EP0808421A1 - Verstellbare hydrostatische pumpe - Google Patents

Verstellbare hydrostatische pumpe

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EP0808421A1
EP0808421A1 EP96900534A EP96900534A EP0808421A1 EP 0808421 A1 EP0808421 A1 EP 0808421A1 EP 96900534 A EP96900534 A EP 96900534A EP 96900534 A EP96900534 A EP 96900534A EP 0808421 A1 EP0808421 A1 EP 0808421A1
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EP
European Patent Office
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control
pump
rotor
piston
control device
Prior art date
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Application number
EP96900534A
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English (en)
French (fr)
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EP0808421B1 (de
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Walter Robeller
Volkmar Leutner
Dieter Bertsch
Michael Gaumnitz
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
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Application granted granted Critical
Publication of EP0808421B1 publication Critical patent/EP0808421B1/de
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    • 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
    • F04B11/00—Equalisation of pulses, e.g. by use of air vessels; Counteracting cavitation
    • 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
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/06—Control
    • F04B1/07—Control by varying the relative eccentricity between two members, e.g. a cam and a drive shaft
    • 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
    • F04B49/12—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 by varying the length of stroke of the working members
    • F04B49/123—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 by varying the length of stroke of the working members by changing the eccentricity of one element relative to another element
    • F04B49/128—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 by varying the length of stroke of the working members by changing the eccentricity of one element relative to another element by changing the eccentricity of the cylinders, e.g. by moving a cylinder block

Definitions

  • the invention is based on an adjustable hydrostatic pump according to the preamble of the main claim.
  • the noise level increases with the falling rigidity of the hydraulic clamping of the cam ring and is caused by the parts of the engine forces acting in the direction of the adjustment. Depending on the rigidity of the clamping, this leads to a more or less strong deflection of the entire engine in time with the pistons entering and exiting the pressure chamber of the pump. The noises that occur here can interfere in some applications where particularly quiet operation is desired.
  • Comparable conditions as with the radial piston pump exist with the axial piston pump, in which the adjusting element is designed as a swash plate, and with a vane pump, which also has a lifting ring as adjusting element.
  • Additional control device for active noise damping can be realized with purely hydromechanical functional elements, whereby a relatively simple, space-saving and inexpensive construction is possible.
  • FIG. 1 shows a section through a right-handed radial piston pump
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through the radial piston pump according to FIG. 1
  • FIG. 3 shows a diagram which shows the engine force in the adjustment direction as a function of the angle of rotation in a highly simplified representation
  • FIG -IV in Figure 2.
  • FIG. 1 shows in connection with FIG. 2 a radial piston pump 10, the housing 11 of which is closed on one side by a cover 12.
  • a central, continuous longitudinal bore 13 is formed in the housing 11 and an adjoining cylindrical recess 14.
  • a rotor 16 is slidably mounted, in which a plurality of radially extending cylinder bores 17 are formed, in which the working pistons 18 slide.
  • These working pistons 18 are connected in an articulated manner to slide shoes 19, which are supported with their slide shoe soles on the inner surface 21 of a cylindrical cam ring 22, which is adjustably arranged in the housing recess 14 is. Due to the eccentric position of the lifting ring 22 serving as the adjusting member, as can be seen in FIG. 1, the working pistons are given 18 lifting movements.
  • Retaining rings 23, 24 are provided for capturing the sliding shoes 19 on the lifting ring 22.
  • two control slots 25, 26 are formed in the plane of the piston bores 17, which have longitudinal channels 27, 28 and openings, also formed in the control pin 15, of which only the upper opening 29 is shown in FIG. 2, with radially extending in the housing 11 , outwardly penetrating channels are connected, which are designed here as suction channel 31 and pressure channel 32.
  • the webs located between the control slots 25, 26 are designated 33, 34, at which the dead centers for the rotary movement are located.
  • the radial piston pump 10 is designed with a hydraulic lifting ring adjustment, which has a purely hydromechanical adjusting device 35.
  • two different-sized actuating pistons are arranged in the housing 11, which act on the outer circumference of the cam ring 22 at two diametrically opposite points.
  • the smaller actuating piston 36 is always acted upon from the high pressure side 32 in a manner known per se via a channel 38.
