CN105934585A - 液压装置 - Google Patents

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Abstract

披露了一种液压装置，包括可调式液压机(2)和对应于该液压机的第一运行方式且尤其是马达运行的调节阀(64)，通过调节阀的控制，可以给液压机的调节缸的调节腔提供压力液。另外，该装置针对液压机的第二运行方式且尤其是泵运行具有第二调节阀(66)，用于调节腔的压力液加载。通过所述装置的一个机构(46,146)的操作，其中一个所述调节阀可以被启用或停用，且另一个调节阀被相应地停用或启用，从而能按照具有不同的工作原理和/或控制参数的运行方式来实现所述控制。

Description

液压装置
技术领域
本发明涉及液压装置，具有其排液流量可通过该装置的调节缸来调节的至少一个可调式液压机和用于调节在液压机的压力端口处的压力的调节阀且尤其是调压阀，其中该调节缸可通过该调节阀来控制。
背景技术
从现有技术中知道了用于驱动液压轴的强力驱动单元的这种液压装置。这种液压轴被用在许多工业自动化应用中，例如像压力机、压铸机或弯曲机。如果液压轴被用于压制，则它例如能以差动油缸形式构成，在该差动油缸中，活塞将缸腔与环形腔分开。缸腔于是例如由液压机以一定的压力液量控制。为了改善活塞调节动态，该环形腔可以由另一台可调式液压机提供恒定压力，因而被液压压紧。为了保持环形腔的压力恒定，所述另一台可调式液压机的排量通过液压机械式调压阀被如此调节，即，在所述另一台液压机的压力端口处的压力具有确定值。
但常见的液压机械式调压阀在运行方式从输送机运行或泵运行切换至另一台液压机的液压马达运行或马达运行时出故障，因为此时该调压阀的工作原理须反转。在泵运行中例如必须调节出较高的排液流量以便在环形腔内压力过低时输送更多流体。而在马达运行中排液流量在环形腔内有过低压力时必须被减小以造成压力液的显著蓄积。但常见的液压机械式调压阀只能控制另一台可调式液压机的泵运行。
在DE19842534A1中示出液压装置的另一个实施方式，其中，差动油缸的缸腔被连接至恒定的液压机，其能被可调式液压机被驱动。后者一方面与储罐相连，另一方面通过具有显著压力的压力液管路与差动油缸环形腔相连。对压力液管路和环形腔施以压力通过液压泵进行，在此，环形腔内的压力通过限压阀来限制，通过该限压阀，来自压力液管路的压力液可被节流储罐。
此解决方案的缺点不仅在于通过液压泵费力建立的压力能通过限压阀在其朝向液罐打开时白白损失掉，而且在于此时产生的热还须被中间冷却。
在DE4008792A1中示出液压装置的另一个实施方式，其中差动油缸的缸腔被连接至呈可调式液压泵形式的两个液压机，它们可通过同一个主轴被驱动。其中一个可调式泵此时与储罐相连，另一方面与差动油缸的环形腔相连，由此，差动油缸的活塞与其操作方向无关地在两侧被液压压紧。
虽然该解决方案降低了所反映的节流损耗，但缺点是至少其中一个可调泵的控制根据通过测压机构确定的缸腔和环形腔的压力值进行，这是附加的装置技术成本。
发明内容
与之相比，本发明所基于的任务是提供一种装置技术设计简单的液压装置，借此可以在不同的运行方式下高能效地控制液压机。
该任务将通过具有权利要求1的特征的液压装置来完成。
本发明的其它的有利改进方案是从属权利要求2-15的主题。
液压装置包括具有可调排液流量的第一液压机和具有用于调节排液流量的调节活塞的调节缸。该调节活塞与调节缸的至少一个调节腔邻接，其随后能被称为第一调节腔。通过调节活塞，在调节缸内也可以将两个可接受压力液的且在彼此相反的两个调节方向上作用的调节腔相互分隔开。另外，该液压装置具有第一调节阀，在第一液压机的第一运行方式中可以通过第一调节阀的控制功能来控制压力液输入第一调节腔和压力液排出第一调节腔。可按照这种方式通过调节缸或调节活塞的行程和随之而来的排液流量调节来控制第一液压机的运行参数。根据本发明，该液压装置具有可操作的且尤其是可开关的机构，可借助其操作且尤其是开关来停用第一阀的控制功能并且可启用所述装置的第二调节阀的控制功能。在此，可在第一液压机的第二运行方式中通过第二调节阀控制第一调节腔的压力液输入和压力液排出。
所述机构与第一和第二调节阀的合作提供了一种装置技术简单的、用于按照其具有不同控制功能的各种运行方式来控制第一液压机的解决方案。
超过两种运行方式是可能的，视第一液压机按哪种运行方式完成哪项任务。每个其它运行方式随即最好对应于另一个调节阀，其可通过所述机构或另一机构根据其它运行方式被启动或停用。该机构最好可电磁操作。
第一液压机尤其最好以斜盘构型的可调式轴向柱塞机形式构成，其斜盘设置在可转动的回转摇台上，其中该调节活塞或调节缸与回转摇台相连。
该液压装置的下述改进方案被证明是尤其有利的，在此，第一运行方式是马达运行，第二运行方式是泵运行，两种运行方式对应于第一液压机的主轴的各自不同的转动方向。在两种运行方式之间的切换即在马达控制和泵控制之间的切换时所述控制工作原理的所需反转于是通过所述机构的简单操作或不操作进行。
在一个尤其优选的改进方案中，该装置具有第二液压机，其中如此设计该装置，第一液压机具有不同于第二液压机的运行方式。它例如可以如此实现，第二液压机的主轴与第一液压机的主轴抗转动连接，由此，两台液压机的转动方向是同向的。
