本发明涉及包括产生出口压力的可变排量泵的液压泵系统。液压泵系统还包括控制系统，控制系统响应于出口压力的增大而减小可变排量泵的排量容积并且响应于出口压力的减小而增大可变排量泵的排量容积。
用于可变排量泵的扭矩控制系统
[0001] 相关申请的交叉引用
[0002] 本申请于2016年2月8日作为PCT国际专利申请提交并且要求于2015年2月9日提交的美国专利申请序列No.62/113,901的受益权以及要求于2015年10月7日提交的美国专利申请序列No.62/238,469的受益权，这些专利申请的全部内容通过参引结合到本文中。
技术领域
[0003] 本公开大致涉及液压系统。更具体地，本公开涉及包括可变排量泵的液压系统。
背景技术
[0004] 液压系统用于利用液压力和流量传递能量。典型的液压系统包括用于将来自动力源(例如电动机、内燃机等等)的能量/动力转换成用于在致动器或其他装置(即负载)处提供有用功的液压力和流量。典型的液压泵包括旋转组，旋转组包括承载在由联接至输入轴的转子限定的气缸内的一个或多个活塞。输入轴供应扭矩用于使旋转组旋转。当旋转组围绕输入轴的中心轴线旋转时，活塞在旋转组的气缸内往复运动(即冲程)。这使得液压流体被吸入泵的输入端口内并且从泵的输出端口排出。在可变排量泵中，通过泵转移的用于旋转组的每次旋转的流体的体积(即泵的排量容积)可以改变以匹配对应于负载的液压力和流量要求。一般地，通过改变旋转组的活塞在其相应的气缸内的行程长度来改变泵的排量容积。由液压泵经受的工作负荷取决于比如为工作压力和泵输出流量的因素。在一些操作条件下，驱动泵以满足给定工作负荷所需的扭矩可能超过动力源的负载量(capacity)。
发明内容
[0005] 本公开的一个方面涉及用于可变排量泵的扭矩控制系统，当驱动作用力达到由扭矩控制系统设定的阈值时，扭矩控制系统减小泵输出流量由此防止动力源过载。
[0006] 本公开的另一个方面涉及用于可变排量泵的扭矩控制系统，该扭矩控制系统响应于泵出口压力的增大而减小可变排量泵的行程长度并且响应于泵出口压力的减小而增大可变排量泵的行程长度。
[0007] 本公开的再一个方面涉及包括产生出口压力的可变排量泵的液压泵系统。该系统还包括控制系统，控制系统响应于出口压力的增大而减小可变排量泵的排量容积并且响应于出口压力的减小而增大可变排量泵的排量容积。
[0008] 本公开的其他方面涉及用于可变排量泵的控制系统，控制系统具有响应于负荷压力自动地调节泵排量的扭矩控制功能。在某些例子中，控制系统在较高压力时减小排量以限制输入转矩需求。这样，在一定范围的操作压力、速度和油温度下保持扭矩极限。扭矩控制的使用允许在低压下的更高流量，同时在不超过驱动泵的动力源(例如电机或发动机)的最大转矩的情况下保持获得高压力的能力。
[0009] 本公开的其他方面涉及由包括扭矩控制阀的控制系统控制的可变排量泵，在扭矩控制阀中扭矩控制阀的单独的弹簧预加载控制泵的扭矩极限。
[0010] 各个另外的发明方面将在以下说明书中阐述。发明方面可以涉及单独的特征以及特征的组合。可以理解的是上述概述以及以下详细说明仅是示例性和说明性的，并且不限制本文中所公开的示例所基于的宽泛的发明构思。
附图说明
[0011] 图1是根据本公开的原理的可变排量泵系统的透视图；
[0012] 图2是图1的可变排量泵系统的截面视图；
[0013] 图3是图1的可变排量泵系统的另一个截面视图；
[0014] 图4是图1的可变排量泵系统的再一个截面视图；
[0015] 图5是穿过图1的可变排量泵系统的控制阀组截取的截面视图；
