiederum der durch die Förderstromdrossel 14 strömende Förderstrom und somit der Druckabfall an der Förderstromdrossel 14, so daß sich an dem Förderstromregelventil 26 ein Gleichgewichtszustand einstellt. Der dem angeschlossenen Verbraucher zugemessene Förderstrom ist durch Verändern des Querschnitts der vorzugsweise verstellbaren Förderstromdrossel 14 variierbar.The flow control valve 26 is connected via a first pressure line 38 to the working line 13 upstream of the flow restriction 14 and via a second pressure line 39 to the working line 13 downstream of the flow restriction 14. As long as the power control device consisting of the power control valve 22 and the control valve 25 does not respond, the displacement volume of the hydraulic pump 3 is set so that the flow rate throttle 14 is flowed through by a constant flow rate. For this purpose, the delivery flow control valve 26 is acted upon by the pressure drop at the delivery flow throttle 14 via the pressure lines 38 and 39. If the pressure drop at the flow restriction 14 and thus the flow through the flow restriction 14 increases, the flow control valve 26 is shifted from its first valve position 40 towards its second valve position 41, so that the signal pressure in the control chamber 18 is increased and the displacement volume of the hydraulic pump is pivoted back in the direction of minimum displacement volume V m i n. 3 This in turn reduces the delivery flow flowing through the delivery flow restrictor 14 and thus the pressure drop at the delivery flow restrictor 14, so that there is an on the delivery flow control valve 26 Sets equilibrium state. The flow rate allocated to the connected consumer can be varied by changing the cross section of the preferably adjustable flow rate throttle 14.
Die hydraulische Kraft aus der zweiten Druckleitung 39 wirkt zusammen mit der Kraft einer Einstellfeder 43 auf eine Messfläche 48 des Ventilkolbens. Um ein Ansammeln von Schmutz im Bereich der Messfläche 48 zu verhindern, ist erfindungsgemäß ein Druckraum 45 ausgebildet, der über eine Gegendruckleitung 44 mit der Arbeitsleitung 13 stromaufwärts der Förderstromdrossel 14 verbunden ist. Über die Gegendruckleitung 44 wird der Druckraum 45 mit einem höheren Druck beaufschlagt, als die Messfläche 48. Dadurch bildet sich ein Leckageweg aus, welcher von dem Druckraum 45 in Richtung der zweiten Druckleitung 39 verläuft . Durch diese gezielte Leckage wird durch das Zuführen von sauberem Hydraulikfluid in den Druckraum 45 verhindert, dass sich Schmutzpartikel über die zweite Druckleitung 39 zu der Messfläche 48 bewegen und sich dort ablagern können.The hydraulic force from the second pressure line 39 acts together with the force of an adjusting spring 43 on a measuring surface 48 of the valve piston. In order to prevent dirt from accumulating in the area of the measuring surface 48, a pressure chamber 45 is formed according to the invention, which is connected via a counter pressure line 44 to the working line 13 upstream of the flow restrictor 14. Via the back pressure line 44, the pressure chamber 45 is pressurized with a higher pressure than the measuring surface 48. This forms a leakage path which runs from the pressure chamber 45 in the direction of the second pressure line 39. Due to this targeted leakage, the supply of clean hydraulic fluid to the pressure chamber 45 prevents dirt particles from moving via the second pressure line 39 to the measuring surface 48 and being able to deposit there.
Der Druckraum 45 wird durch zwei entgegengesetzt orientierte Flächen 46' und 46' ' begrenzt. Der über die Gegendruckleitung 44 zugeführte Druck bewirkt somit an dem Ventilkolben keine Kraft in axialer Richtung, da sich die wirkenden Kräfte an den entgegengesetzt orientierten Flächen 46' und 46' ' aufheben. Die eigentliche Regelung des Förderstromregelventils 26 erfolgt damit ausschließlich in Abhängigkeit des Drucks in der ersten Druckleitung 38 sowie des Drucks in der zweiten Druckleitung 39.The pressure space 45 is delimited by two oppositely oriented surfaces 46 'and 46' '. The pressure supplied via the counter-pressure line 44 thus does not cause any force in the axial direction on the valve piston, since the forces acting on the oppositely oriented surfaces 46 ′ and 46 ″ cancel each other out. The actual regulation of the flow control valve 26 thus takes place exclusively as a function of the pressure in the first pressure line 38 and the pressure in the second pressure line 39.