在该装置的一个优选改进方案中，通过第一液压机，该装置的液压缸的第一缸腔且尤其是差动油缸的环形腔可接受压力液，并且通过第二液压机，该液压缸尤其是差动油缸的第二缸腔可接受压力液。因此，通过两个液压机的不同的运行方式，缸的位于两个腔之间的活塞可被压紧。此时有利的是，所述夹紧根据本发明通过压力控制而不是像现有技术所示那样通过节流多余产生的压力来实现。由此，所述装置可以能效比更高地运行并且降低了压力液中间冷却的成本。这样的液压装置尤其适用于工业自动化应用，尤其适用于压力机、压铸机或弯曲机的直接或间接驱动装置，其液压负载且尤其是液压缸以控制转速的方式被供应压力液。
在一个优选改进方案中，可以通过压力液输入和压力液排出来控制第一液压机的高压或工作压力或与之相关的压力。在此，通过所述机构的操作，第二调节阀的阀体与第二调节阀的理论值发生器的等效压力相反地可接受且尤其是接受所述高压或与之相关的压力或该装置的辅助压力。另外，与所述操作无关地，第一调节阀的阀体与第一调节阀的理论值发生器的等效压力相反地接受所述高压或与之相关的压力或者辅助压力。因此，第二调节阀的控制功能的启用通过对其阀体施以待控压力的实际值来实现。与此相应，第二调节阀的控制功能的停用通过未对阀体施压来实现。
在该装置的一个优选改进变型中，第一调节阀的理论值发生器的理论值大于第二调节阀的理论值发生器的理论值。通过这种简单方式可以保证在所述机构操作时即当第二调节阀的阀体接受所述高压或与之相关的压力时只有第一调节阀的控制功能被启用。虽然第一调节阀的阀体也被施以待控参数即压力的实际值，但其控制功能不会起效，因为具有较小理论值的第二调节阀不会像第一调节阀的阀体能处于控制位置时那样增大压力。
在该装置的一个优选改进变型中，第一调节阀的阀体通过所述操作在与它具有第一调节阀的理论值发生器的等效压力相同的作用方向上接受所述高压或与之相关的压力或辅助压力。通过这种方式，第一调节阀的阀体两侧接受相同的压力，并且除了所述等效压力之外是压力平衡的。现在，该等效压力造成第一调节阀的阀体被固定在其初始位置，由此，第一调节阀的控制功能在操作过程中被停用。因为所述固定只需要理论值发生器的小的等效压力，所以通过所述的压力平衡式施压而做到了甚至能在第一调节阀上调节出比在第二调节阀上更小的理论值。
在一个优选改进方案中，所述机构通过一个阀形成，该阀具有能与第一液压机的高压端口或者与辅助压力液源流体连通的高压端口。另外，该阀具有与压力液流出口流体连通的储罐端口。另外，所述阀具有可通过该调节阀的工作端口与第一调节腔流体连通的工作端口。
所有上述阀尤其最好设置在第一液压机上，从而很紧凑地构成液压装置。
该阀优选在装置技术方面简单地以3/2(两位三通)换向阀形式构成，或者它最好通过具有多个过渡位置的连续可调式3/3(三位三通)比例换向阀构成。
第一调节阀在一个优选改进方案中具有与该阀的高压端口流通相连的高压端口和与第一调节腔流体连通的第一工作端口。
第二调节阀在一个优选改进方案中具有与压力液穴流体连通的液罐端口、与第一调节阀的第二工作端口流体连通的第一工作端口及与该阀的工作端口流体连通的第二工作端口。
至少其中一个所述理论值发生器且最好是两个理论值发生器尤其优选地具有可调的弹簧，通过该弹簧，对应的阀体能以所述等效压力被偏置到其初始位置中，在初始位置上所述对应的调节阀的工作端口相互流体连通且与对应的调节阀的其它端口流体隔断。所述工作端口于是在第一调节阀情况下与其压力端口流体隔断开并且在第二调节阀情况下与其液罐端口流体隔断开。
在一个优选改进方案中，所述阀可通过其操作被切换至一个开关位置，在开关位置上所述阀的压力端口与其工作端口相连并且所述阀的储罐端口被关闭。于是，通过该开关位置，第二调节阀的控制功能被启用，第一调节阀的控制功能被停用。
在一个优选改进方案中，所述阀具有尤其弹簧加载的初始位置，在初始位置上其工作端口与储罐端口流通相连，其压力端口被关闭。在初始位置上，第二调节阀的控制功能如前所诉被停用，第一调节阀的控制功能被启用。
最好如此构成3/3比例换向阀，在其过渡位置上其工作端口与其储罐端口和压力端口节流流通地相连。为此，3/3比例换向阀的阀体具有与配属于所述两个端口的压力腔的负重叠。如果处于一个过渡位置，则在压力端口和液罐端口之间抽取出一个压力，该压力随即通过这两个调节阀的工作端口出现在第一调节腔内。
在此，所述装置的以下改进方案被证明是有利的，在此，3/3比例换向阀的阀体通过弹簧机构被偏置到其中一个所述过渡位置中，尤其被定中，并且该弹簧机构接触一个反馈杠杆机构，通过该反馈杠杆机构，可以回馈调节活塞或调节缸的位置给3/3比例换向阀的阀体。可通过弹簧机构和反馈杠杆来保持调节缸的或调节活塞的零位，因为调节缸或调节活塞的每次离开零位的运动造成3/3比例换向阀的反作用，在所述反作用中该3/3比例换向阀断开从第一调节腔经该调节阀的工作端口和所述阀的工作端口直至压力液流出口的连通。
在一个特别优选的改进方案中，所述装置具有压力液源，其可以与运行方式无关或相关地最好通过朝向阀的压力端口打开的止回阀与所述阀的压力端口流体连通。通过该压力液源，尤其在所述装置无压启动时可以通过给第一调节腔填充压力液引起第一液压机的排液流量的首先增大。
在一个优选改进方案中，在调节缸上设有尤其可调的止挡。止挡最好被如此调节，即，调节缸的或调节活塞的行程根据哪一个为了排液流量调节被设计成是活动的而从零位起只能在一个方向上实现。因此，在斜盘结构形式的轴向柱塞机情况下，回转摇台的不停摇摆被抑制并且每个转动方向明确对应于仅其中一个所述运行方式。
