[go: up one dir, main page]

WO2007039249A1 - Hydraulische steuervorrichtung - Google Patents

Hydraulische steuervorrichtung Download PDF

Info

Publication number
WO2007039249A1
WO2007039249A1 PCT/EP2006/009480 EP2006009480W WO2007039249A1 WO 2007039249 A1 WO2007039249 A1 WO 2007039249A1 EP 2006009480 W EP2006009480 W EP 2006009480W WO 2007039249 A1 WO2007039249 A1 WO 2007039249A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
control
hydraulic
valve
load
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.)
Ceased
Application number
PCT/EP2006/009480
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Wolfgang Kauss
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.)
Bosch Rexroth AG
Original Assignee
Bosch Rexroth AG
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 Bosch Rexroth AG filed Critical Bosch Rexroth AG
Priority to AT06828803T priority Critical patent/ATE518064T1/de
Priority to US12/067,081 priority patent/US7870729B2/en
Priority to CN200680036041XA priority patent/CN101278132B/zh
Priority to EP06828803A priority patent/EP1934487B1/de
Publication of WO2007039249A1 publication Critical patent/WO2007039249A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/16—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors
    • F15B11/161—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load
    • F15B11/162—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load for giving priority to particular servomotors or users
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F15B11/04—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the speed
    • F15B11/05—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the speed specially adapted to maintain constant speed, e.g. pressure-compensated, load-responsive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/16—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors
    • F15B11/161—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load
    • F15B11/165—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load for adjusting the pump output or bypass in response to demand
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20546—Type of pump variable capacity
    • F15B2211/20553—Type of pump variable capacity with pilot circuit, e.g. for controlling a swash plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/25—Pressure control functions
    • F15B2211/253—Pressure margin control, e.g. pump pressure in relation to load pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/305—Directional control characterised by the type of valves
    • F15B2211/30525—Directional control valves, e.g. 4/3-directional control valve
    • F15B2211/3053—In combination with a pressure compensating valve
    • F15B2211/30535—In combination with a pressure compensating valve the pressure compensating valve is arranged between pressure source and directional control valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/31—Directional control characterised by the positions of the valve element
    • F15B2211/3105—Neutral or centre positions
    • F15B2211/3111—Neutral or centre positions the pump port being closed in the centre position, e.g. so-called closed centre
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/31—Directional control characterised by the positions of the valve element
    • F15B2211/3144—Directional control characterised by the positions of the valve element the positions being continuously variable, e.g. as realised by proportional valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/605—Load sensing circuits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/705—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor characterised by the type of output members or actuators
    • F15B2211/7051—Linear output members
    • F15B2211/7053—Double-acting output members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/78—Control of multiple output members
    • F15B2211/781—Control of multiple output members one or more output members having priority