  • the larger control piston 37 delimits a pressure chamber 39, which is shut off by a pressure regulator 41 flanged to the housing 11 from its regulating slide 42, connected to the high-pressure side 32 or for
  • Low pressure side 31 is relieved, as is known per se in radial piston pumps with hydraulic cam ring adjustment.
  • the rotor 16 designed here as a cylindrical star is driven via a universal joint coupling 43 by a drive shaft 44 which is mounted in the cover 12 in a double ball bearing 45.
  • the radial piston pump 10 has an additional control device 47 for active noise damping, which is connected in a control connection 48 which leads from the pressure chamber 39 of the large adjusting piston 37 to a return in the housing 11 is.
  • This control connection 48 is shown in FIG. 1 partially and in simplified form as line 49, which starts from the pressure chamber 39 of the adjusting piston 37 and leads to an axial channel 51 in the control pin 15.
  • This line 49 runs in a manner not shown in the housing 11 and is connected to the axial channel 51 via an annular groove 52 in the housing 11, as is shown in more detail in FIG.
  • this axial channel 51 is shown rotated in the drawing plane in FIG.
  • a radial throttle bore 53 runs from this axial channel 51 into the lateral surface of the control pin 15 in the section on which the cylindrical star 16 is mounted. As shown in FIG. 2 in connection with the partial section according to FIG. 4, there are in the cylindrical star 16 on its cylindrical inner wall 54
  • Control grooves 55 are formed, which cooperate with the throttle bore 53 and form the additional control device 47. These axially extending control grooves 55 are open towards an end face of the cylinder star 16 on the drive side, so that a connection to the return in the housing 11 is thus created. Each working piston 18 is assigned two of these control grooves 55, each of which is at the best angular distance from the working piston whose force jump is to be compensated for. Like the figure 4 shows in simplified form, the throttle bore 53 is closed outside the angular range of the control grooves 55 by the inner wall 54 of the cylindrical star 16. Corresponding to the seven working pistons 18 present in the cylinder star 16, a total of fourteen control grooves 55 are thus arranged in the inner wall 54.
  • the mode of operation of the adjustable radial piston pump 10 is explained as follows, its basic function with the adjustment of the lifting ring 22 by the hydromechanical adjusting device 35 being assumed to be known per se.
  • the stroke ring 22 is raised to the left via the adjusting device 35.
  • the cam ring 22 is supported on the large actuating piston 37 due to the centering engine forces. Every time one of the working pistons 18 dips into or emerges from the high-pressure side at the control slot 26, the supporting force F s on the large actuating piston 37 experiences a jump of one
  • Piston force down This can be illustrated with the aid of FIG. 1, when the working piston 18 'exceeds the dead center 56 during its clockwise rotation and thereby passes into its pressure stroke, a pressure or force increase occurs over the angle of rotation, which corresponds approximately to the pilot groove 57, which is supported by the sliding block on the lifting ring. A component of this support force when plunging the piston 18 'into the high-pressure side presses the cam ring 22 to the left in the drawing according to FIG. 1 and thereby relieves the large one
  • FIG. 3 shows a greatly simplified and purely schematic force curve in order to show the relationships in a previously known pump without the device according to the invention. If the first force jump 58 is assigned to the piston 18 'in FIG. 3, the subsequent force jump 59 in this characteristic curve arises from the fact that the working piston 18 "emerges from the high-pressure side of the control slot 26.
  • the additional control device 47 is integrated with the help of the throttle bore 53 in the control pin 15 and the control grooves 55 in the rotor 16, because in this way the required relative movement and synchronization are already provided. If the force jump when immersing the working piston 18 'in the high pressure side 26 58 occurs on the large actuating piston 37, this is counteracted by the fact that the additional control device 47 reduces the pressure in the pressure chamber 39 via the control connection 48 in time for the return flow, so as to reduce the effect of the force jump 58.
  • the additional control device 47 when the working piston 18 "emerges from the high-pressure side 26, the additional control device 47 also opens a control cross section for the return and the pressure in the actuating cylinder 39 is reduced, in order to reduce the effect of the force jump 59
  • the operation of the additional control device 47 is adapted to the hydraulic stroke adjustment in such a way that, despite the delays caused by the hydromechanical adjusting device, there is a temporal collision of the force jump from the engine and Counteraction on the actuating piston 37 is ensured.