附图说明
附图示出了本发明的液压装置的多个实施例。现在结合附图来详述本发明，其中：
图1示出在压力机活塞的基本位置上和压力机活塞开始移出时的第一实施例，
图2示出在压力机活塞移出时的根据图1的实施例，
图3示出在压力机活塞被停止的情况下的之前图的实施例，
图4示出在压力机活塞移入开始时和过程中的前面图的实施例，
图5示出在保持压力机活塞位置时的前面图的实施例，
图6示出第二实施例，
图7示出第三实施例。
具体实施方式
根据图1，液压装置1具有第一液压机2和第二液压机4，其主轴6、8抗转动相互连接。两台液压机2、4被设计成具有可调的排液流量并如此布置，当主轴6、8左转时，所述第一液压机2作为运行方式具有马达运行而所述第二液压机4作为运行方式具有泵运行。当主轴6、8右转时，液压机2、4具有相反的运行方式。两台液压机2、4通过主轴10与转速可变运转的电动机12相连且被该电动机驱动。液压机2、4在开环式液压回路中运行，其中，第一液压机2的低压端口S与液罐T流体连通，其高压端口P与呈压差油缸形式的液压缸14的工作端口B相连。液压机4的低压端口S与液罐T相连，其高压端口P与液压缸14的一个工作端口A相连。液压缸14者具有活塞16，该活塞将与工作端口A流体连通的缸腔18与同工作端口B相连的环形腔20分隔开。在活塞16上连接有活塞杆22，活塞杆在径向上在内侧界定环形腔20并且向外穿过液压缸14的缸体。活塞16的环形腔侧活塞面积与底面侧活塞面积之比在所示实施例约为1:10。通过液压缸14及其活塞杆22，液压压力机的冲头被驱动(未示出)。缸轴线24此时是竖直取向的，因而活塞16的和活塞杆22的重力压在环形腔20内的压力液上。原则上，缸轴线水平取向或取向介于水平和竖向之间也是可能的。
为了调节第一液压机2的排液流量，装置1具有调节缸26连同在调节缸内可轴向移动设置的调节活塞28。调节缸26具有第一调节腔30，其通过调节活塞28与一个反作用的第二调节腔32分隔开。连接在调节活塞28上的活塞杆34穿过第二调节腔32和调节缸26的缸体并且与液压机2的可调式往复运动部件相连以调节其排液流量。因为第一液压机2以斜盘结构的轴向柱塞机形式构成，故该往复运动部件是斜盘，所述斜盘因为是可摆动的故也被称为转动摇台。在第一调节腔30内设有可调的止挡36，该止挡如此限定活塞28的往复运动，即转动摇台的摆动只在排液流量Vg0=0和最大排液流量Vgmax之间可调节。因此，阻止了转动摇台摆动超过排液流量Vg0。此外，调节活塞28通过两个相反作用的弹簧被定中在位置Vg0中。
从通至第一液压机2的高压端口P的压力液管路38分支出一压力液管路40，在该压力液管路40中设有止回阀42，该止回阀从压力液管路38起朝向压力液管路40打开。压力液管路40连接至调节缸26的第二调节腔32。通过压力液管路40给第二调节腔32供应压力液在此造成液压机2的排液流量朝向Vg0减少。从压力液管路40分支出一压力液管路44，该压力液管路44与3/3比例换向阀46的高压端口P相连。该3/3比例换向阀可通过电磁铁48从初始位置(a)或从过渡位置(c)被操作或切换至开关位置(b)。在未被操作的初始位置(a)上，3/3比例换向阀46的高压端口P被关闭并且其工作端口A与其液罐端口T相连。在3/3比例换向阀46的工作端口A上连接有一压力液管路50，在液罐端口T上连接有一压力液管路52。因此在初始位置(a)上，压力液管路50通过压力液管路52向储罐T卸压。而在开关位置(b)上，高压端口P与比例换向阀46的工作端口A相连且该液罐端口T被关闭。在过渡位置(c)上，3/3比例换向阀46的端口P和T与其工作端口A以压力液节流方式连通。
为了将调节活塞28的位置和进而液压机2的排液流量Vg反馈给3/3比例换向阀46，活塞杆34通过反馈杠杆机构54和弹簧机构56与3/3比例换向阀46的阀体58相连。
在此，阀体58通过弹簧机构56的两个同等强力的且彼此反作用的弹簧被定中至这些过渡位置(c)中的中央那个过渡位置。朝向弹簧机构56所作用的阀体侧面分别通过一个压力液管路60和一个阻尼喷嘴62朝向液罐T卸压。因此，作用于阀体58的调节力在排液流量Vg>Vg0的情况下是电磁铁48的和弹簧机构56的调节力。
另外，该装置具有用于在马达运行的运行方式中控制在第一液压机2的高压端口P处的压力的第一调节阀64和用于在泵运行的运行方式中控制所述压力的第二调节阀66。两个调节阀64、66分别具有第一工作端口A1和第二工作端口A2。此外，第一调节阀64具有高压端口P，而第二调节阀66具有液罐端口T。两个调节阀64、66以连续可调式3/2换向阀形式构成。第一调节阀64的高压端口P通过压力液管路44与3/3比例换向阀46的高压端口P流体连通，而第一调节阀64的第一工作端口A1通过压力液管路68与调节缸26的第一调节腔30流体连通。在压力液管路68内也设有阻尼喷嘴62。第二调节阀66的液罐端口T通过压力液管路70与液罐T流体连通，而第二调节阀66的第一工作端口A1与第一调节阀64的第二工作端口A2流体连通。第二调节阀66的第二工作端口A2与3/3比例换向阀46的工作端口A流体连通。