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control device for a priority hydraulic consumer and a subordinate hydraulic consumer, according to the preamble of patent claim 1.
  • Such a hydraulic control circuit is known from DE 197 03 997 A1.
  • the two hydraulic consumers while the pressure fluid flows through a metering orifice wherein the priority assigned to the first priority metering first metering orifice preceded by a pressure compensator and the subordinate, second hydraulic consumer associated, second metering orifice downstream of a pressure compensator.
  • Constant pressure differences across the metering orifices are maintained by means of the pressure compensators, provided the quantity of pressure medium is sufficiently high, independently of the load pressures of the hydraulic consumers, so that the quantity of pressure medium flowing into a hydraulic consumer only depends on the opening cross section of the respective metering orifice.
  • the pressure medium source is usually an adjustable hydraulic pump, which is controllable in dependence on the highest load pressure such that the pressure in a supply line to a certain pressure difference above the highest load pressure.
  • the control circuit corresponds to a so-called load-sensing or load-sensing control (LS control).
  • LS control load-sensing or load-sensing control
  • From a LS-control or LS consumers are usually referred to when hydraulic consumers are controlled to which pressure medium flows via a metering orifice and an upstream pressure compensator, and when the pressure compensator detects the falling over the respective metering orifice pressure and keeps constant.
  • the pressure compensator is in the closing direction only by Pressure in front of the metering orifice and in the opening direction only by the load pressure of the respective hydraulic consumer and acted upon by a compression spring.
  • the control circuit corresponds to a so-called LUDV control.
  • the second metering orifice downstream pressure compensator is acted upon in the opening direction by the pressure after the second metering orifice and in the closing direction of a pending in a rear control chamber control pressure, which usually corresponds to the highest load pressure of all supplied by the same hydraulic pump hydraulic consumers. If a plurality of hydraulic consumers controlled in this way are actuated at the same time, the quantities of pressure medium flowing to them are proportionally reduced if the quantity of pressure medium supplied by the hydraulic pump is smaller than the required partial quantities of pressure medium. In this case, one speaks of a controller with load-independent flow distribution (LUDV control).
  • LUDV control load-independent flow distribution
  • the correspondingly driven hydraulic consumers they are called LU DV consumers for short.
  • the LUDV control is a special case of a load-sensing or load-sensing control (LS control). Even with her, the highest load pressure is sensed and generated by the pressure medium source an inlet pressure, which is by a certain amount Ap over the highest load pressure.
  • the cited document DE 197 03 997 A1 discloses a priority circuit between the LS consumer and one or more LUDV consumers, in which the LS consumer is primarily supplied with pressure medium.
  • a priority valve is provided which has a first connection connected to a line section upstream of the first metering orifice and a second connection connected to the load line and the valve member in the direction of opening the connection between the first connection and the second port of the load pressure of the priority hydraulic consumer, so the LS consumer, and an additional force can be acted upon.
  • the valve member In the direction of closing, the valve member is acted upon by the pressure upstream of the metering orifice of the LS consumer - in a supply line or between the pressure compensator and the first metering orifice -.
  • the pressure upstream of the first metering orifice is regulated to a value which is at least an amount above the load pressure of the priority consumer, which corresponds to the additional force acting on the valve member of the priority valve.
  • the present invention provides a hydraulic control device for a priority hydraulic consumer and one or more subordinate consumers.
  • the primary consumer is controlled via a first metering orifice, which is preceded by a (LS) pressure compensator.
  • the secondary consumer is supplied via a second metering orifice, which is followed by a pressure compensator - in the manner of a LUDV controller.
  • the peculiarity of the present invention is that a further control edge is provided on the valve piston of the pressure compensator of the priority consumer, which controls an injection of pressure medium from a supply line into a load-reporting line.
  • two control edges are present on the valve piston of this pressure balance.
  • the first control edge controls the pressure medium flow supplied to the first metering orifice in the sense of an individual pressure balance for the primary consumer.
  • the second control edge controls a flow cross-section between the inlet and the load-sensing line.
  • the present invention takes advantage of the recognition that the pressure regulator of the priority consumer and the control mechanism of pressure increase in the load reporting line are controllable by the same pressure signals skillful to realize these two functionalities in a single, simple design valve. Compared to the conventional solution, a separate priority valve and thus material, installation space and costs are saved. Due to the smaller number of movable components, the control device according to the invention is also low maintenance.
  • the pressure difference arising at the metering orifice of the primary consumer can be kept virtually constant, regardless of the operating state, since this pressure difference is determined in each operating state by the control spring of the pressure compensator.
  • the pressure compensator of the priority consumer behaves like an individual pressure compensator and throttles the pressure medium supply so that a specific pressure difference prevails over the metering orifice of the primary consumer. If there is a supersaturation, the pressure in the load-sensing line is regulated by the second control edge, so that in turn the pressure difference at the metering orifice of the primary consumer corresponds to the pressure equivalence of this control spring.
  • control edges are arranged so that a direction of movement for opening the first flow cross section corresponds to the direction of movement for opening the second flow cross section.
  • control edges are formed on axially aligned in the same direction surfaces of the valve piston.
  • a particularly preferred embodiment provides that an opening of the second flow cross-section - that is, a pressure medium supply to the load-sensing line - takes place only when the hydraulic resistance at the first flow cross-section is almost minimal.
  • the control mechanism of a ' pressure increase in the load-sensing line only starts when the regulation of the flow rate through the pressure compensator - more precisely through the first flow cross-section - has reached the upper flow limit of its control range.
  • an unnecessary increase in the pressure level of the variable displacement pump and throttling of the subordinate LUDV consumers is avoided as long as the variable displacement pump still supplies sufficient pressure medium. If the control ranges of these two control mechanisms adjoin one another in such a way and do not overlap or overlap only slightly, a stable operating state of the hydraulic control device according to the invention which is also uniquely associated with the respective load conditions is always guaranteed.
  • a simple design of the primary consumer's pressure compensator results when it is designed as a slide valve with a valve bore and feed chamber formed thereon and with two output chambers - a first output chamber connected to the metering orifice and a second output chamber connected to the load reporting line.
  • the complexity of the pressure balance of the primary consumer can be reduced if one end face of the valve piston adjoins the first output chamber, which is connected to the metering orifice. As a result, the pressure in the output chamber simultaneously acts as control pressure on the valve piston in order to pressurize it in the closing direction of the two flow cross sections.
  • a fluid path is formed in the valve piston, which connects a control pressure chamber formed on an end face of the valve piston with the first output chamber.
  • the fluid path comprises a bore which opens into the peripheral surface of the valve piston and which can be brought into overlap with the second output chamber.
  • the fluid path also serves as a pressure line to the control pressure chamber and as a flow path into the second output chamber.
  • a small flow cross-section is required between the supply line and the load-signaling line, and a quantity of pressure medium supplied / discharged to the control pressure chamber is likewise small.
  • a small diameter fluid path can be used.
  • the fluid pressure in the first output chamber largely corresponds to the fluid pressure in the inlet chamber. Therefore, fluid from a portion of the first output chamber can be easily supplied to the second output chamber instead of directly from the inlet chamber, and the described simple valve construction can be achieved.
  • valve piston Alternatively, a depression is present in the valve piston, which can be brought into coincidence with the inlet chamber and the second outlet chamber at the same time.
  • first flow cross section and the second flow cross section can be designed independently of each other.
  • 1 is a circuit diagram of a hydraulic control device with a priority consumer and a control valve, the Pressure medium flow to the primary consumer and additionally one
  • Pressure medium feed controls in a load-sensing line.
  • FIG. 2 is a sectional view of the control valve shown in Fig. 1,
  • FIG. 3A is a sectional view of the control valve shown in Fig. 1 in an alternative embodiment
  • Fig. 3B is a symbol view of the control valve shown in Fig. 3A
  • Fig. 4 is a schematic diagram of another embodiment of the control valve shown in FIG. 1 and
  • Fig. 5 is a circuit diagram of a hydraulic control device, comparable to Figure 1, with a bypass line for reporting a load pressure of the primary consumer in the load reporting line.
  • a variable displacement pump 10 with an adjustment 11 draws in pressure medium from a tank 12 and discharges it into a system of supply lines.
  • a first hydraulic consumer 14 which is designed as a synchronous cylinder, and at least a second hydraulic consumer 15, which is a differential cylinder, supplied with pressure medium.
  • the direction and velocity of the synchronizing cylinder 14 is determined by a corresponding operation of a 4/3-way proportional valve 16 whose valve spool is spring-centered in a mid-position in which the four working ports and a control port 18 of the directional control valve 16 are locked.
  • a metering orifice 17 is opened differently wide depending on the way the valve spool is moved.
  • the control port 18 is connected downstream of the metering orifice with the flow to the synchronizing cylinder 14.
  • a control valve 45 is inserted, which has the function of a 2-way pressure compensator. Accordingly, the control valve 45 controls the flow area of a fluidic connection 20 between its inlet 46 and one of its outlets 23, ie between the inlet 13 and the inlet 19 Directional valve 16.
  • the valve piston 48 of the control valve 45 is in the direction of closing the connection 20 from the pressure upstream of a metering orifice 17 and in the direction of opening via a control line 61 from the pressure in the control port 18 of the directional control valve 16, ie the load pressure of the Gleichgangzylinders 14, and of a control spring 21 charged.
  • the force of the control spring 21 is designed so that its a pressure difference of z. B. 15 bar above the metering orifice 17 is equivalent.
  • the second hydraulic consumer 15 associated second pressure compensator 30 of a second metering orifice 31 is connected downstream.
  • a directional control valve 32 is arranged between the second pressure compensator 30 and the differential cylinder, over which compared to the pressure drop at the metering orifice 31 no significant pressure drop occurs more when the differential cylinder 15 is actuated.
  • the metering orifice 31 and the control grooves necessary for directional control are formed in a known manner on the same valve spool, so that direction and speed control in each case go readily together.
  • the control piston 33 of the pressure compensator 30 is in the direction of opening the connection between the metering orifice 31 and the directional control valve '32 from the pressure to the metering orifice and in the direction of closing the connection of a prevailing in a rear control pressure chamber 34 control pressure and a weak compression spring 35, the one Pressure of z. B. only 0.5 bar equivalent, applied.
  • the front side of the control piston 33 is connected to the control pressure chamber 34 via a channel 36 extending in the control piston, wherein a check valve 37 opening towards the control pressure chamber is arranged in the channel 36.
  • the pressure compensator 30 and the directional control valve 32 for the second hydraulic consumer 15 can be connected to the system of the supply lines 13.
  • the control pressure chambers 34 of all pressure compensators 30 are connected to each other, so that in this Control pressure chambers the same pressure is pending.
  • the control piston 33 of the pressure compensators are trying to bring in an operation of a second hydraulic consumer in such a position in which adjusts to its front side only by the force of the compression spring 35 equivalent pressure difference higher pressure than in the control pressure chambers 34.
  • the control pressure chambers 34 are connected to a load signaling line 38, which leads to the adjustment 11 of the pump 10.
  • the load-signaling line 38 is furthermore connected to the tank 12 via a current regulator 55. About this current regulator the load-sensing line 38 is relieved of pressure, if none of the hydraulic load is operated.
  • Variable pumps and corresponding regulators are well known and readily available on the market. It is therefore unnecessary to go into more detail. It should merely be pointed out that the pump regulation causes a pressure to be set in the supply line 13 which is above the pressure in the load-reporting line 38 by a pressure difference ⁇ p equivalent to the force of a control spring.
  • the pressure difference .DELTA.p amount z. B. 20 bar so is higher than the force of the control spring 21 of the control valve 45 equivalent pressure difference of 15 bar.
  • the first hydraulic consumer 14 is to be supplied with priority prior to the second hydraulic consumer 15 with pressure medium.
  • a second controllable connection 22 is provided in the control valve 45.
  • the connection 22 is formed as a diaphragm with proportionally controllable flow cross-section between the input 46 and an output 47. The latter is connected to the load-signaling line 38.
  • valve piston 48 of the control valve 45 is in the closing direction of a pressure upstream of the metering orifice 17 and in the direction of opening of the through Control line 61 zoom supplied load pressure of the primary consumer 14 and the control spring 21 acted upon.
  • valve 45 is shown in more detail.
  • a valve bore 71 is present.
  • the valve piston 48 is slidably mounted.
  • An inlet chamber 72 and two outlet chambers 73 and 74 adjoin the valve bore.
  • the inlet chamber is connected to the port 46 designed as a bore and thus to the supply line 13.
  • the exit chamber 73 communicates with the exit 23, i. with the metering orifice 17, in conjunction.
  • the output chamber 74 opens via the port 47 in the load-sensing line 38.
  • the controllable fluidic connection 20 is established via a radially recessed portion 76 of the valve piston 48.
  • the control edge 77 is formed on the valve piston 48.
  • the control edge 77 defines a first flow cross-section between it and a housing web 78, which is formed between the inlet chamber 72 and the outlet chamber 73.
  • the fluidic connection 22 is formed by a depression 78 in the peripheral surface of the valve piston 48.
  • This recess 78 may be e.g. be an axial groove or a radial graduation of the valve piston.
  • a control edge 79 delimiting the depression 78 in the direction of the outlet chamber 74 forms a second controllable and closable flow cross-section with the outlet chamber 74.
  • a control pressure chamber 50 is connected to the control line 61, which carries the load pressure of the priority consumer 14.
  • the pressure in the control pressure chamber 50 acts on the valve piston 48 in the opening direction of the fluid connections 20 and 22.
  • the force of the control spring 21 on the valve piston 48 is in the opening direction.
  • the pressure prevailing in the control pressure chamber 49 acts.
  • the control pressure chamber 49 is connected via a formed in the valve piston 48 fluid passage 75 with the radially recessed portion 76 and thus the output chamber 73 in fluid communication.
  • PLS + P21 P38 + ⁇ p - ⁇ p DW (Equation 1), where p ⁇ _s is the load pressure of the primary load 14, p 2 i is the pressure equivalent of the force of the control spring 21, P 38 is the load pressure prevailing in the load-sensing line 38, ⁇ p is the control pressure difference of the pump adjustment 11 and ⁇ p D w is the falling at the control edge 77 of the connection 22 pressure.
  • the control edge 79 is arranged so that the connection 22 opens only when the flow cross section at the control edge 77 is almost maximum, ie when the pressure drop ⁇ p D w at the control edge 77 has reached a value ⁇ pow * close to a minimum.
  • the value ⁇ pow * depends on the flow rate at the control edge 77.
  • control pressure difference ⁇ p remains constant at the value set by the control spring of the pump adjustment 11, e.g. 20 bar.
  • a pressure drop ⁇ P D W is controlled via the control edge 77 supply to the primary consumer.
  • the pressure P 3 ⁇ in the Lastmel- line corresponds to the highest load pressure of the subordinate consumer, hereinafter referred to as P L U DV .
  • the pressure of the load Detector line 38 to the inlet pressure (p 38 + ⁇ p) increase and completely suppress the supply of the subordinate consumer 15 by means of the pressure compensator 30.
  • several subordinate consumers 15 can be respectively to be respectively.
  • the inlet pressure (p 38 + ⁇ p) in turn adjusts according to Equation 3 to a value which is substantially higher than the load pressure of the primary consumer 14 by the pressure equivalence P 21 'of the control spring 21.
  • FIG. 3A shows a control valve 85, which represents a modified embodiment of the control valve 45.
  • a symbol representation of the control valve 85 is shown in FIG. 3B.
  • the control valve 85 differs only by the valve piston 88 of the control valve 45.
  • the valve piston 88 has a radially recessed piston portion 76. From this piston portion is a fluid channel 75 goes out, which opens at an end face of the valve piston 88 in the control pressure chamber 49 ,
  • the bore 86 forms a control edge 89 for controlling a flow cross-section, the output chamber 74.
  • this formed between the control edge 89 and the valve housing 70 opening cross-section opens only when the hydraulic resistance or the pressure drop ⁇ pow at the control edge 77 has already reached a value ⁇ p D w * near the minimum value.
  • the pressure of the pressure medium which is introduced via the fluid path 75 when the control edge 89 is opened by the radially recessed piston section 76, approximately corresponds to the pressure in the inlet connection 46.
  • the pressure in the load-signaling line 38 to be increased almost to the pending at the input port 46 supply pressure.
  • FIG. 3B Another embodiment of a control valve 95, which may take the place of the control valve 45 or 85, is outlined in FIG.
  • the symbol representation of the control valve 95 corresponds to FIG. 3B.
  • a valve bore 91 is provided in the valve housing 90 of the control valve 95.
  • an inlet chamber 92 and two outlet chambers 93 and 94 are arranged on the valve bore 91.
  • the chambers 92, 93 and 94 are fluidly connected to respective ports 46, 47 and 23 as shown in FIG.
  • a cylindrical valve piston 96 is movably guided.
  • the valve piston 96 has an axially extending blind hole 97 open in the direction of the outlet chamber 93. From the peripheral surface of the valve piston 96, two radially extending holes 98 and 99 abut the blind hole 97.
  • the bore 98 can be brought into overlap with the inlet chamber 92. As a result, a fluid connection is created by the inlet connection 46 via the bore 98, the blind bore 97, the outlet chamber 93 and the outlet connection 23.
  • the control edge 100 which controls the flow cross-section of this connection, is the circumferential surface-side edge of the bore 98.
  • a fluid connection from the inlet connection 46 to the outlet connection 47 is established via the bore 98, the blind bore 97, the bore 99 and the outlet chamber 94.
  • the relevant control edge 101 is the circumferential surface side edge of the bore 99.
  • the bore 99 is arranged so that it does not intersect with the output chamber 94 until the flow cross section controlled at the bore 99 has only a low hydraulic resistance / pressure drop ⁇ pow *. caused. As a result, the pressure in the load-signaling line 38 can be increased to almost the inlet pressure at the inlet connection 46.
  • control pressure chamber 50 At one of the blind hole 97 facing away from the end face of the valve piston 96 limits this formed in the valve housing 90 control pressure chamber 50. This is connected to the control line 61, the Load pressure of the priority consumer 14 leads. The pressure prevailing in the control pressure chamber 50 acts in the opening direction of the controlled through the holes 98 and 99 compounds. In addition, the control spring 21 arranged in the control pressure chamber 50 acts in the opening direction. In the closing direction of the valve piston 96 is acted upon directly by the pending in the output chamber 93 pressure, since the valve piston 96 with its front side, in which the blind hole 97 opens, adjacent to the output chamber 93.
  • FIG. 5 shows a further embodiment of the hydraulic control device according to the invention.
  • the control line 61 which leads from the control terminal 18 of the directional control valve 16 to the control valve 45, via a in a bypass -Leitung 62 check valve 63 is also connected to the load-sensing line 38.
  • the check valve 63 locks from the load-signaling line 38 to the channel 61, that is, to the control port 18 of the directional control valve 16.
  • a check valve 64 is arranged. This locks to port 47.
  • the load pressure of this hydraulic consumer is conducted via the check valve 63 into the load-signaling line 38.
  • the pressure in the supply line 13 is therefore the control pressure difference ⁇ p of the variable displacement pump 10 above the load pressure of the hydraulic consumer 14.
  • the control valve 45 has the function of a LS pressure compensator in this case and throttles the pressure medium flow supplied to the metering orifice 17 via the first control edge 77.
  • the pressure difference across the pressure compensator 17 corresponds to the pressure equivalent p 2 i of the control spring 21.
  • the load reporting line 38 is supplied via the connection 22 pressure medium.
  • a reduction of the pressure drop across the metering orifice 17 virtually does not occur, because with further increasing undersaturation, the pressure p 38 in the load-reporting line 38 is increased via the control valve 45 and thereby the pressure compensators 30 of the LUDV consumers 15 are adjusted in the closing direction.
  • the check valve 64 prevents a pressure medium flow from the hydraulic consumer 14 via the check valve 63 in the system of the supply lines, if z. B. at the beginning of an actuation of the pressure in the supply lines is not above the load pressure.
  • the check valve 64 may also be omitted if the port 47 of the control valve 45 is connected to the check valve 63 so that the check valve 63 to port 47 blocks out.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)
  • Investigating Strength Of Materials By Application Of Mechanical Stress (AREA)

Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydraulische Steuervorrichtung für einen vorrangigen, ersten hydraulischen Verbraucher und für einen nachrangigen, zweiten hydraulischen Verbraucher, wobei dem ersten bzw. dem zweiten Verbraucher Druckmittel über eine erste bzw. zweite Zumessblende zuführbar ist. Der ersten Zumessblende ist eine Druckwaage vorgeschaltet, durch die eine konstante Druckdifferenz über der ersten Zumessblende einstellbar ist und die zu diesem Zweck einen Ventilkolben mit einer ersten Steuerkante aufweist, mit der ein erster Durchflussquerschnitt zwischen einer Zulaufleitung und der ersten Zumessblende steuerbar ist. Der zweiten Zumessblende ist eine zweite Druckwaage nachgeschaltet, die in Schließrichtung von einem in einem Steuerraum anstehenden Steuerdruck und in Öffnungsrichtung vom Druck nach der zweiten Zumessblende beaufschlagbar ist. Eine Druckmittelquelle variabler Liefermenge ist in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck der betätigten hydraulischen Verbraucher derart steuerbar, dass der Druck in der Zulaufleitung um eine bestimmte Druckdifferenz über dem höchsten Lastdruck liegt. Eine Lastmeldeleitung ist vom Lastdruck des zweiten hydraulischen Verbrauchers oder einem davon abgeleiteten Druck beaufschlagbar und mit dem Steuerraum der zweiten Druckwaage sowie mit einem Regelorgan der Druckmittelquelle verbunden. Am Ventilkolben der ersten Druckwaage ist eine zweite Steuerkante vorgesehen, mit der ein zweiter Durchflussquerschnitt zwischen der Zulaufleitung und der Lastmeldeleitung steuerbar ist.