[0016] 图6是图1的可变排量泵系统的截面视图，示出处于中间位置(即最小泵排量位置)的旋转斜盘位置控制活塞；
[0017] 图7是图1的可变排量泵系统的截面视图，示出处于最大泵排量位置的旋转斜盘位置控制活塞；
[0018] 图8是图1的可变排量泵系统的示意性视图。
[0019] 图9是图1的可变排量泵组件的旋转斜盘位置控制活塞的侧视图；
[0020] 图10是图1的可变排量泵系统的扭矩控制阀的截面视图；
[0021] 图11示出处于中间位置的图1的可变排量泵系统的旋转斜盘位置控制活塞；
[0022] 图12示出处于最大排量位置的图1的可变排量泵系统的旋转斜盘控制活塞；
[0023] 图13示意性地示出位于图1的可变排量泵系统的扭矩控制阀与旋转斜盘位置控制活塞之间的液压流体连接布置；以及
[0024] 图14是穿过图1的可变排量泵系统的旋转斜盘位置控制活塞截取的截面视图。
具体实施方式
[0025] 图1示出根据本公开的原理的可变排量泵系统20。可变排量泵系统20包括由泵控制系统23控制的可变排量泵22。泵控制系统23包括具有压力补偿阀装置24和扭矩控制阀26的阀组25。泵控制系统20还包括用于控制可变排量泵22的旋转斜盘48的位置的控制活塞28。图2-4是示出控制活塞28如何与旋转斜盘48对接的各个截面视图。图5是穿过阀组25截取的截面视图。
[0026] 如图4中最佳地示出的，可变排量泵22包括安装在由泵22的壳体30限定的控制活塞气缸35内的控制活塞套筒32。控制活塞套筒32限定控制活塞28安装其中的孔33。尽管在本公开中主要说明了套筒32安装在由泵22的壳体30限定的控制活塞气缸35内，但是也可能使套筒32形成为与泵壳体30一体。在进一步的其他实施例中，可变排量泵22的壳体30构造成限定不具有控制活塞套筒32的孔33。例如，控制活塞气缸35的至少一部分构造成替代控制活塞套筒32，使得控制活塞28直接安装在控制活塞气缸35内(即，控制活塞气缸35限定不具有控制活塞套筒32的孔33)。在该结构中，控制活塞气缸35和/或泵壳体30的与控制活塞气缸35相关的至少一部分包括对应于控制活塞套筒32的如在本公开中所说明的特征的特征。
[0027] 继续参照图4，可变排量泵22包括安装在泵壳体30内的旋转组34。旋转组34包括限定容纳活塞40的多个活塞气缸38的转子36。可变排量泵22还包括限定旋转轴线44的输入轴42。输入轴42联接至转子36，使得扭矩可以从输入轴42传递至转子36，由此允许输入轴42和转子36一起围绕旋转轴线44旋转。在某些例子中，花键连接可以设置在输入轴42与转子36之间。如上所述，轴承46设置在输入轴42与泵壳体30之间，用于允许输入轴42相对于泵壳体
30围绕旋转轴线44旋转。
[0028] 仍然参照图4，旋转斜盘48也定位在泵壳体30内。旋转斜盘48可相对于旋转轴线44在中间位置(参见图3、4和6)与最大排量位置(参见图2和7)之间枢转地活动。中间位置还可以称为最小排量位置。可以理解的是旋转斜盘48的运动改变旋转斜盘48相对于旋转轴线44的角度。改变旋转斜盘48相对于旋转轴线44的角度改变了可变排量泵22的排量容积。排量容积是对于旋转组34的每次旋转由可变排量泵22排出的液压流体的量。当旋转斜盘48位于中间位置时，泵排量具有最小值。在某些例子中，最小值可以是零排量。当旋转斜盘48处于最大排量位置时，可变排量泵22具有最大排量值。