为了形成其各自的控制功能，这两个调节阀64、66且确切说是其阀体72、74如下述那样接受压力液：第一调节阀64的阀体72通过压力液管路44与作为可调弹簧构成的理论值发生器76的等效压力相反地永久接受在第一液压机2的高压端口P处的压力或与之相关的压力或者在压力液管路40内存在的辅助压力PH。第二调节阀66的阀体74与也作为可调弹簧构成的理论值发生器78的等效压力相反地接受在压力液管路50内存在的压力。理论值发生器76、78分别将阀体72、74偏置到其初始位置(a)，在该初始位置上各自调节阀的工作端口A1、A2相互连通，其另外端口与工作端口A1、A2分隔开。与作用于其上的等效压力有相同作用地，每个阀体72、74接受与液罐T相连的压力液管路70中的压力。
第一调节阀64的两个工作端口A1、A2通过旁通管路80和设于其内的阻尼喷嘴62处于永久性压力液连通中。
接着描述液压装置1的在液压缸14操作的不同阶段中的工作方式。作为初始状况而假定主轴10的转速n等于零并且活塞16位于中央位置，因而环形腔20内的负载压力和进而在第一液压机2的高压端口P上的负载压力仅由包含负载的活塞16和活塞杆22的重力引起。在此基本位置上，3/3比例换向阀46未被操作，因为电磁铁48未通电。3/3比例换向阀46相应处于它的其中一个所述过渡位置上。另外，这两个调节阀64、66处于其初始位置(a)，从而第一调节腔30与3/3比例换向阀46的工作端口A相连。同时，3/3比例换向阀46的高压端口P与第二调节腔32相连。因为活塞28的活塞面积的不同，即界定第二调节腔32的活塞面积被缩小了活塞杆34的横截面面积，故存在着活塞28的朝向增大排液流量Vg的方向运动的趋势。但是，通过反馈杠杆机构54和弹簧机构56，活塞28的每次移动被传递至阀体58且导致3/3比例换向阀46返回到初始位置(a)，在初始位置上该工作端口A与液罐端口T连通。通过这种方式，3/3比例换向阀46以第一调节腔30与压力液流出口T连通对排液流量Vg增加做出反应，由此，压力液可从第一调节腔30流出向液罐T且保持排液流量Vg0。
现在应该进行活塞杆22的移出，在此，在环形腔20中应调节出150巴压力以便克服第二液压机4的在缸腔18内作用的压力地夹紧活塞16。活塞16移出时的速度因此通过借助按照马达运行的第一液压机2从环形腔20排出的压力液量来确定。为了移出，如此提高电动机12的转速，即主轴6、8和10左转。于是，这对应于第一液压机2的马达运行或液压马达运行以及第二液压机4的泵运行或输送机运行。在此，调节活塞28在开始时还抵靠其止挡36，由此，第一液压机2具有排液流量Vg0。压力液输送入缸腔18导致了在环形腔20内形成压力且进而在液压缸14的工作端口B和在第一液压机2的高压端口P形成压力。在此过程中，3/2比例换向阀46如前所述还在其过渡位置或控制位置(c)上且造成保持Vg0。
如果在液压机2的高压端口P处的压力高出在压力液管路40内存在的压力和止回阀42的等效压力，则止回阀打开且环形腔20处于与第二调节腔32和压力液管路44的压力液连通中。因为3/3比例换向阀46如此构成，即所述开关位置(b)在电磁铁48未作动情况下不会被阀体58占据，故在此运行方式中只可能实现阀体58的过渡位置(c)和初始位置(a)。因此，阻止压力液管路50与存在待调压力的压力液管路44的基本未被节流的连通。与此相应，第二调节阀66的控制功能被停用，只有第一调节阀64能控制所述压力。第二调节阀66的控制功能的停用因此基于以下事实，它没有接受待调压力。
只要在压力液管路44内未达到在第一调节阀64的理论值发生器76上调节出的150巴的值，第一调节阀就留在其初始位置(a)上，从而没有压力液流向第一调节腔30。因此，液压机2的排液流量保持为Vg0。从压力液管路44内的150巴的值起，第一调节阀64做出反应。接着是第一液压机2的排液流量通过后者调节阀64的如结合图2所述的控制。
根据图2，第二液压机4的输送功率和第一液压机2的通过能力导致了流入缸腔18和流出环形腔20的压力液流量流Q2、Q1。第二液压机4因此处于泵运行，而第一液压机2处于马达运行。与之前一样，电磁铁48被断电，由此如所述的那样停止第二调节阀66的控制功能。现在假定环形腔20内的压力超过150巴的待调值。为此，在压力液管路44内存在高出第一调节阀64的理论值发生器76的等效压力的压力。因此，调节阀64的阀体72从初始位置(a)被移入控制位置，在控制位置上该高压端口P与第一工作端口A1处于压力液连通中。与此相应，第一调节腔30通过第一工作端口A1和压力液管路68被供应压力液，这造成调节活塞28朝向最大排液流量Vgmax移动。在电动机12的转速n保持不变且第二液压机4的排液流量保持不变的情况下，活塞16的运动速度也保持不变，由此造成在第一液压机2增加排液流量Vg情况下在环形腔20和压力液管路44内的压力降低。与此相应，压力液管路44内的压力又朝向待调的150巴方向降低。在此过程中，根据前述工作方式进行将调节活塞28的位置永久反馈给3/3比例换向阀46的阀体58。在此要说明的是，通过第一调节阀64的控制位置流入第一调节腔30的压力液量被减少了流经旁通管路80和阻尼喷嘴62的旁通体积流。旁通管路80因此造成少量的泄漏流，其导致第一调节阀64的阀体72总是执行轻微的控制运动。由此将阀体72的起动力减至最小。这积极影响到第一调节阀64的响应性能。