Dadurch, dass die Regelung des Förderstroms an einem von dem Steuerventil 25 getrennten Förderstromregelventil 26 erfolgt, ist sichergestellt, daß durch eine Veränderung der von dem Stellglied 31 vorgegebenen Maximalleistung die Charakteristik der Förderstromregelung unbeeinflußt bleibt. Durch die von dem Stellglied 31 erzeugte Zusatzkraft wird'' das Gleichgewicht zwischen dem Arbeitsdruck und dem Leistungsregeldruck verschoben. Mit zunehmender, von dem Stellglied 31 erzeugter Zusatzkraft wird bei gleichem Leistungsregeldruck in der Leistungsregelleitung 21 ein höherer Arbeitsdruck in der Arbeitsleitung 13 benötigt, um das Steuerventil 25 zu betätigen. Folglich wird mit zunehmender, durch das Stellglied 31 aufgebrachter Zusatzkraft, eine zunehmend höhere Maximalleistung eingestellt. Wenn das Stellglied 31 als Elektromagnet ausgebildet ist, ist die Maximalleistung, auf welche die Regelvorrichtung 1 begrenzt, um so höher, je größer der durch den Elektromagneten fließende Strom ist. Bei einem Stromausfall begrenzt die Regelvorrichtung 1 deshalb auf die kleinstmögliche Maximalleistung, wodurch die Betriebssicherheit gewahrt ist .The fact that the regulation of the delivery flow takes place at a delivery flow control valve 26 which is separate from the control valve 25 ensures that the characteristic of the delivery flow regulation remains unaffected by a change in the maximum output predetermined by the actuator 31. By the generated by the actuator 31 Additional force '' shifts the balance between the working pressure and the power control pressure. As the additional force generated by the actuator 31 increases, a higher working pressure in the working line 13 is required to actuate the control valve 25 at the same power control pressure in the power control line 21. Consequently, with increasing additional force exerted by the actuator 31, an increasingly higher maximum power is set. If the actuator 31 is designed as an electromagnet, the greater the current flowing through the electromagnet, the higher the maximum power to which the control device 1 is limited. In the event of a power failure, the control device 1 therefore limits the smallest possible maximum power, thereby ensuring operational reliability.
Fig. 2 zeigt ein Ausführungsbeispiel eines Ventilblocks 50, welches für die in Fig. 1 gezeigte Regelvorrichtung 1 verwendet werden kann. In dem Ventilblock 50 sind das Steuerventil 25 und das Förderstromregelventil 26 in einer besonders kompakten Bauweise integriert. Fig. 3 zeigt ein hydraulisches Ersatzschaltbild des in Fig. 2 dargestellten Ventilblocks 50. Wie sich aus einem Vergleich mit Fig. 1 ergibt, entspricht die Bauweise des Ventilblocks der Beschaltung der Ventile 25 und 26 in Fig. 1. Bereits beschriebene Elemente sind deshalb mit übereinstimmenden Bezugszeichen versehen-FIG. 2 shows an exemplary embodiment of a valve block 50 which can be used for the control device 1 shown in FIG. 1. In the valve block 50, the control valve 25 and the flow control valve 26 are integrated in a particularly compact design. FIG. 3 shows a hydraulic equivalent circuit diagram of the valve block 50 shown in FIG. 2. As can be seen from a comparison with FIG. 1, the design of the valve block corresponds to the wiring of the valves 25 and 26 in FIG. 1. Elements already described are therefore included matching reference numerals -
Der Ventilblock 50 verfügt über insgesamt fünf Anschlüsse, die auch in Fig. 3 angegeben sind, nämlich einen Arbeitsdruckanschluß P, einen Stelldruckanschluß A, einen Tankanschluß T, einen Leistungsregelanschluß X^ und einen Förderstromregelanschluß X2. Der Leistungsregelanschluß Xi und der Förderstromregelanschluß X2 sind aus Fig. 2 nicht zu erkennen .The valve block 50 has a total of five connections, which are also indicated in FIG. 3, namely a working pressure connection P, an actuating pressure connection A, a tank connection T, a power control connection X ^ and a flow control connection X 2 . The power control connection Xi and the flow control connection X 2 cannot be seen from FIG. 2.