[0029] 仍然参考图4，旋转组34的活塞40包括液压桩靴52安装其上的柱形头部50。液压桩靴52具有与旋转斜盘48相对的端部表面54。一般地，液压流体在端部表面54与旋转斜盘48之间提供便于使旋转组34相对于旋转斜盘48围绕旋转轴线44旋转的液压支承层。当旋转斜盘48处于中间位置时，旋转斜盘相对于旋转轴线44大致垂直，由此使得活塞40在其相应的活塞气缸38内的行程长度为零或接近零。通过调节旋转斜盘48相对于旋转轴线44的角度，调节活塞40在其对应的活塞气缸38内的行程长度。当旋转斜盘48相对于旋转轴线44定位在非直角处时，对于转子36围绕旋转轴线44的每次旋转，活塞往复运动一个行程长度。当旋转斜盘48从中间位置朝向最大排量位置运动时，行程长度增大。当活塞40在其对应的活塞气缸38内往复运动时，旋转组34提供将液压流体吸入可变排量泵22的进口56(参见图8示意性地示出的)内的泵压作用，并且迫使液压流体从可变排量泵22的出口58(参见图8示意性地示出的)流出。
[0030] 控制活塞28被用于控制旋转斜盘48相对于旋转轴线44的位置或角度。控制活塞28包括第一端部60和相对的第二端部62。控制活塞28的第一端部60示出为接合旋转斜盘48。弹簧64设置在泵壳体30内，用于朝向最大排量位置偏置旋转斜盘48。旋转斜盘48相对于旋转轴线44的角度通过使控制活塞28在套筒32(或者系统20不配置套筒32时的控制活塞气缸
35)内轴向地运动来调节。在某些例子中，控制压力施加于控制活塞28的第二端部62，使得控制活塞28使旋转斜盘48从最大排量位置朝向中间位置运动。通过控制压力施加至控制活塞28的第二端部62的力必须超过弹簧64的弹簧力以及其他力，以使旋转斜盘48从最大排量位置朝向中间位置运动。这些其他力包括由活塞气缸38内的压力引入并且经由活塞40以及通过桩靴52传递至旋转斜盘48的液压力。当施加于旋转斜盘控制活塞28的第二端部62的力小于弹簧64的弹簧力和其他力的合力时，力的合力使旋转斜盘48朝向最大排量位置返回运动。
[0031] 可以理解的是可变排量泵22的控制系统可以提供扭矩控制功能。在某些例子中，各个元件可以配合以提供泵的扭矩限制功能。在一个示例中，扭矩控制阀26和控制活塞28可以配合以提供扭矩限制功能。在某些例子中，扭矩控制阀26可以与负载感测或压力补偿器阀相似地作用，控制活塞28可以包括产生扭矩限制压力信号Ptc的集成式液压电位计，集成式液压电位计与扭矩控制阀26对接以相对于扭矩控制阀26的滑阀66提供压力平衡功能。
[0032] 在图9中示出具有集成式电位计29的控制活塞28。参照图9，控制活塞28包括最靠近控制活塞28的第一端部60定位的第一区域68和最靠近控制活塞28的第二端部62定位的第二区域70。控制活塞28还包括定位在第一区域68与第二区域70之间的第三区域72。在某些例子中，第一区域68和第二区域70具有基本平滑的柱形表面。在某些例子中，第三区域72具有可以作用为液压电位计29的集成式结构。在某些例子中，该结构可以包括允许层流通过第一区域68与第二区域70之间的第三区域72的螺旋槽31(例如类似于螺纹)。沿着螺旋槽穿过第三区域72的流体的液压力将以从螺旋槽的一端至另一端的线性方式减小。沿着第二区域70的液压力可以整体上大体相同，类似地，沿着第一区域68的液压力可以整体上大体相同。在某些例子中，提供至第一区域68的液压力是泵壳体的外壳压力(即基本上容器/储液器/排放压力)。
[0033] 在某些例子中，第二区域70可以与泵22的出口58(在图8中示意性地示出)流体连通，以便一般处于出口压力下。因此，在很多操作条件下，第二区域70处的液压力基本高于第一区域68处的液压力。这使得液压流体在第三区域72处沿着螺旋槽流动，使得当围绕控制活塞28周向地延伸的螺旋路径沿着控制活塞28的长度轴向地延伸时，液压流体沿着该路径流动。当液压流体沿着螺旋槽流动时，随着液压流体从第二区域70朝向第一区域68流动，液压流体的压力将以线性方式减小。
