DE3883690T2

DE3883690T2 - Hydraulisches Antriebssystem.

Info

Publication number: DE3883690T2
Application number: DE88201352T
Authority: DE
Inventors: Toichi Hirata; Yusaku Nozawa
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1987-10-05
Filing date: 1988-06-29
Publication date: 1994-03-17
Anticipated expiration: 2008-06-30
Also published as: EP0312130A1; EP0312130B1; DE3883690D1; US4938022A

Description

HINTERGRUND DER ERFINDUNG

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein hydraulisches Antriebssystem für hydraulische Baumaschinen wie hydraulische Bagger und hydraulische Kräne, wobei das hydraulische Antriebssystem umfaßt: wenigstens eine Hydraulikpumpe, wenigstens ein erstes und ein zweites Hydraulik-Betätigungselement, die über entsprechende Hauptleitungen mit der Hydraulikpumpe verbunden sind und mittels von der Hydraulikpumpe abgegebenen Hydraulikfluids angetrieben werden; eine erste und eine zweite Strömungsteuerung-Ventileinrichtung, die zwischen der Hydraulikpumpe und dem ersten und dem zweiten Hydraulik- Betätigungselement mit den jeweiligen Hauptleitungen verbunden sind; eine Pumpensteuereinrichtung zum Steuern eines Förderdruckes der Hydraulikpumpe; wobei sowohl die erste als auch die zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung versehen ist mit einer ersten Ventileinrichtung, deren Öffnungsgrad in Abhängigkeit vom eingestellten Wert einer Bedienungseinrichtung veränderlich ist, und einer zweiten Ventileinrichtung, die mit der ersten Ventileinrichtung in Reihe geschaltet ist, um einen Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck der ersten Ventileinrichtung zu steuern; eine Steuereinrichtung, die sowohl der ersten als auch der zweiten Strömungssteuerung-Ventileinrichtung zugeordnet ist, um die zweite Ventileinrichtung dazu zu veranlassen, den Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck der ersten Ventileinrichtung auf der Grundlage des Einlaßdruckes und des Auslaßdruckes der ersten Ventileinrichtung, des Förderdruckes der Hydraulikpumpe und des maximalen Lastdruckes zwischen dem ersten und dem zweiten Hydraulik-Betätigungselement zu steuern.
Ein solches hydraulisches Antriebssystem ist aus US-A- 4,617,854 bekannt, wo ein System dieses Typs offenbart ist, in welchem ein Hilfsventil im Hauptleitungszulauf jedes Strömungsteuerungsventils eingeschaltet ist, sowohl der Einlaß- als auch der Auslaßdruck des Strömungsteuerungsventils einem ersten von entgegengesetzt wirkenden Teilen des Hilfsventils zugeführt werden, sowohl der Förderdruck der Hydraulikpumpe als auch der maximale Lastdruck aus mehreren Hydraulik-Betätigungselementen einem zweiten von entgegengesetzt wirkenden Teilen desselben zugeführt werden und ein lastempfindlicher Pumpenregler eingebaut ist, der dazu dient, den Förderdruck der Hydraulikpumpe um einen festgelegten Wert über diesem maximalen Lastdruck zu halten. In dieser Anordnung wird der Lastdruck des Strömungssteuerungsventils nach dem Stand der Technik kompensiert, indem der Einlaß- und der Auslaßdruck des Strömungssteuerungsventils einem ersten von entgegengesetzt wirkenden Teilen des Hilfsventils zugeführt werden. Indem der Förderdruck der vom Pumpenregler geregelten Hydraulikpumpe und der maximale Lastdruck aus einer Mehrzahl von Hydraulik-Betätigungselementen einem zweiten von entgegengesetzt wirkenden Teilen des Hilfsventils zugeführt werden, wird bei kombinierter Bewegung einer Mehrzahl von Hydraulik-Betätigungselementen mit entsprechenden voneinander verschiedenen Lastdrücken ermöglicht, daß, selbst wenn die Summe der angeforderten Strömungsmengen (benötigte Strömungsmengen) der entsprechenden Hydraulik-Betätigungselemente eine maximale Fördermenge der Hydraulikpumpe übersteigt, die Fördermenge der Hydraulikpumpe entsprechend der relativen Verhältnisse der angeforderten Strömungsmengen aufgeteilt wird, um so sicherzustellen, daß auch zu den Hydraulik- Betätigungselementen mit hohem Lastdruck zuverlässig Hydraulikfluid gelangt.
Im obigen, bekannten System umfassen das Strömungssteuerungsventil und das Hilfsventil je ein Steuerschieberventil von relativ großer Größe, da beide in den Hauptkreis eingesetzt sind. Da das Hilfsventil in die Hauptleitung eingesetzt ist, durch welche eine graße Strömungsmenge fließt, leidet dieses System unter dem Problem des wachsenden Druckverlustes am Hilfsventil.
Allgemein ausgedrückt sollte jedes Hydraulik-Betätigungselement im hydraulischen Antriebssystem vorteilhaft unabhängig vom Eigenlastdruck bzw. von den Lastdrücken anderer Hydraulik-Betätigungselemente mit einer entsprechenden Strömungsmenge versorgt werden. Inzwischen kann es in einigen Fällen für einige Hydraulik-Betätigungselemente eines in Baumaschinen wie hydraulischen Baggern eingesetzten hydraulischen Antriebssystems vorteilhaft sein, von den Lastdrücken anderer Hydraulik-Betätigungselemente oder vom Eigenlastdruck in Abhängigkeit von den Typen der von den entsprechenden Hydraulik-Betätigungselementen angetriebenen Arbeitselemente und deren Arbeitsmodi beeinflußt zu werden.
Wenn z.B. ein hydraulischer Bagger zum Aufladen von Erde auf einen Lastkraftwagen verwendet wird und dabei gleichzeitig Schwenk- und Auslegerhebebewegungen ausgeführt werden, ist der Lastdruck eines Schwenkmotors zu Beginn der Schwenkbewegung erhöht und übersteigt den Grenzdruck eines Entlastungsventils, das dem Schutz der Anlage dient, weil der Schwenkkörper ein träger Körper ist. Im Gegensatz dazu ist der Ausleger-Lastdruck, der einen Ausleger-Haltedruck darstellt, niedriger als der Schwenklastdruck. In einem solchen Arbeitsmodus wird, wenn während der Zeit, in der der Schwenklastdruck zu Beginn der Schwenkbewegung erhöht bleibt, das Hydraulikfluid im größtmöglichen Ausmaß dem Ausleger zugeführt wird anstatt es zu entlasten, weniger Energie verschwendet und die Auslegerhebe- und Schwenkbewegungen können automatisch in ihren Geschwindigkeiten angepaßt werden, so daß zu Beginn die Auslegerhebegeschwindigkeit schneller erhöht wird als die Schwenkgeschwindigkeit und, nachdem der Ausleger ein gewisses Maß gehoben wurde, die Schwenkgeschwindigkeit allmählich erhöht wird.
Ähnlich übersteigt bei einer alleinigen Schwenkbewegung oder bei einer mit anderen Hydraulik-Betätigungselementen kombinierten Schwenkbewegung der Schwenklastdruck zu Beginn der Schwenkbewegung den Grenzdruck eines Entlastungsventils, wie oben erwähnt. Folglich wird weniger Energie verschwendet, wenn die Menge des dem Schwenkantrieb zugeführten Hydraulikfluids mit wachsendem Schwenklastdruck verringert werden kann.
In einigen Arbeitsmodi eines hydraulischen Baggers wie z.B. normaler Oberflächenausgleichsarbeit, die durch die kombinierte Bewegung des Auslegers und dessen Arm geleistet wird, ist erwünscht, daß ungeachtet der Höhe der Lastdrücke die Strömungsmenge abhängig vom Verhältnis der Betätigung eines Ausleger-Steuerhebels zu der eines Arm- Steuerhebels genau aufgeteilt wird.
Bei Baumaschinen wie hydraulischen Baggern besitzt demzufolge das Strömungssteuerungsventil vorzugsweise Eigenschaften, die nicht allein für bestimmte Druckausgleichsund/oder Strömungsaufteilungsfunktionen festgelegt sind, sondern verändert werden können, um flexibel und abhängig vom Typ der durch die entsprechenden Hydraulik-Betätigungselemente angetriebenen Arbeitselemente und deren Arbeitsmodi verschiedene Funktionen zur erzielen.
Obwohl in der obengenannten US-A.-4, 617, 854 durch den Einsatz des Hilfsventils wie oben erwähnt eine Druckausgleichsfunktion und eine Strömungsaufteilungsfunktion erreicht werden können, ist dort jedoch nicht die Idee offenbart, Auswirkungen von Lastdrücken anderer Hydraulik-Betätigungselemente oder des Eigenlastdruckes zu berücksichtigen, um diese Funktionen zu modifizieren. Folglich kann dieses bekannte System nicht die obengenannte Forderung nach Modifizierung der Eigenschaften des Strömungssteuerungsventils in Abhängigkeit von Typen und Formen der Arbeitselemente erfüllen.
In US-A-4,535,809 ist ein hydraulisches Antriebssystem offenbart, das nicht für eine Mehrzahl, sondern für ein einzelnes Hydraulik-Betätigungselement ausgelegt ist. In diesem hydraulischen Antriebssystem ist jedes an eine Hauptleitung zwischen einer Hydraulikpumpe und einem Hydraulik-Betätigungselement angeschlossene Strömungssteuerungsventil durch eine Kombination aus einem Hauptventil vom Typ eines Sitzventils und einem Vorsteuerventil gebildet, das in einem Vorsteuerkreis zwischen einer Gegendruckkammer des Hauptventils und einem Auslaßkanal angeschlossen ist. Ebenso ist im Vorsteuerkreis ein Hilfsventil eingebaut, wobei der Einlaß- und der Auslaßdruck des Vorsteuerventils entsprechend den entgegengesetzt wirkenden Teilen des Hilfsventils zugeführt werden, um somit eine Druckausgleichsfunktion zu erzielen. Das obengenannte Patent offenbart ferner eine Abwandlung, bei der der Eigenlastdruck zur Beeinflussung des Betriebs des einzelnen Hydraulik-Betätigungselementes verwendet wird, um die Druckausgleichsfunktion zu korrigieren.
Bei diesem hydraulischen Antriebssystem ermöglicht der Einsatz des Hilfsventils lediglich, daß in Verbindung mit dem Betrieb des einzelnen Hydraulik-Betätigungselementes eine Druckausgleichsfunktion erzielt wird oder daß die Druckausgleichsfunktion modifiziert wird, indem eine Auswirkung des Eigenlastdruckes des einzelnen Hydraulik- Betätigungselementes berücksichtigt wird. Folglich besteht kein Zusammenhang zwischen diesem bekannten System und der Technik des Modifizierens verschiedener Funktionen beim kombinierten Betrieb einer Mehrzahl von Hydraulik-Betätigungselementen. Insbesondere ist dort nicht die Idee offenbart, Auswirkungen der Lastdrücke anderer Hydraulik-Betätigungselemente zu berücksichtigen, um die Druckausgleichsfunktion und die Strömungsaufteilungsfunktion zu modifizieren.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist, ein hydraulisches Antriebssystem zu schaffen, das einem kleineren Druckverlust unterliegt und das die Eigenschaften eines Strömungssteuerungsventils in Abhängigkeit von den Typen der in hydraulischen Baumaschinen verwendeten Arbeitselemente und deren Arbeitsmodi modifizieren kann.

ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG

Um die obengenannte Aufgabe zu erfüllen, schafft die vorliegende Erfindung ein hydraulisches Ahtriebssystem des obenbeschriebenen Typs, wobei sowohl die erste als auch die zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung umfaßt: ein Hauptventil mit einem Ventilkörper zum Steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal und einem Auslaßkanal, die beide mit dem Hauptkreis verbunden sind, einem variablen Begrenzer, der den Öffnungsgrad dieser Verbindung in Abhängigkeit von Bewegungen des Ventilkörpers verändern kann, und einer Gegendruckkammer, die über den variablen Begrenzer mit dem Auslaßkanal in Verbindung steht und einen Steuerdruck erzeugt, um den Ventilkörper in die Ventilöffnungsrichtung zu zwingen; und einen Vorsteuerkreis, der zwischen dem Einlaßkanal und der Gegendruckkammer des Hauptventils angeschlossen ist;
wobei die erste Ventileinrichtung als Vorsteuerventil in den Vorsteuerkreis geschaltet ist, um eine sich durch den Vorsteuerkreis bewegende Vorsteuerströmung zu steuern, und wobei die zweite Ventileinrichtung als Hilfsventil in den Vorsteuerkreis geschaltet ist, um einen Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck des Vorsteuerventils zu steuern; wobei die Steuereinrichtung sowohl für die erste als auch für die zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung die Hilfsventileinrichtung steuert, derart, daß der Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck des Vorsteuerventils eine durch die folgende Gleichung ausgedrückte Beziehung zu einem Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem maximalen Lastdruck des ersten und des zweiten Hydraulik-Betätigungselementes, zu einem Differenzdruck zwischen dem maximalen Lastdruck und dem Eigenlastdruck eines jeden Hydraulik-Betätigungselementes und zu dem Eigenlastdruck besitzt,
ΔPz α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl ) + y Pl (1)
wobei
ΔPz : Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck des Vorsteuerventils
Ps : Förderdruck der Hydraulikpumpe
Plmax : maximaler Lastdruck zwischen dem ersten und dem zweiten Hydraulik-Betätigungselement
Pl : Eigenlastdruck des ersten bzw. des zweiten Hydraulik-Betätigungselementes
α,β,γ : erste, zweite und dritte Konstante,
wobei die ersten, zweiten und dritten Konstanten auf vorgegebene Werte gesetzt sind.
Nach der Untersuchung der Beziehungen zwischen dem im Vorsteuerkreis plazierten Hilfsventil und dem Differenzdruck über dem Vorsteuerventil unter verschiedenen Gesichtspunkten hat sich herausgestellt, daß der Differenzdruck ΔPz über dem von der Hilfsventileinrichtung gesteuerten Vorsteuerventil durch die vorausgegangene Gleichung allgemein ausgedrückt ist.
Die Gleichung hat folgende Bedeutung. In dieser Gleichung gilt der erste Term Ps - Plmax auf der rechten Seite für alle Strömungssteuerungsventile und bestimmt daher beim kombinierten Betrieb die Strömungsaufteilungsfunktion, der zweite Term Plmax - Pl wird in Abhängigkeit vom maximalen Lastdruck eines der anderen Hydraulik-Betätigungselemente verändert und bestimmt daher beim kombinierten Betrieb eine Harmonisierungsfunktion, während der dritte Term γ Pl in Abhängigkeit des Eigenlastdruckes verändert wird und daher eine Eigenlastdruck-Ausgleichsfunktion bestimmt. Aktivierung oder Nichtaktivierung und der Grad dieser drei Funktionen werden in Abhängigkeit von den entsprechenden Werten der Konstanten α, β und γ bestimmt. Insbesondere ist die Strömungsaufteilungsfunktion, die durch den ersten Term dargestellt wird, eine wesentliche Funktion für den kombinierten Betrieb. Folglich wird die Konstante α ungeachtet der Typen der zugehörigen Arbeitselemente auf einen vorgegebenen, positiven Wert gesetzt. Im Gegensatz dazu sind die Harmonisierungsfunktion und die Eigenlastdruck-Ausgleichsfunktion, die durch den zweiten bzw. dritten Term dargestellt werden, zusätzliche Funktionen, welche abhängig von den Typen der zugehörigen Arbeitselemente und deren Arbeitsmodi bewerkstelligt werden. Dementsprechend werden die Konstanten β und γ jeweils auf einen vorgegebenen Wert einschließlich Null gesetzt. Indem so die Konstanten α, β und γ festgesetzt werden, wird es möglich, die Strömungsaufteilungsfunktion oder die Harmonisierungsfunktion und/oder die Eigenlastdruck-Ausgleichsfunktion basierend auf der Strömungsaufteilungsfunktion bereitzustellen, womit eine Modifizierung der Eigenschaften der Strömungssteuerungsventile in Abhängigkeit von den Typen der in hydraulischen Baumaschinen verwendeten Arbeitselemente und deren Arbeitsmodi ermöglicht wird.
Im obengenannten Aufbau der vorliegenden Erfindung sind die Hilfsventile nicht in den Hauptkreisen sondern in den Vorsteuerkreisen installiert, ferner sind die in den Hauptkreisen installierten Hauptventile als Sitzventile ausgebildet. Dies ermöglicht es, einen Hydraulikkreis zu schaffen, der weniger empfindlich gegenüber Fluidverlust und für eine höhere Druckbeanspruchung geeignet ist. Da die Hilfsventile in den Vorsteuerkreisen eingesetzt sind, wird kein erhöhter Druckverlust an den Hilfsventilen auftreten, selbst wenn durch die Hauptkreise eine große Strömungsmenge fließt.
Es wird festgestellt, daß in EP-A-0,297,682, die gemäß Art. 54(3) EPÜ als Stand der Technik anzusehen ist, eine ähnliche Lösung wie oben definiert vorgeschlagen wird, wobei das Hauptventil, das Vorsteuerventil und das Hilfsventil gegenseitig in solcher Weise verbunden sind, daß die Gegendruckkammer des Hauptventils mit dem Einlaßkanal über einen variablen Begrenzer in Verbindung steht und einen Steuerdruck erzeugt, um den Hauptventilkörper in die Ventilschließrichtung zu zwingen.
Gemäß der Erfindung steht die Gegendruckkammer des Hauptventils mit dem Auslaßkanal in Verbindung und erzeugt einen Steuerdruck, um den Ventilkörper des Hauptventils in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen.
Bei der vorliegenden Erfindung gilt für die Konstante vorzugsweise die Beziehung α < K, wobei angenommen ist, daß K das Verhältnis ist zwischen der Druckaufnahmefläche des Ventilkörpers des Hauptventils, welche über den Auslaßkanal dem Lastdruck des zugehörigen Hydraulik- Betätigungselementes ausgesetzt ist, und der Druckaufnahmefläche des Ventilgehäuses des Hauptventils, welche dem Steuerdruck der Gegendruckkammer ausgesetzt ist. Dies begrenzt den Differenzdruck, der durch α ( Ps - Plmax ) bestimmt ist, innerhalb des maximalen Differenzdruckes der über dem Vorsteuerventil auf der Seite des höheren Lastdruckes verfügbar ist. Demzufolge besitzen das erste und das zweite Strömungssteuerungsventil weitgehend zueinander gleiche Differenzdrücke, die sich aus dem ersten Term auf der rechten Seite der obengenannten Gleichung ergeben, so daß die Strömungsrate genau proportional zum eingestellten Wert der Bedienungseinrichtung (z.B. Öffnungsgrade der Vorsteuerventile) mit der Strömungsaufteilungsfunktion aufgeteilt werden kann.
Die erste Konstante α hat die Bedeutung eines proportionalen Verstärkungsfaktors der Vorsteuerströmungsmenge in bezug auf den eingestellten Wert der Bedienungseinrichtung (z.B. Öffnungsgrad des Vorsteuerventils), nämlich eines proportionalen Verstärkungsfaktors der durch das Hauptventil fließenden Strömungsmenge in bezug auf diesen eingestellten Wert. Folglich wird die erste Konstante α auf einen gewünschten positiven Wert gesetzt, der dem proportionalen Verstärkungsfaktor entspricht. Wird α = K gesetzt, kann der maximale proportionale Verstärkungsfaktor zur Verfügung gestellt werden, wobei erreicht wird, daß die Strömungsaufteilungsfunktion die Strömungsrate proportional zum eingestellten Wert der Bedienungseinrichtungen aufteilt.
Wie aus der vorausgegangenen Beschreibung ersichtlich ist, wird die zweite Konstante β auf irgendeinen gewünschten Wert gesetzt, wobei die Harmonisierung beim kombinierten Betrieb des zugehörigen Hydraulik-Betätigungselementes und eines oder mehrerer anderer Hydraulik- Betätigungselemente beachtet wird. Insbesondere wird β auf Null gesetzt, wenn es vorteilhaft ist, keine Auswirkungen der Lastdrücke anderer Hydraulik-Betätigungselemente zuzulassen.
Ebenso ist aus der vorausgegangenen Beschreibung ersichtlich, daß die dritte Konstante γ auf irgendeinen gewünschten Wert gesetzt wird, wobei die Betriebseigenschaften des zugehörigen Hydraulik-Betätigungselementes beachtet werden. Insbesondere wird γ auch auf Null gesetzt, wenn es vorteilhaft ist, keine Auswirkungen des Eigenlastdruckes zuzulassen.
Die Steuereinrichtungen können mehrere Hydraulik-Steuerkammern, die in jedem der Hilfsventile für die erste und zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung eingerichtet sind, und Leitungseinrichtungen besitzen, um direkt oder indirekt den Förderdruck der Hydraulikpumpe, den maximalen Lastdruck und den Einlaßdruck sowie den Auslaßdruck des Vorsteuerventils in die mehreren Hydraulik-Steuerkammern einzuleiten. In diesem Fall sind die jeweiligen Druckaufnahmeflächen der mehreren Hydraulik-Steuerkammern so bemessen, daß die erste, die zweite und die dritte Konstante α, β und γ ihre vorgegebenen Werte annehmen.
Um z.B. die Steuereinrichtung hydraulisch auszubilden, wird das Hilfsventil zwischen dem Einlaßkanal des Hauptventils und dem Vorsteuerventil angeordnet, während die mehreren Hydraulik-Steuerkammern eine erste und eine zweite Hydraulik-Steuerkammer, die das Hilfsventil in die Ventilöffnungsrichtung zwingen, und eine dritte und eine vierte Hydraulik-Steuerkammer umfassen, die das Hilfsventil in die Ventilschließrichtung zwingen, wobei die Leitungseinrichtung eine erste Leitung zum Einleiten des Förderdruckes der Hydraulikpumpe in die erste Hydraulik- Steuerkammer, eine zweite Leitung zum Einleiten des Auslaßdruckes des Vorsteuerventils in die zweite Hydraulik-Steuerkammer, eine dritte Leitung zum Einleiten des maximalen Lastdruckes in die dritte Hydraulik-Steuerkammer und eine vierte Leitung zum Einleiten des Einlaßdruckes des Vorsteuerventils in die vierte Hydraulik- Steuerkammer umfassen.
Das Hilfsventil, das Hauptventil, das Vorsteuerventil und die mehreren Hydraulik-Steuerkammern können gegenseitig auf verschiedene Weise verbunden sein, wie in den Unteransprüchen 9 - 12 definiert ist.

BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist eine schematische Ansicht, die eine Gesamtanordnung eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt.
Fig. 2 ist eine Querschnittsansicht, die den Aufbau eines Strömungssteuerungsventils zeigt, welches an einen dosierten Einströmkreis im hydraulischen Antriebssystem angeschlossenen ist.
Fig. 3 ist eine Querschnittsansicht, die den Aufbau eines Strömungssteuerungsventils zeigt, welches an einen dosierten Ausströmkreis im hydraulischen Antriebssystem angeschlossenen ist.
Fig. 4 ist eine Seitenansicht eines hydraulischen Baggers, für den das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung verwendet werden soll.
Fig. 5 ist eine Draufsicht des hydraulischen Baggers.
Fig. 6 ist ein Kennliniengraph, der ein Beispiel für die Festlegung der Konstante α für ein in jedes Strömungssteuerungsventil des hydraulischen Antriebes integriertes Druckausgleichsventil zeigt.
Fig. 7(A) bis 7(D) sind Kennliniengraphen, die jeweils ein Beispiel für die Festlegung der Konstanten β für ein in ein Strömungssteuerungsventil des hydraulischen Antriebes integriertes Druckausgleichsventil zeigen.
Fig. 8(A) bis 8(D) sind Kennliniengraphen, die jeweils ein Beispiel für die Festlegung der Konstanten γ für ein in ein Strömungssteuerungsventil des hydraulischen Antriebes integriertes Druckausgleichsventil zeigen.
Fig. 9 ist eine schematische Darstellung eines Strömungssteuerungsventils, welches gemäß einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung an einen dosierten Einströmkreis im hydraulischen Antriebssystem angeschlossenen ist.
Fig. 10 ist eine Querschnittsansicht, die den Aufbau des Strömungssteuerungsventils von Fig. 9 zeigt.
Fig. 11 ist eine schematische Darstellung eines Strömungssteuerungsventils, welches gemäß einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung an einen dosierten Einströmkreis im hydraulischen Antriebssystem angeschlossenen ist.
Fig. 12 ist eine Querschnittsansicht, die den Aufbau des Strömungssteuerungsventils von Fig. 11 zeigt.
Fig. 13 ist eine schematische Darstellung eines Strömungssteuerungsventils, welches gemäß einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung an einen dosierten Einströmkreis im hydraulischen Antriebssystem angeschlossenen ist.
Fig. 14 ist eine Querschnittsansicht, die den Aufbau des Strömungssteuerungsventils von Fig. 13 zeigt.
Fig. 15 ist eine schematische Darstellung eines Strömungssteuerungsventils, welches gemäß einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung an einen dosierten Einströmkreis im hydraulischen Antriebssystem angeschlossenen ist.
Fig. 16 ist eine Querschnittsansicht, die den Aufbau des Strömungssteuerungsventils von Fig. 15 zeigt.
Fig. 17 ist ein Schaltbild, das eine Ausführungsform eines lastempfindlichen Pumpenreglers zeigt, wobei im hydraulischen Antriebssystem der vorliegenden Erfindung eine Konstantpumpe verwendet wird.
Fig. 18 ist ein Schaltbild, das eine Ausführungsform der nicht lastempfindlichen Pumpensteuereinrichtung zeigt, welche im hydraulischen Antriebssystem der vorliegenden Erfindung verwendet wird.

BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORMEN

Im folgenden sind mit Bezug auf die Zeichnungen die bevorzugten Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung beschrieben.