  • the radial piston pump 10 can also be equipped with a combined pressure / current regulator instead of the pressure regulator 41. Furthermore, the radial piston pump 10 can also be equipped with a combined pressure / current regulator instead of the pressure regulator 41. Furthermore, the radial piston pump 10 can also be equipped with a combined pressure / current regulator instead of the pressure regulator 41. Furthermore, the radial piston pump 10 can also be equipped with a combined pressure / current regulator instead of the pressure regulator 41. Furthermore, the
  • the radial piston pump 10 Equip with other hydromechanical adjustment devices and operate with other directions of rotation. In other types of radial piston pump, it may be necessary that the Additional control device controls a pressure increase in the pressure chamber of the actuating piston, thus not connecting the control connection to the return, but to a high-pressure side.
  • this type of active noise damping can also be transferred to axial piston pumps with a swashplate design, the additional control device being integrated into the cylinder drum and the associated control disk.
  • the noise damping can also be used in a vane pump, in which there is a comparable cam ring adjustment as in the radial piston pump. In all of these cases, by incorporating already existing functional elements, a noticeable reduction in noise can be achieved with a relatively small additional effort.

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Abstract

Es wird eine verstellbare hydrostatische Pumpe (10), insbesondere Kolbenpumpe, vorgeschlagen, deren Hubring (22) über eine hydromechanische Verstelleinrichtung (35) verstellbar ist und die eine Einrichtung zur aktiven Geräuschdämpfung aufweist. Ein Druckraum (39) eines den Hubring (22) beaufschlagenden Stellkolbens (37) wird über eine Zusatzsteuereinrichtung (47) parallel zum hydromechanischen Druckregler (41) derart mit Drückänderungen beaufschlagt, daß die oszillierenden Einwirkungen von Triebswerkskräften auf die hydraulische Einspannung des Hubrings (22) reduziert und damit die Geräuschentwicklung der Kolbenpumpe vermindert werden.

Description

Verstellbare hydrostatische Pumpe
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einer verstellbaren hydrostatischen Pumpe nach der Gattung des Hauptanspruchs.
Aus der DE-GM 91 04 126 ist eine derartige Pumpe in einer Ausbildung als Radialkolbenpumpe bekannt, bei der als Verstellorgan ein Hubring vorgesehen ist, dessen Exzentrizität als maßgebliche Größe für die Pumpenverstellung bzw. die PumpenausSchwenkung angesehen wird. Der Hubring wird hier von zwei unterschiedlich großen, hydraulischen Verstellkolben in seiner Position gehalten, wobei der größere Verstellkolben Teil einer hydromechanischen Versteileinrichtung ist. Die Geräuschentwicklung bei einer derartigen Kolbenpumpe ist sehr stark von der Steifigkeit der hydraulischen Einspannung des Verstellorganes, des Hubrings, abhängig. Die
Geräuschentwicklung nimmt mit fallender Steifigkeit der hydraulischen Einspannung des Hubrings zu und wird durch die in Richtung der Verstellung wirkenden Anteile der Triebwerkskräfte verursacht. Je nach Steifigkeit der Einspannung führt dies zu einer mehr oder weniger starken Auslenkung des gesamten Triebwerks im Takt der in den Druckraum der Pumpe ein- bzw. austretenden Kolben. Die hierbei auftretenden Geräusche können bei manchen Anwendungsfällen stören, wo ein besonders geräuscharmes Arbeiten erwünscht ist. Vergleichbare Verhältnisse wie bei der Radialkolbenpumpe liegen bei der Axialkolbenpumpe vor, bei der das Verstellorgan als Schrägscheibe ausgebildet ist sowie bei einer Flügelzellenpumpe, die als Verstellorgan ebenfalls einen Hubring aufweist. Ferner wurde nach einer älteren Anmeldung P 44 10 719.6 bereits vorgeschlagen, bei einer verstellbaren Radialkolbenpumpe eine aktive Geräuschdämpfung zu betreiben, wobei jedoch die Verstellung des Hubrings über eine elektrohydraulische Regeleinrichtung erfolgt. Der Eingriff für die Geräuschdämpfung wird hier über ein elektrohydraulisches Regelventil vorgenommen, das jedoch bei vielen verstellbaren hydrostatischen Pumpen nicht vorhanden ist.