[0034] 参照图10，可变排量泵22的扭矩控制阀26包括限定滑阀66安装其中的孔82的阀体80。阀体80还限定包含弹簧86的弹簧腔室84。弹簧86沿第一方向88向滑阀66施加弹簧力(即预加载)。在某些例子中，对应于弹簧86的弹簧负载或力设定可变排量泵22的最大扭矩极限。在某些例子中，扭矩控制阀26可以包括允许手动地调节弹簧86的弹簧预加载的弹簧预加载调节机构90。在某些例子中，弹簧预加载调节机构90包括可被转动以调节弹簧预加载并且由此调节泵的扭矩极限的螺纹构件91(即螺栓或螺杆)。在某些例子中，弹簧预加载调节机构90允许在不做任何拆卸的情况下调节泵的扭矩设定。
[0035] 在某些例子中，扭矩控制阀26包括与控制活塞28的第二端部62流体连通的第一端口94、与泵22的出口58流体连通的第二端口96以及与控制活塞28的电位计29流体连通的第三端口98。第一端口94向控制活塞28的第二端部62提供控制压力。另一个端口97与容器压力流体连通。图13示出控制活塞28与控制阀26之间的示例性流体连接布置。
[0036] 可以理解的是滑阀66构造成在孔82内轴向地运动。滑阀66的一些实施例可以再分成两个或更多个单独的零件(例如图10中的66A和66B)。在一些实施例中，滑阀66的单独部分中的至少一个可以具有不同的直径。在其他实施例中，滑阀66的单独部分可以具有相同的直径。相反的轴向力施加于滑阀66的相对的第一端部92和第二端部93，以控制滑阀66在孔82内的轴向位置。例如，来自弹簧86的弹簧力以及弹簧腔室84内的压力配合以向滑阀66的第一端部92施加第一轴向力F1。弹簧腔室84内的压力由从控制活塞28的电位计接收的信号压力Ptc确定。由信号压力Ptc施加于滑阀66的力可被称为信号压力。第二力F2施加于滑阀66的第二端部93。通过对着滑阀66的第二端部93施加的泵的出口压力产生第二力F2。该力F2可被称为出口压力。力F1和F2彼此相对并且可以朝向平衡状态动态地变化。
[0037] 参照图13，当力F2超过力F1时(一般由于增大的出口压力)，使得滑阀66向左运动，由此打开端口96与端口94之间的流体连通。这样，来自端口96的泵出口压力提供至端口94。由泵出口压力提供的增大的压力增大了提供至控制活塞28的第二端部62的控制压力，使得控制活塞28将旋转斜盘朝向中间位置移动，由此减小了液压泵22的行程长度，使得减小泵排量。控制活塞28朝向中间位置的运动与出口压力的增大相结合使得从电位计29提供至弹簧腔室84的信号压力的数值增大，由此使得力F1增大至F2超过F1并且滑阀向右返回运动的点，由此关闭端口96、94之间的流体连通。该系统操作为使得力F1和F2反复朝向再度平衡状态调节。
[0038] 当力F2下降到力F1以下时(一般由于降低的出口压力)，滑阀66向右运动至端口94设置成经由端口97与容器压力流体连通的位置，由此减小提供至控制活塞28的第二端部62的控制压力的数值。控制压力的这种减小使得控制活塞28允许旋转斜盘朝向最大排量位置向后弹簧偏置，使得活塞的行程长度增大以增加泵的排量容积。控制活塞28朝向最大排量位置的运动与出口压力的减小相结合使得从电位计29提供至弹簧腔室84的信号压力Ptc的数值减小，由此使得力F1减小至F2小于F1并且滑阀向左返回运动的点，由此关闭端口97、94之间的流体连通。该系统操作为使得力F1和F2反复朝向再度平衡状态调节。