Grundausführungsform

Entsprechend Fig. 1 umfaßt ein hydraulisches Antriebssystem gemäß einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung eine variable hydraulische Förderpumpe 1, z.B. vom Typ einer Taumelscheibenpumpe, mehrere (z.B. zwei) über Hauptleitungen 2 bzw. 3 an die Hydraulikpumpe 1 angeschlossene und mittels des von der Hydraulikpumpe 1 geförderten Hydraulikfluids angetriebene Hydraulik-Betätigungselemente 6, 7 und Richtungssteuerventile 8, 9, die zwischen der Hydraulikpumpe 1 und den Hydraulik-Betätigungselementen 6 bzw. 7 an die Hauptleitungen angeschlossen sind. Die Hydraulikpumpe 1 ist mit einem lastempfindlichen Pumpenregler 10 verbunden, der dazu dient, den Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 um einen vorbestimmten Wert über dem maximalen Lastdruck der mehreren Hydraulik- Betätigungselemente 6, 7 zu halten.
Das Richtungssteuerventil 8 umfaßt vier Strömungssteuerungsventile 11, 12, 13 und 14. Das erste Strömungssteuerungsventil 11 ist an einen dosierten Einströmkreis 15 (Einlaßseite) angeschlossen, der dadurch Hydraulikfluid zuleitet, wenn sich der Hydraulikzylinder 6 ausdehnt. Das zweite Strömungssteuerungsventil 12 ist an einen dosierten Einströmkreis 16 angeschlossen, der dadurch Hydraulikfluid zuleitet, wenn sich der Hydraulikzylinder 6 zusammenzieht. Das dritte Strömungssteuerungsventil 13 ist an einen dosierten Ausströmkreis 17 (Auslaßseite) zwischen dem Hydraulikzylinder 6 und dem zweiten Strömungssteuerungsventil 12 angeschlossen, der dadurch Hydraulikfluid ableitet, wenn sich der Hydraulikzylinder 6 ausdehnt. Das vierte Strömungssteuerungsventil 14 ist an einen dosierten Ausströmkreis 17 zwischen dem Hydraulikzylinder 6 und dem ersten Strömungssteuerungsventil 11 angeschlossen, der dadurch Hydraulikfluid ableitet, wenn sich der Hydraulikzylinder 6 zusammenzieht. Ein Rückschlagventil 19, das das Hydraulikfluid daran hindert, vom Hydraulik-Betätigungselement 6 zurück zum ersten Strömungssteuerungsventil 11 zu fließen, ist zwischen dem ersten Strömungssteuerungsventil 11 und dem vierten Strömungssteuerungsventil 14 eingesetzt, während ein weiteres Rückschlagventil 20, das das Hydraulikfluid daran hindert, vom Hydraulik-Betätigungselement 6 zurück zum zweiten Strömungssteuerungsventil 12 zu fließen, zwischen dem zweiten Strömungssteuerungsventil 12 und dem dritten Strömungssteuerungsventil 13 eingesetzt ist.
Die ersten bis vierten Strömungssteuerungsventile 11 - 14 umfassen Hauptventile 21, 22, 23, 24, Vorsteuerkreise 25, 26, 27, 28 zum Steuern der zugehörigen Hauptventile und mit den entsprechenden Vorsteuerkreisen verbundene Vorsteuerventile 29, 30, 31 bzw. 32. Das erste und das zweite Strömungssteuerungsventil 11, 12 enthält ferner entsprechende Druckausgleichsventile 33, 34, welche in Reihe mit den Vorsteuerventilen 29, 30 an die Vorsteuerkreise 25, 26 angeschlossen sind.
Wie in Fig. 2 gezeigt ist, umfaßt das Hauptventil 21 des ersten Strömungssteuerungsventils 11 ein Ventilgehäuse 33, das einen Einlaßkanal 31, der an einer Leitung des dosierten und mit der Hydraulikpumpe 1 verbundenen Einströmkreises 15 angeschlossen ist, und einen über eine Leitung mit dem Hydraulik-Betätigungselement 6 verbundenen Auslaßkanal 32 besitzt, und einen im Ventilgehäuse 33 untergebrachten Ventilkörper 35 und weist eine Steueröffnung 34 auf. Der Öffnungsgrad der Steueröffnung 34 wird in Abhängigkeit von der Bewegung des Ventilkörpers 35 gesteuert, um somit die Verbindung zwischen dem Einlaßkanal 31 und dem Auslaßkanal 32 zu steuern. Der Ventilkörper 35 besitzt eine der Steueröffnung 34 gegenüberliegend ausgebildete Gegendruckkammer 36, welche einen Steuerdruck Pc erzeugt, um den Ventilkörper 35 in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen. An dem der Gegendruckkammer 36 zugewandten Ende des Ventilkörpers 35 ist eine Kammer 38 ausgebildet, welche mit der Gegendruckkammer in Verbindung steht und einen Steuerkolben 37 enthält, außerdem ist die Kammer 38 ebenso über einen Durchgang 39 mit dem Auslaßkanal 32 verbunden. Ein Ende des Steuerkolbens 37 wird von einer im Ventilkörper 35 ausgebildeten Druckkammer 40 aufgenommen, während das andere Ende von einem Stopfen 41, der die Gegendruckkainmer 36 abschließt, in engem Kontakt gehalten wird. Die Druckkammer 40 steht über einen Durchgang 42 mit dem Einlaßkanal 31 in Verbindung und hält den Steuerkolben 37 in engem Kontakt mit dem Stopfen 41. Der Steuerkolben 37 besitzt in seinem mittleren Bereich einen konischen Abschnitt 43, der mit der Innenwand der Kammer 38 an deren Öffnung zusammenwirkt, um gemeinsam einen variablen Begrenzer 44 zu bilden, der seinen Öffnungsgrad in Abhängigkeit von der Bewegung des Ventilkörpers 35 verändern kann.
Demgemäß bildet die obere, dem Einlaßkanal 31 zugewandte, ringförmige Endfläche (auf die Zeichenebene gesehen) des Ventilkörpers 35 eine ringförmige Druckaufnahmefläche As, die einen Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 aufnimmt und den Ventilkörper 35 aufwärts, d.h. in Ventilschließrichtung zwingt, auch seine untere, dem Auslaßkanal 32 zugewandte Wandfläche bildet eine Druckaufnahmefläche Al, die einen Lastdruck Pl des Hydraulik-Betätigungselementes 6 aufnimmt und den Ventilkörper 35 ebenfalls in Ventilschließrichtung zwingt, während dessen oberste, der Gegendruckkammer 36 zugewandte Endfläche eine Druckaufnahmefläche Ac bildet, die den Steuerdruck Pc aufnimmt und den Ventilkörper 35 abwärts, d.h. in Ventilöffnungsrichtung zwingt. Zwischen diesen Druckaufnahmeflächen besteht die Beziehung Ac = As + Al.
Das Rückschlagventil 19 ist unterhalb des Ventilkörpers 35 angeordnet, wobei das Ventilgehäuse 33 einen Auslaßkanal 45 für das Rückschlagventil 19 besitzt.
Der Vorsteuerkreis 25 ist zwischen dem Einlaßkanal 31 und der Gegendruckkammer 36 des Hauptventils 21 angeschlossen.
Das Vorsteuerventil 29 umfaßt einen Tellerventilkörper 42 zum Steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal 40 und einem Auslaßkanal 41, eine Feder 43, die den Ventilkörper 42 in Ventilschließrichtung zwingt, und eine Hydraulik-Steuerkammer 44, die den Ventilkörper 42 in Ventilöffnungsrichtung zwingt. Die Hydraulik-Steuerkammer 44 ist an den Vorsteuerkreis angeschlossen, der darin einen dem eingestellten Wert eines (nicht gezeigten) Bedienungshebels entsprechenden Steuerdruck erzeugt, so daß der Ventilkörper 42 bis zu einem diesem eingestellten Wert entsprechenden Öffnungsgrad geöffnet wird.
Das Druckausgleichsventil 33 umfaßt einen Sitzventilkörper 52 zum Steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal 50 und einem Auslaßkanal 51, eine erste und eine zweite Hydraulik-Steuerkammer 53 und 54, um den Ventilkörper 52 in die Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, sowie eine dritte und eine vierte Hydraulik-Steuerkammer 55 und 56, die der ersten und der zweiten Hydraulik-Steuerkammer 53 und 54 gegenüber liegen und den Ventilkörper 42 in Ventilschließrichtung zwingen. Die erste Hydraulik-Steuerkammer 53 wird von einem Einlaßbereich 57 des Druckausgleichsventils 33 gebildet, der mit dem Einlaßkanal 50 verbunden ist, die zweite Hydraulik-Steuerkammer 54 ist über eine Vorsteuerleitung 58 an die Vorsteuerleitung 25 auf der Auslaßseite des Vorsteuerventils 29 angeschlossen, die dritte Hydraulik-Steuerkammer 55 ist über eine Vorsteuerleitung 59 an eine Maximallastdruck-Leitung 61 (weiter unten beschrieben) angeschlossen, während die vierte Hydraulik-Steuerkammer 56 über eine Vorsteuerleitung 60 an der Vorsteuerleitung auf der Einlaßseite des Vorsteuerventils 29 angeschlossen ist. Mit obenstehender Anordnung wird der Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 der ersten Hydraulik-Steuerkammer 53 zugeführt, der Auslaßdruck des Vorsteuerventils 29, der gleich dem Steuerdruck Pc der Gegendruckkammer 36 ist, wird der zweiten Hydraulik-Steuerkammer 54 zugeführt, der Lastdruck des Hydraulik-Betätigungselementes 6 oder 7 mit dem höheren Druck, d.h. der maximale Lastdruck Plmax wird der dritten Hydraulik-Steuerkammer 55 zugeführt, während der Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 der vierten Hydraulik-Steuerkammer 56 zugeführt wird. Die der ersten Hydraulik-Steuerkammer 53 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 52 bildet eine Druckaufnahmefläche as, welche den Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 aufnimmt, seine der zweiten Hydraulik-Steuerkammer 54 zugewandte ringförmige Endfläche bildet eine Druckaufnahmefläche ac, welche den Auslaßdruck Pc des Vorsteuerventils 29 aufnimmt, seine der dritten Hydraulik-Steuerkammer 55 zugewandte Endfläche bildet eine Druckaufnahmefläche am, welche den maximalen Lastdruck Plmax unter den Hydraulik-Betätigungselementen 6, 7 aufnimmt, während seine der vierten Hydraulik-Steuerkammer 56 zugewandte ringförmige Endfläche eine Druckaufnahmefläche az bildet, welche den Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 aufnimmt.
In obenstehender Anordnung stellen die ersten bis vierten hydraulischen Steuerkammern 53 - 56 des Druckausgleichsventils 33, die Vorsteuerleitungen 57 - 60 und jene Abschnitte des Ventilkörpers 35 des Hauptventils 21, die die Druckaufnahmeflächen Ac, As bilden, gemeinsam die Steuereinrichtung zum Steuern des Druckausgleichsventils 33 dar, derart, daß der Differenzdruck ΔPz (= Pz - Pc) zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck des Vorsteuerventils 29 eine durch folgende Gleichung ausgedrückte Beziehung zu einem Differenzdruck Ps - Plmax zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck der beiden Hydraulik-Betätigungselemente 6 und 7, zu einem Differenzdruck Plmax - Pl zwischen dem maximalen Lastdruck und dem Eigenlastdruck jedes Hydraulik-Betätigungselementes und zum Eigenlastdruck Pl besitzt:
ΔPz = α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl ) + γ Pl (1)
wobei α, β, γ erste, zweite und dritte Konstanten sind und auf entsprechende vorgegebene Werte gesetzt sind. In dieser Ausführungsform werden die erste, zweite und dritte Konstante α, β, γ auf ihre entsprechenden vorgegebenen Werte gesetzt, indem die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az der ersten bis vierten Hydraulik-Steuerkammern 53 - 56 des Druckausgleichsventils 33 passend gewählt werden. Mit anderen Worten, die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az der ersten bis vierten Hydraulik-Steuerkammern 53 - 56 werden so festgelegt, daß man die entsprechenden vorgegebenen Werte der ersten, zweiten und dritten Konstante α, β, γ erhält. Ferner werden die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az der ersten bis vierten Hydraulik- Steuerkammer 53 - 56 so bestimmt, daß der Ventilkörper 52 solange in seiner geöffneten Stellung gehalten wird, wie das Hauptventil 21 und das Vorsteuerventil 29 geschlossen bleiben.
Bei der so angeordneten Kombination des Hauptventils 21 und des Vorsteuerventils 29 des ersten Strömungssteuerungsventils 11 wird in dem Zeitpunkt, in dem das Vorsteuerventil 29 aufgrund einer Betätigung eines (nicht gezeigten) Steuerhebels geöffnet wird, Hydraulikfluid von der Hydraulikpumpe 1 über den Vorsteuerkreis 25 zur Gegendruckkammer 36 des Hauptventils 21 geleitet. Dies erhöht entsprechend dem Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29 den Innendruck oder Steuerdruck der Gegendruckkammer 36. Folglich wird der Druck am Auslaßkanal 32, welcher über die Kammer 36 und den Durchgang 39 mit der Gegendruckkammer 36 verbunden ist, ebenso entsprechend erhöht, so daß das Rückschlagventil 19 geöffnet wird. Dies erzeugt eine Vorsteuerströmung, die vom Vorsteuerkreis 25 über die Gegendruckkammer 36 zum Auslaßkanal 32 fließt, woraufhin in Abhängigkeit von der Vorsteuerströmungsrate (d.h. von Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29) und unter Einwirkung des variablen Begrenzers 44 der Steuerdruck der Gegendruckkammer 36 erhöht wird. Wenn der Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29 denjenigen des variablen Begrenzers 44 übersteigt, wird der Steuerdruck Pc ebenso entsprechend erhöht und der Ventilkörper 35 beginnt sich in Richtung zum Auslaßkanal 32 zu bewegen. Folglich wird das Hauptventil 21 geöffnet. Wenn der Ventilkörper 35 auf diese Weise in Ventilöffnungsrichtung bewegt wird, wird der Öffnungsgrad des variablen Begrenzers 44, der von einem freien Raum um den Steuerkolben 37 gebildet wird, welcher gegen den Stopfen 41 gepreßt und von diesem gehalten wird, vergrößert, um die Begrenzerwirkung des variablen Begrenzers 44 zu verringern. Als Folge davon verharrt der Ventilkörper 35 während der Zeit, in der der Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29 mit dem des variablen Begrenzers 44 übereinstimmt.
Mit anderen Worten, der Ventilkörper 35 des Hauptventils 21 wird unter Einwirkung sowohl des variablen Begrenzers 44 als auch der Gegendruckkammer 36 bis zu einem Öffnungsgrad proportional zur Vorsteuerströmungsrate geöffnet, so daß die dem eingestellten Wert des Vorsteuerventils (d.h. dem Öffnungsgrad des Vorsteuerventils) entsprechende Strömungsrate vom Einlaßkanal 31 über die Steueröffnung 34 des Hauptventils 21 zum Auslaßkanal 32 geleitet wird.
In Verbindung mit einer solchen Steuerung des Hauptventils 21 durch das Vorsteuerventil 29 wird die durch das Hauptventil 21 fließende Strömungsrate ferner durch die Anwesenheit des Druckausgleichsventils 33 gesteuert, da das Druckausgleichsventil 33 ebenfalls im Vorsteuerkreis 25 installiert ist. Die Steuerfunktion des Druckausgleichsventils 33 ist für diese Ausführungsform wesentlich und wird deshalb im folgenden Abschnitt Wirkungsprinzip genau beschrieben.
Das Hauptventil 22, der Vorsteuerkreis 26, das Vorsteuerventil 30 und das Druckausgleichsventil 34 des zweiten Strömungssteuerungsventils 12 sind ähnlich dem obenbeschriebenen Hauptventil 21, dem Vorsteuerkreis 25, dem Vorsteuerventil 29 bzw. dem Druckausgleichsventil 33 des ersten Strömungssteuerungsventils 11 aufgebaut.
Wie in Fig. 3 gezeigt, umfaßt das Hauptventil 23 des dritten Strömungssteuerungsventils 13 ein Ventilgehäuse 72, das einen Einlaßkanal 70, welcher auf der mit dem Hydraulik-Betätigungselement 6 verbundenen Seite an eine Leitung des dosierten Ausströmkreises 17 angeschlossen ist, sowie einen Auslaßkanal 71 enthält, der an eine mit dem Vorratsbehälter verbundene Leitung desselben angeschlossen ist, und einen Ventilkörper 74, der gegen einen Ventilsitz 73 gesetzt werden kann. Die Verbindung zwischen dem Einlaßkanal 70 und dem Auslaßkanal 71 wird in Abhängigkeit von den Bewegungen (d.h. Öffnungsgraden) des Ventilkörper 74 gesteuert. Der Ventilkörper 74 besitzt mehrere in seinem äußeren Umfang ausgebildete axiale Schlitze 75, die mit der Innenwand des Ventilgehäuses 72 zusammenwirken, um einen variablen Begrenzer 76 zu bilden, welcher seinen Öffnungsgrad in Abhängigkeit von den Bewegungen des Ventilkörper 74 ändern kann. An der Rückseite des Ventilkörpers 74 ist innerhalb des variablen Begrenzers 76 eine Gegendruckkammer 77 ausgebildet, die über den variablen Begrenzer 76 mit dem Einlaßkanal 70 in Verbindung steht und einen Steuerdruck P3c erzeugt.
Die dem Einlaßkanal 70 zugewandte obere ringförmige Endfläche (auf die Zeichenebene gesehen) des Ventilkörpers 74 bildet eine ringförmige Druckaufnahmefläche A3l, die einen Lastdruck Pl des Hydraulik-Betätigungselementes 6 aufnimmt und den Ventilkörper 74 in der Zeichnung aufwärts, d.h. in Ventilschließrichtung zwingt, die dem Auslaßkanal 71 zugewandte untere Wandfläche desselben bildet eine Druckaufnahmefläche A3r, die einen Vorratsbehälterdruck Pr aufnimmt und den Ventilkörper 74 ebenfalls in Ventilschließrichtung zwingt, während die der Gegendruckkammer 77 zugewandte oberste Endfläche desselben eine Druckaufnahmefläche bildet, die einen Steuerdruck P3c aufnimmt und den Ventilkörper 74 in der Zeichnung abwärts, d.h. in Ventilöffnungsrichtung zwingt. Diese Druckaufnahmeflächen erfüllen die Beziehung A3c = A3l + A3r.
Der Vorsteuerkreis 27 ist zwischen der Gegendruckkammer 77 und dem Auslaßkanal 71 des Hauptventils 23 angeschlossen.
Das Vorsteuerventil 31 ist ähnlich dem Vorsteuerventil 29 des ersten Strömungssteuerungsventils 11 aufgebaut.
Die so angeordnete Kombination des Hauptventils 23 und des Vorsteuerventils 31 des dritten Strömungssteuerungsventils 13 ist von der USP. Nr. 4,535,809 her bekannt. Insbesondere wenn das Vorsteuerventil 31 aufgrund einer Betätigung eines (nicht gezeigten) Steuerhebels geöffnet wird, wird im Vorsteuerkreis 27 in Abhängigkeit vom Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 31 eine Steuerströmung erzeugt. Folglich wird der Ventilkörper 74 des Hauptventils unter Einwirkung sowohl des variablen Begrenzers 76 als auch der Gegendruckkammer 77 bis zu einem Öffnungsgrad proportional zur Vorsteuerströmungsrate geöffnet, so daß die dem eingestellten Wert des Steuerhebels (d.h. dem Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 31) entsprechende Strömungsrate vom Einlaßkanal 70 über das Hauptventil 23 zum Auslaßkanal 71 geleitet wird.
Das Hauptventil 24, der Vorsteuerkreis 28 und das Vorsteuerventil 32 des vierten Strömungssteuerungsventils 14 sind ähnlich dem obenbeschriebenen Hauptventil 23, dem Vorsteuerkreis 27 bzw. dem Vorsteuerventil 31 des dritten Strömungssteuerungsventils 13 aufgebaut.
Ferner ist das Richtungssteuerventil 9 ähnlich dem Richtungssteuerventil 8 aufgebaut. Im folgenden werden die mit den Bestandteilen des Richtungssteuerventils 8 identischen Bestandteile des Richtungssteuerventils 9 mit den gleichen Bezugszeichen der entsprechenden Bestandteile des Richtungssteuerventils 8 und einem angehängten A bezeichnet.
Die Auslaßkanäle 32 des ersten und zweiten Strömungssteuerungsventils 11, 12 im Richtungssteuerventil 8 sind über die Rückschlagventile 80 bzw. 81 an die schon genannte Leitung 61 angeschlossen, während die Auslaßkanäle des ersten und zweiten Strömungssteuerungsventils 11A, 12A im Richtungssteuerventil 9 über die Rückschlagventile 80A bzw. 81A an die Leitung 61A angeschlossen sind. Die Leitungen 61 und 61A sind miteinander über eine Leitung 82 verbunden, die über einen Begrenzer 83 an den Vorratsbehälter angeschlossen ist. Mit dieser Anordnung wird bei Verwendung der Hydraulik-Betätigungselemente 6 und 7 während des kombinierten Betriebs durch die Rückschlagventile 80, 81 und 80A, 81A der höhere Lastdruck der Hydraulik-Betätigungselemente 6 oder 7, d.h. der maximale Lastdruck ausgewählt und den Leitungen 61, 61A und 82 zugeleitet. Folglich bilden die Leitungen 61, 61A und 82 gemeinsam einen Maximallastdruck-Kreis.
Der Pumpenregler 10 umfaßt eine Taumelscheiben-Kippeinrichtung 90 mit Hydraulikzylinder und ein Steuerventil 91. Die Taumelscheiben-Kippeinrichtung 90 besitzt eine pleuelseitige Zylinderkammer, in welche über eine Leitung 92 der Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 eingeleitet wird, und eine kopfseitige Zylinderkammer, welche mit dem Vorratsbehälter und über das Steuerventil 91 mit der pleuelseitigen Zylinderkammer verbunden ist. Wird der Förderdruck der Hydraulikpumpe eingeleitet, so wird die pleuelseitige Zylinderkammer der Taumelscheiben-Kippeinrichtung in Abhängigkeit von der Stellung des Vorsteuerventils 91 drucklos und betätigt einen Kolben entsprechend der Flächendifferenz zwischen den pleuel- und kopfseitigen Zylinderkammern, so daß der Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 in Abhängigkeit von einer Stellung des Steuerventils 91 gesteuert wird.
Das Steuerventil 91 besitzt einander gegenüberliegende hydraulische Steuerelemente 93, 94 und eine Feder 65. Das hydraulische Steuerelement 93 ist über eine Steuerleitung 96 an die Förderleitung der Hydraulikpumpe 1 angeschlossen, während das Steuerelement 94 entsprechend über eine Steuerleitung 97 an den Maximallastdruck-Kreis 82 angeschlossen ist. Mit einer solchen Anordnung ist das Steuerventil 62 in entgegengesetzten Richtungen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck plus einer Vorspannung der Feder 65 unterworfen. Folglich wird das Steuerventil 91 abhängig von Veränderungen des maximalen Lastdruckes geregelt, um die Taumelscheiben- Kippeinrichtung 141 zu steuern, so daß der Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 auf einem Druck gehalten wird, der um einen der Federhärte der Feder 65 entsprechenden Druckwert höher als der maximale Lastdruck ist.