Ferner ist aus der DE 37 00 573 AI eine Radialkolbenmaschine bekannt, bei der ein zusätzlicher Druckraum im Steuerzapfen über eine gedrosselte Verbindung von der Hochdruckseite her aufladbar ist. Abhängig von der Drehlage wird die im Rotor vorhandene Kolbenbohrung jeweils kurzzeitig mit diesem Druckraum verbunden und eine Druckerhöhung vorgenommen, bevor diese Kolbenbohrung mit dem eigentlichen Hochdrucksteuerschlitz in Verbindung kommt. Die mit der Verringerung der Förderstrompulsation einhergehende Geräuschminderung reicht in verschiedenen Fällen nicht aus, zumal die beim Austauchen des Kolbens aus der Hochdruckseite auftretenden Kraftsprünge nicht berücksichtigt werden. Zu der Art der VerStelleinrichtung werden hier keine näheren Angaben gemacht.
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße verstellbare hydrostatische Pumpe mit den kennzeichnenden Merkmalen des Haup anspruchs hat demgegenüber den Vorteil, daß die Geräuschentwicklung der
Pumpe wesentlich verringert wird, indem der Einfluß der auf die hydraulische Einspannung des Verstellorgans einwirkenden Anteile der Triebwerkskräfte vermindert wird, wobei diesen entgegengewirkt wird. Durch die erfindungsgemäße Ansteuerung des Stellkolbens über eine Zuεatzsteuereinrichtung mit einem zusätzlichen Drucksignal, das vom Drehwinkel der Pumpe abhängig ist, werden die triebwerkskraftbedingten Oszillationen und damit das Betriebsgeräusch günstig beeinflußt. Diese Beeinflussung bzw. Verminderung geht weit über ein Maß hinaus, das mit der konstruktiven Gestaltung des Verstellorgans bzw. der Verstellkolben und der VerStelleinrichtung möglich wäre. Die
Zusatzsteuereinrichtung zur aktiven Geräuschdämpfung läßt sich mit rein hydromechanischen Funktionselementen realisieren, wodurch eine relativ einfache, platzsparende und kostengünstige Bauweise möglich ist.
Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der im Hauptanspruch angegebenen Pumpe möglich. Besonders vorteilhaft ist es gemäß Anspruch 2, wenn die Zusatzsteuereinrichtung in bereits vorhandenen Funktionselementen integriert wird, so daß die angegebene Geräuschminderung mit einem sehr kleinen Zusatzaufwand erzielbar ist. Auf diese Weise ist die erforderliche
Relativbewegung und die notwendige Synchronisation in der Zusatzsteuereinrichtung bereits gegeben. Eine besonders wirksame Geräuschdämpfung läßt sich gemäß Anspruch 3 erreichen, wenn die Zusatzsteuereinrichtung eine Entlastung des Druckraums zum Rücklauf steuert. Eine besonders wirksame Geräuschdämpfung läßt sich bei einer Radialkolbenmaschine gemäß Anspruch 5 erreichen. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich aus den übrigen Ansprüchen, der Beschreibung und der Zeichnung.
Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen Figur 1 einen Schnitt durch eine rechtsdrehende Radialkolbenpumpe, Figur 2 einen Längsschnitt durch die Radialkolbenpumpe nach Figur 1, Figur 3 ein Diagramm, das in stark vereinfachter Darstellung die Triebwerkskraft in Verstellrichtung in Abhängigkeit vom Drehwinkel darstellt und Figur 4 einen Teil eines Querschnitts nach IV-IV in Figur 2.
Beschreibung des Ausführungsbeispiels
Die Figur 1 zeigt in Verbindung mit Figur 2 eine Radialkolbenpumpe 10, deren Gehäuse 11 auf der einen Seite durch einen Deckel 12 verschlossen ist. Im Gehäuse 11 ist eine mittige, durchgehende Längsbohrung 13 ausgebildet sowie eine sich daran anschließende zylindrische Ausnehmung 14. In der Längsbohrung 13 ist ein Steuerzapfen 15 befestigt, welcher in die Gehäuseausnehmung 14 ragt. Auf diesem Teil des Steuerzapfens 15 ist ein Rotor 16 gleitend gelagert, in dem mehrere radial verlaufende Zylinderbohrungen 17 ausgebildet sind, in denen Arbeitskolben 18 gleiten. Diese Arbeitskolben 18 sind gelenkig mit Gleitschuhen 19 verbunden, die sich mit ihren Gleitschuhsohlen an der Innenfläche 21 eines zylindrischen Hubrings 22 abstützen, welcher verstellbar in der Gehäuseausnehmung 14 angeordnet ist. Durch die exzentrische Lage des als Verstellorgan dienenden Hubrings 22, wie sie aus Figur 1 erkennbar ist, werden den Arbeitskolben 18 Hubbewegungen erteilt. Zur Fesselung der Gleitschuhe 19 an den Hubring 22 sind Halteringe 23, 24 vorgesehen.