Description

Beschreibung
Hydraulische Steuervorrichtung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steuervorrichtung für einen vorrangigen hydraulischen Verbraucher und einen nachrangigen hydraulischen Verbraucher, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Ein solcher hydraulischer Steuerkreis ist aus der DE 197 03 997 A1 bekannt. Den beiden hydraulischen Verbrauchern fließt dabei das Druckmittel jeweils über eine Zumessblende zu, wobei der dem vorrangigen, ersten hydraulischen Verbraucher zugeordneten ersten Zumessblende eine Druckwaage vorgeschaltet und der dem nachrangigen, zweiten hydraulischen Verbraucher zugeordneten, zweiten Zumessblende eine Druckwaage nachgeschaltet ist. Mithilfe der Druckwaagen werden bei ausreichend gelieferter Druckmittelmenge unabhängig von den Lastdrücken der hydraulischen Verbraucher konstante Druckdifferenzen über den Zumessblenden aufrechterhalten, so dass die einem hydraulischen Verbraucher zufließende Druckmittelmenge nur noch vom Öffnungsquerschnitt der jeweiligen Zumessblende abhängt. Als Druckmittelquelle dient üblicherweise eine verstellbare Hydropumpe, die in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck derart steuerbar ist, dass der Druck in einer Zulaufleitung um eine bestimmte Druckdifferenz über dem höchsten Lastdruck liegt.
Hinsichtlich des ersten Verbrauchers entspricht der Steuerkreis einer sogenannten lastfühlenden oder loadsensing-Steuerung (LS-Steuerung). Von einer LS-Steuerung bzw. von LS-Verbrauchern spricht man üblicherweise, wenn hydraulische Verbraucher angesteuert werden, denen Druckmittel jeweils über eine Zumessblende und eine vorgeschaltete Druckwaage zufließt, und wenn die Druckwaage den über der jeweiligen Zumessblende abfallenden Druck erfasst und konstant hält. Die Druckwaage wird in Schließrichtung nur vom Druck vor der Zumessblende und in Öffnungsrichtung nur vom Lastdruck des jeweiligen hydraulischen Verbrauchers und von einer Druckfeder beaufschlagt.
Hinsichtlich des zweiten Verbrauchers entspricht der Steuerkreis einer sogenannten LUDV-Steuerung. Dabei ist die der zweiten Zumessblende nachgeschaltete Druckwaage in Öffnungsrichtung vom Druck nach der zweiten Zumessblende und in Schließrichtung von einem in einem rückwärtigen Steuerraum anstehenden Steuerdruck beaufschlagt, der üblicherweise dem höchsten Lastdruck aller von derselben Hydropumpe versorgten hydraulischen Verbraucher entspricht. Werden mehrere derart angesteuerte hydraulische Verbraucher gleichzeitig betätigt, so werden die ihnen zufließenden Druckmittelmengen verhältnisgleich reduziert, wenn die von der Hydropumpe gelieferte Druckmittelmenge kleiner ist als die geforderten Druckmittelteilmengen. Man spricht in diesem Fall von einer Steuerung mit lastunabhängiger Durchflussverteilung (LUDV-Steuerung). Die entsprechend angesteuerten hydraulischen Verbrau: .eher werden kurz LU DV- Verbraucher genannt. Die LUDV-Steuerung ist ein Sonderfall einer lastfühlenden oder loadsensing-Steuerung (LS-Steuerung). Auch bei ihr wird der höchste Lastdruck abgefühlt und von der Druckmittelquelle ein Zulaufdruck erzeugt, der um einen bestimmten Betrag Δp über dem höchsten Lastdruck liegt.
Die aufgeführte Druckschrift DE 197 03 997 A1 offenbart eine Prioritätsschal- tung zwischen dem LS-Verbraucher und einem oder mehreren LUDV- Verbrauchem, in der der LS-Verbraucher vorrangig mit Druckmittel versorgt wird. Dazu ist zusätzlich zu der Druckwaage des LS-Verbrauchers ein Prioritätsventil vorgesehen, das einen mit einem Leitungsabschnitt stromauf der ersten Zumessblende verbundenen ersten Anschluss und einen mit der Last- meldeleitung verbundenen zweiten Anschluss aufweist und dessen Ventilglied in Richtung Öffnen der Verbindung zwischen dem ersten Anschluss und dem zweiten Anschluss vom Lastdruck des vorrangigen hydraulischen Verbrauchers, also des LS-Verbrauchers, und einer Zusatzkraft beaufschlagbar ist. In Richtung Schließen ist das Ventilglied vom Druck stromauf der Zumessblende des LS-Verbrauchers - in einer Zulaufleitung oder zwischen der Druckwaage und der ersten Zumessblende - beaufschlagt. Auf diese Weise wird eine vor- rangige Druckmittelversorgung des LS-Verbrauchers sichergestellt. Insbesondere wird der Druck stromauf der ersten Zumessblende auf einen Wert geregelt, der mindestens um einen Betrag über dem Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers liegt, der der Zusatzkraft, die auf das Ventilglied des Prioritätsventils wirkt, entspricht. Ziel der Erfindung ist es ausgehend von dem beschriebenen Stand der Technik, eine einfachere und kostengünstiger herstellbare hydraulische Steuervorrichtung anzugeben.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine hydraulische Steuervorrichtung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Die vorliegende Erfindung gibt eine hydraulische Steuervorrichtung für einen vorrangigen hydraulischen Verbraucher und einen oder mehrere nachrangige Verbraucher an. Der vorrangige Verbraucher wird über eine erste Zumessblende angesteuert, der eine (LS-) Druckwaage vorgeschaltet ist. Der nachrangige Verbraucher wird über eine zweite Zumessblende versorgt, der eine Druckwaa- ge - nach Art einer LUDV-Steuerung - nachgeschaltet ist.
Die Besonderheit der vorliegenden Erfindung ist es, dass am Ventilkolben der Druckwaage des vorrangigen Verbrauchers eine weitere Steuerkante vorgesehen ist, die eine Einspeisung von Druckmittel aus einer Zulaufleitung in eine Lastmeldeleitung steuert. Somit sind am Ventilkolben dieser Druckwaage zwei Steuerkanten vorhanden. Die erste Steuerkante steuert den der ersten Zumessblende zugeführten Druckmittelstrom im Sinne einer Individualdruckwaage für den vorrangigen Verbraucher. Die zweite Steuerkante steuert einen Durchflussquerschnitt zwischen dem Zulauf und der Lastmeldeleitung. Dadurch kann der Druck in der Lastmeldeleitung erhöht werden, falls die an der Zumessblen- de des' vorrangigen Verbrauchers abfallende Druckdifferenz unter einen bestimmten Wert absinkt. Dies bewirkt ein Anheben des Druckniveaus stromab der zweiten Zumessblende und somit eine Verringerung des den nachrangigen Verbrauchern zugeführten Druckmittelstroms. Dadurch steht dem vorrangigen Verbraucher Druckmittel in ausreichender Menge zur Verfügung. Die vorliegende Erfindung nutzt die Erkenntnis, dass die Druckwaage des vorrangigen Verbrauchers und der Regelmechanismus einer Druckerhöhung in der Lastmeldeleitung durch die gleichen Drucksignale steuerbar sind, geschickt aus, um diese beiden Funktionalitäten in einem einzigen, einfach aufgebauten Ventil zu realisieren. Im Vergleich zu der herkömmlichen Lösung wird ein sepa- rates Prioritätsventil und somit Material, Bauraum und Kosten eingespart. Durch die geringere Anzahl an beweglichen Komponenten ist die erfindungsgemäße Steuervorrichtung zudem wartungsarm.
Des Weiteren kann die an der Zumessblende des vorrangigen Verbrauchers entstehende Druckdifferenz unabhängig vom Betriebszustand nahezu konstant gehalten werden, da diese Druckdifferenz in jedem Betriebszustand von der Regelfeder der Druckwaage bestimmt ist. Bei ausreichender Fördermenge der Pumpe und lastführenden nachrangigen Verbrauchern, verhält sich die Druckwaage des vorrangigen Verbrauchers wie eine Individualdruckwaage und drosselt die Druckmittelzufuhr so, dass eine durch die Regelfeder bestimmte Druckdifferenz über der Zumessblende des vorrangigen Verbraucher ansteht. Liegt eine Untersättigung vor, so wird durch die zweite Steuerkante der Druck in der Lastmeldeleitung so geregelt, dass wiederum die Druckdifferenz an der Zumessblende des vorrangigen Verbrauchers der Druckäquivalenz dieser Regelfeder entspricht. Im Vergleich dazu sind bei der herkömmliche Steuerung verschiedene Federn in der Druckwaage und in einem Prioritätsventil, das die Lastmeldeleitung ansteuert, vorhanden. Um angesichts von Fertigungstoleranzen ein eindeutig bestimmbares Systemverhalten zu gewährleisten, sind diese Federn auf unterschiedliche Druckäquivalenzwerte eingestellt. Somit tritt beim herkömmlichen System unter Umständen eine merkliche Druckminderung an der Zumessblende des vorrangigen Verbrauchers z.B. beim Übergang in die Untersättigung auf.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den Unteransprüchen angegeben.
So sind gemäß Anspruch 2 die Steuerkanten so angeordnet, dass eine Bewegungsrichtung zum Öffnen des ersten Durchflussquerschnitts der Bewegungsrichtung zum Öffnen des zweiten Durchflussquerschnitts entspricht. Dies bedeutet, dass die Steuerkanten an in Axialrichtung gleichsinnig ausgerichteten Flächen des Ventilkolbens gebildet sind. Die richtungsgleiche Betätigung der zwei Regelmechanismen der Druckwaage vereinfacht die deren Realisierung mittels eines einzigen Ventilkolbens.
Eine besonders bevorzugte Ausgestaltung sieht vor, dass ein Öffnen des zwei- ten Durchflussquerschnitts - also eine Druckmittelzufuhr zur Lastmeldeleitung - erst dann erfolgt, wenn der hydraulische Widerstand am ersten Durchflussquerschnitt nahezu minimal ist. Dies bedeutet, dass der Regelmechanismus einer ' Druckerhöhung in der Lastmeldeleitung erst dann einsetzt, wenn die Regelung der Durchflussmenge über die Druckwaage - genauer gesagt durch den ersten Durchflussquerschnitt - das obere Durchflusslimit ihres Regelbereiches erreicht hat. Dadurch wird eine unnötige Erhöhung des Druckniveaus der Verstellpumpe und eine Drosselung der nachrangigen LUDV-Verbraucher vermieden, solange die Verstellpumpe noch genügend Druckmittel liefert. Wenn die Regelbereiche dieser zwei Regelmechanismen derart aneinander anschließen und sich nicht oder nur geringfügig überschneiden, ist außerdem stets ein stabiler, den jeweiligen Lastverhältnissen eindeutig zuzuordnender Betriebszustand der erfindungsgemäßen hydraulischen Steuervorrichtung gewährleistet.
Ein einfacher Aufbau der Druckwaage des vorrangigen Verbrauchers ergibt sich, wenn diese als Schieberventil mit einer Ventilbohrung und daran gebilde- ter Zulaufkammer und mit zwei Ausgangskammern - eine erste mit der Zumessblende verbundene Ausgangskammer und eine zweite mit der Lastmeldeleitung verbundene Ausgangskammer - ausgeführt ist.
Die Komplexität der Druckwaage des vorrangigen Verbrauchers lässt sich reduzieren, wenn eine Stirnseite des Ventilkolbens an die erste Ausgangskam- mer, die mit Zumessblende verbunden ist, angrenzt. Dadurch wirkt der Druck in der Ausgangskammer gleichzeitig als Steuerdruck auf den Ventilkolben um diesen in Schließrichtung der beiden Durchflussquerschnitte zu beaufschlagen.
Gemäß einer weiteren, bevorzugten Ausgestaltung ist im Ventilkolben ein Fluid- pfad gebildet, der einen an einer Stirnseite des Ventilkolbens gebildeten Steuerdruckraum mit der ersten Ausgangskammer verbindet. Ein solcher Fluid- pfad ist einfach zu fertigen und stellt eine Bauraum sparende Möglichkeit dar, einen Steuerdruckraum der Druckwaage mit dem Druck stromauf der Zumessblende zu beaufschlagen.
Vorzugsweise umfasst der Fluidpfad eine Bohrung, die in der Umfangsfläche des Ventilkolbens mündet und die mit der zweiten Ausgangskammer in Über- schneidung bringbar ist. Dadurch erzielt man einen besonders vorteilhaften Aufbau der Druckwaage, da der Fluidpfad zugleich als Druckleitung zum Steuerdruckraum und als Durchflusspfad in die zweite Ausgangskammer dient. Es wird ohnehin nur ein kleiner Durchflussquerschnitt zwischen der Zulaufleitung und der Lastmeldeleitung benötigt und eine der Steuerdruckkammer zu- /abgeführte Druckmittelmenge ist ebenfalls gering. Somit kann ein Fluidpfad kleinen Durchmessers verwendet werden. Da eine Fluidzufuhr zur Lastmeldeleitung erst dann erfolgen soll, wenn der Durchflussquerschnitt zwischen der Zulaufkammer und der ersten Ausgangskammer der Druckwaage schon weitgehend geöffnet ist, entspricht der Fluiddruck in der ersten Ausgangskammer weitgehend dem Fluiddruck in der Zulaufkammer. Daher kann der zweiten Ausgangskammer problemlos Fluid aus einem Bereich der ersten Ausgangskammer statt direkt aus der Zulaufkammer zugeführt werden und der beschriebene einfache Ventilaufbau erzielt werden.