In einen Grundkörper 51 des Ventilblocks 50 sind eine erste Querbohrung 52 für das Steuerventil 25 und eine zweite dazu parallele Querbohrung 53 für das Förderstromregelventil 26 eingebracht. Die Querbohrungen 52, 53 sind jeweils über einen Gewindestopfen 54 bzw. 55 verschlossen. In die erste Querbohrung 52 ist eine Ventilhülse 57 eingesetzt, in welcher der Ventilkolben 29 des Steuerventils 25 axial bewegbar ist. Der Ventilkolben 29 hat eine erste ringförmige Ausnehmung 56, welche über einen Verbindungskanal 58 mit dem Arbeitsdruckanschluß P verbunden ist. An die ringförmige Ausnehmung 56 schließt sich ein im Durchmesser erweiterter Bereich 59 an, an welchem eine erste Steuerkante 60 ausgebildet ist. Des weiteren hat der Ventilkolben 29 eine zweite ringförmige Ausnehmung 61, welche über einen Verbindungskanal 62 mit dem Tankanschluß T verbunden ist . An die zweite ringförmige Ausnehmung 61 schließt sich ein im Durchmesser erweiterter Bereich 92 an, an welchem eine zweite Steuerkante 63 ausgebildet ist .In a base body 51 of the valve block 50 are a first transverse bore 52 for the control valve 25 and one second transverse bore 53, parallel thereto, introduced for the flow control valve 26. The cross bores 52, 53 are each closed by a threaded plug 54 or 55. A valve sleeve 57 is inserted into the first transverse bore 52, in which the valve piston 29 of the control valve 25 can be moved axially. The valve piston 29 has a first annular recess 56 which is connected to the working pressure port P via a connecting channel 58. The annular recess 56 is adjoined by a region 59 with a larger diameter, on which a first control edge 60 is formed. Furthermore, the valve piston 29 has a second annular recess 61 which is connected to the tank connection T via a connecting channel 62. The second annular recess 61 is adjoined by a region 92 with a larger diameter, on which a second control edge 63 is formed.
Da der Ventilkolben 29 des Steuerventils 25 in seiner in Fig. 2 dargestellten Ruhestellung durch die erste Rückstellfeder 30 in Fig. 2 nach links verschoben ist, ist die zweite Steuerkante 63 geöffnet und ein weiterer Verbindungskanal 64 ist über den Verbindungskanal 62 mit dem Tankanschluß T verbunden. Die ringförmige Ausnehmung 56 ist über eine in dem Ventilkolben 29 ausgebildete Längsbohrung 65 mit einer zwischen einer ersten Druckangriffsfläche 66 und dem Verschlußstopfen 55 ausgebildeten ersten Druckkammer 67 verbunden. Dadurch wird die durch die linke Stirnfläche des Ventilkolbens 29 gebildete Druckangriffsfläche 66 mit dem Arbeitsdruck beaufschlagt. Der über den in Fig. 2 nicht dargestellten Leistungsregelanschluß ]_ einer zweiten Druckkammer 68 zugeführte Leistungsregeldruck greift an einer zweiten Druckangriffsfläche 69 an, welche die rechte Stirnfläche des Ventilkolbens 29 bildet. Auf diese Stirnfläche des Ventilkolbens 29 wirkt über einen Federteller 70 ferner die erste Rückstellfeder 30 ein. Die Vorspannung der ersten Rückstellfeder 30 kann durch Verstellen des Federanlagekörpers 71 in dem Aufnahmekörper 72 variiert werden.Since the valve piston 29 of the control valve 25 in its rest position shown in FIG. 2 is shifted to the left by the first return spring 30 in FIG. 2, the second control edge 63 is open and a further connecting channel 64 is connected to the tank connection T via the connecting channel 62 , The annular recess 56 is connected via a longitudinal bore 65 formed in the valve piston 29 to a first pressure chamber 67 formed between a first pressure application surface 66 and the sealing plug 55. As a result, the pressure application surface 66 formed by the left end face of the valve piston 29 is acted upon by the working pressure. The power control pressure supplied via the power control connection, not shown in FIG. 2, to a second pressure chamber 68 acts on a second pressure application surface 69, which forms the right end face of the valve piston 29. The first return spring 30 also acts on this end face of the valve piston 29 via a spring plate 70. The bias of the first return spring 30 can be adjusted by adjusting the Spring abutment body 71 can be varied in the receiving body 72.