Im Steuerzapfen 15 sind in der Ebene der Kolbenbohrungen 17 zwei Steuerschlitze 25, 26 ausgebildet, die über ebenfalls im Steuerzapfen 15 ausgebildete Längskanäle 27, 28 und Durchbrüche, von denen lediglich in Figur 2 der obere Durchbruch 29 gezeigt ist, mit radial im Gehäuse 11 verlaufenden, nach außen dringenden Kanälen verbunden sind, die hier als Saugkanal 31 und Druckkanal 32 ausgebildet sind. Am Steuerzapfen 15 sind die zwischen den Steuerschlitzen 25, 26 gelegenen Stege mit 33, 34 bezeichnet, an welchen sich die Totpunkte für die Drehbewegung befinden.
Die Radialkolbenpumpe 10 ist mit einer hydraulischen Hubringverstellung ausgebildet, die eine rein hydromechanische Versteileinrichtung 35 aufweist. Zu diesem Zweck sind im Gehäuse 11 zwei unterschiedlich große Stellkolben angeordnet, die am Außenumfang des Hubrings 22 auf zwei einander diametral gegenüberliegenden Stellen einwirken. Dabei wird in an sich bekannter Weise der kleinere Stellkolben 36 über einen Kanal 38 stets von der Hochdruckseite 32 aus beaufschlagt. Der größere Stellkolben 37 begrenzt einen Druckraum 39, der über einen am Gehäuse 11 angeflanschten Druckregler 41 von dessen Regelschieber 42 abgesperrt, mit der Hochdruckseite 32 verbunden oder zur
Niederdruckseite 31 entlastet wird, wie dies an sich bei Radialkolbenpumpen mit hydraulischer Hubringverstellung bekannt ist. Der hier als Zylinderstern ausgebildete Rotor 16 ist über eine Kreuzgelenkkupplung 43 von einer Triebwelle 44 angetrieben, welche im Deckel 12 in einem Doppelkugellager 45 gelagert ist.
Wie die Figur 1 in Verbindung mit Figur 2 und Figur 4 näher zeigt, weist die Radialkolbenpumpe 10 zur aktiven Geräuschdämpfung eine Zusatzsteuereinrichtung 47 auf, welche in eine Steuerverbindung 48 geschaltet ist, die vom Druckraum 39 des großen Verstellkolbens 37 zu einem Rücklauf im Gehäuse 11 geführt ist. Diese Steuerverbindung 48 ist in Figur 1 teilweise und vereinfacht als Leitung 49 dargestellt, die vom Druckraum 39 des Verstellkolbens 37 ausgeht und zu einem Axialkanal 51 im Steuerzapfen 15 führt. Diese Leitung 49 verläuft in nicht näher gezeichneter Weise innerhalb des Gehäuses 11 und steht über eine Ringnut 52 im Gehäuse 11, wie dies in Figur 2 näher gezeichnet ist, mit dem Axialkanal 51 in Verbindung. Zum Zwecke der leichteren Darstellung ist in Figur 2 dieser Axialkanal 51 in die Zeichenebene verdreht dargestellt. Von diesem Axialkanal 51 verläuft eine radiale Drosselbohrung 53 in die Mantelfläche des Steuerzapfens 15 in dessen Abschnitt, auf dem der Zylinderstern 16 gelagert ist. Wie die Figur 2 in Verbindung mit dem Teilschnitt nach Figur 4 näher zeigt, sind in dem Zylinderstern 16 an dessen zylindrischer Innenwand 54
Steuernuten 55 ausgebildet, welche mit der Drosselbohrung 53 zusammenarbeiten und die Zusatzsteuereinrichtung 47 bilden. Diese axial verlaufenden Steuernuten 55 sind zu einer antriebsseitigen Stirnseite des Zylindersterns 16 hin offen, so daß damit eine Verbindung zum Rücklauf im Gehäuse 11 geschaffen ist. Dabei sind jedem Arbeitskolben 18 zwei von diesen Steuernuten 55 zugeordnet, die jeweils im günstigsten Winkelabstand zu demjenigen Arbeitskolben liegen, dessen Kraftsprung kompensiert werden soll. Wie die Figur 4 vereinfacht zeigt, ist die Drosselbohrung 53 außerhalb des Winkelbereichs der Steuernuten 55 durch die Innenwand 54 des Zylindersterns 16 abgeschlossen. Entsprechend der im Zylinderstern 16 vorhandenen, sieben Arbeitskolben 18 sind somit in der Innenwand 54 insgesamt vierzehn Steuernuten 55 angeordnet.