Alternativ ist im Ventilkolben eine Vertiefung vorhanden, die gleichzeitig in Überschneidung mit der Zulaufkammer und der zweiten Ausgangskammer bringbar ist. Dadurch lassen sich, falls erforderlich, der erste Durchflussquerschnitt und der zweite Durchflussquerschnitt unabhängig voneinander gestalten.
Nachfolgend werden die vorliegende Erfindung und deren Vorteile unter Be- zugnahme auf das in den Figuren dargestellte Ausführungsbeispiel näher erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1 ein Schaltbild einer hydraulischen Steuervorrichtung mit einem vorrangigen Verbraucher und einem Regelventil, das den Druckmittelstrom zum vorrangigen Verbraucher sowie zusätzlich eine
Druckmitteleinspeisung in eine Lastmeldeleitung steuert.
Fig. 2 ein Schnittbild des in Fig. 1 dargestellten Regelventils,
Fig. 3A ein Schnittbild des in Fig. 1 dargestellten Regelventils in einer alternativen Ausführung, Fig. 3B eine Symboldarstellung des in Fig. 3A gezeigten Regelventils,
Fig. 4 eine Prinzipskizze einer weiteren Ausführung des in Fig. 1 dargestellten Regelventils und
Fig. 5 ein Schaltbild einer hydraulischen Steuervorrichtung, vergleichbar der Figur 1 , mit einer Bypassleitung zum Melden eines Lastdrucks des vorrangigen Verbrauchers in die Lastmeldeleitung.
Nach Fig. 1 saugt eine Verstellpumpe 10 mit einer Verstellung 11 Druckmittel aus einem Tank 12 an und gibt es in ein System von Zuleitungen ab. Über die Zuleitungen werden ein erster hydraulischer Verbraucher 14, der als Gleichgangzylinder ausgebildet ist, und zumindest ein zweiter hydraulischer Verbraucher 15, der ein Differentialzylinder ist, mit Druckmittel versorgt. Die Richtung und die Geschwindigkeit des Gleichgangzylinders 14 wird durch eine entsprechende Betätigung eines 4/3-Proportional-Wegeventils 16 bestimmt, dessen Ventilschieber in einer Mittelstellung federzentriert ist, in der die vier Arbeitsanschlüsse und ein Steueranschluss 18 des Wegeventils 16 gesperrt sind. Bei einer Verschiebung des Ventilschiebers aus seiner Mittelstellung heraus in die eine oder in die andere Richtung wird eine Zumessblende 17 je nach dem Weg, den der Ventilschieber bewegt wird, unterschiedlich weit geöffnet. Der Steueranschluss 18 wird stromab der Zumessblende mit dem Vorlauf zum Gleichgangzylinder 14 verbunden. Zwischen eine Zuleitung 13 und einen Zulaufanschluss 19 des Wegeventils 16 ist ein Regelventil 45 eingefügt, das die Funktion einer 2-Wege-Druckwaage besitzt. Dementsprechend steuert das Regelventil 45 den Durchflussquerschnitt einer fluidischen Verbindung 20 zwischen seinem Eingang 46 und einem seiner Ausgänge 23, d.h. zwischen der Zuleitung 13 und dem Zulaufanschluss 19 des Wegeventils 16. Der Ventilkolben 48 des Regelventils 45 ist in Richtung Schließen der Verbindung 20 vom Druck stromauf einer Zumessblende 17 und in Richtung Öffnen über eine Steuerleitung 61 vom Druck im Steueranschluss 18 des Wegeventils 16, also vom Lastdruck des Gleichgangzylinders 14, und von einer Regelfeder 21 beaufschlagt. Die Kraft der Regelfeder 21 ist so ausgelegt, dass ihr eine Druckdifferenz von z. B. 15 bar über der Zumessblende 17 äquivalent ist.
Während somit das dem ersten hydraulischen Verbraucher 14 zugeordnete Regelventil 45 der ersten Zumessblende 17 vorgeschaltet ist, ist die dem zweiten hydraulischen Verbraucher 15 zugeordnete zweite Druckwaage 30 einer zweiten Zumessblende 31 nachgeschaltet. Für die Richtungssteuerung des Differentialzylinders 15 ist zwischen der zweiten Druckwaage 30 und dem Differentialzylinder ein Wegeventil 32 angeordnet, über das im Vergleich zum Druckabfall an der Zumessblende 31 kein nennenswerter Druckabfall mehr auftritt, wenn der Differentialzylinder 15 betätigt wird. Die Zumessblende 31 und die zur Richtungssteuerung notwendigen Steuernuten sind in bekannter Weise am selben Ventilschieber ausgebildet, so dass Richtungs- und Geschwindigkeitssteuerung jeweils ohne weiteres gemeinsam vonstatten gehen. Der Regelkolben 33 der Druckwaage 30 wird in Richtung Öffnen der Verbindung zwischen der Zumessblende 31 und dem Wegeventil' 32 vom Druck nach der Zumessblende und in Richtung Schließen der Verbindung von einem in einem rückwärtigen Steuerdruckraum 34 herrschenden Steuerdruck und von einer schwachen Druckfeder 35, der ein Druck von z. B. lediglich 0,5 bar äquivalent ist, beaufschlagt. Die Vorderseite des Regelkolbens 33 ist über einen im Regelkolben verlaufenden Kanal 36 mit dem Steuerdruckraum 34 verbunden, wobei in dem Kanal 36 ein zum Steuerdruckraum hin öffnendes Rückschlagventil 37 angeordnet ist.
Parallel zu der Zumessblende 31 , der Druckwaage 30 und dem Wegeventil 32 für den zweiten hydraulischen Verbraucher 15 können weitere Zumessblenden, Druckwaagen und Wegeventile für weitere hydraulische Verbraucher an das System der Zuleitungen 13 angeschlossen sein. Dabei sind die Steuerdruckräume 34 aller Druckwaagen 30 miteinander verbunden, so dass in diesen Steuerdruckräumen derselbe Druck ansteht. Die Regelkolben 33 der Druckwaagen suchen sich bei einer Betätigung eines zweiten hydraulischen Verbrauchers in eine solche Stellung zu bringen, in der sich an ihrer Vorderseite ein lediglich um die der Kraft der Druckfeder 35 äquivalente Druckdifferenz höherer Druck einstellt als in den Steuerdruckräumen 34. Über die Kanäle 36 und die Rückschlagventile 37 wird, lässt man einmal den ersten hydraulischen Verbraucher 14 völlig' außer acht, jeweils der höchste Lastdruck aller betätigten zweiten hydraulischen Verbraucher 15 in die Steuerdruckräume 34 gegeben. Die Steuerdruckräume 34 sind an eine Lastmeldeleitung 38 angeschlossen, die zur Verstellung 11 der Pumpe 10 führt. Die Lastmeldeleitung 38 ist weiterhin über einen Stromregler 55 mit dem Tank 12 verbunden ist. Über diesen Stromregler wird die Lastmeldeleitung 38 jeweils von Druck entlastet, wenn keiner der hydraulischen Verbraucher betätigt wird.
Verstellpumpen und entsprechende Regler sind allgemein bekannt und auf dem Markt ohne weiteres erhältlich. Es erübrigt sich deshalb, näher darauf einzuge- hen. Es sei lediglich darauf hingewiesen, dass die Pumpenregelung bewirkt, dass sich in der Zuleitung 13 ein Druck einstellt, der um eine der Kraft einer Regelfeder äquivalente Druckdifferenz Δp über dem Druck in der Lastmeldeleitung 38 liegt. Die Druckdifferenz Δp betrage z. B. 20 bar, ist also höher als die der Kraft der Regelfeder 21 des Regelventils 45 äquivalente Druckdifferenz von 15 bar.
Der erste hydraulische Verbraucher 14 soll vorrangig vor dem zweitem hydraulischen Verbraucher 15 mit Druckmittel versorgt werden. Dafür ist in dem Regelventil 45 eine zweite steuerbare Verbindung 22 vorgesehen. Die Verbindung 22 ist als Blende mit proportional steuerbaren Durchflussquerschnitt zwischen dem Eingang 46 und einem Ausgang 47 ausgebildet. Letzterer ist mit der Lastmeldeleitung 38 verbunden.
Auch für die zweite von ihm gesteuerte fluidische Verbindung 22 wird der Ventilkolben 48 des Regelventils 45 in Richtung Schließen von einem Druck stromauf der Zumessblende 17 und in Richtung Öffnen von dem durch die Steuerleitung 61 herangeführten Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers 14 und der Regelfeder 21 beaufschlagt.
In der Figur 2 ist das Regelventil 45 näher dargestellt. In dem Ventilgehäuse 70 ist eine Ventilbohrung 71 vorhanden. In dieser Bohrung ist der Ventilkolben 48 verschiebbar gelagert. An die Ventilbohrung grenzen eine Zulaufkammer 72 und zwei Ausgangskammern 73 und 74 an. Die Zulaufkammer ist mit dem als Bohrung ausgeführten Anschluss 46 und somit mit der Zuleitung 13 verbunden. Die Ausgangskammer 73 steht mit dem Ausgang 23, d.h. mit der Zumessblende 17, in Verbindung. Die Ausgangskammer 74 mündet über den Anschluss 47 in der Lastmeldeleitung 38. Die steuerbare fluidische Verbindung 20 kommt über einen radial zurückgesetzten Abschnitt 76 des Ventilkolbens 48 zustande. An einer in Richtung der Zulaufkammer 72 angeordneten Stufe ist am Ventilkolben 48 die Steuerkante 77 gebildet. Die Steuerkante 77 begrenzt einen ersten Durchflussquerschnitt zwischen ihr und einem Gehäusesteg 78, der zwischen der Zulaufkammer 72 und der Ausgangskammer 73 gebildet ist.
Die fluidische Verbindung 22 wird durch eine Vertiefung 78 in der Umfangsflä-- che des Ventilkolbens 48 gebildet. Diese Vertiefung 78 kann z.B. eine Axialnut oder eine radiale Stufung des Ventilkolbens sein. Eine die Vertiefung 78 in Richtung der Ausgangskammer 74 begrenzende Steuerkante 79 bildet mit der Ausgangskammer 74 einen zweiten steuerbaren und schließbaren Durchflussquerschnitt.
Ein Steuerdruckraum 50 ist an die Steuerleitung 61 , die den Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers 14 führt, angeschlossen. Der Druck in dem Steuerdruckraum 50 beaufschlagt den Ventilkolben 48 in Öffnungsrichtung der Fluidverbindungen 20 und 22. Zusätzlich steht die Kraft der Regelfeder 21 am Ventilkolben 48 in Öffnungsrichtung an. In Schließrichtung wirkt der im Steuerdruckraum 49 anstehende Druck. Der Steuerdruckraum 49 steht über einen im Ventilkolben 48 gebildeten Fluidkanal 75 mit dem radial zurückgesetzten Abschnitt 76 und somit der Ausgangskammer 73 in fluidischer Verbindung. Anhand der Figuren 1 und 2 wird nun die Funktionsweise der erfindungsgemäßen Steuervorrichtung erläutert. Am Ventilkolben 48 des Regelventils 45 stellt sich ein Kräftegleichgewicht ein, dass folgende Kraft- bzw. Druckanteile berücksichtigt:
PLS + P21 = P38 + Δp - ΔpDW (Gleichung 1), wobei pι_s der Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers 14, p2i das Druckäquivalent der Kraft der Regelfeder 21 , P38 der in der Lastmeldeleitung 38 herrschende Lastdruck, Δp die Regeldruckdifferenz der Pumpenverstellung 11 und ΔpDw der an der Steuerkante 77 der Verbindung 22 abfallende Druck ist.
Die Steuerkante 79 ist so angeordnet, dass die Verbindung 22 erst dann öffnet, wenn der Durchflussquerschnitt an der Steuerkante 77 schon fast maximal ist, d.h. wenn der Druckabfall ΔpDw an der Steuerkante 77 einen Wert Δpow* nahe an einem Minimum erreicht hat. Der Wert Δpow* ist jedoch von der Durchflussmenge an der Steuerkante 77 abhängig.
Reicht der von der Pumpe geförderte Druckmittelstrom .zur Versorgung aller Verbraucher aus, so bleibt die Regeldruckdifferenz Δp konstant auf dem durch die Regelfeder der Pumpenverstellung 11 eingestellten Wert, z.B. 20 bar.
Solange die nachrangigen Verbraucher lastführend sind, genauer gesagt, solange der in der Zulaufleitung 13 anstehende Druck größer als die Summe aus Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers 14 und der Druckäquivalenz der Re- gelfeder 21 ist, wird über die Steuerkante 77 ein Druckabfall ΔPDW zur Regelung der Versorgung des vorrangigen Verbrauchers erzeugt. Durch den Druckabfall ΔPDW wird ein aus Sicht des vorrangigen Verbrauchers 14 in der Zulaufleitung 13 bestehender Drucküberschuss abgedrosselt. Der Druck P3β in der Lastmel- deleitung entspricht dabei dem höchsten Lastdruck der nachrangigen Verbraucher, im Folgenden mit PLUDV bezeichnet.
Bei einem Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers von
PLS > (PLUDV + Δp) - p2i - Δ pDw* (Gleichung 2), wobei (PLUDV + Δp) der durch die nachrangigen Verbraucher 15 erzeugbare Zulaufdruck ist, ist der Steuermechanismus einer Drosselung an der ersten Steuerkante 77 erschöpft und der zugehöhrige Durchflussquerschnitt ist vollständig geöffnet.