Die von dem als Elektromagneten ausgebildeten Stellglied 31 erzeugte Zusatzkraft wird über einen Stößel 73 in den Ventilkolben 29 eingeleitet. Je höher der den als Proportionalmagneten ausgebildeten Elektromagneten durchfließende elektrische Strom ist, desto höher ist die auf den Ventilkolben 29 ausgeübte Zusatzkraft. Der Ventilkolben 29 stellt sich daher so ein, dass die von dem Arbeitsdruck ausgeübte Stellkraft mit der von dem Leistungsregeldruck, der ersten Rückstellfeder 30 und dem Stellglied 31 ausgebrückten Gegenkraft im Gleichgewicht steht .The additional force generated by the actuator 31 designed as an electromagnet is introduced into the valve piston 29 via a tappet 73. The higher the electric current flowing through the electromagnet designed as a proportional magnet, the higher the additional force exerted on the valve piston 29. The valve piston 29 therefore adjusts itself so that the actuating force exerted by the working pressure is in equilibrium with the counterforce bridged by the power regulating pressure, the first return spring 30 and the actuator 31.
Die Zulaufdrossel 34 ist vorteilhaft in dem Ventilblock 50 zwischen dem Arbeitsdruckanschluß P und der zweiten Druckkammer 68 integriert. Besonders vorteilhaft eignet sich dazu die Längsbohrung 65 in dem Ventilkolben 29. Die Längsbohrung 65 ist durch eine erste Querbohrung 74 mit der ringförmigen Ausnehmung 56 und somit mit dem Arbeitdruckanschluß P verbunden. Über eine drosselnde Querbohrung 75 mit geringerem Querschnitt ist die Längsbohrung 65 mit dem zweiten Druckraum 68 verbunden.The inlet throttle 34 is advantageously integrated in the valve block 50 between the working pressure connection P and the second pressure chamber 68. The longitudinal bore 65 in the valve piston 29 is particularly advantageous for this purpose. The longitudinal bore 65 is connected by a first transverse bore 74 to the annular recess 56 and thus to the working pressure connection P. The longitudinal bore 65 is connected to the second pressure chamber 68 via a throttling transverse bore 75 with a smaller cross section.
Ein zweiter Ventilkolben 76 für das Förderstromregelventil 26 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel unmittelbar in die zweite Querbohrung 53 eingesetzt. Der Ventilkolben 76 weist eine erste ringförmige Ausnehmung 77 auf, die über den Verbindungskanal 58 mit dem Arbeitsdruckanschluß P in Verbindung steht. An die erste ringförmige Ausnehmung 77 schließt sich ein Bereich 78 mit erweitertem Durchmesser an, an welchem eine erste Steuerkante 79 ausgebildet ist. An dem Ventilkolben 76 ist ferner eine zweite ringförmige Ausnehmung 80 ausgebildet, welche mit dem Verbindungskanal 64 in Verbindung steht . An die zweite ringförmige Ausnehmung 80 schließt sich ein Bereich 81 mit erweitertem Durchmesser an, an welchem eine zweite Steuerkante 82 ausgebildet ist. In der dargestellten Ruhestellung ist der zweite Ventilkolben 76 durch die zweite Rückstellfeder 42, die in dem dargestellten Ausführungsbeispiel aus zwei Einzelfedern 42a und 42b zusammengesetzt ist, an seinen in Fig. 2 linken Anschlag gedrückt, so daß die zweite Steuerkante 82 geöffnet ist. Die Einzelfedern 42a und 42b der zweiten Rückstellfeder 42 liegen an einem Federteller 83 an, der an dem zweiten Ventilkolben 76 in Anlage gehalten wird. In dem in den Grundkörper 51 eingeschraubten Aufnahmekörper 84 befindet sich eine von außen zugängliche VerStelleinrichtung 85, mit welcher sich die axiale Lage eines zweiten Federtellers 86 und somit die Vorspannung der zweiten Rückstellfeder 42 verändern läßt.In the exemplary embodiment shown, a second valve piston 76 for the flow control valve 26 is inserted directly into the second transverse bore 53. The valve piston 76 has a first annular recess 77, which is connected to the working pressure connection P via the connecting channel 58. A region 78 with an enlarged diameter adjoins the first annular recess 77, on which a first control edge 79 is formed. A second annular recess 80 is also formed on the valve piston 76 and communicates with the connecting channel 64. A region 81 with an enlarged diameter adjoins the second annular recess 80, on which a second control edge 82 is formed. In the rest position shown is the second valve piston 76 by the second return spring 42, which in the exemplary embodiment shown is composed of two individual springs 42a and 42b, pressed against its left stop in FIG. 2, so that the second control edge 82 is opened. The individual springs 42a and 42b of the second return spring 42 rest against a spring plate 83 which is held in contact with the second valve piston 76. In the receiving body 84 screwed into the base body 51 there is an adjustment device 85 accessible from the outside, with which the axial position of a second spring plate 86 and thus the pretension of the second return spring 42 can be changed.