Wirkungsprinzipien

Nun werden die Wirkungsprinzipien der Druckausgleichsventile 33, 34, 33A, 34A beschrieben. Im folgenden werden am Beispiel des Druckausgleichsventils 33 die allen Druckausgleichsventilen 33, 34, 33A, 34A gemeinsamen Eigenschaften beschrieben. Für das Druckausgleichsventil 33 wird das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 52 durch die folgende Gleichung ausgedrückt:
as Ps + ac Pc = am Plmax + az Pz
Für das Hauptventil 21 wird das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 35 durch folgende Gleichung ausgedrückt:
Ac Pc = As Ps + Al Pl
Aus diesen beiden Gleichungen ergibt sich unter Verwendung der Beziehung Ac = As + Al der Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 wie folgt:
Indem hierbei ersetzt wird:
kann die obengenannte Gleichung nun ausgedrückt werden durch:
Pz - Pc = α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl) + γ Pl
Wegen Pz - Pc = ΔPz erhält man die obengenannte Gleichung (1). Die Gleichung (1) wird nun nochmals angeführt:
Pz = α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl) + γ Pl
Im folgenden wird daher die Gleichung (1) betrachtet. Die linke Seite ΔPz der Gleichung (1) stellt einen Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck Pz und dem Auslaßdruck Pc des Vorsteuerventils 29 dar. Der erste Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) bezieht sich auf einen Differenzdruck zwischen dem Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck Plmax, wobei α eine Proportional-Konstante ist. Der zweite Term bezieht sich auf einen Differenzdruck zwischen dem maximalen Lastdruck Plmax und dem Lastdruck des Hydraulik-Betätigungselementes 6, d.h. dem Eigenlastdruck Pl, wobei β eine Proportional-Konstante ist. Der dritte Term wird durch den Eigenlastdruck Pl bestimmt, wobei γ eine Proportional- Konstante ist. Da die Druckgleichgewichts-Gleichung für den Ventilkörper 35 des Hauptventils 21 mit Ac Pc = As Ps + Al Pl gegeben ist, kann der Lastdruck Pl des Hydraulik-Betätigungselementes 6 durch den Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und den Auslaßdruck Pc des Vorsteuerventils 29 ausgedrückt werden. Dementsprechend bedeutet die Gleichung (1), daß das Druckausgleichsventil 33 den Differenzdruck ΔPz zwischen dem Einlaßdruck Pz und dem Auslaßdruck Pc des Vorsteuerventils 29 auf der Basis der vier Drücke Ps, Plmax, Pc und Pz steuern kann; daß während dieser Zeit der Differenzdruck ΔPz proportional zu den drei Faktoren, dem Differenzdruck Ps - Plmax zwischen dem Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck Plmax, dem Differenzdruck Plmax - Pl zwischen dem maximalen Lastdruck Plmax und dem Eigenlastdruck Pl; und daß die Proportionalitätsgrade dieser drei Faktoren Ps - Plmax, Plmax - Pl und Pl nach Wunsch festgelegt werden können, indem für die Proportionalkonstanten β und γ entsprechende Werte gewählt werden.
So betrachtet ist die Tatsache, daß das Druckausgleichsventil 33 den Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 steuert, gleichbedeutend mit einem Steuern der durch das Vorsteuerventil 29 fließenden Vorsteuerströmungsrate. Infolgedessen ist es ferner dasselbe, die durch das Hauptventil 21 fließende Hauptströmungsrate auf der Basis der mit einer Kombination aus dem obenbeschriebenen Hauptventil 21 und dem Vorsteuerventil 29 erreichbaren Funktion zu steuern.
Ferner bleibt in dieser Ausführungsform, die den lastempfindlichen Pumpenregler 10 verwendet, der durch den ersten Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) dargestellte Differenzdruck Ps - Plmax solange konstant, wie der Pumpenregler 10 wirksam arbeitet. Dieser Differenzdruck ist für alle Druckausgleichsventile gleich.
Was daher den ersten Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) betrifft, so bedeutet die Steuerung des Differenzdrucks ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 proportional zum Differenzdruck Ps - Plmax, daß der Differenzdruck ΔPz unter Arbeitsbedingungen, bei welchen der Pumpenregler 10 wirksam arbeitet, konstant gehalten wird. Wird der Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29 konstant angenommen, bedeutet dies ebenso, daß die durch das Hauptventil 21 fließende Hauptströmungsrate ungeachtet der Veränderungen des Einlaßdruckes Ps oder Auslaßdruckes Pl des Hauptventils 21 konstant gehalten wird. Kurzgefaßt, es wird eine Druckausgleichsfunktion erzielt.
Unter Arbeitsbedingungen, bei welchen der Pumpenregler 10 nicht wirksam arbeitet, wenn z.B. während des kombinierten Betriebs aufgrund der die maximale Förderrate der Hydraulikpumpe 1 übersteigenden Gesamtverbrauchs-Strömungsrate der Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 absinkt, wird mit der Verringerung des Differenzdruckes Ps - Plmax der Differenzdruck ΔPz und somit auch die durch das Hauptventil 21 fließende Hauptströmungsrate verringert. Da der Differenzdruck Ps - Plmax für die beiden Druckausgleichsventile 16 und 75 gleich ist, werden jedenfalls die durch die Hauptventile 33(34) und 33A(34A) fließenden Strömungsraten im gleichen Verhältnis verringert. Folglich werden die durch die Hauptventile 21(22), 21A(22A) fließenden Strömungsraten proportional zu den eingestellten Werten der entsprechenden Steuerhebel (d.h. den Öffnungsgraden der Vorsteuerventile 29(30) und 29A(30A)) aufgeteilt, so daß die Förderrate der Hydraulikpumpe 1 auch das Hydraulik-Betätigungselement mit dem höheren Druck zuverlässig versorgt. Kurzgefaßt, es wird eine Strömungsaufteilungsfunktion erzielt.
Demgemäß bedeutet der zweite Term auf der rechten Seite der Gleichung (1), der den Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 proportional zum Differenzdruck Pl - Plmax steuert, daß, wenn der Lastdruck Plmax des anderen Hydraulik-Betätigungselementes höher ist als der Eigenlastdruck Pl, der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 in Abhängigkeit vom maximalen Lastdruck Plmax des anderen Hydraulik-Betätigungselementes verändert wird. Wird der Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29 konstant angenommen, bedeutet dies ebenso, daß die durch das Hauptventil 21 fließende Hauptströmungsrate abhängig vom maximalen Lastdruck Plmax verändert wird. Während die bevorzugte Strömungssteuerung allgemein frei von allen Einwirkungen anderer Hydraulik-Betätigungselemente durch die Strömungssteuerungsventile bewirkt wird, kann es in hydraulischen Baumaschinen wie hydraulischen Baggern vorteilhafter sein, abhängig von den Arbeitsmodi die entsprechenden Strömungsraten unter Einwirkung der Lastdrücke anderer Hydraulik-Betätigungselemente zu verändern. In diesen Modi stellt der zweite Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) eine Harmonisierungsfunktion dar, mit welcher die entsprechenden Strömungsraten zur Harmonisierung mit anderen Hydraulik-Betätigungselementen verändert werden können.
Was schließlich den dritten Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) betrifft, so bedeutet die Steuerung des Differenzdrucks ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 proportional zum Eigenlastdruck Pl, daß der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 abhängig von den Schwankungen des Eigenlastdruckes Pl verändert wird. Wird der Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29 konstant angenommen, bedeutet dies ebenso, daß die durch das Hauptventil 21 fließende Hauptströmung abhängig vom Eigenlastdruck Pl verändert wird. Dies stellt eine Eigenlastdruck-Ausgleichsfunktion zur Verfügung, mit welcher die Strömungsrate abhängig von den Schwankungen des Eigenlastdruckes verändert werden kann.
Wie oben beschrieben bestimmt der erste Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) die Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion, der zweite Term bestimmt die Harmonisierungsfunktion bei Kombination mit anderen Hydraulik-Betätigungselementen und der dritte Term bestimmt die Eigenlastdruck-Ausgleichsfunktion. Aktivierung oder Nichtaktivierung und der Grad jeder dieser drei Funktionen können nach Wunsch eingestellt werden, indem für die Proportionalkonstanten α, β, γ entsprechende Werte gewählt werden.
Unter den obengenannten drei Funktionen ist die Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion bezüglich des ersten Terms eine wesentliche Funktion für hydraulische Baumaschinen wie hydraulische Bagger und wird vorzugsweise ungeachtet der Typen und Arbeitsmodi der eingesetzten Hydraulik-Betätigungselemente über die ganze Zeit konstant gehalten. Folglich wird die Konstante α auf irgendeinen gewünschten positiven Wert gesetzt. Da der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 die Vorsteuerströmungsrate entsprechend dem Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29, welcher vom eingestellten Wert des Steuerhebels festgelegt wird, bestimmt, stellt die Proportionalkonstante α für den Differenzdruck Ps - Plmax des ersten Terms einen proportionalen Verstärkungsfaktor der Vorsteuerströmungsrate bezüglich des eingestellten Wertes eines mit dem Vorsteuerventil 29 verbundenen Steuerhebels (Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29), d.h. einen Proportionalitätsfaktor der durch das Hauptventil fließenden Hauptströmungsrate bezüglich dieses eingestellten Wertes dar. Daher wird die Proportionalkonstante α entsprechend einem solchen Proportionalitätsfaktor festgelegt.
Angenommen das Verhältnis der Druckaufnahmefläche Al des Ventilkörpers 35 des Hauptventils, die den Lastdruck Pl des Hydraulik-Betätigungselementes 6 aufnimmt, zur Druckaufnahmefläche Ac des Ventilkörpers 35, die den Steuerdruck Pc der Gegendruckkammer 36 aufnimmt, ist gleich K, so wird das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 35 durch folgende Gleichung ausgedrückt
Pc = (1 - K) Ps + K Pl
Andererseits unterliegen der Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und der Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 der Beziehung Ps ≥ Pz, während die Beziehung Ps = Pz hergestellt ist, wenn das Druckausgleichsventil 33 ganz geöffnet ist. Daher wird der Differenzdruck Pz - Pc (=Δ Pz) über dem Vorsteuerventil 29 ausgedrückt durch:
Pz - Pc ≤ Ps - Pc = K ( Ps - Pl ) (2)
Folglich ist der mit dem Vorsteuerventil 29 erreichbare maximale Differenzdruck gleich K ( Ps - Pl ) . Wird jetzt während der kombinierten Bewegung der Hydraulik-Betätigungselemente 6 und 7 die Seite mit dem maximalen Lastdruck (Plmax = Pl) betrachtet, erhält man folgendes, wenn in der Gleichung (1) β = 0 und γ = 0 angenommen wird:
Pz - Pc = α ( Ps - Plmax ) ≤ K ( Ps - Plmax ) (3)
Wenn α auf einen Wert α > K gesetzt ist, kann demgemäß das Vorsteuerventil auf der Seite des maximalen Lastdruckes keinen größeren Differenzdruck als K(Ps - Plmax) erzeugen, während das Vorsteuerventil mit dem niedrigeren Lastdruck einen Differenzdruck von α(Ps - Plmax) > K(Ps - Plmax) erzeugen kann. Dies ergibt verschiedene Vorsteuerströmungsraten, weil die Differenzdrücke über den Vorsteuerventilen nicht gleich groß werden, selbst wenn beide Vorsteuerventile mit dem gleichen eingestellten Wert angesteuert werden. Das macht es unmöglich, die Strömungsrate in Abhängigkeit von den entsprechenden eingestellten Werten proportional aufzuteilen. Obwohl die proportionale Aufteilung unmöglich ist, kann auch zum Hydraulik-Betätigungselement mit dem höheren Druck genügend Hydraulikfluid gefördert werden.
Aus diesem Grund sollte für den Fall, daß die Strömungsaufteilungsfunktion die Druckausgleichsventile dazu bringt, die Strömungsraten proportional zu den entsprechenden eingestellten Werten (d.h. den Öffnungsgraden) der Vorsteuerventile aufzuteilen, die Konstante α auf α ≤ K gesetzt sein. Besonders wenn α = K gesetzt ist, kann für den gleichen Öffnungsgrad der Vorsteuerventile die maximale Strömungsrate erzeugt werden, womit die wirkungsvollste Ventilform erreicht wird.
Wenn α auf α > K gesetzt ist, erhält man, wie oben erwähnt, am Vorsteuerventil mit dem niedrigeren Lastdruck den Differenzdruck α(Ps - Plmax) > K(Ps - Plmax). Wenn aber von der kombinierten Bewegung auf alleinige Bewegung des Hydraulik-Betätigungselementes mit dem niedrigeren Lastdruck umgeschaltet wird, kann auch am Vorsteuerventil mit dem niedrigeren Lastdruck kein größerer Differenzdruck als K(Ps - Pl) erreicht werden. Folglich werden der Differenzdruck über diesem Vorsteuerventil von α(Ps - Plmax) auf K(Ps - Pl) gesenkt und somit die Vorsteuerströmungsrate entsprechend verringert. Als Ergebnis werden die diesem Hydraulik-Betätigungselement zugeführte Strömungsrate ebenso verringert und das zugehörige Arbeitselement verlangsamt, wodurch es schwierig wird, die gewünschte Arbeit sanft auszuführen. Wenn α auf α ≤ K gesetzt ist, wird im Gegensatz dazu auch während der kombinierten Bewegung der Differenzdruck über dem Vorsteuerventil mit den niedrigeren Lastdruck auf K(Ps - Plmax) begrenzt. Folglich tritt keine Schwankung des Differenzdruckes auf, selbst wenn von kombinierter Bewegung auf alleinige Bewegung geschaltet wird, wodurch ein stabiler Arbeitsvorgang gesichert ist. Deshalb wird auch aus obengenanntem Gesichtspunkt heraus α vorzugsweise auf α ≤ K gesetzt.
Wie aus obigem ersichtlich ist, ist es unbedingt notwendig, α auf α ≤ K zu setzen, damit die Strömungsrate genau proportional zu den eingestellten Werten der mehreren Hydraulik-Betätigungselementen zugehörigen Steuerhebel aufgeteilt wird.
Die den zweiten Term betreffende Harmonisierungsfunktion hat abhängig von den Typen der Arbeitselemente und den Arbeitsmodi, die von den Hydraulik-Betätigungselementen 6 und 7 angetrieben bzw. bewirkt werden, unterschiedliche Grade der Notwendigkeit. Für einige Arbeitselemente und Arbeitsmodi ist es vorteilhaft, völlig unabhängig vom Lastdruck des anderen Hydraulik-Betätigungselementes zu sein. Deshalb wird die Proportionalkonstante β zur Harmonisierung der kombinierten Bewegung des relevanten Hydraulik-Betätigungselementes mit dem anderen Hydraulik- Betätigungselement auf einen beliebigen gewünschten Wert einschließlich Null gesetzt.
Die den dritten Term betreffende Eigenlastdruck-Ausgleichsfunktion hat abhängig von den Typen der Arbeitselemente und den Arbeitsmodi, die von den Hydraulik- Betätigungselementen 6 und 7 angetrieben bzw. bewirkt werden, unterschiedliche Grade der Notwendigkeit. Für einige Arbeitselemente ist es ebenso vorteilhaft, vom Eigenlastdruck völlig unabhängig zu sein. Daher wird die Proportional konstante γ abhängig von den Typen der vom relevanten Hydraulik-Betätigungselement angetriebenen Arbeitselemente auf einen beliebigen gewünschten Wert einschließlich Null gesetzt.
So ist es durch Festlegen der Konstanten α, β, γ auf entsprechende vorgegebene Werte möglich, die Strömungsaufteilungsfunktion, oder die Harmonisierungsfunktion und/oder Eigenlastdruck-Ausgleichsfunktion auf der Basis der Strömungsaufteilungsfunktion zu erreichen und die Eigenschaften der Strömungssteuerungsventile in Abhängigkeit von den Typen der in hydraulischen Baumaschinen verwendeten Arbeitselemente und deren Arbeitsmodi zu modifizieren.
Wie oben erwähnt wenden die Proportional konstanten α, β, γ durch die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az der ersten bis vierten Hydraulik-Steuerkammer 53 - 56 des Druckausgleichsventils 33 und die Druckaufnahmeflächen Ac, As des Ventilkörpers 35 des Hauptventils 21 ausgedrückt. Hierbei sind die Druckaufnahmeflächen Ac, As des Ventilkörpers 35 durch bestimmte Bedingungen des Hauptventils 21 festgelegt. Wenn die Proportionalkonstanten α, β, γ einmal bestimmt sind, werden demgemäß die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az, Ac, As so gesetzt, daß diese bestimmten Werte der Proportionalkonstanten α, β, γ erreicht werden. In besonderen Fällen, wenn der Aufbau des Druckausgleichsventils die Beziehung as + al = am + az erfüllt, ist es erlaubt, γ = 0 zu setzen, während ein Aufbau desselben, der as = am und ac = az erfüllt, es erlaubt, β = 0 zu setzen. Ebenso erlaubt ein Aufbau, der as = ac = am = az erfüllt, β = γ = 0 zu setzen.
Im folgenden werden für den Fall, daß das hydraulische Antriebssystem dieser Ausführungsform auf einen hydraulischen Löffelbagger angewendet wird, praktische Festlegungsbeispiele für die Proportional konstanten α, β, γ beschrieben.
Wie in den Fig. 4 und 5 gezeigt ist, umfaßt ein hydraulischer Bagger allgemein ein Paar von Gleisketten 100, einen auf den Gleisketten schwenkbar aufgesetzten Schwenkkörper 101 und einen Vorbau 102, der in einer vertikalen Ebene drehbar auf dem Schwenkkörper 101 montiert ist. Der Vorbau 102 umfaßt einen Ausleger 103, einen Arm 104 und einen Becher 105. Die Gleisketten 100, der Schwenkkörper 101, der Ausleger 103, der Arm 104 und der Becher 105 werden durch mehrere Gleismotoren 810, Schwenkmotoren 107, Auslegerzylinder 108, Armzylinder 109 bzw. Becherzylinder 110 angetrieben. Hierbei entsprechen der Schwenkmotor 107, der Auslegerzylinder 108, der Armzylinder 109 und der Becherzylinder 110 jeweils einem oder mehreren der in Fig. 1 gezeigten Hydraulik-Betätigungselemente 6 oder 7.
Beim hydraulischen Antriebssystem für einen solchen hydraulischen Bagger werden die Proportionalkonstanten α, die gemeinsam alle Strömungssteuerungsventile des Schwenkmotors 107, des Auslegerzylinders 108, des Armzylinders 109 und des Becherzylinders 110 beeinflußt, auf den gleichen gewünschten positiven Wert gesetzt, wobei der obenerwähnte proportionale Verstärkungsfaktor berücksichtigt wird, wie anhand des Beispiels in Fig. 6 gezeigt ist. Für ein mit dem Schwenkmotor 107 verbundenes Strömungssteuerungsventil wird die Proportionalkonstante β wie in Fig. 7(A) gezeigt auf β = 0 gesetzt und die Proportionalkonstante γ wird wie in Fig. 8(A) gezeigt auf einen kleinen negativen Wert gesetzt. Für ein mit dem Auslegerzylinder 108 verbundenes Strömungssteuerungsventil wird die Proportionalkonstante β wie in Fig. 7(B) gezeigt auf einen beliebigen gewünschten positiven Wert gesetzt und die Proportionalkonstante γ wird wie in Fig. 8(B) gezeigt auf γ = 0 gesetzt. Für ein mit der Grundbettseite des Armzylinders 109 verbundenes Strömungssteuerungsventil wird die Proportional konstante β wie in Fig. 7(C) gezeigt auf einen kleinen positiven Wert gesetzt und die Proportionalkonstante γ wird wie in Fig. 8(B) gezeigt auf γ = 0 gesetzt. Für ein mit der Grundbettseite des Becherzylinders 110 verbundenes Strömungssteuerungsventil wird die Proportionalkonstante β wie in Fig. 7(D) gezeigt auf einen kleinen negativen Wert gesetzt und die Proportionalkonstante γ wird wie in Fig. 8(C) gezeigt auf einen kleinen positiven Wert gesetzt. Für ein mit der Stangenseite des Auslegerzylinders 108, ein mit der Stangenseite des Armzylinders 109 und ein mit der Stangenseite des Becherzylinders 110 verbundenes Strömungssteuerungsventil werden die Proportionalkonstanten β und γ wie in den Fig. 7(A) und 8(B) gezeigt sämtlich auf Null gesetzt.