Wenn also der Zulaufdruck (p38 + Δp) auf oder unter den Wert PLS + P21 + Δpow* absinkt, öffnet die zweite Steuerkante 79 den Durchflussquerschnitt der Verbindung 22. Dadurch erhöht sich der Druck p38 in der Lastmeldeleitung 38 auf Werte größer als PLUDV- War zuvor der in der Zuleitung 13 anstehende Druck (P38 + Δp) nur von dem Lastdruck PLUDV der nachrangigen Verbraucher abhängig, so wird der Zuleitungsdruck (p38 + Δp) nun vom Lastdruck pi_s des vorrangigen Verbrauchers 14 bestimmt. Die Regelung des Zuleitungsdrucks (P38 + Δp) erfolgt mit Hilfe der Steuerkante 79 und der Rückkopplung über die Verstellung 11. Aus Gleichung 1 ergibt sich unmittelbar die Abhängigkeit
. (p38 + Δp) = PLS + P21' + ΔpDW* (Gleichung 3), . wenn man berücksichtigt, dass die Regelfeder 21 beim Regeln an der Steuerkante 79 etwas stärker entspannt ist als beim Regeln an der Steuerkante 77, also eine etwas geringeren Druckäquivalenz p2i' als P21 aufweist, und wenn Δpow* als ein geringer Druckabfall an dem von der Steuerkante 77 begrenzten nahezu vollständig geöffneten Durchflussquerschnitt angenommen wird. Im Wesentlichen regelt sich also der Druck in der Zuleitung 13 auf einen Wert ein, der um die Druckäquivalenz p2-T der Regelfeder 21 höher als der Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers 14 ist. Im Fall, dass der von der Pumpe 10 geförderte Druckmittelstrom nicht zur Versorgung aller Verbraucher ausreicht, kann Δp nicht mehr als konstant angesehen werden. Die Regelkapazität von Pumpe 10 und ihrer Verstellung 11 sind erschöpft und der Druck in der Zuleitung 13 sinkt. Wie zuvor öffnet sich bei Absinken des Zuleitungsdrucks (p38 + Δp) auf pLs + P21 + Δpow* die Verbindung 22. Dies führt zu einer Erhöhung des in der Lastmeldeleitung 38 geführten Drucks. Dadurch erhöht sich auch der Druck zwischen der Zumessblende 31 und der Druckwaage 30 des nachrangigen Verbrauchers. Die über der Zumessblende 31 anstehende Druckdifferenz verringert sich und somit auch der dem nachrangigen Verbraucher zuführbare Druckmittelstrom. Bedarfsweise, bei entsprechend abgesunkener Regeldruckdifferenz Δp, kann der Druck der Last- meldeleitung 38 bis auf den Zulaufdruck (p38 + Δp) ansteigen und mittels der Druckwaage 30 die Versorgung des nachrangigen Verbrauchers 15 vollständig unterbinden. Auch mehrere nachrangige Verbraucher 15 können auf diese Weise abgeregelt werden. Über diesen Mechanismus der Drosselung der nachrangigen Verbraucher 15 regelt sich der Zulaufdruck (p38 + Δp) wiederum nach Gleichung 3 auf einen Wert ein, der im Wesentlichen um die Druckäquivalenz P21' der Regelfeder 21 höher als der Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers 14 ist.
In allen Fällen ist also eine zuverlässige Versorgung des vorrangigen Verbrauchers 14 so gesichert, dass eine der Druckäquivalenz p2i bzw. p2i' der Regelfeder 21 entsprechende Druckdifferenz über der Zumessblende 17 anliegt.
Die Figur 3A zeigt ein Regelventil 85, das eine modifizierte Ausführungsform des Regelventils 45 darstellt. Eine Symboldarstellung des Regelventils 85 ist in Figur 3B gezeigt. Das Regelventil 85 unterscheidet sich lediglich durch den Ventilkolben 88 von dem Regelventil 45. Wie der Ventilkolben 48 besitzt der Ventilkolben 88 einen radial zurückgesetzten Kolbenabschnitt 76. Von diesem Kolbenabschnitt geht ein Fluidkanal 75 aus, der an einer Stirnseite des Ventilkolbens 88 in den Steuerdruckraum 49 mündet. Im Gegensatz zum Ventilkolben 48 besteht keine Vertiefung in der Kolbenumfangsfläche, mit der die Zulaufkammer 72 direkt mit der Ausgangskammer 74 verbindbar ist. Statt dessen ist eine Bohrung 86 senkrecht zur Achse des Ventilkolbens 88 ausgeführt, die in den Fjuidkanal 75 mündet. Zusammen mit einer Feinsteuernut 87 bildet die Bohrung 86 eine Steuerkante 89 zur Steuerung eines Durchflussquerschnitts an ,der Ausgangskammer 74. Dazu ist anzumerken, dass dieser zwischen der Steuerkante 89 und dem Ventilgehäuse 70 gebildete Öffnungsquerschnitt erst dann öffnet, wenn der hydraulische Widerstand bzw. der Druckabfall Δpow an der Steuerkante 77 bereits einen Wert ΔpDw* nahe dem Minimalwert erreicht hat. Somit entspricht der Druck des Druckmittels, das über den Fluidpfad 75 bei Öffnen der Steuerkante 89 von dem radial zurückgesetz- ten Kolbenabschnitt 76 herangeführt wird, annähernd dem Druck im Eingangsanschluss 46. Dadurch kann der Druck in der Lastmeldeleitung 38 bis nahezu auf den am Eingangsanschluss 46 anstehenden Zuleitungsdruck erhöht werden.
Eine weitere Ausführung eines Regelventils 95, das an die Stelle des Regelventils 45 oder 85 treten kann, ist in Figur 4 skizziert. Die Symboldarstellung des Regelventils 95 entspricht der Figur 3B. In dem Ventilgehäuse 90 des Regel- ventils 95 ist eine Ventilbohrung 91 vorgesehen. An der Ventilbohrung 91 sind eine Zulaufkammer 92 und zwei Ausgangskammern 93 und 94 angeordnet. Die Kammern 92, 93 und 94 sind mit entsprechenden Anschlüssen 46, 47 und 23 fluidisch verbunden, wie in der Figur 4 dargestellt. In der Ventilbohrung 91 ist ein zylindrischer Ventilkolben 96 beweglich geführt. Der Ventilkolben 96 weist eine in Richtung der Ausgangskammer 93 offene axial verlaufende Sacklochbohrung 97 auf. Von der Umfangsfläche des Ventilkolbens 96 stoßen zwei radial verlaufende Bohrungen 98 und 99 auf die Sacklochbohrung 97.
Die Bohrung 98 ist mit der Zulaufkammer 92 in Überschneidung bringbar. Dadurch wird vom Zulaufanschluss 46 über die Bohrung 98, die Sacklochbohrung 97, die Ausgangskammer 93 und den Ausgangsanschluss 23 eine Fluidverbin- dung geschaffen. Die zur Steuerung des Durchflussquerschnittes dieser Verbindung maßgebliche Steuerkante 100 ist die umfangsflächenseitige Kante der Bohrung 98. Eine Fluidverbindung von dem Zulaufanschluss 46 zum Ausgangsanschluss 47 kommt über die Bohrung 98, die Sacklochbohrung 97, die Bohrung 99 und die Ausgangskammer 94 zustande. Die dafür maßgebliche Steuerkante 101 ist die umfangsflächenseitige Kante der Bohrung 99. Die Bohrung 99 ist so angeordnet, dass sie erst dann in Überschneidung mit der Ausgangskammer 94 tritt, wenn der an der Bohrung 99 gesteuerte Durchflussquerschnitt nur noch einen geringen hydraulischen Widerstand / Druckabfall Δpow* verursacht. Dadurch kann der Druck in der Lastmeldeleitung 38 bis nahezu auf den am Eingangsanschluss 46 anstehenden Zulaufdruck erhöht werden.
An einer von der Sacklochbohrung 97 abgewandten Stirnseite des Ventilkolbens 96 begrenzt dieser einen im Ventilgehäuse 90 gebildeten Steuerdruckraum 50. Dieser ist an die Steuerleitung 61 angeschlossen, die den Lastdruck des vorrangigen Verbrauchers 14 führt. Der im Steuerdruckraum 50 herrschende Druck wirkt in Öffnungsrichtung der durch die Bohrungen 98 und 99 gesteuerten Verbindungen. Zusätzlich wirkt die im Steuerdruckraum 50 angeordnete Regelfeder 21 in Öffnungsrichtung. In Schließrichtung ist der Ventilkolben 96 direkt von dem in der Ausgangskammer 93 anstehenden Druck beaufschlagt, da der Ventilkolben 96 mit seiner Stirnseite, in der die Sacklochbohrung 97 mündet, an die Ausgangskammer 93 angrenzt. Zum Einen ist durch diese Ausführungsform des Regelventils 95 ein sehr geringer Druckabfall ΔPDW* an der Bohrung 98 erzielbar, zum Anderen entfällt durch die Anordnung der Ausgangskammer 93 am stirnseitigen Ende des Ventilkolbens 96 eine separat ausgebildete Steuerkammer und eine intern oder extern zu dieser geführte Steuerleitung. s
Die Figur 5 zeigt eine weitere Ausführung der erfindungsgemäßen hydraulischen Steuervorrichtung. Die Ausführung nach Fig. 5 ist weitgehend gleich der Ausführung nach Fig. 1. Unterschiedlich zu der Ausführung nach Fig. 1 ist, dass nun die Steuerleitung 61 , die vom Steueranschluss 18 des Wegeventils 16 zum Regelventil 45 führt, über ein sich in einer Bypass-Leitung 62 befindliches Rückschlagventil 63 auch mit der Lastmeldeleitung 38 verbunden ist. Dabei sperrt das Rückschlagventil 63 von der Lastmeldeleitung 38 zum Kanal 61 , also zum Steueranschluss 18 des Wegeventils 16 hin. Des Weiteren ist auch zwi- sehen dem zweiten Anschluss 47 des Regelventils 45 und der Lastmeldeleitung 38 ein Rückschlagventil 64 angeordnet. Dieses sperrt zum Anschluss 47 hin.
Bei der Ausführung nach Fig. 1 findet auch bei in genügender Menge geförderten Druckmittel, wie oben beschrieben, eine Änderung des Regelmechanismus des Regelventils 45 statt, wenn der Lastdruck PLS des vorrangigen Verbrau- chers 14 den durch die nachrangigen Verbraucher vorgegebene Zulaufdruck (PLUDV + Δp) abzüglich dem Druckäquivalent p2i der Regelfeder 21 übersteigt (der Druckabfall ΔpDw* an der Steuerkante 77 sei vernachlässigbar klein). Wenn der vorrangige Verbraucher in diesem Sinne lastführend wird, verliert das Regelventil seine Funktionalität als LS-Druckwaage. Diese wird durch den Mechanismus der Steuerung des Drucks in der Lastmeldeleitung 38 ersetzt. Bei der Ausführung nach Fig. 5 wird bei ausreichend geförderter Druckmittelmenge und lastführenden vorrangigen hydraulischen Verbraucher 14 der Lastdruck dieses hydraulischen Verbrauchers über das Rückschlagventil 63 in die Lastmeldeleitung 38 geleitet. Der Druck in der Zuleitung 13 liegt also um die Regeldruckdifferenz Δp der Verstellpumpe 10 über dem Lastdruck des hydrau- lischen Verbrauchers 14. Das Regelventil 45 hat in diesem Fall die Funktion einer LS-Druckwaage und drosselt den der Zumessblende 17 zugeführten Druckmittelstrom über die erste Steuerkante 77. Somit entspricht die über der Druckwaage 17 anstehende Druckdifferenz dem Druckäquivalent p2i der Regelfeder 21. Erst wenn bei Untersättigung der Druck (p3s + Δp) in der Zuleitung 13 auf die Summe aus dem Lastdruck pLs des hydraulischen Verbrauchers 14, dem Druckäquivalent p2i der Regelfeder 21 und einen geringen Druckabfall Δpow* an der Steuerkante 77 abgefallen ist, wird der Lastmeldeleitung 38 über die Verbindung 22 Druckmittel zugeführt. Eine Verkleinerung des Druckabfalls über der Zumessblende 17 tritt quasi nicht auf, weil bei weiter zunehmender Untersättigung der Druck p38 in der Lastmeldeleitung 38 über das Regelventil 45 erhöht und dadurch die Druckwaagen 30 der LUDV-Verbraucher 15 in Schließrichtung verstellt werden.
Das Rückschlagventil 64 verhindert einen Druckmittelfluss vom hydraulischen Verbraucher 14 über das Rückschlagventil 63 in das System der Zuleitungen, sofern z. B. bei Beginn einer Betätigung der Druck in den Zuleitungen noch nicht über dem Lastdruck liegt.
Das Rückschlagventil 64 kann auch entfallen, wenn der Anschluss 47 des Regelventils 45 mit dem Rückschlagventil 63 so verbunden wird, dass das Rückschlagventil 63 zum Anschluss 47 hin sperrt. Bezuqszeichenliste
10 Verstellpumpe
11 Verstelleinrichtung
12 Tank
13 Zuleitung
14 Gleichgangzylinder
15 Differentialzylinder
16 4/3-Proportional-Wegeventil
17 Zumessblende
18 Steueranschluss
19 Zulaufanschluss
20 Fluidische Verbindung
21 Regelfeder
22 Fluidische Verbindung
23 Ausgang
30 Druckwaage
31 Zumessblende
32 Wegeventil
33 Regelkolben
34 Steuerdruckraum
35 Druckfeder
36 Kanal
37 Rückschlagventil
38 Lastmeldeleitung
45 Regelventil
46 Eingang
47 Ausgang
48 Ventilkolben
49 Steuerdruckraum
50 Steuerdruckraum
55 Stromregler
61 Steuerleitung
62 Bypass-Leitung 63 Rückschlagventil
64 Rückschlagventil
70 Ventilgehäuse
71 Ventilbohrung
72 Zulaufkammer
73 Ausgangskammer
74 Ausgangskammer
75 Fluidkanal
76 Zurückgesetzter Kolbenabschnitt
77 Steuerkante
78 Vertiefung
79 Steuerkante
85 Regelventil
86 Bohrung
87 Feinsteuernut
88 Ventilkolben
89 Steuerkante
90 Gehäuse
91 Ventilbohrung
92 Zulaufkammer
93 Ausgangskammer
94 Ausgangskammer
95 Regelventil
96 Ventilkolben
97 Sacklochbohrung
98 Radialbohrung
99 Radialbohrung
100 Steuerkante
101 Steuerkante