In dem zweiten Ventilkolben 76 befindet sich eine als Sackbohrung ausgeführte Längsbohrung 87, welche an einer zwischen dem Verschlußstopfen 54 und dem zweiten Ventilkolben 76 ausgebildeten dritten Druckkammer 88 ausmündet, so dass die dritte Druckkammer 88 mit dem Arbeitsdruckanschluß P verbunden ist. Der über eine erste Verbindungsbohrung 100 und die Längsbohrung 87 zugeführte Arbeitsdruck greift dabei an einer ersten Druckmessfläche 89 des zweiten Ventilkolbens 76 an.In the second valve piston 76 there is a longitudinal bore 87 designed as a blind bore, which opens out at a third pressure chamber 88 formed between the sealing plug 54 and the second valve piston 76, so that the third pressure chamber 88 is connected to the working pressure connection P. The working pressure supplied via a first connecting bore 100 and the longitudinal bore 87 acts on a first pressure measuring surface 89 of the second valve piston 76.
Die dem Förderstromregelanschluß X2 zugeführte zweite Druckleitung 39 ist mit einem vierten Druckraum 90 verbunden, so dass eine zweite Druckmessfläche 91 des zweiten Ventilkolbens 76 mit einem Druck aus der Arbeitsleitung stromabwärts des Förderstromregelventils 14 beaufschlagt wird. Die Gleichgewichtslage des zweiten Ventilkolbens 76 wird deshalb durch die Differenz zwischen dem Arbeitsdruck und dem Druck an dem Förderstromregelanschluß X2 bestimmt.The second pressure line 39 supplied to the flow control port X 2 is connected to a fourth pressure chamber 90, so that a pressure from the working line downstream of the flow control valve 14 is applied to a second pressure measuring surface 91 of the second valve piston 76. The equilibrium position of the second valve piston 76 is therefore determined by the difference between the working pressure and the pressure at the flow control port X 2 .
Die zweite Druckmessfläche 91 wird durch einen ersten Dichtabschnitt 102 begrenzt. In Richtung der ersten Messfläche 89 ist ein zweiter Dichtabschnitt 103 an dem Ventilkolben 76 ausgebildet, so dass zwischen dem ersten Dichtabschnitt 102 und dem zweiten Dichtabschnitt 103 eine weitere ringförmige Ausnehmung 101 ausgebildet ist. Die ringförmige Ausnehmung 101 bildet mit der Querbohrung 53 des Grundkörper 51 einen Ringkanal als Druckraum aus. Die im Inneren des Ventilkolbens 76 verlaufende Längsbohrung 87 erstreckt sich von der ersten Druckmessfläche 89 bis in den Bereich der ringförmigen Ausnehmung 101. Der Ventilkolben 76 wird im Bereich der ringförmigen Ausnehmung 101 von einer weiteren Verbindungsbohrung 104 durchdrungen. Der im Bereich der ringförmigen Ausnehmung 101 ausgebildete Ringkanal steht damit über die Verbindungsbohrung 100, die Längsbohrung 87 sowie die weitere Verbindungsbohrung 104 in permanenter Verbindung mit dem Arbeitsdruckanschluß P.The second pressure measuring surface 91 is delimited by a first sealing section 102. In the direction of the first measuring surface 89, a second sealing section 103 is formed on the valve piston 76, so that between the first sealing section 102 and the second sealing section 103 further annular recess 101 is formed. The annular recess 101 forms with the transverse bore 53 of the base body 51 an annular channel as a pressure space. The longitudinal bore 87 running in the interior of the valve piston 76 extends from the first pressure measuring surface 89 to the area of the annular recess 101. The valve piston 76 is penetrated by a further connecting bore 104 in the area of the annular recess 101. The annular channel formed in the area of the annular recess 101 is thus in permanent connection with the working pressure connection P via the connecting bore 100, the longitudinal bore 87 and the further connecting bore 104.