Wirkungsweise der Ausführungsform

Die Wirkungsweise des so beschaffenen hydraulischen Antriebssystems wird in folgenden beschrieben.
Anfangs, wenn beide Steuerhebel für die Richtungssteuerventile 8, 9 nicht betätigt sind, sind die Vorsteuerventile 29, 30, 29A, 30A der ersten und zweiten Strömungssteuerungsventile 11, 12, 11A, 12A geschlossen, und so fließen durch die Vorsteuerkreise 25, 26, 25A, 26A keine Vorsteuerströmungsraten. Folglich fließt durch die entsprechenden variablen Begrenzer 44 der Hauptventile 21, 22, 21A, 22A kein Hydraulikfluid und so ist der Steuerdruck der Gegendruckkammer 36 gleich dem Druck Pl am Auslaßkanal 32 (d.h. dem Lastdruck des Hydraulik-Betätigungselementes 6 oder 7). Ferner wird aufgrund der obenerwähnten Wirkung des lastempfindlichen Pumpenreglers 10 der Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 auf einem Druckpegel gehalten, der um einen der Federvorspannung der Feder 95 entsprechenden Druck höher ist als der maximale Lastdruck Plmax der Hydraulik-Betätigungselemente 6 und 7. Da die Druckaufnahmeflächen des Ventilkörpers 35 die Beziehung Ac = As + Al erfüllen und Ps > Pl unterliegen, wird so der Ventilkörper 35 durch den Förderdruck Pc der Hydraulikpumpe 1 in Ventilschließrichtung gezwungen, so daß jedes Hauptventil 21, 22, 21A, 22A in geschlossenem Zustand gehalten wird. Währenddessen werden jeweils die Druckausgleichsventile 33, 34, 33A, 34A mit den Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az wie oben erwähnt im offenen Zustand gehalten.
Wenn dann der Steuerhebel des Richtungssteuerventils 8 allein betätigt wird, wird z.B. das Vorsteuerventil 29 des ersten Strömungssteuerungsventils 11 in Abhängigkeit vom eingestellten Wert des Steuerhebels geöffnet, um im Vorsteuerkreis 25 eine Vorsteuerströmung zu erzeugen, so daß eine Vorsteuerströmung entsprechend dem Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29 fließt. Wie oben erwähnt, veranlaßt dies den Ventilkörper 35 des Hauptventils, sich unter der Einwirkung sowohl des variablen Begrenzers 44 als auch der Gegendruckkammer 36 bis zu einem der Vorsteuerströmungsrate proportionalen Öffnungsgrad zu öffnen. Infolgedessen fließt eine dem eingestellten Wert des Steuerhebels (d.h. dem Öffnungsgrad des Vorsteuerventils 29) entsprechende Strömungsrate vom Einlaßkanal 31 über das Hauptventil 21 zum Auslaßkanal 32.
Im daraus resultierenden Zustand, in dem die Vorsteuerventile 29, 31 des ersten und dritten Strömungssteuerungsventils 11, 13 in einem gewissen Grad geöffnet sind und durch jedes Hauptventil eine gewisse Hauptströmungsrate fließt, reagiert der lastempfindliche Pumpenregler 10 und erhöht den Förderdruck der Hydraulikpumpe 1, falls der Differenzdruck zwischen dem Einlaßkanal 31 und dem Auslaßkanal 32 aufgrund eines steigenden Druckes am Auslaßkanal 32 des ersten Strömungssteuerungsventils 11 verringert wird, so daß der Differenzdruck zwischen dem Druck am Einlaßkanal 31 (d.h. dem Förderdruck der Hydraulikpumpe l) und dem Druck am Auslaßkanal 32 (d.h. dem Lastdruck des Hydraulik-Betätigungselementes 6; dem maximalen Lastdruck) konstant gehalten wird. Daher fließt die bestimmte Hauptströmungsrate, die dem eingestellten Wert des Steuerhebels entspricht, weiterhin durch das Hauptventil 21.
Wenn die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az des Druckausgleichsventils 33 in einer solchen alleinigen Betätigung des Hydraulik-Betätigungselementes 6 so festgelegt sind, daß die zu einer Eigendruck-Ausgleichseigenschaft gehörende Proportionalkonstante α in obengenannter Gleichung (1) einen willkürlichen Wert ungleich Null annimmt, wird der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 in Abhängigkeit von den Schwankungen des Lastdruckes des Hydraulik-Betätigungselementes 6 (d.h. des Eigenlastdruckes) gesteuert, womit eine Kompensierung des Eigenlastdruckes erreicht wird.
Für den oben mit Bezug auf die Fig. 4 bis 8 beispielhaft beschriebenen hydraulischen Bagger wird die Proportionalkonstante γ für das zum Schwenkmotor 107 gehörende Strömungssteuerungsventil auf einen kleinen negativen Wert gesetzt, wie in Fig. 8(A) gezeigt ist. Insbesondere beim Antreiben des Schwenkkörpers 101 übersteigt der Lastdruck den Grenzdruck eines zum Schutz des Hydraulikkreises vorgesehenen Entlastungsventils, da der Schwenkkörper ein träger Körper ist. Daraus folgt eine Verschwendung von Energie. In bezug darauf wird jedoch durch Festlegen der Proportional konstanten γ auf einen negativen Wert der Differenzdruck ΔPz so gesteuert, daß er mit wachsendem Lastdruck des Schwenkkörpers verringert wird, womit die durch das Strömungssteuerungsventil fließende Strömungsrate gesenkt wird. Dies verkleinert den Anteil der als überflüssige Strömungsrate des Entlastungsventils verlorengehenden Strömungsrate, selbst wenn der Lastdruck gesteigert wird, und somit wird weniger Energie verschwendet.
Für das mit der Grundbettseite des Becherzylinders 110 verbundene Strömungssteuerungsventil wird die Proportionalkonstante γ wie in Fig. 8(C) gezeigt auf einen kleinen positiven Wert gesetzt. Wenn sich der Eigenlastdruck während des Baggerns erhöht, wird demgemäß der Differenzdruck ΔPz gesteigert, um die durch das Strömungssteuerungsventil fließende Strömungsrate zu vergrößern. Demzufolge wird die Baggergeschwindigkeit des Bechers erhöht. Dies ermöglicht es, mit kraftvollem Gefühl zu baggern, und verbessert die Funktionsfähigkeit.
Wenn dann beide Steuerhebel der Richtungssteuerventile 8, 9 gleichzeitig betätigt werden, läuft der Arbeitsvorgang folgendermaßen ab. Zuerst entstehen auf ähnliche Weise wie im Falle der alleinigen Betätigung des Hydraulik- Betätigungselementes sowohl etwa im ersten und dritten Strömungssteuerungsventil 11, 13 des Richtungssteuerventils 8 als etwa auch im ersten und dritten Strömungssteuerungsventil 11A, 13A des Richtungssteuerventils 9 die den eingestellten Werten entsprechenden Vorsteuerströmungsraten. Somit fließen unter der Einwirkung sowohl der variablen Begrenzer 44, 78 als auch der Gegendruckkammern 36, 77 die den eingestellten Werten der Steuerhebei (d.h. den Öffnungsgraden der Vorsteuerventile 29, 31 und 29A, 31A) entsprechenden Strömungsraten durch die Hauptventile 21, 22 und 21A, 22A. Als Folge davon werden die Hydraulik-Betätigungselemente 6 und 7 gleichzeitig angetrieben.
Bei der kombinierten Bewegung der zwei Hydraulik-Betätigungselemente 6 und 7 wird die Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion erreicht, indem vorher die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az jedes Druckausgleichsventils 33, 33A der ersten Strömungssteuerungsventile 11, 11A so festgelegt werden, daß die Proportionalkonstante α für den ersten Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) wie in Fig. 6 gezeigt irgendeinen gewünschten positiven Wert annimmt.
Deshalb ist es unter der Bedingung, daß der lastempfindliche Pumpenregler 10 in einem hydraulischen Bagger, wie er z.B. in den Fig. 4 bis 8 beschrieben ist, wirksam arbeitet, möglich, entsprechende Arbeitselemente mit gewissen, den eingestellten Werten ihrer Steuerhebel entsprechenden Strömungsraten anzutreiben und die kombinierte Bewegung gleichmäßig auszuführen. Selbst wenn ein Zustand erreicht wird, in welchem die Summe der von den Hydraulik-Betätigungselementen 6, 7 verbrauchten Strömungsraten die maximale Förderrate der Hydraulikpumpe 1 übersteigt und der Pumpenregler 10 nicht mehr wirksam arbeiten kann, wird nicht nur das Hydraulik-Betätigungselement mit dem niedrigerem Druck, sondern auch das Hydraulik-Betätigungselement mit dem höheren Druck zuverlässig mit Hydraulikfluid versorgt, um somit sicherzustellen, daß alle Arbeitselemente sicher angetrieben werden können. Besonders wenn α ≤ K gesetzt ist, tritt auch beim Umschalten vom kombinierten Betrieb auf alleinigen Betrieb keine Schwankung der den entsprechenden Hydraulik-Betätigungselementen zugeführten Strömungsraten auf. Dies ermöglicht es, die Arbeit gleichmäßig fortzuführen.
Setzen von α ≤ K macht es auch möglich, die Strömungsraten genau proportional zu den eingestellten Werten der entsprechenden Steuerhebel an die Hydraulik-Betätigungselemente zu verteilen. Besonders wenn die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az jedes Druckausgleichsventils 33, 33A so gewählt werden, daß die Proportionalkonstanten β, γ in obengenannter Gleichung (1) gleich Null werden, kann die Bahn, der jedes Arbeitselement folgt, genau entsprechend dem eingestellten Wert des Steuerhebels gesteuert werden. Wie z.B. in den Fig. 7(A) und 8(B) gezeigt, werden für das zur Stangenseite des Auslegerzylinders 108 gehörende Strömungssteuerungsventil und das zur Stangenseite des Armzylinders 109 gehörende Strömungssteuerungsventil und β = 0 und γ = 0 gesetzt. Mit einer solchen Einstellung werden während Ausbesserungsarbeiten an einer normalen Oberfläche eines abfallenden Hanges unter Verwendung des Auslegers und des Armes alle Auswirkungen der Lastdrücke anderer Hydraulik-Betätigungselemente und des Eigenlastdruckes vollständig beseitigt. Folglich können die dem Auslegerzylinder 108 und dem Armzylinder 109 zugeführten Strömungsraten genau proportional zu den entsprechend eingestellten Werten der Ausleger- und Armsteuerhebel aufgeteilt werden, um die normale Oberfläche genau auszubessern.
Außerdem sind in der obengenannten Anordnung der vorliegenden Erfindung die Druckausgleichsventile (Hilfsventile) nicht in den Hauptkreisen, sondern in den Vorsteuerkreisen eingebaut. Daher ist der Fluidverlust sehr klein, selbst wenn der Hydraulikkreis unter hohem Druck steht, ferner wird kein nennenswerter Druckverlust auftreten, wenn eine große Strömungsrate durch den Hauptkreis fließt.
Wenn weiterhin die Druckaufnahmeflächen as, ac, am, az der Druckausgleichsventile 33, 33A so festgelegt sind, daß die Proportional konstanten β und/oder γ in der obengenannten Gleichung (1) irgendeinen gewünschten Wert ungleich Null annehmen, werden die Harmonisierungsfunktion und/oder die Eigendruck-Ausgleichsfunktion auf der Basis der obengenannten Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion erstellt, um so die durch die Hauptventile 21 oder 21A fließenden Hauptströmungsraten in Abhängigkeit vom maximalen Lastdruck Plmax unter den anderen Hydraulik-Betätigungselementen und/oder dem Eigenlastdruck Pl zu verändern.
Im Falle des oben mit Bezug auf die Fig. 4 bis 8 beispielhaft beschriebenen hydraulischen Baggers wird die Proportionalkonstante β für das zum Schwenkmotor 107 gehörende Strömungssteuerungsventil wie in Fig. 7(A) gezeigt auf β = 0 gesetzt, während die Proportionalkonstante β für das zur Grundbettseite des Auslegerzylinders 108 gehörende Strömungssteuerungsventil wie in Fig. 7(B) gezeigt auf irgendeinen gewünschten positiven Wert gesetzt wird. Wenn die Schwenk- und Auslegerhebebewegungen gleichzeitig ausgeführt werden, wird im allgemeinen der Lastdruck des Schwenkmotors zu Beginn der Schwenkbewegung höher, da der Schwenkkörper ein träger Körper ist. Jedenfalls wird der Lastdruck verringert, wenn die Schwenkbewegung die maximale Geschwindigkeit erreicht. Da der Lastdruck des Auslegerzylinders andererseits durch einen Ausleger-Haltedruck gegeben ist, ist er niedriger als der Lastdruck des Schwenkmotors zu Beginn der Schwenkbewegung. Auch wenn z.B. von einem Löffelbagger bei Aushubarbeiten Schwenk- und Auslegerhebebewegungen ausgeführt werden, ist vorzuziehen, daß, selbst wenn eine Bedienungsperson sowohl den Schwenk- als auch den Auslegersteuerhebel zur einfacheren Handhabung bis zu ihren Vollausschlägen betätigt, die Auslegerhebe- und Schwenkgeschwindigkeiten selbsttätig so gesteuert werden, daß die Auslegerhebegeschwindigkeit schneller erhöht wird als die Schwenkgeschwindigkeit zu Beginn der Schwenkbewegung und daß die Schwenkgeschwindigkeit nach und nach gesteigert wird, nachdem der Ausleger ein gewisses Maß gehoben worden ist. Indem die Proportionalkonstante β wie oben erwähnt festgesetzt wird, arbeitet das zum Ausleger gehörende Strömungssteuerungsventil in solcher Weise, daß während der Zeit, in der zu Beginn der Schwenkbewegung der Lastdruck des Schwenkmotors hoch und der Differenzdruck Plmax - Pl groß ist, der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil auch groß ist, um die dem Auslegerzylinder zugeführte Strömungsrate zu erhöhen, und daß danach ΔPz mit fallendem Differenzdruck Plmax - Pl nach und nach verringert wird. Als Folge davon können die Auslegerhebe- und Schwenkgeschwindigkeiten selbsttätig angepaßt werden und die Bedienungsperson kann die Handhabung vereinfachen.
Für das mit der Grundbettseite des Armzylinders 109 verbundene Strömungssteuerungsventil wird die Proportionalkonstante β wie in Fig. 7(C) gezeigt auf einen kleinen positiven. Wert gesetzt. Wenn mit kombinierter Bewegung unter Verwendung des Armes gebaggert wird, müssen alle Hydraulik-Betätigungselemente arbeiten, jedoch tendiert zu dieser Zeit das Hydraulikfluid dazu, in größerem Ausmaß in das Hydraulik-Betätigungselement mit dem kleineren Druck zu fließen. Deshalb wird das Hydraulikfluid beschränkt, wenn es durch das Strömungssteuerungsventil fließt, was den Energieverlust erhöht. Dadurch werden sowohl der Treibstoffverbrauch als auch die Wärmebilanz des Hydraulikfluids verschlechtert. Indem die Proportionalkonstante β wie oben erwähnt innerhalb eines Bereiches festgelegt wird, in welchem das Gleichgewicht der kombinierten Bewegung nicht beeinträchtigt wird, wird der Öffnungsgrad des Hauptventils für das zum Arm gehörende Strömungssteuerungsventil in Abhängigkeit von der Steigerung des Differenzdruckes Plmax - Pl erhöht, womit der Beschränkungsgrad des Hydraulikfluids kleiner wird. Dies verbessert sowohl den Treibstoffverbrauch als auch die Wärmebilanz.
Ferner wird für das mit der Grundbettseite des Becherzylinders 110 verbundene Strömungssteuerungsventil die Proportionalkonstante β wie in Fig. 7(D) gezeigt auf einen kleinen negativen Wert gesetzt. Wenn durch kombinierte Bewegung des Auslegers und des Bechers ein Graben ausgehoben wird, wobei z.B. der Auslegerzylinder dem maximalen Druck unterworfen und die Bewegung des Bechers einschränkt ist, wird der auf den Becher ausgeübte Lastdruck in dem Moment, in welchem jener zur Oberfläche heraufkommt, schlagartig verringert, was einen Stoß erzeugt. Indem die Proportionalkonstante β wie oben erwähnt auf einen kleinen negativen Wert gesetzt wird, wirkt der Differenzdruck Plmax - Pl als negativer Faktor auf den Differenzdruck ΔPz, um letzteren proportional zu verringern, so daß die Vorsteuerströmungsrate verringert und der Becher abgebremst wird. Dies mildert den Stoß, der sonst im Moment der schlagartigen Entlastung verursacht würde, und verbessert sowohl die Arbeitssicherheit wie das Gefühl während der Arbeit.
Demgemäß wird die Eigendruck-Ausgleichsfunktion für jedes der beim kombinierten Betrieb verwendeten Hydraulik- Betätigungselemente weitgehend auf dieselbe Weise verwirklicht wie in dem Fall, der in Verbindung mit dem Einzelbetrieb eines Hydraulik-Betätigungselementes beschrieben wurde.
Wie aus obigem ersichtlich ist, kann das hydraulische Antriebssystem dieser Ausführungsform die Strömungsaufteilungsfunktion, oder die Harmonisierungsfunktion und/oder die Eigendruck-Ausgleichsfunktion basierend auf der Strömungsaufteilungsfunktion zur Verfügung stellen, wobei es die Eigenschaften der Strömungssteuerungsventile in Abhängigkeit von den Typen der in hydraulischen Baumaschinen verwendeten Arbeitselemente und deren Arbeitsmodi verändern kann, indem die entsprechenden Druckaufnahmeflächen jedes der Druckausgleichsventile geeignet gewählt werden, so daß die Proportional konstanten α, β, γ auf ihre vorgegebenen Werte gesetzt werden.
Ferner ist im hydraulischen Antriebssystem dieser Ausführungsform jedes als Hilfsventil dienende Druckausgleichsventil nicht im Hauptkreis, sondern im Vorsteuerkreis angeordnet. Daher ist der Fluidverlust sehr klein, was den Hydraulikkreis für höhere Druckbelastungen geeigneter macht. Zusätzlich tritt an den Hilfsventilen kein nennenswerter Druckverlust auf, selbst wenn eine große Strömungsrate durch den Hauptkreis fließt. Dies ist ebenso wirtschaftlich.
Die vorausgegangene Ausführungsform wurde mit Bezug auf die Fig. 6 bis 8 beschrieben, wobei die Konstanten β, γ in der Gleichung (1) besonders für die zum Schwenkkörper, zum Ausleger, zum Arm und zum Becher des hydraulischen Baggers gehörenden Strömungssteuerungsventile auf die vorgegebenen Werte ungleich Null gesetzt wurden. Jedoch ist die vorliegende Erfindung nicht auf eine solche Ausführungsform beschränkt und die Konstanten β, γ können für alle Strömungssteuerungsventile auf Null gesetzt sein. Indem die Konstante α in der Gleichung (1) auf einen positiven Wert, insbesondere α ≤ K, gesetzt wird, kann selbst in diesem Fall die obenerwähnte Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion in dieser Anordnung des Hydraulikkreises, der weniger Fluidverlust und Druckverlust unterliegt, verwirklicht sind.