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Steuervorrichtung für einen vorrangigen, ersten hydraulischen Verbraucher (14) und für einen nachrangigen, zweiten hydraulischen Verbraucher (15) mit einer ersten Zumessblende (17), über die Druckmittel dem ersten hydraulischen Verbraucher (14) zuführbar ist, mit einer der ersten Zumessblende (17) vorgeschalteten Druckwaage (45), durch die eine konstante Druckdifferenz über der ersten Zumessblende (17) einstellbar ist und die zu diesem Zweck einen Ventilkolben (48) mit einer ersten Steuerkante (77) aufweist, mit der ein erster Durchflussquerschnitt zwischen einer Zulaufleitung (13) und der ersten Zumessblende (17) steuerbar ist, mit einer zweiten Zumessblende (31 ), über die Druckmittel dem zweiten hydraulischen Verbraucher (15) zuführbar ist und der eine zweite Druck- waage (30) nachgeschaltet ist, die in Schließrichtung von einem in einem
Steuerraum (34) anstehenden Steuerdruck und in Öffnungsrichtung vom Druck nach der zweiten Zumessblende (31 ) beaufschlagbar ist, mit einer Druckmittelquelle (10) variabler Liefermenge, die in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck der betätigten hydraulischen Verbraucher (14, 15) derart steuerbar ist, dass der Druck in der Zulaufleitung (13) um eine bestimmte Druckdifferenz über dem höchsten Lastdruck liegt, und mit einer Lastmeldeleitung (38), die vom Lastdruck des zweiten hydraulischen Verbrauchers (15) oder einem davon abgeleiteten Druck beaufschlagbar und mit dem Steuerraum (34) der zweiten Druckwaage (30) sowie mit einem Regelorgan (1 1) der Druckmittelquelle (10) verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass am Ventilkolben (48) der ersten Druckwaage (45) eine zweite Steuerkante
• (79) vorgesehen ist, mit der ein zweiter Durchflussquerschnitt zwischen der Zulaufleitung (13) und der Lastmeldeleitung (38) steuerbar ist.
2. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die erste Steuerkante (77) und die zweite Steuerkante (79) so angeordnet sind, dass eine Bewegungsrichtung des Ventilkolbens (48) zum Öffnen des ersten Durchflussquerschnitts einer Bewegungsrichtung des Ventilkolbens (48) zum Öffnen des zweiten Durchflussquerschnitts entspricht.
3. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch ge- kennzeichnet, dass ein Öffnen des zweiten Durchflussquerschnitts erst dann erfolgt, wenn der hydraulische Widerstand am ersten Durchflussquerschnitt nahezu minimal ist.
4. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Ventilgehäuse (70) der Druckwaage (45) eine Ventilbohrung (71) gebildet ist, in der der Ventilkolben (48) beweglich geführt ist, und dass an der Ventilbohrung (71) eine Zulaufkammer (72), eine erste Ausgangskammer (73), die mit der ersten Zumessblende (17) fluidisch verbunden ist, und eine zweite Ausgangskammer (74), die mit der Lastmeldeleitung (38) fluidisch verbunden ist, angeordnet sind.
5. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben (96) mit einer Stirnseite an die erste Ausgangskammer (93) angrenzt.
6. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeich- net, dass in dem Ventilkolben (48; 88) ein Fluidpfad (75) gebildet ist, der einen an eine Stirnseite des Ventilkolbens (48; 88) angrenzenden Steuerdruckraum (49) mit der ersten Ausgangskammer (73) verbindet.
7. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Fluidpfad (75) eine in der Umfangsfläche des Ventilkolbens (88) mündende Bohrung (86) aufweist, die mit der zweiten Ausgangskammer (74) in Überschneidung bringbar ist.
8. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 6, da- durch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben (48) eine Vertiefung (78) aufweist, die gleichzeitig in Überschneidung mit der Zulaufkammer (72) und der zweiten Ausgangskammer (74) bringbar ist.
PCT/EP2006/009480 2005-09-30 2006-09-29 Hydraulische steuervorrichtung Ceased WO2007039249A1 (de)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
AT06828803T ATE518064T1 (de) 2005-09-30 2006-09-29 Hydraulische steuervorrichtung
US12/067,081 US7870729B2 (en) 2005-09-30 2006-09-29 Hydraulic control device
CN200680036041XA CN101278132B (zh) 2005-09-30 2006-09-29 液压控制装置
EP06828803A EP1934487B1 (de) 2005-09-30 2006-09-29 Hydraulische steuervorrichtung