Der erste Dichtabschnitt 102 und der zweite Dichtabschnitt 103 weisen auf der zu dem Ringkanal gewandten Seite jeweils eine Fläche 105' sowie 105' ' auf, welche entgegengesetzt orientiert und gleichgroß sind. Das über die weitere Verbindungsbohrung 104 zugeführte Hydraulikfluid übt daher auf den Ventilkolben 76 keine Kraft aus, welche den Ventilkolben 76 in axialer Richtung verschiebt- Entlang des ersten Dichtabschnitts 103 ist durch Verwendung einer entsprechenden Passung ein Leckageweg ausgebildet, so dass aus dem Ringkanal ein geringer Anteil Leckfluid in dem vierten Druckraum 90 strömt . Durch diese geringe Strömung wird an dem ersten Dichtabschnitt 102 eine definierte Leckströmung eingestellt, welche aus sauberem Leckfluid besteht. Dadurch wird verhindert, das Schmutzpartikel bei einem umgekehrter Leckageweg zu einer Zerstörung der Dichtflächen der Querbohrung 53 bzw. des Ventilkolbens 76 führen .The first sealing section 102 and the second sealing section 103 each have a surface 105 ′ and 105 ″ on the side facing the annular channel, which are oriented in opposite directions and are of the same size. The hydraulic fluid supplied via the further connection bore 104 therefore does not exert any force on the valve piston 76, which displaces the valve piston 76 in the axial direction. A leakage path is formed along the first sealing section 103 by using a corresponding fit, so that a small proportion of the annular channel is formed Leakage fluid flows in the fourth pressure chamber 90. Due to this low flow, a defined leakage flow, which consists of clean leakage fluid, is set at the first sealing section 102. This prevents the dirt particles from destroying the sealing surfaces of the transverse bore 53 or the valve piston 76 when the leakage path is reversed.
Im Bereich des Verbindungskanals 62 weist der Ventilkolben 76 eine Durchführung 93 auf.In the area of the connecting channel 62, the valve piston 76 has a bushing 93.
Von dem vierten Druckraum 90 erstreckt sich eine schräge Längsbohrung 94 bis zu dem Stelldruckanschluß A. Diese Längsbohrung 94 ist durch einen Verschlußstopfen 95 unterbrochen, so dass keine direkte Verbindung von dem Tankanschluß T zu dem vierten Druckraum 90 besteht. In dem Durchdringungsbereich zwischen dem Verbindungskanal 64 und der Längsbohrung 94 befindet sich ein Verschlussstopfen 96, in welchem eine Sackbohrung 97 ausgebildet ist. Die Sackbohrung 97 ist über eine erste Querbohrung 98, welche die erste Entlastungsdrossel 36 bildet, mit dem Tankanschluß T verbunden. Ferner ist die Sackbohrung 97 über eine zweite Querbohrung 99, welche die zweite Entlastungsdrossel 37 bildet, mit dem Stelldruckanschluß A verbunden. Durch Verdrehen des Verschlußstopfens 96 kann der Öffnungsquerschnitt, welcher durch Überlappung der Querbohrungen 98 und 99 mit dem Querschnitt der Längsbohrung 94 entsteht, eingestellt werden.An oblique longitudinal bore 94 extends from the fourth pressure chamber 90 to the signal pressure connection A. This longitudinal bore 94 is through a sealing plug 95 interrupted so that there is no direct connection from the tank connection T to the fourth pressure chamber 90. In the penetration area between the connecting channel 64 and the longitudinal bore 94 there is a plug 96 in which a blind bore 97 is formed. The blind bore 97 is connected to the tank connection T via a first transverse bore 98, which forms the first relief throttle 36. Furthermore, the blind bore 97 is connected to the actuating pressure port A via a second transverse bore 99, which forms the second relief throttle 37. By turning the sealing plug 96, the opening cross section, which arises from the overlapping of the cross bores 98 and 99 with the cross section of the longitudinal bore 94, can be set.
Anstelle des in den Figuren 1 bis 3 dargestellten Ausführungsbeispiel ist es auch denkbar, die Erfindung in anderen Regeleinrichtungen einzusetzen. Beispielhaft ist in den Figuren vier bis sechs dargestellt, anstelle des Elektromagneten 31 eine manuelle Verstelleinrichtung 85' und 80' vorzusehen. Die manuelle Verstelleinrichtung 85' weist einen Federteller 86" auf, auf dem sich die Rückstellfeder 30 sowie eine zusätzliche Rückstellfeder 30 τ abstützen. Durch die Verwendung zweier Federn, deren überlagerte Kraft die Verstellcharakteristik des Steuerventils 25 bestimmen, ist es möglich, eine Anpassung der Charakteristik des Steuerventils 25 ist an eine Leistungshyperbel vorzunehmen. Für das Steuerventil 25 ist ebenfalls eine Ausbildung eines Leckageweg möglich, so dass auch hier die Ablagerung von Verschmutzungen zu verhindern ist. Instead of the exemplary embodiment shown in FIGS. 1 to 3, it is also conceivable to use the invention in other control devices. Four to six is shown by way of example in the figures to provide a manual adjusting device 85 'and 80' instead of the electromagnet 31. The manual adjustment device 85 'has a spring plate 86', on which the return spring 30 as well as an additional restoring spring 30 τ are supported. By using two springs, the synthesized force determine the advance characteristic of the control valve 25, it is possible to adapt the characteristic of the control valve 25 is to be performed on a power hyperbola. For the control valve 25 it is also possible to form a leakage path, so that the accumulation of dirt is also to be prevented here.