Andere Ausführungsformen

Eine weitere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird im folgenden mit Bezug auf die Fig. 9 und 10 beschrieben. Man beachte, daß die Elemente in diesen Figuren, die mit denen der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform identisch sind, mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet sind.
In der vorausgegangenen Ausführungsform werden der Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe, der maximale Lastdruck Plmax, die Einlaß- und die Auslaßdrücke Pz bzw. Pc der Vorsteuerventile direkt zum Steuern jedes Druckausgleichsventils verwendet. Diese vier Drücke hängen jedoch über den Steuerdruck der Gegendruckkammer des Hauptventils voneinander ab, so daß es ebenso möglich ist, das Druckausgleichsventil zu steuern und ihm die obenerwähnten Eigenschaften zu verleihen, ohne diese vier Drücke direkt zu verwenden. Die Fig. 9 und 10 zeigen eine weitere Ausführungsform, in der die vier Drücke aus obengenanntem Standpunkt heraus nicht direkt zum Steuern des Druckausgleichsventils verwendet werden.
Genauer umfaßt in den Fig. 9 und 10 ein in einem Vorsteuerkreis 25 eines Strömungssteuerungsventils 120 angeordnetes Druckausgleichsventil 121 einen Steuerschieber- Ventilkörper 124 zum Steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal 122 und einem Auslaßkanal 123, eine erste Hydraulikkammer 125, um den Ventilkörper 124 in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, sowie eine zweite, eine dritte und eine vierte Hydraulikkammer 126, 127, 128, die gegenüber der ersten Hydraulik-Steuerkammer 125 angeordnet sind, um den Ventilkörper 124 in Ventilschließrichtung zu zwingen. Die erste Hydraulik-Steuerkammer 125 ist über eine Vorsteuerleitung 129 mit der Auslaßseite eines Vorsteuerventils 29 im Vorsteuerkreis 25 verbunden, die zweite Hydraulik-Steuerkammer 126 ist über eine Vorsteuerleitung 130 mit der Einlaßseite eines Vorsteuerventils 29 im Vorsteuerkreis 25 verbunden, die dritte Hydraulik-Steuerkammer 127 ist über eine Vorsteuerleitung 131 mit der Auslaßkanal 32 eines Hauptventils 21 verbunden, während die vierte Hydraulik-Steuerkammer 128 über eine Vorsteuerleitung 132 mit einer Maximallastdruck-Leitung 61 verbunden ist. Mit einer solchen Anordnung wird der Auslaßdruck Pc des Vorsteuerventils 29 (d.h. der Steuerdruck einer Gegendruckkammer 36 des Hauptventils) zur ersten Hydraulik-Steuerkammer 125 geleitet, der Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 wird zur zweiten Hydraulik-Steuerkammer 126 geleitet, der Lastdruck Pl eines der beiden Hydraulik-Betätigungselemente 6 oder 7 wird zur dritten Hydraulik-Steuerkammer 127 geleitet, während der maximale Lastdruck Plmax unter den Hydraulik-Betätigungselementen 6, 7 zur vierten Hydraulik-Steuerkammer 128 geleitet wird.
Die der ersten Hydraulik-Steuerkammer 125 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 124 bildet eine Druckaufnahmefläche ac, die den Auslaßdruck Pc des Vorsteuerventils 29 aufnimmt, die der zweiten Hydraulik-Steuerkammer 126 zugewandte ringförmige Endfläche des Ventilkörpers 124 bildet eine Druckaufnahmefläche az, die den Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 aufnimmt, die der dritten Hydraulik-Steuerkammer 127 zugewandte ringförmige Endfläche des Ventilkörpers 124 bildet eine Druckaufnahmefläche al, die den Lastdruck Pl des Hydraulik-Betätigungselenentes 6 oder 7 aufnimmt, während die der vierten Hydraulik- Steuerkammer 128 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 124 eine Druckaufnahmefläche am bildet, die den maximalen Lastdruck Plmax aufnimmt. Ähnlich wie bei der obigen ersten Ausführungsform werden diese Druckaufnahmeflächen ac, az, al, am so gesetzt, daß die entsprechenden gewünschten Werte der im folgenden erwähnten Proportionalkonstanten α, β, γ erzielt werden.
Das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 124 im Druckausgleichsventil 121 wird durch folgende Gleichung ausgedrückt:
ac Pc = az Pz + al Pl + am Plmax
Ebenso wird das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 35 im Hauptventil 21 durch folgende Gleichung ausgedrückt:
Ac Pc = As Ps + al Pl
Aus den beiden obengenannten Gleichungen ergibt sich unter Verwendung der Beziehung Ac = As + Al der Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 wie folgt:
Indem hierbei ersetzt wird:
kann die obengenannte Gleichung nun ausgedrückt werden durch:
Pz - Pc = α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl) + γ Pl (4)
Setzt man für den Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 ΔPz, so wird die linke Seite durch ΔPz ersetzt, da Pz - Pc = ΔPz. Somit kann dieselbe Gleichung erhalten werden wie die Gleichung (1) in der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform.
Deshalb kann auch in dieser Ausführungsform durch Festlegen der Proportional konstanten α, β, γ auf ihre vorgegebenen Werte der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 proportional zu drei Faktoren gesteuert werden: dem Differenzdruck Ps - Plmax zwischen dem Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck Plmax, dem Differenzdruck Plmax - Pl zwischen dem maximalen Lastdruck Plmax und dem Eigenlastdruck Pl sowie dem Eigenlastdruck Pl, wobei möglich wird, die Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion (erster Term auf der rechten Seite), oder die Harmonisierungsfunktion (zweiter Term auf der rechten Seite) während der kombinierten Betätigung und/oder die Eigendruck-Ausgleichsfunktion (dritter Term auf der rechten Seite) auf der Basis der Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion zu erzielen, wie oben erwähnt. Mit anderen Worten, diese Ausführungsform verwendet den Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29, den Auslaßdruck Pc desselben, den Eigenlastdruck Pl und den maximalen Lastdruck Plmax anstatt den Einlaßdruck Pz, den Auslaßdruck Pc, den Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und den maximalen Lastdruck Plmax direkt zu verwenden, um die gleiche Wirkung zu erzielen wie bei Verwendung der letzteren vier Drücke Pz, Pc, Ps, Plmax.
Noch eine weitere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird im folgenden mit Bezug auf die Fig. 11 und 12 beschrieben. In den vorausgegangenen Ausführungsformen war das Druckausgleichsventil im Vorsteuerkreis auf der Einlaßseite des Vorsteuerventils 29 angeordnet. Alternativ kann das Druckausgleichsventil im Vorsteuerkreis auf der Auslaßseite des Vorsteuerventils angeordnet sein. Die Fig. 11 und 12 zeigen eine solche modifizierte Ausführungs form.
Genauer umfaßt in den Fig. 11 und 12 ein Strömungssteuerungsventil 140 ein Druckausgleichsventil 141, das zwischen dem Vorsteuerventil 29 und der Gegendruckkammer 36 des Hauptventils 21 an den Vorsteuerkreis 25 angeschlossen ist. Das Druckausgleichsventil 141 umfaßt einen Sitzventilkörper 144 zum Steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal 142 und einem Auslaßkanal 143, eine erste und eine zweite Hydraulikkammer 145, 146, um den Ventilkörper 144 in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, sowie eine dritte und eine vierte Hydraulikkammer 147, 148, um den Ventilkörper 144 Ventilschließrichtung zu zwingen. Die erste Hydraulik-Steuerkammer 145 ist über eine Vorsteuerleitung 149 mit dem Auslaßkanal 32 des Hauptventils 21 verbunden, die zweite Hydraulik-Steuerkammer 146 ist innerhalb eines mit dem Einlaßkanal 142 des Druckausgleichsventils 141 verbundenen Einlaßbereiches ausgebildet, die dritte Hydraulik-Steuerkammer 147 ist über eine Vorsteuerleitung 151 an die Maximallastdruck-Leitung 61 angeschlossen, während die vierte Hydraulik-Steuerkammer 148 über eine Vorsteuerleitung 152 mit der Gegendruckkammer 36 des Hauptventils 21 verbunden ist. Mit einer solchen Anordnung wird der Lastdruck Pl entweder vom Hydraulik-Betätigungselement 6 oder vom Hydraulik-Betätigungselement 7 zur ersten Hydraulik- Steuerkammer 145 geleitet, während der Auslaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 zur zweiten Hydraulik-Steuerkammer 146, der maximale Lastdruck Plmax zur dritten Hydraulik- Steuerkammer 147 und der Steuerdruck Pc der Gegendruckkammer 36 des Hauptventils 21 zur vierten Hydraulik- Steuerkammer 148 geleitet werden.
Die der ersten Hydraulik-Steuerkammer 145 zugewandte ringförmige Endfläche des Ventilkörpers 144 bildet eine Druckaufnahmefläche al, die den Lastdruck Pl des Hydraulik-Betätigungselementes 6 oder 7 aufnimmt, die der zweiten Hydraulik-Steuerkammer 146 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 144 bildet eine Druckaufnahmefläche az, die den Auslaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 aufnimmt, die der dritten Hydraulik-Steuerkammer 147 zugewandte ringförmige Endfläche des Ventilkörpers 144 bildet eine Druckaufnahmefläche am, die den maximalen Lastdruck Plmax aufnimmt, während die der vierten Hydraulik-Steuerkammer 148 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 144 eine Druckaufnahmefläche ac bildet, die den Steuerdruck Pc der Gegendruckkammer 36 aufnimmt. Ähnlich wie in den obigen Ausführungsformen sind diese Druckaufnahmeflächen al, az, am, ac so zu wählen, daß die entsprechenden gewünschten Werte der im folgenden erwähnten Proportionalkonstanten α , β, γ erzielt werden.
Das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 144 im Druckausgleichsventil 141 wird durch folgende Gleichung ausgedrückt:
ac Pc + am Plmax = al Pl + az Pz
- Ebenso wird das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 35 im Hauptventil 21 durch folgende Gleichung ausgedrückt:
Ac Pc = As Ps + al Pl
Aus den beiden obengenannten Gleichungen ergibt sich unter Verwendung der Beziehung Ac = As + Al der Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 wie folgt:
Indem hierbei ersetzt wird:
wird die obengenannte Gleichung nun ausgedrückt durch:
Pz - Pc = α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl) + γ Pl (5)
Setzt man für den Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 ΔPz, so wird die linke Seite durch ΔPz ersetzt, da Pz - Pc = ΔPz. Somit kann dieselbe Gleichung erreicht werden wie die Gleichung (1), die in der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform hergeleitet wurde.
Deshalb kann auch in dieser Ausführungsform durch Festlegen der Proportionalkonstanten α, β, γ auf ihre vorgegebenen Werte der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 proportional zu drei Faktoren gesteuert werden: dem Differenzdruck Ps - Plmax zwischen dem Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck Plmax, dem Differenzdruck Plmax - Pl zwischen dem maximalen Lastdruck Plmax und dem Eigenlastdruck Pl, sowie dem Eigenlastdruck Pl, wobei möglich wird, die Druckausgleichsund Strömungsaufteilungsfunktion (erster Term auf der rechten Seite) oder die Harmonisierungsfunktion (zweiter Term auf der rechten Seite) während der kombinierten Betätigung und/oder die Eigendruck-Ausgleichsfunktion (dritter Term auf der rechten Seite) auf der Basis der Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion zu erzielen, wie oben erwähnt. Anders ausgedrückt kann in dieser Ausführungsform, in der das Druckausgleichsventil 141 an der Auslaßseite des Vorsteuerventils 29 angeordnet ist, ebenfalls eine ähnliche Wirkung erzielt werden wie in dem Fall, in dem es auf der Einlaßseite des Vorsteuerventils 29 angeordnet ist.
Die Fig. 13 und 14 zeigen eine weitere Ausführungsform, in welcher das Druckausgleichsventil an der Auslaßseite des Vorsteuerventils angeschlossen ist, wobei es aber ohne direkte Verwendung des Einlaß- und Auslaßdruckes des Vorsteuerventils, des Förderdruckes der Hydraulikpumpe und des maximalen Lastdruckes gesteuert wird.
Genauer umfaßt in den Fig. 13 und 14 ein in einen Vorsteuerkreis 25 eines Strömungssteuerungsventils 160 angeordnetes Druckausgleichsventil 161 einen Sitzventilkörper 164 zum Steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal 162 und einem Auslaßkanal 163, eine erste und eine zweite Hydraulikkammer 165, 166, um den Ventilkörper 164 in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, sowie eine dritte und eine vierte Hydraulikkammer 167, 168, die gegenüber der ersten und zweiten Hydraulik-Steuerkammer 165, 166 angeordnet sind, um den Ventilkörper 164 in Ventilschließrichtung zu zwingen. Die erste Hydraulik- Steuerkammer 165 ist über eine Vorsteuerleitung 169 mit dem Auslaßkanal des Hauptventils 21 im Vorsteuerkreis 25 verbunden, die zweite Hydraulik-Steuerkammer 166 ist innerhalb eines mit dem Einlaßkanal des Druckausgleichsventils 161 verbundenen Einlaßbereiches 179 ausgebildet, die dritte Hydraulik-Steuerkammer 167 ist über eine Vorsteuerleitung 171 mit der Maximallastdruck-Leitung 61 verbunden, während die vierte Hydraulik-Steuerkammer 168 über eine Vorsteuerleitung 172 mit der Einlaßseite des Vorsteuerventils 29 verbunden ist. Mit einer solchen Anordnung wird der Lastdruck Pl eines der beiden Hydraulik-Betätigungselemente 6 oder 7 zur ersten Hydraulik- Steuerkammer 165 geleitet, während der Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 zur zweiten Hydraulik-Steuerkammer 166, der maximale Lastdruck Plmax unter den Hydraulik-Betätigungselementen 6, 7 zur dritten Hydraulik-Steuerkammer 167, und der Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 zur vierten Hydraulik-Steuerkammer 168 geleitet wird.