Die Wirkungsweise der verstellbaren Radialkolbenpumpe 10 wird wie folgt erläutert, wobei deren grundsätzliche Funktion mit der Verstellung des Hubrings 22 durch die hydromechanische Versteileinrichtung 35 als an sich bekannt vorausgesetzt wird. Bei der in Figur 1 als rechtsdrehend dargestellen Radialkolbenpumpe 10 ist über die Versteileinrichtung 35 der Hubring 22 nach links ausgestellt. Dabei stützt sich der Hubring 22 aufgrund der zentrierend wirkenden Triebwerkskräfte auf dem großen Stellkolben 37 ab. Jedes Mal, wenn nun einer der Arbeitskolben 18 in die Hochdruckseite beim Steuerschlitz 26 eintaucht oder aus ihr austaucht, erfährt die Abstützkraft Fs am großen Stellkolben 37 einen Sprung in Höhe einer
Kolbenkraft nach unten. Verdeutlichen läßt sich dies anhand von Figur 1, wenn der Arbeitskolben 18' bei seiner rechtsdrehenden Bewegung den äußeren Totpunkt 56 überschreitet und dabei in seinen Druckhub übergeht, entsteht über dem Drehwinkel, der in etwa der Vorsteuernut 57 entspricht, ein Druck bzw. Kraftanstieg, der sich über den Gleitschuh auf dem Hubring abstützt. Eine Komponente dieser Abstützkraft beim Eintauchen des Kolbens 18 ' in die Hochdruckseite drückt den Hubring 22 in der Zeichnung nach Figur 1 nach links und entlastet dabei den großen
Stellkolben 37, wobei der Druck in dessen Druckraum 39 sinkt. Ein solcher Sprung der Triebwerkskraft Fs in Verstellrichtung ist über dem Drehwinkel φ in Figur 3 näher dargestellt, wo bei 58 diese periodische KraftSchwankung auftritt. Die Figur 3 stellt dabei einen stark vereinfachten und rein schematischen Kraftverlauf dar, um die Zusammenhänge bei einer vorbekannten Pumpe ohne die erfindungsgemäße Einrichtung aufzuzeigen. Wird in Figur 3 der erste Kraftsprung 58 dem Kolben 18' zugeordnet, so entsteht der nachfolgende Kraftsprung 59 in dieser Kennlinie dadurch, daß der Arbeitskolben 18" aus der Hochdruckseite des Steuerschlitzes 26 austaucht. Beim Austauchen des Arbeitskolbens 18" und Übergang über den inneren Totpunkt zum Saughub wird die vom Arbeitskolben 18' ' auf den Hubring 22 nach außen wirkende Stützkraft abgebaut, was wiederum die Stellkraft am großen Stellzylinder 37 verringert. Wie Figur 3 näher zeigt, treten diese Sprünge in der Stellkraft Fs mit der doppelten Kolbenfrequenz auf, so daß insgesamt bei einer Umdrehung des Rotors 16 vierzehn Kraftsprünge 58, 59 auftreten. Diese Kraftsprünge 58, 59 lassen sich durch die Vorsteuernuten 57, 62 am Steuerzapfen 15 etwas verschleifen und in ihrer Höhe mindern, was aus Gründen der Deutlichkeit in Figur 3 nicht dargestellt ist. Der verbleibende Rest der Kraftsprünge führt aber wegen der Nachgiebigkeit der hydraulischen Einspannung zu einer Oszillation des Hubrings 22, die einen Teil des Geräusches der Radialkolbenpumpe 10 ausmacht. Um diese Geräusche zu mindern, wird nun synchron mit den Kraftsprüngen eine Druckänderung im großen Stellkolben 37 durch Öffnen und Schließen von
Steuerquerschnitten mit Hilfe der Zusatzsteuereinrichtung 47 bewirkt, wobei diese Zusatzsteuereinrichtung 47 parallel zum eigentlichen Druckregler 41 geschaltet ist. Zu diesem Zweck ist die Zusatzsteuereinrichtung 47 mit Hilfe der Drosselbohrung 53 im Steuerzapfen 15 und den Steuernuten 55 im Rotor 16 integriert, weil auf diese Weise die erforderliche Relativbewegung und die Synchronisation bereits gegeben sind. Wenn beim Eintauchen des Arbeitskolbens 18' in die Hochdruckseite 26 der Kraftsprung 58 am großen Stellkolben 37 auftritt, so wird dem entgegengewirkt