Claims

Ansprüche Expectations
1. Regelvorrichtung (1) für eine in zumindest eine Arbeitsleitung (13) fördernde Hydropumpe (3) , die in ihrem Verdrängungsvolumen durch eine Verstelleinrichtung (15) einstellbar ist, wobei die Verstelleinrichtung (15) mit einem Stelldruck beaufschlagbar ist, der durch ein Regelventil (26) in Abhängigkeit von einem ersten Druck und einem zweiten Druck geregelt ist, wobei der erste Druck über eine erste Druckleitung (38) eine erste Messfläche (89) beaufschlagt und der zweite Druck über eine zweite Druckleitung (39) eine entgengesetzte zweite Messfäche (91) des Regelventils (26) beaufschlagt und der erste Druck höher als der zweite Druck ist, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der ersten und der zweiten Messfläche (89, 91) ein Druckraum (45) ausgebildet ist und von dem Druckraum (45) in Richtung auf die zweite Druckleitung (39) ein Leckageweg ausgebildet ist.1. Control device (1) for a hydraulic pump (3) delivering at least one working line (13), the displacement volume of which can be adjusted by means of an adjusting device (15), the adjusting device (15) being able to be acted upon by a control pressure which is generated by a control valve (26) is regulated as a function of a first pressure and a second pressure, the first pressure acting on a first measuring surface (89) via a first pressure line (38) and the second pressure acting on an opposite second measuring surface via a second pressure line (39) 91) of the control valve (26) and the first pressure is higher than the second pressure, characterized in that a pressure chamber (45) is formed between the first and the second measuring surface (89, 91) and from the pressure chamber (45) in A leakage path is formed in the direction of the second pressure line (39).
2. Regelvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckraum (45) über eine Gegendruckleitung (87) mit der ersten Druckleitung (38) verbunden ist,2. Control device according to claim 1, characterized in that the pressure chamber (45) is connected to the first pressure line (38) via a counter pressure line (87),
3. Regelvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Druckleitung (38) mit eine förderseitigen Arbeitsleitungsanschluß (P) , der mit der Arbeitsleitung (13) in Verbindung steht, verbunden ist.3. Control device according to claim 1 or 2, characterized in that the first pressure line (38) with a conveyor-side working line connection (P), which is connected to the working line (13), is connected.
4. Regelvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Druckleitung (39) mit der Arbeitsleitung (13) in Förderrichtung nach einer in der Arbeitsleitung (13) angeordneten Drosselstelle (14) verbunden ist. 4. Control device according to one of claims 1 to 3, characterized in that the second pressure line (39) is connected to the working line (13) in the conveying direction after a throttle point (14) arranged in the working line (13).
5. Regelvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelvorrichtung (1) eine Förderstromregelung ist.5. Control device according to one of claims 1 to 4, characterized in that the control device (1) is a flow control.
6. Ventilblock (50) für eine Regelvorrichtung (1), der zumindest eine Ausnehmung (53) zur Aufnahme eines Ventilkolbens (76) aufweist, welcher eine erste Messfläche (89) und eine zweite, entgegengesetzt orientierte Messfläche (91) aufweist, wobei die erste Messfläche (89) über eine erste Druckleitung (87) mit einem ersten Druck beaufschlagbar ist und die zweite Messfläche (91) über eine zweite Druckleitung (39) mit einem zweiten Druck, der niedriger als der erste Druck ist, beaufschlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass ein Dichtabschnitt (102) an dem Ventilkolben (76) ausgebildet ist, auf dessen von der zweiten Messfläche (91) abgewandter Seite ein Druckraum (101) vorhanden ist, wobei der Dichtabschnitt (102) einen Leckageweg von dem Druckraum (101) in die zweite Druckleitung (39) bildet.6. valve block (50) for a control device (1), which has at least one recess (53) for receiving a valve piston (76), which has a first measuring surface (89) and a second, oppositely oriented measuring surface (91), the First measuring surface (89) can be acted upon by a first pressure via a first pressure line (87) and the second measuring surface (91) can be acted upon by a second pressure, which is lower than the first pressure, via a second pressure line (39) that a sealing section (102) is formed on the valve piston (76), on whose side facing away from the second measuring surface (91) there is a pressure chamber (101), the sealing section (102) providing a leakage path from the pressure chamber (101) in forms the second pressure line (39).