图3示出在止挡处的移出的活塞16。与此相应，环形腔20缩至最小，而缸腔18增至最大。通过位置传感器88来发现此运行状态。随后，通过控制装置92明显减小还在左转的电动机12的转速n，在此，第一液压机2还按照马达运行工作，而第二液压机4按照泵运行工作。第二调节阀66与之前一样处于其初始位置(a)。与之前一样，电磁铁48未通电，因此阀体58只能处于过渡位置(c)和初始位置(a)。
在活塞碰到止挡的时刻，由活塞16运动所导致的根据图2的压力液体积流量Q1降至零。因为有泄漏，第一调节阀64无法保持所要求的150巴压力，这是因为该泄漏因缺失的压力液体积流量Q1而无法再被补偿。因此，理论值发生器76的等效压力将第一调节阀64的阀体72压回至其初始位置(a)，在初始位置上该压力液从第一调节腔30经工作端口A1、A2和3/3比例换向阀46的初始位置(a)和过渡位置(c)流出至液罐T。调节活塞28的移动以第一液压机2调节出排液流量Vg0而结束。电动机12的转速n此时如此通过控制装置92调节，即补偿了自缸腔18和与之相连的第二液压机4的泄漏并且活塞16以在缸腔18内作用的100巴压力被压制。
从图3所示的止挡状况起，活塞杆22现在应该根据图4又被移入。为此，必须通过第一液压机2给环形腔20填充压力液并且通过第二液压机4从缸腔18排出压力液。因此，第一液压机2须从其第一运行方式即马达运行被切换至其第二运行方式即泵运行。第二液压机4必须切换至马达运行。这只如此实现，电动机12的转动方向从左转切换至右转。因为现在为按照泵运行的第一液压机2拟定了压力控制的另一种工作方式，故电磁铁48被通电。由此，压力液管路50通过3/3比例换向阀46的开关位置(b)与压力液管路44相连并且在那里出现的压力通过压力液管路50作用于第二调节阀66的阀体74。此时，在迄今所示的实施例中，第二调节阀66的控制功能启用的前提必然是第一调节阀64的理论值发生器76的理论值大于第二调节阀的理论值发生器78的理论值。在这里，这通过第二调节阀66的120巴理论值得到。虽然两个调节阀64、66的两个阀体72、74接受在压力液管路44中存在的压力，但此时却是因理论值的所述差异而停用第一调节阀。
在移入开始时首先假定调节缸26的两个调节腔30、32被卸压，由此，调节活塞28处于其位置Vg0。为了在图5中使活塞克服重力运动(在图4中向左)，必须由第一液压机2输送压力液到环形腔20中。为此，第一调节腔30必须被填充压力液以达到排液流量Vg>0。但因为在工作端口B和压力液管路44之间的压力如前所述在活塞16止挡情况下瓦解，故第一液压机2尚无法提供使第一调节腔30形成压力且填充所需要的压力液量。结果是必须有外界辅助压力液源。为此设有辅助泵82，辅助泵的压力端口通过一条压力液管路与第一液压机2的辅助压力端口PH相连。在辅助压力端口PH设有弹簧加载的止回阀84，该止回阀通过压力液管路86与压力液管路40相连且朝向该压力液管路打开。辅助泵82通过主轴88与第一液压机2相连，因此也通过电动机12被驱动。
呈定量泵形式的辅助泵82提供35巴压力。因此在一定转速情况下随着止回阀84打开而在压力液管路86、40和44中存在35巴的压力。该压力在第二调节腔32中存在并且通过3/3比例换向阀46的开关位置(b)被呈现至压力液管路50中。因为35巴的低压，两个调节阀64、66还处于其初始位置(a)。由此，在第一调节腔30内也存在35巴压力。因为调节活塞28上的有效活塞环形面小于其活塞底面，故在调节活塞28上出现力失衡，由此，排液流量朝向Vgmax被增大。结果，在压力液管路38、40和44内形成压力，直到第二调节阀66在120巴的设定理论值情况下做出反应。
从此刻起，该环形腔20内的压力的控制通过第二调节阀66的阀体74的相应控制运动来实现，在此，在高于120巴的压力情况下，从第一调节腔30经第一工作端口A1至液罐T的出口被放开，而在低压(低于120巴)的情况下被关断。因而在高的压力情况下，第一液压机2的排液流量被减小，而在低的压力时被增大，这对应于经典的泵控制。
根据图5，应该保持活塞16的中央位置。因为液压缸14竖直取向且环形腔20被加载包括负载在内的活塞16和活塞杆22的重力，故为了保持该位置所述第一液压机2必须按照其泵运行的运行方式工作，以抵制因在系统内出现的泄漏而造成的活塞16下降。为此，通过控制装置92，根据位置传感器所测的位置来如此低的保持电动机12的转速n，即，泄漏得到补偿并且保持活塞16的零速度。
因为第二液压机4还以马达驱动方式运转，故缸腔18内的压力降低至大气压。为了它不低于大气压，第二液压机4通过止回阀86抽吸压力液。环形腔20内的压力等于包括负载在内的静止活塞16和活塞杆22的负荷压力，因而低于120巴，因为该压力值只出现在活塞杆22的前述夹紧移入时。在此低压情况下，两个调节阀64、66位于其初始位置(a)。因为第二调节阀66在磁铁48通电情况下被启用且100巴压力小于在理论值发生器78上设定的120巴的理论值，故使调节活塞28移出至Vgmax。
第一实施例的优点所依据的是可用电磁铁操作的3/3比例换向阀46与反馈杠杆机构54和弹簧机构56一起通常按照标准设置用于可调式液压机的构建。接着，如此准备就绪的液压机仅还需要不多的支出被补装上所述调节阀64、66。