dadurch, daß die Zusatzsteuereinrichtung 47 den Druck im Druckraum 39 über die Steuerverbindung 48 rechtzeitig zum Rücklauf abbaut, um somit die Auswirkung des Kraftsprunges 58 zu verringern. In entsprechender Weise wird beim Austauchen des Arbeitskolbens 18" aus der Hochdruckseite 26 ebenfalls von der Zusatzsteuereinrichtung 47 ein Steuerquerschnitt zum Rücklauf geöffnet und der Druck im Stellzylinder 39 abgebaut, um somit die Auswirkung des Kraftsprunges 59 zu mindern. Auf diese Weise lassen sich die durch die Einwirkung der Triebwerkskräfte auf die Stellkolben wirkenden Kraftsprünge erheblich verringern, was zu einer wesentlichen Geräuschabsenkung führt. Die Zusatzsteuereinrichtung 47 ist in ihrer Arbeitsweise auf die hydraulische Hubverstellung so abgestimmt, daß trotz der durch die hydromechanische Versteileinrichtung auftretenden Verzögerungen ein zeitliches Aufeinandertreffen von Kraftsprung aus dem Triebwerk und Gegenaktion an dem Stellkolben 37 sichergestellt ist.
Selbstverständlich sind Änderungen an der gezeigten Ausführungsform möglich, ohne vom Gedanken der Erfindung abzuweichen. So kann die Radialkolbenpumpe 10 anstelle des Druckreglers 41 auch mit einem kombinierten Druck- Stromregler ausgerüstet werden. Ferner läßt sich die
Zusatzsteuereinrichtung 47 ohne weiteres so abändern, daß anstelle der einen Drosselbohrung 53 zwei Steuerausnehmungen im Steuerzapfen 15 liegen, so daß an der Innenwand des Rotors 16 lediglich sieben Steuernuten erforderlich werden, also gleich viel wie die Anzahl der Pumpenelemente 18. Auch läßt sich die Radialkolbenpumpe 10 mit anderen hydromechanischen Versteileinrichtungen ausrüsten und mit anderen Drehrichtungen betreiben. Bei anderen Bauarten der Radialkolbenpumpe kann es erforderlich sein, daß die Zusatzsteuereinrichtung in dem Druckraum des Stellkolbens eine Druckerhδhung steuert, somit also nicht die Steuerverbindung mit dem Rücklauf, sondern mit einer Hochdruckseite verbunden wird. Weiterhin läßt sich diese Art der aktiven Geräuschdämpfung auch auf Axialkolbenpumpen mit Schrägscheibenbauart übertragen, wobei die Zusatzsteuereinrichtung in die Zylindertrommel und die zugehörige Steuerscheibe integriert wird. Ebenso läßt sich die Geräuschdämpfung auch bei einer Flügelzellenpumpe anwenden, bei der eine vergleichbare Hubringverstellung wie bei der Radialkolbenpumpe vorliegt. In allen diesen Fällen läßt sich durch Einbeziehung bereits vorhandener Funktionselemente eine merkliche Geräuschminderung bei einem relativ kleinen Zusatzaufwand erzielen.

Claims

Ansprüche
1. Verstellbare hydrostatische Pumpe, insbesondere Kolben- oder Flügelzellenpumpe, mit einem Gehäuse, in dem ein mit einer Antriebswelle zusammenwirkender Rotor angeordnet ist, der Ausnehmungen aufweist, in denen Pumpenelemente gleitend geführt sind, die sich mit ihren aus dem Rotor ragenden Enden an einem huberzeugenden Verstellorgan abstützen, auf das zum Verstellen mindestens ein einen Druckraum begrenzender Stellkolben einer hydraulischen Versteileinrichtung einwirkt und mit einem Steuerkörper, in dem der Hochdruck- und Niederdruckseite zugeordnete, voneinander getrennte Steuerschlitze ausgebildet sind, dadurch gekennzeichnet, daß eine hydromechanische
Zusatzsteuereinrichtung (47) vorgesehen ist, welche parallel zur Versteileinrichtung (35) in dem dem Stellkolben (37) zugeordneten Druckraum (39) eine Druckänderung in entsprechend synchroner Weise zu den am Stellkolben (37) auftretenden Kraftsprüngen (58, 59) steuert.