7. Ventilblock nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckraum (101) über einen Gegendruckkanal (87) mit einem Arbeitsleitungsanschluß (P) verbunden ist.7. Valve block according to claim 6, characterized in that the pressure chamber (101) via a back pressure channel (87) is connected to a working line connection (P).
8. Ventilblock nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckraum (101) als Ringkanal ausgebildet ist.8. Valve block according to claim 6 or 7, characterized in that the pressure chamber (101) is designed as an annular channel.
9. Ventilblock nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Ringkanal (101) durch eine radiale Verjüngung an dem Ventilkolben (76) ausgebildet ist. 9. Valve block according to claim 8, characterized in that the annular channel (101) is formed by a radial taper on the valve piston (76).
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Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102006004311B4 (en) * 2006-01-31 2011-07-21 ZF Lenksysteme GmbH, 73527 Hydraulic system with a flow control valve
EP2256350B1 (en) * 2009-05-28 2011-07-13 HAWE Hydraulik SE Hydraulic dampening device and regulation system
DE102009037733B4 (en) 2009-08-17 2021-12-09 Robert Bosch Gmbh Control valve arrangement and variable displacement pump
DE102010048068B4 (en) 2010-04-16 2022-11-10 Robert Bosch Gmbh valve assembly
DE102012218903B4 (en) 2012-10-17 2023-02-16 Robert Bosch Gmbh Hydraulic valve arrangement and hydraulic machine arrangement with such a valve arrangement
DE102012020630A1 (en) * 2012-10-19 2014-04-24 Robert Bosch Gmbh Hydraulic valve arrangement
DE102014202412A1 (en) * 2014-02-11 2015-08-13 Robert Bosch Gmbh Electrically controlled pressure control valve for an adjustable hydrostatic pump and adjustable hydrostatic pump with a pressure control valve
DE102017112700A1 (en) * 2017-06-08 2018-12-13 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH control valve
CN107489663B (en) * 2017-09-27 2019-03-15 徐州工业职业技术学院 A kind of variable pump and the hydraulic control system with variable pump
CN107489664B (en) * 2017-09-27 2019-03-15 徐州工业职业技术学院 A kind of load-sensitive and volumetric void fraction formula variable pump and electrohydraulic control system
CN107542729B (en) * 2017-09-27 2019-01-25 徐州工业职业技术学院 A kind of complex controll formula hydraulic pump and composite hydraulic control system
CN111828415A (en) * 2019-04-15 2020-10-27 杨储储 Variable pump variable control device and variable pump variable control method thereof
CN112249907A (en) * 2020-11-11 2021-01-22 力源液压（苏州）有限公司 Plunger pump composite control regulator and hoisting machinery

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2238063A (en) * 1939-04-17 1941-04-15 Manly Corp Fluid pressure system and valve mechanism therefor
DE2551088C2 (en) * 1975-11-14 1984-06-28 Mannesmann Rexroth GmbH, 8770 Lohr Device for volume and pressure control for variable displacement pumps
JPH04136489A (en) * 1990-09-28 1992-05-11 Hitachi Constr Mach Co Ltd Variable displacement type hydraulic pump controlling device
DE4423629A1 (en) * 1994-07-06 1996-01-11 Rexroth Mannesmann Gmbh Electromagnetically-operated hydraulic valve used in automobile
US6179570B1 (en) * 1999-06-08 2001-01-30 Caterpillar Inc. Variable pump control for hydraulic fan drive
DE19953170B4 (en) * 1999-11-04 2004-08-12 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Power control device and valve block for a power control device

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2004036042A1 *

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Publication number Publication date
WO2004036042A1 (en) 2004-04-29
US20060043787A1 (en) 2006-03-02
DE10247665A1 (en) 2004-07-29
DE10247665B4 (en) 2006-05-11
US7555899B2 (en) 2009-07-07

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