液压装置的后两个实施例101、201基本对应于前面说明的第一实施例。因为与第一实施例的不同之处仅在于前述的阀46和调节缸26的区域，故放弃示出液压缸14、第二液压机4、电动机12、液压泵82和四个所述部件的外围部件。所述装置1、101、201的在这些实施例范围内保持不变的组成部件带有保持不变的附图标记。为了缩短说明，只介绍实施例的不同之处。
不同于第一实施例，根据图6的液压装置101具有一个可被操作的呈3/2换向阀形式的机构146。通过给电磁铁48通电，3/2换向阀146可以被切换至已经在第一实施例中用到的开关位置(b)，由此，压力液管路44与压力液管路50相连通且3/2换向阀146的液罐端口T被关闭。通过这种方式，如前所述，第二调节阀66的控制功能被启用。通过一个弹簧156，阀146被偏置于其也对应于第一实施例的初始位置(a)的初始位置(a)。在此状态下，第一调节阀64的控制功能是起效的并且压力液管路50通过压力液管路52与液罐T相连，而液罐相对于压力液管路44被闭锁。在初始位(a)上，3/2换向阀146通过工作端口A1、A2向液罐T卸压第一调节腔30。当采用装置技术简单构成的阀146时不需要根据第一实施例的反馈杠杆机构54和弹簧机构56。因为这两个部件一般通过装置技术复杂的组件构成，故根据图6的第二实施例相比于第一实施例做到了装置技术的明显简化。在第一液压机2的调节缸126上采用阀146带来了进一步的装置技术简化。结果，可以放弃在第一调节腔30内的像在第一实施例中所需要的回位弹簧。
根据图7的第三实施例对应于根据图6的第二实施例，除了第一调节阀64的阀体72接受变化的压力液外。代替与理论值发生器76的等效压力相同作用地加载与液罐T处于压力液连通的压力液管路70中的压力，阀体72在所述方向上通过压力液管路250被加载压力液管路50内的压力。因此，阀体在3/2换向阀146作动时处于其开关位置(b)，就是说当第二调节阀66的控制功能也被启用时，阀体在两侧被加载压力液管路44内的压力。因为理论值发生器76的等效压力还在第一调节阀64的初始位置(a)方向上作用，故阀体72与压力液管路44内的压力无关地被偏置于初始位置(a)且因而其控制功能停用。此时有利的是，不同于在先实施例中的情况，可以在理论值发生器76上调节出理论值，其小于或等于第二调节阀66的理论值发生器78的理论值。因此，阀体72的变化的压力液供应提高了液压装置201的就第一液压机2的各不同运行方式即泵运行和马达运行而言的灵活性。
公开了一种液压装置，其具有可调式液压机和对应于液压机的第一运行方式且尤其是马达运行的调节阀，通过调节阀的控制，可以给液压机的调节缸的调节腔供应压力液。另外，该装置对于液压机的第二运行方式且尤其是泵运行具有用于该调节腔的压力液供应的第二调节阀。通过该装置的一个机构的操作，其中一个所述调节阀可被启用或停用，另一个相应的调节阀可被停用或启用，从而不同运行方式中的控制能以不同的工作原理和/或控制参数来进行。
附图标记列表
1;101;201液压装置
2第一液压机
4第二液压机
6,8,10主轴
12电动机
14液压缸
16活塞
18缸腔
20环形腔
22活塞杆
24纵轴线
26;126调节缸
28调节活塞
30第一调节腔
32第二调节腔
34活塞杆
36止挡
38,40压力液管路
42止回阀
44压力液管路
46;146 3/3比例换向阀
48电磁铁
50,52压力液管路
54反馈杠杆机构
56弹簧机构
58阀活塞
60压力液管路
62阻尼喷嘴
64第一调节阀
66第二调节阀
68,70压力液管路
72,74阀体
76,78理论值发生器
80旁通管路
82液压泵
84止回阀
86止回阀
88位置传感器
90信号线
92控制单元
94信号线
250压力液管路
A,Α1,A2,B工作端口
P高压端口
PH辅助压力端口
S低压端口
T液罐端口,液罐

Claims (15)

1. 一种液压装置，包括具有可调的排液流量(Vg)的第一液压机(2)和第一调节阀(64)，该第一液压机为了调节该排液流量(Vg)具有包括调节活塞(28)的调节缸(26;126)，通过该调节活塞在该调节缸(26;126)内形成调节腔(30)，通过该第一调节阀的控制功能，在该第一液压机(2)的第一运行方式中能控制压力液输送入该调节腔(30)和压力液从该调节腔(30)排出，其特征是，设有可被操作的机构(46;146)，通过该机构的操作能停用该第一调节阀(64)的控制功能，且该装置的第二调节阀(66)的控制功能能被启用，能通过所述第二调节阀在所述第一液压机(2)的第二运行方式中能控制相对于所述调节腔(30)的压力液输入和压力液排出。
2. 根据权利要求1的装置，其中，所述第一运行方式是马达运行，所述第二运行方式是泵运行，所述第一液压机的主轴(6)的另一个转动方向对应于两种运行方式。
3. 根据权利要求2的装置，具有第二液压机(4)，其中该装置(1;101;201)如此构成，该第一液压机(2)具有所述两种运行方式中的不同于第二液压机(4)的一种运行方式。
4. 根据前述权利要求之一的装置，其中，通过压力液输入和压力液排出，能控制该第一液压机(2)的高压(p)或与之相关的压力，并且通过所述操作，该第二调节阀(66)的阀体(74)与该第二调节阀(66)的理论值发生器(78)的等效压力相反地能接受所述高压(p)或与之相关的压力或者所述装置的辅助压力(PH)，并且与所述操作无关地，该第一调节阀(64)的阀体(72)与第一调节阀(64)的理论值发生器(76)的等效压力相反地接受所述高压(p)或与之相关的压力或者所述辅助压力(PH)。
