DE68903281T2

DE68903281T2 - Steuersystem fuer einen hydraulisch lastdruckkompensierten kreislauf.

Info

Publication number: DE68903281T2
Application number: DE8989101426T
Authority: DE
Inventors: Toichi Hirata; Eiki Izumi; Yasuo Tanaka; Hiroshi Watanabe; Kuniaki Yoshida
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1988-01-27
Filing date: 1989-01-27
Publication date: 1993-05-19
Anticipated expiration: 2009-01-28
Also published as: JPH07103881B2; KR930002475B1; AU600400B2; JPH01312202A; KR890012093A; IN171213B; EP0326150B1; DE68903281D1; EP0326150A1; AU2886489A; US4967557A; CN1035868A; CN1010969B

Description

Die Erfindung betrifft einen lasterfassenden hydraulischen Antriebskreis für Hydraulikmaschinen wie hydraulische Bagger und Krane, die jeweils mit einer Mehrzahl von hydraulischen Stelleinheiten ausgestattet sind, und insbesondere ein Steuersystem für einen lastaufnehmenden hydraulischen Antriebskreis, das ausgelegt ist, um die Durchflußraten von Hydraulikfluid, das den hydraulischen Stelleinheiten zugeführt wird, unter Verwendung von druckkompensierten Durchflußregelventilen zu steuern, während gleichzeitig der Förderdruck einer Hydropumpe um einen vorbestimmten Wert höher als der maximale Lastdruck unter den hydraulischen Stelleinheiten gehalten wird.
Heute wird ein lastaufnehmender hydraulischer Antriebskreis in Hydraulikmaschinen wie etwa hydraulischen Baggern und Kranen verwendet, die jeweils mit einer Mehrzahl von hydraulischen Stelleinheiten ausgestattet sind.
Der hydraulische Antriebskreis umfaßt ein druckkompensiertes Durchflußregelventil, das zwischen eine Hydropumpe und jede der hydraulischen Stelleinheiten geschaltet ist, um die Durchflußrate von Hydraulikfluid zu regeln, das der hydraulischen Stelleinheit aufgrund eines Betätigungssignals von einem Bedienungshebel zugeführt wird, und einen lastaufnehmenden Regler, um den Förderdruck der Hydropumpe um einen vorbestimmten Wert höher als den maximalen Lastdruck unter den mehreren hydraulischen Stelleinheiten zu halten. Das druckkompensierte Durchflußregelventil hat eine Druckausgleichsfunktion, um die Durchflußrate ungeachtet von Schwankungen im Lastdruck oder Förderdruck der Hydropumpe konstant zu regeln, so daß der zugehörigen hydraulischen Stelleinheit eine Durchflußmenge zugeführt wird, die dem Betätigungsbetrag jedes Betätigungshebels proportional ist.
Infolgedessen ist der unabhängige Betrieb der jeweiligen hydraulischen Stelleinheiten gewährleistet, wenn mehrere hydraulische Stelleinheiten kombiniert betätigt werden. Der Lastaufnahmeregler hat die Funktion, den Förderdruck der Hydropumpe konstant auf einem unteren Grenzwert zu halten, der dem maximalen Lastdruck unter den hydraulischen Stelleinheiten entspricht, um Energie zu sparen.
Bei dem obigen lasterfassenden hydraulischen Antriebskreis tritt jedoch das folgende Problem auf, das für die lasterfassende Steuerung spezifisch ist.
Dabei wird die Fördermenge einer hydraulischen Verstellpumpe durch das Produkt ihrer Förderleistung bestimmt, d. h. den Neigungswinkel einer Taumelscheibe im Fall einer Pumpe vom Taumelscheibentyp und die Drehgeschwindigkeit der Pumpe. Je größer der Neigungswinkel der Taumelscheibe, um so größer die Fördermenge der Pumpe. Der Neigungswinkel der Taumelscheibe hat eine Obergrenze, die durch die Pumpenkonstruktion bestimmt ist, bei welcher Obergrenze die Fördermenge der Pumpe ebenfalls maximal wird. Aber die Pumpe wird von einer Antriebsmaschine angetrieben, und wenn das Antriebsdrehmoment für die Pumpe das Abtriebsdrehmoment der Antriebsmaschine übersteigt, würde die Drehgeschwindigkeit der Antriebsmaschine vermindert werden und schlimmstenfalls verlorengehen. Um einen solchen Fall zu vermeiden, wird daher normalerweise an der Pumpe ein Antriebsdrehmomentregler vorgesehen, um den maximalen Neigungswinkel der Taumelscheibe zu begrenzen, so daß das Antriebsdrehmoment der Pumpe nicht das Abtriebsdrehmoment der Antriebsmaschine übersteigt, um dadurch die Fördermenge der Pumpe als Antriebsdrehmoment-Begrenzungsregelung zu steuern.