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102005047310A DE102005047310A1 (de) 2005-09-30 2005-09-30 Hydraulische Steuervorrichtung
DE102005047310.5 2005-09-30

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007039249A1 true WO2007039249A1 (de) 2007-04-12

Family

ID=37671178

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2006/009480 Ceased WO2007039249A1 (de) 2005-09-30 2006-09-29 Hydraulische steuervorrichtung

Country Status (7)

Country Link
US (1) US7870729B2 (de)
EP (1) EP1934487B1 (de)
CN (1) CN101278132B (de)
AT (1) ATE518064T1 (de)
DE (1) DE102005047310A1 (de)
ES (1) ES2367450T3 (de)
WO (1) WO2007039249A1 (de)

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8353157B2 (en) * 2009-08-06 2013-01-15 Cnh America Llc Open center hydraulic system
DE102012218427A1 (de) * 2012-10-10 2014-04-10 Robert Bosch Gmbh Hydraulische Steueranordnung für einen hydraulischen Verbraucher und hydraulische Steuereinheit mit einer Mehrzahl derartiger Steueranordnungen
DE102014004337B4 (de) 2013-03-28 2023-04-27 Aebi Schmidt Deutschland Gmbh Kommunalfahrzeug sowie Verfahren zur Einstellung von Pumpenausgangsdrücken einer Verstellpumpe
DK4019786T3 (da) * 2020-12-28 2024-02-05 Danfoss Power Solutions Zhejiang Co Ltd Flervejsbelastningsventilarbejdssektion

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5077972A (en) * 1990-07-03 1992-01-07 Caterpillar Inc. Load pressure duplicating circuit
DE4328283A1 (de) * 1992-08-21 1994-03-10 Rexroth Sigma Hydraulischer Steuerkreis eines Verteilers des Typs mit lastunabhängiger Durchsatzverteilung
DE4235709A1 (de) * 1992-10-22 1994-04-28 Linde Ag Hydrostatisches Antriebssystem
DE19703997A1 (de) 1997-02-04 1998-08-06 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulischer Steuerkreis für einen vorrangigen und für einen nachrangigen hydraulischen Verbraucher
WO2002086328A1 (de) * 2001-04-20 2002-10-31 Bosch Rexroth Ag Hydraulischer steuerkreis

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4043419A (en) * 1976-06-04 1977-08-23 Eaton Corporation Load sensing power steering system
US4663936A (en) * 1984-06-07 1987-05-12 Eaton Corporation Load sensing priority system with bypass control
JPH11115780A (ja) * 1997-10-15 1999-04-27 Komatsu Ltd 作業車両用ステアリングポンプの容量制御方法および装置
ITMO20020332A1 (it) * 2002-11-15 2004-05-16 Studio Tecnico 6M Srl Circuito fluidodinamico per la alimentazione di utenze primarie ed ausiliarie con priorita' predefinite.

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5077972A (en) * 1990-07-03 1992-01-07 Caterpillar Inc. Load pressure duplicating circuit
DE4328283A1 (de) * 1992-08-21 1994-03-10 Rexroth Sigma Hydraulischer Steuerkreis eines Verteilers des Typs mit lastunabhängiger Durchsatzverteilung
DE4235709A1 (de) * 1992-10-22 1994-04-28 Linde Ag Hydrostatisches Antriebssystem
DE19703997A1 (de) 1997-02-04 1998-08-06 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulischer Steuerkreis für einen vorrangigen und für einen nachrangigen hydraulischen Verbraucher
WO2002086328A1 (de) * 2001-04-20 2002-10-31 Bosch Rexroth Ag Hydraulischer steuerkreis

Also Published As

Publication number Publication date
EP1934487B1 (de) 2011-07-27
DE102005047310A1 (de) 2007-04-05
CN101278132B (zh) 2012-08-08
EP1934487A1 (de) 2008-06-25
CN101278132A (zh) 2008-10-01
US7870729B2 (en) 2011-01-18
ATE518064T1 (de) 2011-08-15
ES2367450T3 (es) 2011-11-03
US20080256940A1 (en) 2008-10-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1149246B1 (de) Steueranordnung für wenigstens zwei hydraulische verbraucher und druckdifferenzventil dafür
EP1664551B1 (de) Steueranordnung und verfahren zur druckmittelversorgung von zumindest zwei hydraulischen verbrauchern
DE69115763T2 (de) Hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen
EP1135613B1 (de) Verfahren und steueranordnung zur ansteuerung eines hydraulischen verbrauchers
DE4036720C2 (de) Steuerschaltung für die lastunabhängige Aufteilung eines Druckmittelstromes
EP0958455B1 (de) Hydraulischer steuerkreis für einen vorrangigen und für einen nachrangigen hydraulischen verbraucher
EP3816455A1 (de) Hydraulische steueranordnung zur druckmittelversorgung wenigstens zweier hydraulischer verbraucher
EP0650558B1 (de) Steueranordnung für mindestens einen hydraulischen verbraucher
EP1200743B1 (de) Hydraulische steueranordnung zur bedarfstromgeregelten (load-sensing-geregelten) druckmittelversorgung von vorzugsweise mehreren, hydraulischen verbrauchern
EP1710446B1 (de) Hydraulische Steueranordnung und Steuerblock
WO2001002736A1 (de) Hydraulische steueranordnung zur druckmittelversorgung von vorzugsweise mehreren hydraulischen verbrauchern
DE3844401C2 (de) Regeleinrichtung für eine Verstellpumpe
DE10308289B4 (de) LS-Wegeventilblock
DE10219850B3 (de) Regeleinrichtung mit Grenzwertregelventil
DE102015209657A1 (de) Hydraulische Ventilanordnung, hydraulischer Ventilblock mit einer derartigen Ventilanordnung, und hydraulischer Antrieb damit
EP1934487B1 (de) Hydraulische steuervorrichtung
WO2003087585A1 (de) Hydraulische steueranordnung in load-sensing technik
EP1170510A2 (de) Hydraulische Steueranordnung zur Druckmittelversorgung von vorzugsweise mehreren hydraulischen Verbrauchern
DE10119276B4 (de) Hydraulischer Steuerkreis
EP0746690B1 (de) Regeleinrichtung für eine hydropumpe
DE102005005555A1 (de) Messblendenanordnung für ein hydraulisches Stromteil- und Stromsummiergerät
EP1954949B1 (de) Hydraulische steuervorrichtung
DE19713934A1 (de) Lastdruckgeführter Förderstromregler mit Spülkreislauf
DE4219552C2 (de) Vorgesteuertes Zwei-Wegeventil mit einstellbarer, druckunabhängiger Schließzeit
DE68902208T2 (de) Hydraulische antriebseinheit.

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200680036041.X

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2006828803

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 12067081

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1572/CHENP/2008

Country of ref document: IN

WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 2006828803

Country of ref document: EP