Die der ersten Hydraulik-Steuerkammer 165 zugewandte ringförmige Endfläche des Ventilkörpers 164 bildet eine Druckaufnahmefläche al, die den Lastdruck Pl des Hydraulik-Betätigungselementes 6 oder 7 aufnimmt, die der zweiten Hydraulik-Steuerkammer 166 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 164 bildet eine Druckaufnahmefläche as, die den Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 aufnimmt, die der dritten Hydraulik-Steuerkammer 167 zugewandte ringförmige Endfläche des Ventilkörpers 164 bildet eine Druckaufnahmefläche am, die den maximalen Lastdruck Plmax aufnimmt, während die der vierten Hydraulik-Steuerkammer 168 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 164 eine Druckaufnahmefläche az bildet, die den Einlaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 aufnimmt. Ähnlich wie in den obigen Ausführungsformen werden diese Druckaufnahmeflächen al, as, am, az so gewählt, daß die entsprechenden gewünschten Werte der im folgenden erwähnten Proportionalkonstanten α, β, γ erzielt werden.
Das Druckgleichgewicht des Venti1körpers 164 im Druckausgleichsventil 161 wird durch folgende Gleichung ausgedrückt:
az Pz + am Plmax = al Pl + as Ps
Ebenso wird das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 35 im Hauptventil 21 durch folgende Gleichung ausgedrückt:
Ac Pc = As Ps + al Pl
Aus den beiden obengenannten Gleichungen ergibt sich unter Verwendung der Beziehung Ac = As + Al der Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 wie folgt:
Indem hierbei ersetzt wird:
wird die obengenannte Gleichung nun ausgedrückt durch:
Pz - Pc = α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl) + γ Pl (6)
Setzt man für den Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 ΔPz, so wird die linke Seite durch ΔPz ersetzt, da Ps - Pz = ΔPz. Somit kann dieselbe Gleichung erreicht werden wie die Gleichung (1), die in der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform hergeleitet wurde.
Deshalb kann auch in dieser Ausführungsform durch Festlegen der Proportional konstanten α, β, γ auf ihre vorgegebenen Werte der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 proportional zu drei Faktoren gesteuert werden: dem Differenzdruck Ps - Plmax zwischen dem Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck Plmax, dem Differenzdruck Plmax - Pl zwischen dem maximalen Lastdruck Plmax und dem Eigenlastdruck Pl, sowie dem Eigenlastdruck Pl, wobei möglich wird, die Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion (erster Term auf der rechten Seite) oder die Harmonisierungsfunktion (zweiter Term auf der rechten Seite) während der kombinierten Betätigung und/oder die Eigendruck-Ausgleichsfunktion (dritter Term auf der rechten Seite) auf der Basis der Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion zu erzielen, wie oben erwähnt.
Noch eine weitere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird im folgenden mit Bezug auf die Fig. 15 und 16 beschrieben. In allen vorausgegangenen Ausführungsformen wurden vier Drücke zum Steuern des Druckausgleichsventils verwendet. Da jedoch diese vier Drücke, d.h. der Förderdruck der Hydraulikpumpe, der maximale Lastdruck sowie der Einlaß- und der Auslaßdruck des Vorsteuerventils über den Steuerdruck in der Gegendruckkammer des Hauptventils miteinander in Beziehung stehen, kann das Druckausgleichsventil ohne Verwendung von vier Drücken gesteuert werden, wobei dem Druckausgleichsventil die obenerwähnten Eigenschaften verliehen werden. Die Fig. 15 und 16 zeigen eine weitere Ausführungsform dieses Typs.
Genauer umfaßt in den Fig. 15 und 16 ein Strömungssteuerungsventil 180 ein Druckausgleichsventil 181, das zwischen dem Vorsteuerventil 29 und der Gegendruckkammer 36 des Hauptventils 21 an den Vorsteuerkreis 25 angeschlossen ist. Das Druckausgleichsventil 181 umfaßt einen Sitzventilkörper 184 zum Steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal 182 und einem Auslaßkanal 183, eine erste Hydraulikkammer 185, um den Ventilkörper 184 in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, sowie eine zweite und eine dritte Hydraulikkammer 186, 187, die der ersten Hydraulik-Steuerkammer 185 gegenüber liegen und den Ventilkörper 184 in Ventilschließrichtung zwingen. Die erste Hydraulik-Steuerkammer 185 ist innerhalb eines mit dem Einlaßkanal 182 des Druckausgleichsventils 181 verbundenen Einlaßbereiches 188 ausgebildet, die zweite Hydraulik-Steuerkammer 186 ist über eine Vorsteuerleitung 189 an den Vorsteuerkreis 25 auf der Einlaßseite des Vorsteuerventils 29 oder dem zugehörigen Einströmkreis 15 auf der Einlaßseite des Hauptventils 21 angeschlossen, während die dritte Hydraulik-Steuerkammer 187 über eine Vorsteuerleitung 190 mit der Maximallastdruck-Leitung 61 verbunden ist. Mit einer solchen Anordnung wird der Auslaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 zur ersten Hydraulik-Steuerkammer 185 geleitet, während der Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 zur zweiten Hydraulik-Steuerkammer 186 und der maximale Lastdruck Plmax zur dritten Hydraulik-Steuerkammer 187 geleitet wird.
Die der ersten Hydraulik-Steuerkammer 185 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 184 bildet eine Druckaufnahmefläche az, die den Auslaßdruck Pz des Vorsteuerventils 29 aufnimmt, die der zweiten Hydraulik-Steuerkammer 186 zugewandte ringförmige Endfläche des Ventilkörpers 184 bildet eine Druckaufnahmefläche as, die den Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 aufnimmt, während die der dritten Hydraulik-Steuerkammer 187 zugewandte Endfläche des Ventilkörpers 184 eine Druckaufnahmefläche am bildet, die den maximalen Lastdruck Plmax aufnimmt. Ähnlich wie in den obigen Ausführungsformen werden diese Druckaufnahmeflächen az, as, am so gewählt, daß die entsprechenden gewünschten Werte der im folgenden erwähnten Proportionalkonstanten α, β, γ erzielt werden.
Das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 184 im Druckausgleichsventil 181 wird durch folgende Gleichung ausgedrückt:
az Pz = as Ps + am Plmax
Ebenso wird das Druckgleichgewicht des Ventilkörpers 35 im Hauptventil 21 durch folgende Gleichung ausgedrückt:
Ac Pc = As Ps + al Pl
Aus den beiden obengenannten Gleichungen ergibt sich unter Verwendung der Beziehung Ac = As + Al der Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 wie folgt:
Indem hierbei ersetzt wird:
wird die obengenannte Gleichung nun ausgedrückt durch:
Pz - Pc = α ( Ps - Plmax ) + β ( Plmax - Pl) + γ Pl (7)
Setzt man für den Differenzdruck über dem Vorsteuerventil 29 ΔPz, so wird die linke Seite durch ΔPz ersetzt, da Ps - Pz = ΔPz. Somit kann dieselbe Gleichung erreicht werden wie die Gleichung (1), die in der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform hergeleitet wurde. Es ist zu beachten, daß β, γ nicht unabhängig voneinander bestimmt werden können, da sie in dieser Ausführungsform den gleichen Wert haben.
Deshalb kann auch in dieser Ausführungsform durch Festlegen der Proportionalkonstanten α, β, γ auf ihre vorgegebenen Werte der Differenzdruck ΔPz über dem Vorsteuerventil 29 proportional zu drei Faktoren gesteuert werden: dem Differenzdruck Ps - Plmax zwischen dem Förderdruck Ps der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck Plmax, dem Differenzdruck Plmax - Pl zwischen dem maximalen Lastdruck Plmax und dem Eigenlastdruck Pl sowie dem Eigenlastdruck Pl, wobei möglich wird, die Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion (erster Term auf der rechten Seite) oder die Harmonisierungsfunktion (zweiter Term auf der rechten Seite) während der kombinierten Betätigung und/oder die Eigendruck-Ausgleichsfunktion (dritter Term auf der rechten Seite) auf der Basis der Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion zu erzielen, wie oben erwähnt.
Wie oben beschrieben, ist es Aufgabe der vorliegenden Erfindung, das Druckausgleichsventil basierend auf vier Drücken, d.h. dem Einlaß- und dem Auslaßdruck des Vorsteuerventils, dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem maximalen Lastdruck zu steuern, wobei wahlweise die Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion oder die Harmonisierungsfunktion und/oder die Eigenlastdruck- Ausgleichsfunktion auf der Basis der Druckausgleichs- und Strömungsaufteilungsfunktion erzielt wird. Diese vier Drücke stehen über den Steuerdruck in der Gegendruckkammer des Hauptventils miteinander in Beziehung, so daß das Druckausgleichsventil ebenso ohne direkte Verwendung aller vier Drücke gesteuert werden kann und daß im beiden Fällen das Druckausgleichsventil an der Einlaß- oder Auslaßseite des Vorsteuerventils angeordnet ist. Ferner ist es möglich, das Druckausgleichsventil mit mehr oder weniger als vier Drücken zu steuern.
Nun wird im folgenden eine weitere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben, die sich auf die Pumpensteuereinrichtung bezieht. In den vorausgegangenen Ausführungsformen wurde das hydraulische Antriebssystem in Verbindung mit einem lastempfindlichen Pumpenregler beschrieben, wobei der lastempfindliche Pumpenregler als ein Gerät zur Steuerung des Förderdruckes der Hydraulikpumpe mit variabler Verdrängung beschrieben wurde. Die Hydraulikpumpe kann jedoch auch vom Typ mit fester Verdrängung sein. In diesem Fall ist der lastempfindliche Pumpenregler wie in Fig. 17 gezeigt aufgebaut. Genauer ist in Fig. 17 ein Pumpenregler 380 mit einem Entlastungsventil 383 verbunden, das einander gegenüberliegende Vorsteuerkammern 381, 382 besitzt. Der Förderdruck einer Hydraulikpumpe 385 vom Typ mit fester Verdrängung wird durch eine Vorsteuerleitung 384 zur Vorsteuerkammer 381 geleitet, während der maximale Lastdruck über eine Vorsteuerleitung 386 zur Vorsteuerkammer 382 geleitet wird, wobei auf der Seite der Vorsteuerkammer 382 eine Feder 387 eingebaut ist. Diese Anordnung ermöglicht es, den Förderdruck der Hydraulikpumpe 385 um einen der Federvorspannung der Feder 387 entsprechenden Wert über dem maximalen Lastdruck der mehreren Hydraulik-Betätigungselemente zu halten.
Ferner kann das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung in Kombination mit einem nicht lastempfindlichen Pumpenregler ausgestattet werden. Fig. 18 zeigt eine solche Abwandlung. Genauer ist in Fig. 18 eine Hydraulikpumpe 390 mit einem Strömungssteuerungsventil 391 verbunden, das aus einem Hauptventil, einem Vorsteuerventil und einem Druckausgleichsventil besteht, die wie oben erwähnt kombiniert sind und eine durch ein Pumpensteuerungsgerät 392 geregelte Förderrate erzeugen. Zwischen der Hydraulikpumpe 390 und dem Strömungssteuerungsventil 391 ist ein Entlastungsventil 393 angeschlossen, während das Strömungssteuerungsventil 391 mit einem Bediengerät 394 verbunden ist. Vom Bediengerät 394 wird ein Bediensignal an das Steuergerät 395 gesandt, welches ein Steuersignal an ein Vorsteuerventil-Antriebselement 396 des Strömungssteuerungsventils 391 sendet, um den Öffnungsgrad des Vorsteuerventils zu steuern. Das an das Steuergerät 395 Bediensignal wird auch an ein Rechengerät 397 weitergegeben, das aus einem vorher in einer Speichereinheit 398 gespeicherten Kennfeld eine benötigte Strömungsrate des Strömungssteuerungsventils 391 errechnet und dann ein berechnetes Signal an das Pumpensteuerungsgerät 392 sendet. Zur gleichen Zeit berechnet das Rechengerät 397 aus einer anderen vorher in einer Speichereinheit 398 gespeicherten Tabelle einen Setzdruck des Entlastungsventils 393 und sendet ein berechnetes Signal an das Entlastungsventil 393. Dies erlaubt es, den Förderdruck der Hydraulikpumpe 390 so zu steuern, daß er einem Druck gleicht, der aus dem vorher in der Speichereinheit 398 gespeicherten Kennfeld als Funktion des Bediensignals hervorgeht.
Im hydraulischen Antriebssystem der vorliegenden Erfindung, das mit einer solchen Pumpensteuereinrichtung kombiniert ist, kann der durch den ersten Term auf der rechten Seite der vorausgegangenen Gleichung (1) dargestellte Differenzdruck Ps - Plmax nicht konstant gesteuert werden. Deshalb kann die im ersten Term auf der rechten Seite enthaltene Druckausgleichsfunktion nicht erreicht werden. Bei kombinierter Betätigung bleibt jedoch dieser Differenzdruck allen mit den entsprechenden Hydraulik-Betätigungselementen verbundenen Strömungssteuerungsventilen gemeinsam, so daß die Strömungsaufteilungsfunktion noch erreicht werden kann. Da der zweite und dritte Term auf der rechten Seite der Gleichung (1) nicht vom Pumpen-Förderdruck Ps abhängen, können ferner die Koordinierungsfunktion und/oder die Eigendruck-Ausgleichsfunktion auf der Basis der Strömungsaufteilungsfunktion erreicht werden, falls β und γ auf beliebige Werte ungleich Null gesetzt sind.
Obwohl die vorausgegangenen Ausführungsformen so dargestellt wurden, daß sie zwei Hydraulik-Betätigungselemente mit einer Hydraulikpumpe antreiben, ist es selbstverständlich, daß die vorliegende Erfindung ebenso für die Verwendung von drei oder mehr Hydraulik-Betätigungselementen geeignet ist. Auch kann die Pumpensteuereinrichtung mit einem einfachen Entlastungsventil verbunden sein, um den Förderdruck der Hydraulikpumpe konstant zu halten.