Wie vorstehend gesagt, treten bei der Pumpe die beiden maximalen Fördermengen auf, die durch die Pumpenkonstruktion bestimmt und durch die Antriebsdrehmoment-Begrenzungsregelung begrenzt sind. Im übrigen hat die Fördermenge der Pumpe eine Obergrenze, d. h. eine maximale verfügbare Fördermenge.
Wenn daher der gesamte Durchflußmengenbedarf für die Mehrzahl von Stelleinheiten, der von den entsprechenden Betätigungshebeln angefordert wird, die verfügbare maximale Fördermenge der Pumpe im Kombinationsbetrieb der Stelleinheiten übersteigt, kann die Pumpe die Fördermenge (den Neigungswinkel) nicht weiter vergrößern, auch wenn sie unter Lasterfassungssteuerung betrieben wird. Mit anderen Worten ist die Fördermenge der Pumpe gesättigt. Infolgedessen wird der Förderdruck der Pumpe verringert und kann nicht mehr höher als ein vorbestimmter Wert über dem maximalen Lastdruck gehalten werden. Daher strömt die Fördermenge der Pumpe größtenteils in die Stelleinheit(en) auf der Niederdruckseite, während den Stelleinheiten auf der Hochdruckseite kein Hydraulikfluid zugeführt wird, was zu dem Problem führt, daß der Kombinationsbetrieb der mehreren Stelleinheiten nicht reibungslos durchgeführt werden kann.
Zur Lösung des genannten Problems wird in DE-A1-3 422 165 (entsprechend der JP-OS 60-11706) eine Hydraulikkreisanordnung vorgeschlagen, wobei ein Paar von entgegengesetzten Vorsteuerkammern einem Druckausgleichventil jedes druckkompensierten Durchflußregelventils zugefügt wird, und wobei der Förderdruck der Pumpe in eine der Vorsteuerkammern, die in Ventilöffnungsrichtung wirksam ist, eingeleitet wird, während der maximale Lastdruck unter der Mehrzahl von Stelleinheiten in die andere Vorsteuerkammer, die in Ventilschließrichtung wirksam ist, eingeleitet wird. Wenn bei diesem Hydraulikkreis der gesamte Durchflußmengenbedarf für die Mehrzahl von Stelleinheiten gemäß der Anforderung durch die entsprechenden Betätigungshebel die maximale Fördermenge der Pumpe übersteigt, werden die Drosselöffnungen der jeweiligen Druckausgleichventile im gleichen Ausmaß entsprechend einer Verminderung des Förderdrucks der Pumpe verkleinert, so daß die Durchflußmengen durch die jeweiligen Durchflußregelventile entsprechenden den Verhältnissen der Drosselöffnungen (Bedarfsdurchflußmengen) der Durchflußsteuerventile begrenzt werden. Daher wird das Hydraulikfluid zuverlässig auch den Stelleinheiten auf der Hochdruckseite zugeführt, um den Kombinationsbetrieb mit Sicherheit zu erreichen.
Das druckkompensierte Durchflußregelventil bestimmt eine verbrauchbare Durchflußmenge, die durch das Ventil der zugehörigen hydraulischen Stelleinheit zuzuleiten ist, und zwar auf der Basis eines Drosselöffnungs-Führungswerts für das Durchflußregelventil aufgrund eines Betätigungssignals vom Betätigungshebel und und eines Differenzdruck-Führungswerts über dem Durchflußregelventil, der an das Druckausgleichventil gegeben wird, und beide Drosselöffnungen des Durchflußregelventils und des Druckausgleichventils werden so geregelt, daß die Istdurchflußmenge durch das druckkompensierte Durchflußregelventil, d. h. die von der Stelleinheit verbrauchte Durchflußmenge, gleich der verbrauchbaren Durchflußmenge wird. Bei dem vorgenannten Stand der Technik wird der Differenzdruck-Führungswert über das Durchflußregelventil direkt hydraulisch an das Druckausgleichventil angelegt, so daß der Förderdruck der Pumpe und der maximale Lastdruck unter den hydraulischen Stelleinheiten in das Druckausgleichventil in entgegengesetzten Richtungen eingeleitet werden, was zu dem Differenzdruck zwischen ihnen führt, um das Druckausgleichventil zu beaufschlagen. Dadurch sind die Differenzdruck-Führungswerte, die