5. 根据权利要求4的装置，其中，该第一调节阀(64)的理论值大于该第二调节阀(66)的理论值。
6. 根据权利要求4的装置，其中，该第一调节阀(64)的阀体(72)通过所述操作与第一调节阀(64)的理论值发生器(76)的等效压力作用相同地接受所述高压(p)或与之相关的压力或者所述辅助压力(PH)。
7. 根据权利要求6的装置，其中，该第一调节阀(64)的理论值小于或者等于该第二调节阀(66)的理论值。
8. 根据前述权利要求之一的装置，其中，所述机构通过阀(46;146)构成，该阀具有能与且尤其是与该第一液压机(2)的高压端口(P)或与辅助压力液源(82)流体连通的高压端口(P)和能与且尤其是与压力液流出口(T)流体连通的液罐端口(T)以及通过该调节阀(64,66)的工作端口(A1,A2)能与且尤其是与该调节腔(30)相连的工作端口(A)。
9. 根据权利要求8的装置，其中，该第一调节阀(64)具有能与且尤其是与该阀(46;146)的高压端口(P)流体连通的高压端口(P)和能与且尤其是与该调节腔(30)流体连通的第一工作端口(A1)。
10. 根据权利要求8或9的装置，其中，该第二调节阀(66)具有能与且尤其是与该压力液流出口(T)流体连通的液罐端口(T)和能与且尤其是与第一调节阀(66)的第二工作端口(A2)流体连通的第一工作端口(A1)以及能与且尤其是与该阀(46;146)的工作端口(A)流体连通的第二工作端口(A2)。
11. 根据权利要求4或引用权利要求4的权利要求的装置，其中，该理论值发生器(76,78)分别具有一个可调的弹簧，能通过该弹簧将对应的阀体(72,74)偏置到初始位置(a)，在该初始位置上，对应的调节阀(64,66)的工作端口(A1,A2)相互流体连通并且与对应的调节阀(64,66)的其它端口(P,T)流体隔断开。
12. 根据权利要求8至11之一的装置，其中，该阀(46;146)通过操作能被切换至开关位置(b)，在该开关位置上该阀(46;146)的高压端口(P)与其工作端口(A)相连通且该阀(46;146)的液罐端口(T)被关闭。
13. 根据权利要求8至12之一的装置，其中，该阀具有初始位置(a)，在该初始位置上该阀(46;146)的工作端口(A)与其液罐端口(T)流体连通并且该阀(46;146)的高压端口(P)被关闭。
14. 根据权利要求8至13之一的装置，其中，该阀以3/2换向阀(146)形式构成，或者该阀(46)以具有多个过渡位置(c)的连续可调的3/3比例换向阀(46)形式构成，在所述过渡位置上该3/3比例换向阀(46)的工作端口(A)与其液罐端口(T)和高压端口(P)以节流方式流通相连。
15. 根据权利要求14所述的装置，其中，该3/3比例换向阀(46)的阀体(58)通过弹簧机构(56)能被且尤其被偏置于其中一个所述过渡位置(c)，且该弹簧机构(56)接触反馈杠杆机构(54)的杠杆，该调节活塞(28)的或该调节缸(26)的位置通过该反馈杠杆机构能被且尤其被回馈给3/3比例换向阀(46)的阀体(58)。
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Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108087351A (zh) * 2016-11-23 2018-05-29 罗伯特·博世有限公司 电动液压的装置和液压轴
CN110657237A (zh) * 2018-06-29 2020-01-07 罗伯特·博世有限公司 具有压力切断的静液压的行驶驱动装置以及用于校准该压力切断的方法
CN111086267A (zh) * 2018-10-23 2020-05-01 罗伯特·博世有限公司 液压的控制装置

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE112017002163A5 (de) * 2016-04-25 2019-01-17 MAE Maschinen- und Apparatebau Götzen GmbH Hydraulische Achse für eine Presse
DE202018003042U1 (de) * 2018-06-29 2019-10-01 M A E Maschinen- Und Apparatebau Götzen Gmbh Hydraulischer Zylinderantrieb und hydraulischer Pressenantrieb
DE102018210685A1 (de) * 2018-06-29 2020-01-02 Robert Bosch Gmbh Hydrostatischer Fahrantrieb und Verfahren zur Steuerung des hydrostatischen Fahrantriebes
DE102018212854B4 (de) * 2018-08-01 2021-11-25 Danfoss Power Solutions Gmbh & Co. Ohg Hochdruckschutzsystem