[0039] 参照图11-13，容纳控制活塞28的套筒32(或系统20不配置套筒32时的控制活塞气缸35)限定与控制阀26的第三端口98流体连通的环形空间100或其他容积(即，信号压力输出位置)。环形空间100定位在套筒32(或控制活塞气缸35)的内部并且对着控制活塞28的外表面。在一些实施例中，套筒32(或控制活塞气缸35)的外部上的环形空间100通过多个通路103与套筒32(或控制活塞气缸35)的内部流体连通。当控制活塞28处于最大排量位置时，环形空间100和通路103与第一区域68与第三区域72之间的界面相邻地定位。相比之下，当控制活塞处于中间位置时，环形空间100和通路103与第三区域72和第二区域70之间的界面相邻地定位。从信号压力输出位置输出至弹簧腔室84的数值信号压力一般随着控制活塞28朝向最大排量位置运动而线性地减小，并且随着控制活塞朝向中间位置运动而线性地增大。
[0040] 在某些例子中，套筒32(或系统20不配置套筒32时的控制活塞气缸35)还可以在第二区域70处限定与泵出口流体连通的内部环形空间102或容积/空间。这样，套筒32(或控制活塞气缸35)的环绕第二区域70的区域可以设置在泵出口压力下。相比之下，套筒32(或控制活塞气缸35)的环绕第一区域68的区域可以设置在外壳或容器压力下。这样，当控制活塞28处于最大排量位置时，外壳或容器压力提供至内部环形空间100。因此，从电位计29输出的信号压力对应于外壳或容器压力并且通过第三端口98提供至弹簧腔室84。相比之下，当控制活塞处于中间位置时，来自内部环形空间102的泵出口压力提供至内部环形空间100。
这样，从电位计29输出的信号压力对应于泵压力并且通过第三端口98提供至弹簧腔室84。
[0041] 当控制活塞28在中间位置与最大排量位置之间运动时，由于由控制活塞28限定的螺旋槽内的压力从一端到另一端以线性方式减小，因此提供至内部环形空间100的液压力随着控制活塞28的位置线性地改变。提供至环形空间100的压力因此取决于环形空间100与第三区域72对准的位置。当环形空间100与第三区域72的第一端部对准时，提供至环形空间100的液压力大致为泵出口压力。当环形空间100与螺旋槽的第二端部对准时，液压力大致为外壳压力(即容器或排放压力)。在螺旋槽的第一端部与第二端部之间的区域中，提供至环形空间100的液压力从出口压力至容器压力线性地改变。
[0042] 在某些例子中，泵控制系统可以设置有最小和最大排量极限特征。在某些例子中，泵将仅在最小排量与最大排量之间操作，而与操作条件无关。该特征可以无视(override)比如为压力补偿器控制、负载感测控制和扭矩控制的所有其他控制。
[0043] 在一个示例中，最小排量特征可以通过向控制活塞28增加压力释放通路120(见图14)来实现。压力释放通路120可以具有沿着控制活塞28的轴向长度放置在所需轴向位置处的侧开口122(即气孔)。当侧开口122设置成与外壳压力流体连通时，施加于控制活塞28的第二端部的压力被释放以控制至外壳\容器的压力，由此减小控制压力并且防止泵进一步减少行程。例如，当压力释放孔122运动经过套筒32(或在系统20不配置套筒32时的控制活塞气缸35)的端部时，活塞28的第二端部设置成与外壳压力流体连通，由此减小控制压力并且防止活塞的将引起泵的进一步减少行程的运动。因此，压力释放孔122与套筒32(或控制活塞气缸35)的端部结合用作止动件。
[0044] 在某些例子中，最大排量特征可以包括比如为调节螺杆124的可调节致动器，可调节致动器能够确定控制活塞28在套筒32(或在系统20不配置套筒32时的控制活塞气缸35)内的最大排量位置。在某些例子中，最大排量调节机构可以包括止动件，控制活塞在处于所需的最大排量位置时抵靠该止动件。通过调节止动件在套筒32(或控制活塞气缸35)内的轴向位置，能够调节泵的最大排量。