an sämtliche Druckausgleichventile angelegt werden, begrenzt, um die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge für sämtliche hydraulischen Stelleinheiten zu kompensieren (zu verringern). Dadurch wird die Gesamtdurchflußmenge reduziert, die von den Stelleinheiten tatsächlich verbraucht wird. Daher wird diese Steuerung in der vorliegenden Beschreibung als Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung bezeichnet. Es ist zu beachten, daß bei der Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung nach dem obigen Stand der Technik der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck nach Maßgabe eines Mangels im Istförderdruck der Pumpe gegenüber den von den Betätigungshebeln vorgegebenen Bedarfsdurchflußmengen verringert wird, und somit ist die Gesamtverbrauchs-Durchflußmenge immer in Übereinstimmung mit der Gesamtmenge der Istdurchflußmengen, die von den hydraulischen Stelleinheiten verbraucht werden.
Weil jedoch bei dem obigen Stand der Technik das druckkompensierte Durchflußregelventil direkt nach Maßgabe des Differenzdrucks zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck gesteuert wird, um die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung durchzuführen, erfolgen die lasterfassende Steuerung der Pumpe und die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung des druckkompensierten Durchflußregelventils gleichzeitig, wenn der Förderdruck der Pumpe vermindert wird. Das führt zu dem unten genannten Problem.
Insbesondere soll die lasterfassende Steuerung die Fördermenge der Pumpe zum Konstanthalten des Differenzdrucks steuern und hat eine langsamere Ansprechgeschwindigkeit als die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung, da die Steuerung der Fördermenge der Pumpe durch verschiedene Mechanismen ausgeführt wird. Wenn daher der Förderdruck der Pumpe in dem Augenblick verringert wird, in dem der Betätigungshebel betätigt wird, um die Zuführung von Hydraulikfluid zu der Stelleinheit zu starten oder die Zuführmenge zu erhöhen, beginnt die Durchflußmenge durch das druckkompensierte Durchflußregelventil unter der Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung begrenzt zu werden, bevor die lasterfassende Steuerung die Fördermenge der Pumpe zu erhöhen beginnt. Das führt zu dem Problem einer Übergangsperiode, in der die der Stelleinheit zugeführte Durchflußmenge nicht erhöht werden kann und die Funktionsfähigkeit beeinträchtigt ist, obwohl der Betätigungshebel mit dem Ziel einer Erhöhung der Durchflußmenge betätigt wird.
In einem ähnlichen Fall kann es wiederholt geschehen, daß die Pumpenfördermenge unter der lasterfassenden Steuerung erhöht wird, um den Pumpenförderdruck zu erhöhen, nachdem die Durchflußmenge durch das Durchflußregelventil unter der Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung begrenzt worden ist, und dann wird die Gesamtverbrauchsdurchfluß- Kompensationssteuerung aufgehoben, um die Durchflußmenge durch das Durchflußregelventil zu erhöhen, wodurch der Förderdruck der Pumpe verringert wird, und danach wird die Durchflußmenge durch das Durchflußregelventil unter der Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung begrenzt, bevor die lasterfassende Steuerung begonnen hat, die Pumpenfördermenge zu erhöhen. Mit anderen Worten beeinträchtigen die lasterfassende Steuerung und die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung einander, was zu Regelschwingungen führt.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht in der Bereitstellung eines Steuersystems für einen lasterfassenden hydraulischen Antriebskreis, die die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung von druckkompensierten Durchflußregelventilen auch im Fall der Sättigung der Fördermenge der Pumpe ausführen, ein sehr gutes Betriebsverhalten sicherstellen und eine stabile Steuerung ohne Regelschwingungen bieten kann.