2. Verstellbare Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Zusatzsteuereinrichtung (47) von dem Rotor (16)und dem zugehörigen Steuerkörper (15) gebildet wird, die relativ zueinander beweglich sind.
3. Verstellbare Pumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Zusatzsteuereinrichtung (47) in eine vom Druckraum (39) zum Rücklauf geführte Steuerverbindung (48) geschaltet ist.
4. Verstellbare Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Zusatzsteuereinrichtung (47) im Rotor (16) angeordnete Steuernuten (55) aufweist, wobei jedem Pumpenelement (18) mindestens eine zum Rücklauf entlastete Steuernut (55) zugeordnet ist, welche Steuernuten (55) mit mindestens einer gehäusefesten Steuerausnehmung (53) im Steuerkδrper (15) zusammenarbeiten, die mit dem Druckraum (39) Verbindung hat und daß Steuernuten (55) und Steuerausnehmung (53) in ihrer Winkellage in Drehrichtung gesehen so aufeinander abgestimmt sind, daß bei jedem Eintauchen und je dem Austauchen eines Pumpenelements (18) in die Hochdruckseite (26) ein Steuerquerschnitt (55, 53) in der Zusatzsteuereinrichtung (47) gesteuert wird.
5. Verstellbare Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß sie als Radialkolbenpumpe (10) mit einem Hubring (22) als Verstellorgan ausgebildet ist, bei der in radialen Bohrungen (17) des Rotors (16) jeweils Arbeitskolben (18) als Pumpenelemente angeordnet sind, die sich über Gleitschuhe (19) am Innenumfang des Hubrings (22) abstützen und bei welcher der Rotor (16) auf einem als Steuerkörper dienenden Steuerzapfen (15) gelagert ist, in dem die Steuerschlitze (25, 26) mit Verbindung zu einem Saugkanal (31) bzw. einem Druckkanal (32) liegen, und mit zwei auf einander diametral gegenüberliegenden Stellen am Außenumfang des Hubrings (22) einwirkenden Stellkolben (36, 37) unterschiedlicher Durchmesser, von denen der kleinere (36) stets von der Hochdruckseite (26) der Pumpe beaufschlagt ist und der größere (37) über eine hydromechanische VerStelleinrichtung (41) mit der Hochdruckseite (26) oder zur Niederdruckseite (25) verbindbar ist.
6. Verstellbare Pumpe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuernuten (55) der Zusatzsteuereinrichtung (47) in der Innenwand des Rotors (16) längs des Umfangs verteilt liegen und zu dessen einer Stirnseite hin offen sind und daß in der Mantelfläche des Steuerzapfens (15) als Steuerausnehmung wenigstens eine radiale Drosselbohrung (53) angeordnet ist, die über einen gehäusefesten Kanal (51, 49) mit dem Druckraum (39) am großen Stellkolben (37) Verbindung hat.
7. Verstellbare Pumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein Rotor (16) bei sieben Kolben (18) vierzehn zugeordnete Steuernuten (55) angeordnet sind.
8. Verstellbare Pumpe nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Zusatzsteuereinrichtung (47) synchron mit den Kraftsprüngen einen Druckabbau im Druckraum (39) steuert.
9. Verstellbare Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß sie als Axialkolbenpumpe in Schrägscheibenbauart ausgebildet ist, bei welcher der Rotor als Zylindertrommel, das Verstellorgan als verstellbare Schrägscheibe und der Steuerkδrper als Steuerscheibe ausgebildet sind, wobei in die Zylindertrommel und die
Steuerscheibe die Zusatzsteuereinrichtung integriert ist.
10. Verstellbare Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß sie als Flügelzellenpumpe ausgebildet ist und die Zusatzsteuereinrichtung in einen Rotor und eine stirnseitige Steuerplatte integriert ist.
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