[0045] 可以理解的是从控制活塞28的液压电位计提供的信号压力随着控制活塞28在套筒32(或控制活塞气缸35)内的位置而改变。例如，提供至弹簧腔室84的信号压力Ptc的值随着控制活塞28从最大排量位置朝向最小排量位置运动而增大。这样，当力F2随着增大的泵出口压力而增大时，力F1也增大以使力F2平衡。如前所述，力F1是通过弹簧86和通过弹簧腔室84内的信号压力施加于滑阀66的合力。这样，可以在出口压力升高和降低时相对于滑阀66沿轴向定向保持力平衡关系。
[0046] 在某些例子中，扭矩控制功能通过包括控制阀和液压电位计的两个主要元件的协作提供。控制阀可被构造为如同本领域技术人员已知其特征的负载感测或压力补偿器阀。液压电位计产生导向控制阀弹簧腔室的扭矩限制信号压力Ptc。
[0047] 如上所述，除信号压力Ptc而非外壳压力或负载感测压力被施加于弹簧腔室之外，控制阀可被构造为如同标准载荷感测或压力补偿器阀。当作用在控制阀的滑阀的右侧区域上的来自泵出口压力的力Pout大于作用在滑阀的左侧区域A上的信号压力Ptc加上弹簧预加载力Fs的和时，控制阀从端口向控制活塞施加压力/液流以使泵减少行程。
[0048] 当扭矩控制有效时，其在滑阀上寻找平衡力：
[0049] Pout＝Ptc+Fs/A
[0050] 控制阀布置在具有压力补偿和负载感测的液压平行回路中，以允许优先于(override from)压力补偿或负载感测。
[0051] 液压电位计产生作为泵出口压力Pout和泵排量D的乘积的信号压力Ptc。该压力从端口施加至控制阀的弹簧腔室。Ptc与Pout成比例地增大并且与排量D成比例地减小：
[0052]
[0053] 以闭型式表达：
[0054] Ptc＝Pout(1-D)
[0055] 当液压电位计根据上述关系提供信号压力时，获得恒定转矩极限。该功能通过两个主要部件实现：控制活塞(与旋转斜盘一起运动)和活塞在其中平移的套筒(连接至壳体)。
[0056] 关于液压电位计，螺旋槽特征形成为长窄“管”-将Pout连接至Ptank(零压力计压力)。沿着该管，从Pout到Ptctank的压降沿着管的长度是线性的。螺旋槽优先形成‘管’特征，而非固定间隙环形漏洞或直线轴向槽，因为其在处理制造公差时在提供线性信号(对于转矩极限精度是关键的)方面更加强健。螺旋特征对于活塞与孔之间的环状间隙以及孔内活塞的偏心度和倾斜的变化是强健的。
[0057] 关于控制活塞28，壳体孔(即套筒孔)与活塞OD之间的环形间隙与螺旋的横截面积相比非常小，因此绝大多数流动沿着螺旋路径。由于螺旋围绕活塞缠挠多次，“管”长度相当长，这形成低流动性情况并且允许在考虑制造公差时的一致压降。
[0058] 信号压力Ptc在沿着相对于壳体/套筒固定的活塞的点处拾取压力。其位置和轴向长度以及螺旋特征的起始/终止位置布置成使得其在零排量时读取出口压力并且在完全排量时读取容器压力。当控制活塞随着泵排量线性地运动时，信号压力与排量线性地读取压力(对于给定Ptc)。
[0059] 由于信号压力沿着‘管’随着排量(1-D)线性地读取压力，沿着‘管’的压力与出口压力Pout和沿着管的长度线性地成比例，所产生的信号压力提供所需形式：Ptc＝Pout(1-D)[0060] 扭矩控制的设计意图是独立于压力、排量、泵速度、油温度和扭矩设定的状态将扭矩限制于恒定值。用于泵扭矩的基本方程，T：
[0061] T＝PoutD