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4920748A (en) * 1983-08-23 1990-05-01 Mannesmann Rexroth Gmbh Hydraulic drive system
JPH10252661A (ja) * 1997-03-07 1998-09-22 Hitachi Constr Mach Co Ltd 建設機械の油圧制御装置
EP1219831A2 (de) * 2000-12-20 2002-07-03 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Verstellvorrichtung zum Verstellen eines auf das Verdrängungsvolumen einer hydrostatischen Maschine einwirkenden Stellkolbens
CN1461255A (zh) * 2000-09-20 2003-12-10 莱伊斯布赫尔有限公司 液压压力机控制装置以及其操作方法
DE102010054100A1 (de) * 2010-07-21 2012-01-26 Robert Bosch Gmbh Hydraulisches System
WO2012084093A1 (de) * 2010-12-22 2012-06-28 Robert Bosch Gmbh Hydraulischer antrieb
CN103016457A (zh) * 2012-12-05 2013-04-03 中联重科股份有限公司 液压泵控制系统、车辆及其转向液压系统

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4008792A1 (de) 1990-03-19 1991-09-26 Rexroth Mannesmann Gmbh Antrieb fuer einen hydraulischen zylinder, insbesondere differentialzylinder
DE19842534A1 (de) 1998-08-01 2000-02-03 Mannesmann Rexroth Ag Hydrostatisches Antriebssystem für eine Spritzgießmaschine und Verfahren zum Betreiben eines solchen Antriebssystems

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4920748A (en) * 1983-08-23 1990-05-01 Mannesmann Rexroth Gmbh Hydraulic drive system
JPH10252661A (ja) * 1997-03-07 1998-09-22 Hitachi Constr Mach Co Ltd 建設機械の油圧制御装置
CN1461255A (zh) * 2000-09-20 2003-12-10 莱伊斯布赫尔有限公司 液压压力机控制装置以及其操作方法
EP1219831A2 (de) * 2000-12-20 2002-07-03 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Verstellvorrichtung zum Verstellen eines auf das Verdrängungsvolumen einer hydrostatischen Maschine einwirkenden Stellkolbens
DE102010054100A1 (de) * 2010-07-21 2012-01-26 Robert Bosch Gmbh Hydraulisches System
WO2012084093A1 (de) * 2010-12-22 2012-06-28 Robert Bosch Gmbh Hydraulischer antrieb
CN103016457A (zh) * 2012-12-05 2013-04-03 中联重科股份有限公司 液压泵控制系统、车辆及其转向液压系统

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108087351A (zh) * 2016-11-23 2018-05-29 罗伯特·博世有限公司 电动液压的装置和液压轴
CN108087351B (zh) * 2016-11-23 2022-02-11 罗伯特·博世有限公司 电动液压的装置和液压轴
CN110657237A (zh) * 2018-06-29 2020-01-07 罗伯特·博世有限公司 具有压力切断的静液压的行驶驱动装置以及用于校准该压力切断的方法
CN111086267A (zh) * 2018-10-23 2020-05-01 罗伯特·博世有限公司 液压的控制装置
CN111086267B (zh) * 2018-10-23 2024-03-01 罗伯特·博世有限公司 液压的控制装置

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