Claims

1. Ein hydraulisches Antriebssystem, das umfaßt: wenigstens eine Hydraulikpumpe (1); wenigstens ein erstes und ein zweites Hydraulik-Betätigungselement (6, 7), die über entsprechende Hauptleitungen (2, 3) mit der Hydraulikpumpe (1) verbunden sind und mittels von der Hydraulikpumpe (1) abgegebenen Hydraulikfluids angetrieben werden; eine erste und eine zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung (8, 9), die zwischen der Hydraulikpumpe (1) und dem ersten und dem zweiten Hydraulik-Betätigungselement (6, 7) mit den jeweiligen Hauptleitungen (2, 3) verbunden sind; eine Pumpsteuereinrichtung (10) zum Steuern eines Förderdrucks (Ps) der Hydraulikpumpe (1); wobei sowohl die erste als auch die zweite Strömungssteuerung- Ventileinrichtung (8, 9) versehen ist mit einer ersten Ventileinrichtung (29, 30), deren Öffnungsgrad in Abhängigkeit vom eingestellten Wert einer Bedienungseinrichtung veränderlich ist, und einer zweiten Ventileinrichtung (33, 34), die mit der ersten Ventileinrichtung (29, 30) in Reihe geschaltet ist, um ein Differenzdruck (ΔPz) zwischen dem Einlaßdruck (Pz) und dem Auslaßdruck (Pc) der ersten Ventileinrichtung (29, 30) zu steuern; eine Steuereinrichtung (53-60), die sowohl der ersten als auch der zweiten Strömungssteuerung-Ventileinrichtung (8, 9) zugeordnet ist, um die zweite Ventileinrichtung (33, 34) dazu zu veranlassen den Differenzdruck (ΔPz) zwischen dem Einlaßdruck (Pz) und dem Auslaßdruck (Pc) der ersten Ventileinrichtung (29, 30) auf der Grundlage des Einlaßdrucks (Pz) und des Auslaßdrucks (Pc) der ersten Ventileinrichtung (29, 30) des Förderdrucks (Ps) der Hydraulikpumpe (1) und des maximalen Lastdrucks (Pl max) zwischen dem ersten und dem zweiten Hydraulik-Betätigungselement (6, 7) zu steuern, dadurch gekennzeichnet, daß

sowohl die erste als auch die zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung (8, 9) umfaßt: ein Hauptventil (21, 22) mit einem Ventilkörper (35) zum steuern der Verbindung zwischen einem Einlaßkanal (31) und einem Auslaßkanal (32), die beide mit dei Hauptkreis (2, 3) verbunden sind, einem variablen Begrenzer (44) der den Öffnungsgrad dieser Verbindung in Abhängigkeit von den Bewegungen des Ventilkörpers (35) ändern kann, und einer Gegendruckkammer (36), die über den variablen Begrenzer (44) mit dem Auslaßkanal (32) in Verbindung steht und einen Steuerdruck (Pc) erzeugt, um den Ventilkörper (35) in die Ventilöffnungsrichtung zu zwingen; und einen Vorsteuerkreis (25, 26), der zwischen dem Einlaßkanal (31) und der Gegendruckkammer (36) des Hauptventil (21, 22) angeschlossen ist;

die erste Ventileinrichtung (29, 30) in den Vorsteuerkreis als Vorsteuerventil (29, 30) geschaltet ist, um eine durch den Vorsteuerkreis (25, 26) sich bewegende Vorsteuerströmung zu steuern, und die zweite Ventileinrichtung (33, 34) in den Vorsteuerkreis als Hilfsventil (33, 34) geschaltet ist, um einen Differenzdruck (ΔPz) zwischen dem Einlaßdruck (Pz) und dem Auslaßdruck (Pc) des Vorsteuerventils (29, 30) zu steuern; und

die Steuereinrichtung (53-60) die Hilfsventileinrichtung (33, 34) sowohl für die erste als auch für die zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung (8, 9) steuert, derart, daß der Differenzdruck (ΔPz) zwischen dem Einlaßdruck (Pz) und dem Auslaßdruck (Pc) des Vorsteuerventils (29, 30) eine durch die folgende Gleichung ausgedrückte Beziehung zu einem Differenzdruck zwischen dem Förderdruck (Ps) der Hydraulikpumpe (1) und dem maximalen Lastdruck (Pl max) des ersten und des zweiten Hydraulik- Betätigungselementes, zu einem Differenzdruck zwischen dem maximalen Lastdruck (Pl max) und dem Eigenlastdruck (Pl) eines jeden Hydraulik-Betätigungselementes (6, 7), und zu dem Eigenlastdruck (Pl) besitzt,

ΔPz = α (Ps - Pl max) + β (Pl max - Pl) + γ Pl,

wobei

ΔPz: Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck (Pz) und dem Auslaßdruck (Pc) des Vorsteuerventils (29, 30)

Ps: Förderdruck der Hydraulikpumpe (1),

Pl max: maximaler Lastdruck zwischen dem ersten und dem zweiten Hydraulik-Betätigungselement (6, 7),

Pl: Eigenlastdruck des ersten bzw. des zweiten Hydraulik-Betätigungselementes (6, 7),

α,β,γ: erste, zweite und dritte Konstanten,

wobei die ersten, zweiten und dritten Konstanten α, β, γ auf entsprechende vorgegebene Werte gesetzt sind.

2. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß für die erste Konstante α die Beziehung α ≤ K gilt, wobei angenommen ist, daß K das Verhältnis (Al/Ac) ist zwischen der Druckaufnahmefläche (Al) des Ventilkörpers (35) des Hauptventils (21, 22), die über den Auslaßkanal (32) dem Lastdruck (Pl) des zugehörigen Hydraulik-Betätigungselements (6, 7) unterworfen ist, und der Druckaufnahmefläche (Ac) des Ventilkörpers (35) des Hauptventils (21, 22), die dem Steuerdruck (Pc) der Gegendruckkammer (36) unterworf en ist.

3. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite und die dritte Konstante (β, γ) auf Null gesetzt sind.

4. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Konstante (α) auf einen beliebigen gewünschten, positiven Wert gesetzt ist, der dem proportionalen Verstärkungsfaktor der Hauptströmungsrate des Hauptventils (21, 22) in bezug auf den eingestellten Wert der Bedienungseinrichtung entspricht.

5. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Konstante (β) auf einen beliebigen gewünschten Wert gesetzt ist, der auf der Harmonisierung des kombinierten Betriebs des zugehörigen Hydraulik-Betätigungselementes (6, 7) mit einem oder mehreren anderen Hydraulik-Betätigungselementen (7, 6) basiert.

6. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die dritte Konstante (γ) auf einen beliebigen gewünschten Wert gesetzt ist, der auf den Betriebseigenschaften des zugehörigen Hydraulik- Betätigungselementes (6, 7) basiert.

7. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung mehrere in jedem der Hilfsventile (33, 34) vorgesehene Hydraulik-Steuerkammern (53, 56) für die erste und die zweite Strömungssteuerung-Ventileinrichtung (8, 9) und ein Leitungsmittel (57-60) umfaßt, um den Förderdruck (Ps) der Hydraulikpumpe (1), den maximalen Lastdruck (Pl max) und den Einlaßdruck (Pz) und den Auslaßdruck (Pc) des Vorsteuerventils (29, 30) direkt oder indirekt in die mehreren Hydraulik-Steuerkammern (53, 56) einzuleiten, wobei die jeweiligen Druckaufnahmeflächen (am, az, ac, as) der mehreren Hydraulik-Steuerkammern (53, 56) so bemessen sind, daß die erste, die zweite und die dritte Konstante (α, β, γ) ihre vorgegebenen Werte annehmen.

8. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Hilfsventil (33, 34) zwischen dem Einlaßkanal (31) des Hauptventils (21) und dem Vorsteuerventil (29) angeordnet ist, die mehreren Hydraulik-Steuerkammern (53, 56) eine erste und eine zweite Hydraulik-Steuerkammer (53, 54), die das Hilfsventil (33, 34) in die Ventilöffnungsrichtung zwingen, und eine dritte und eine vierte Hydraulik-Steuerkammer (55, 56), die das Hilfsventil (33, 34) in die Ventilschließrichtung zwingen, umfassen und das Leitungsmittel (57-60) eine erste Leitung (57) zum Einleiten des Förderdrucks (Ps) der Hydraulikpumpe (1) in die erste Hydraulikkammer (53) eine zweite Leitung (58) zum Einleiten des Auslaßdrucks (Pc) des Vorsteuerventils (33, 34) in die zweite Hydraulik- Steuerkammer (54), eine dritte Leitung (59) zum Einleiten des maximalen Lastdrucks (Pl max) in die dritte Hydraulik-Steuerkammer (55) und eine vierte Leitung (60) zum Einleiten des Einlaßdrucks (Pz) des Vorsteuerventils (33, 34) in die vierte Hydraulik-Steuerkammer (56) umfaßt.

9. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Hilfsventil (121) zwischen der Gegendruckkammer (36) des Hauptventils (21) und dem Vorsteuerventil (29) angeordnet ist, wobei die mehreren Hydraulik-Steuerkammern eine erste Hydraulik-Steuerkammer (125), die das Hilfsventil (121) in die Ventilöffnungsrichtung zwingt, und eine zweite, eine dritte und eine vierte Hydraulik-Steuerkammer (126-128), die das Hilfsventil in die Ventilschließrichtung zwingen, umfassen und das Leitungsmittel eine erste Leitung (129) zum Einleiten des Auslaßdrucks (Pc) des Vorsteuerventils (29) in die erste Hydraulikkammer (125), eine zweite Leitung (130) zum Einleiten des Einlaßdrucks (Pz) des Vorsteuerventils (29) in die zweite Hydraulik-Steuerkammer (126), eine dritte Leitung (131) zum Einleiten des Lastdrucks (Pl) des zugehörigen Hydraulik-Betätigungselementes (6, 7) in die dritte Hydraulik-Steuerkammer (127) und eine vierte Leitung (132) zum Einleiten des maximalen Lastdrucks (Pl max) in die vierte Hydraulik-Steuerkammer (128) umfaßt.

10. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Hilfsventil (141) zwischen der Gegendruckkammer (36) des Hauptventils (21) und dem Vorsteuerventil (29) angeordnet ist, die mehreren Hydraulik-Steuerkammern eine erste und eine zweite Hydraulik-Steuerkammer (145, 146), die das Hilfsventil (141) in die Ventilöffnungsrichtung zwingen, und eine dritte, eine vierte Hydraulik-Steuerkammer (147-148), die das Hilfsventil (141) in die Ventilschließrichtung zwingen, umfassen und das Leitungsmittel eine erste Leitung (149) zum Einleiten des Lastdrucks (Pl) des zugehörigen Hydraulik- Betätigungselements (6, 7) in die erste Hydraulik-Steuerkammer (145), eine zweite Leitung (142) zum Einleiten des Auslaßdrucks (Pz) des Vorsteuerventils (29) in die zweite Hydraulik-Steuerkammer (126), eine dritte Leitung (151) zum Einleiten des maximalen Lastdrucks (Pl max) in die dritte Hydraulik-Steuerkammer (147) und eine vierte Leitung (152) zum Einleiten des Steuerdrucks (Pz) der Gegendruckkammer (36) in die vierte Hydraulik-Steuerkammer (148) umfaßt.

11. Ein hydraulisches Antriebssystem gemaß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Hilfsventil (161) zwischen dem Einlaßkanal (31) des Hauptventils (21) und dem Vorsteuerventil (29) angeordnet ist, die mehreren Hydraulik-Steuerkammern eine erste und eine zweite Hydraulik- Steuerkammer (165, 166), die das Hilfsventil (161) in die Ventilöffnungsrichtung zwingen, und eine dritte, eine vierte Hydraulik-Steuerkammer (167-168), die das Hilfsventil (161) in die Ventilschließrichtung zwingen, umfassen und das Leitungsmittel eine erste Leitung (169) zum Einleiten des Lastdrucks (Pl) des zugehörigen Hydraulik- Betätigungselements (6, 7) in die erste Hydraulik-Steuerkammer (165), eine zweite Leitung (170) zum Einleiten des Förderdrucks (Ps) der Hydraulikpumpe (1) in die zweite Hydraulik-Steuerkammer (166), eine dritte Leitung (171) zum Einleiten des maximalen Lastdrucks (Pl max) in die dritte Hydraulik-Steuerkammer (167) und eine vierte Leitung (172) zum Einleiten des Einlaßdrucks (Pz) des Vorsteuerventils (29) in die vierte Hydraulik-Steuerkammer (168) umfaßt.

12. Ein hydraulisches Antriebssystem gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Hilfsventil (181) zwischen der Gegendruckkammer (36) des Hauptventils (21) und dem Vorsteuerventil (29) angeordnet ist, die mehreren Hydraulik-Steuerkammern eine erste Hydraulik-Steuerkammer (185), die das Hilfsventil (181) in die Ventilöffnungsrichtung zwingt, und eine zweite und eine dritte Hydraulik-Steuerkammer (186, 187), die das Hilfsventil (181) in die Ventilschließrichtung zwingen, umfassen und das Leitungsmittel eine erste Leitung (182) zum Einleiten des Auslaßdrucks (Pz) des Vorsteuerventils (29) in die erste Hydraulik-Steuerkammer (165), eine zweite Leitung (189) zum Einleiten des Förderdrucks (Ps) der Hydraulikpumpe (1) in die zweite Hydraulik-Steuerkammer (186) und eine dritte Leitung (190) zum Einleiten des maximalen Lastdrucks (Pl max) in die dritte Hydraulik-Steuerkammer (187) umfaßt.

13. Ein hydraulischer Bagger, der das hydraulische Antriebssystem gemäß einem der Ansprüche 1-12 enthält, wobei die Betätigungselemente (6, 7) dazu vorgesehen sind, die mehreren Funktionsorgane, die einen Schwenkkörper (101), einen Ausleger (103), einen Arm (104) und einen Becher (105) enthalten, anzutreiben.