[0062] 对该控制的2个主要元件的检验：
[0063] 1.控制阀作用为保持关系压力平衡，使得：
[0064]
[0065] 2.液压电位计产生信号压力：
[0066] Ptc＝Pout(1-D)
[0067] 将Ptc从等式2替换至等式1：
[0068]
[0069] 拆括号和简化：
[0070]
[0071]
[0072] 并且由于
[0073] T＝PoutD
[0074]
[0075] 由此导出用于恒定扭矩的方程式。由于A是定值，因此扭矩极限由弹簧预加载Fs单独决定，满足设计意图。
[0076] 事实上，T＝PoutD+Tloss，其中Tloss是泵的固有机械损耗，其对压力、排量、速度、温度具有一定的依赖性。此外，事实上Ptc＝(Pout-Pml+Ptank)(1-D)，其中：
[0077] a.外壳压力，Ptank，稍微高于泵进口压力。
[0078] b.Pml是由于从在大面积上的较慢运动转变成在小面积以及转角(从活塞环形空间转变至螺旋槽)中的较快运动的流动而出现的“次要损耗”。
[0079] 这些附加损耗如果被忽略则会产生与恒定扭矩极限的严重偏差(差精度)。因此，可以对阀、套筒和活塞的“理想”设计做出调节。这些调节可以减轻损耗效应，从而提供对于制造公差和操作条件强健的几乎恒定扭矩极限。这些参数可以通过仿真和测试迭代优化。
[0080] 如前所述，扭矩控制由下式决定：T＝Fs/A
[0081] 由于设定由弹簧预加载(当控制阀有效时)确定，因此仅需要的调节是调节控制阀螺杆：旋进以增大扭矩极限；旋出以减小扭矩极限。单个控制方案覆盖全部设定变化(例如，从最大值的大约20％至大约90％的范围)。
[0082] 在泵中可以存在提供最小排量极限的特征。在该情况下，泵将仅在最小排量与最大排量之间操作，与操作条件和控制信号无关。该特征将无视所有其他控制：压力补偿器、负载感测和扭矩控制。
[0083] 在一个示例中，通过向控制活塞简单地增加‘气孔’(沿着控制活塞谨慎地放置(轴向位置))以释放至容器的控制压力-防止泵进一步减少行程，来实现最小排量特征。提供所需最小斜盘角度的精确孔位置可以通过试验开发和验证。最小排量设定是不能外部调节的，但可以通过去除控制活塞并且利用具有所需孔位置的不同的控制活塞对其进行更换来改变。泵的最大排量设定可以通过限制控制活塞28的运动范围的结构例如可调节止动件(例如螺杆止动件)调节。
[0084] 本公开的方面可以具有许多优势，比如：
[0085] 1.平行控制-没有压力补偿或负载感测功能的损耗/退化。在下文中，压力补偿和负载感测称为基本控制。
[0086] a.非常像压力补偿器和负载感测功能的平行特性，扭矩控制阀平行于基本控制布置。
[0087] b.止回阀允许基本控制功能无视通向控制活塞以进一步使泵在某些操作条件下减少行程的扭矩控制和端口压力/流动。
[0088] 2.高精度控制和低成本。
[0089] a.液压电位计自然地产生连续可变反馈以能够追踪理想双曲线压力流动曲线。
[0090] b.竞争设计利用双弹簧装置产生所需压力与流动双曲线的近似值。这产生具有较低精度的双峰值扭矩曲线。
[0091] 3.外部可调节扭矩设定-不需要拆卸。
[0092] a.仅通过调节控制阀中的螺杆来调节扭矩设定。
[0093] b.单一控制覆盖所有设定变化(最大值的20％至90％)。
[0094] i.这可能是由于在产生压力与排量之间的双曲线关系时液压电位计的固有功能。
[0095] c.除调节螺杆之外，竞争性控制需要拆卸泵以改变外部弹簧设定，从而实现不同的扭矩设定(和保持精度)。
[0096] i.多个弹簧可被布置成提供可变系数弹簧并且接近用于给定扭矩设定的所需双曲线。然而，所需双曲线对于不同的扭矩设定改变时，近似值从理想状态偏离，从而形成不可接受的精度。然后迫使竞争设计形成几组弹簧，以接近宽范围的所需双曲线压力-排量曲线(对于扭矩设定范围)。
[0097] 4.液压排量反馈—可靠性和稳定性。
[0098] a.由于反馈是完全液压的，因此其在没有机械故障模式下提供平滑和稳定的反馈。
[0099] b.利用更复杂的多弹簧反馈机构的竞争设计倾向于发生机械故障和谐振不稳定。
[0100] c.其他竞争设计利用在随着排量平移(通常在控制活塞中切入)的表面轮廓上滑动的弹簧加载凸轮。除机械故障之外，这些设计倾向于在凸轮-滑块界面处磨损。
[0101] 5.可获得可选择的最小排量限制器—确保最小流量(无视控制)。
[0102] a.由于最小排量限制器是液压的，因此其消除了机械故障模式。
[0103] b.由于限制器是液压的，因此其还提供‘软着陆’，而非在最小排量时的硬停机。
[0104] 滑阀66可被构造成具有双直径结构。例如，滑阀66可以具有通过Ptc作用的较大直径A，和通过Pout作用的较小直径B。如上所述，当油从控制活塞周围的大环形空间转变至油速度增大时的小‘管’时，产生初始压降(“次要损耗”)。双直径对于减轻次要损耗以及泵损耗的效果是关键的。
[0105] 该压降与Pout成正比。因此，实际上Ptc＝Pout(1-β)(1-D)，其中β是对于由于次要损耗而引起的压力损耗的部分的常量系数。
[0106] 区域A定尺寸成补偿压力损耗。理想地，A定尺寸以下式成比例地大于B：
[0107] 使得力在滑阀上平衡：APtc+Fs＝BPout(1-D)
[0108] 区域差异被进一步细化以补偿泵中的固有机械损耗：活塞泵将固有地具有作为压力和排量的函数变化的损耗。这些固有损耗形成作为压力/排量的函数的扭矩极限的向上或向下趋势。区域差异被调谐以向上/向下调节该趋势，从而进一步实现恒定扭矩极限。
[0109] 区域差异被进一步细化以补偿弹簧空腔中的Pout泄漏：与理想状态偏离的是，由于从弹簧腔室跨越滑阀到容器的泄漏，从Pout到Ptc的流量稍大于从Ptc到Ptank的流量。这引起了沿着管的第一部分的稍高的压降梯度。区域比被稍微地调节以适应该泄漏。
[0110] 由于次要损耗而与理想(恒定)扭矩极限的偏离、外壳压力以及机械效率通过调节液压电位计的定时而被进一步减轻。在理想情况下再调用：
[0111]
[0112] 通过调节Ptc感测位置的轴向定位和套筒中的Pout供给以及螺旋槽在活塞中的开始和终止，进一步减轻实际损耗(以得到恒定扭矩极限)。这对信号压力Ptc相对于排量D的比例和偏移量两者有影响。
[0113] Ptc＝Pout(1-a+bD)
[0114] 本公开的方面可以涉及提供反比例信号压力的控制活塞。反比例信号压力允许减轻双直径滑阀装置的特性，如上所述，以便设计成控制阀。正比例信号将不允许这—在正比例装置(如同PVH泵控制)中—Ptc直接作用在控制阀的右侧前缘(区域A)上，并且弹簧腔室处于容器压力下。该装置还允许对于Pout压力的变化的更好的控制响应。当在该设计中压力变化时，其立即作用在控制阀的前缘上，从而使得控制快速回应。正比例信号装置和直接作用装置(非压差)需要在作用于控制阀的前缘之前Pout变化通过螺旋槽特征反映，导致更加滞后的响应以及更大的压力过冲和更慢的流量回收。
[0115] 在不脱离本公开的范围和精神的情况下本领域技术人员将容易理解本公开的各种变型和变化，应当理解的是本公开的范围不过度地限于本文所阐述的示例性示例。