Zusammenfassung der Erfindung

Zur Lösung der vorgenannten Aufgabe ist gemäß der vorliegenden Erfindung ein Steuersystem vorgesehen für einen lasterfassenden hydraulischen Antriebskreis, der aufweist: wenigstens eine Hydropumpe; eine Vielzahl von hydraulischen Stelleinheiten, die mit von der Hydropumpe zugeführtem Hydraulikfluid angetrieben werden; und ein druckkompensiertes Durchflußregelventil zwischen der Pumpe und jeder der Stelleinheiten, um eine Durchflußrate des jeder Stelleinheit zugeführten Fluids aufgrund eines Betriebssignals von einer Steuereinrichtung zu regeln, wobei das Steuersystem folgendes aufweist: eine erste Detektiereinrichtung zum Detektieren eines Differenzdrucks zwischen dem Förderdruck der Pumpe und dem maximalen Lastdruck der Vielzahl von hydraulischen Stelleinheiten; eine zweite Detektiereinrichtung zum Detektieren des Förderdrucks der Pumpe; eine erste Einrichtung, um auf der Basis eines Differenzdrucksignals von der ersten Detektiereinrichtung eine Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp der Pumpe zu berechnen, um den Differenzdruck konstantzuhalten; eine zweite Einrichtung, um auf der Basis von wenigstens einem Drucksignal von der zweiten Detektiereinrichtung und einer für die Pumpe vorgegebenen Antriebsbegrenzungsfunktion eine Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT der Pumpe zu berechnen; eine dritte Einrichtung, um entweder die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp oder die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als einen Fördermengen-Zielwert Qo für die Pumpe zu wählen und dann die Fördermenge der Pumpe so zu steuern, daß die Fördermenge die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT nicht überschreitet; und eine vierte Einrichtung, um einen Kompensationswert Qns zur Begrenzung einer gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge für die Stelleinheit auf der Basis wenigstens der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT und der Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp zu berechnen, wenn die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT von der dritten Einrichtung ausgewählt wird, und anschließend das druckkompensierte Durchflußregelventil auf der Basis dieses Kompensationswerts Qns zu steuern.
Die vierte Einrichtung kann ein Druckausgleichsventil des druckkompensierten Durchflußregelventils auf der Basis des Kompensationswerts Qns steuern. Alternativ kann die vierte Einrichtung einen Betriebssignal-Modifikationsfaktor α aus dem Kompensationswert Qns berechnen, das Betriebssignal der Steuereinrichtung unter Nutzung des Betriebssignal-Modifikationsfaktors α modifizieren und das druckkompensierte Durchflußregelventil unter Anwendung des korrigierten Betriebssignals steuern.
Die dritte Einrichtung kann den jeweils kleineren Wert von Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT als den Fördermengen-Zielwert Qo für die Pumpe auswählen. Alternativ kann die dritte Einrichtung die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp als den Fördermengen- Zielwert Qo für die Pumpe auswählen, wenn der Kompensationswert Qns Null ist, und die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als den Fördermengen-Zielwert Qo für die Pumpe auswählen, wenn der Kompensationswert Qns nicht Null ist.
Die vierte Einrichtung weist einen Addierer auf, um eine Zielfördermengen-Abweichung ΔQ als eine Abweichung zwischen der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT zu bestimmen und den Kompensationswert Qns unter Nutzung von wenigstens der Zielfördermengen-Abweichung ΔQ zu berechnen.
In diesem Fall kann die vierte Einrichtung ferner aufweisen: eine Integral-Recheneinheit, um ein Inkrement ΔQns des Kompensationswerts Qns aus der Zielfördermengen-Abweichung ΔQ zu berechnen, um die Abweichung zu Null zu machen, und um dann dieses Inkrement ΔQns zu einem vorher berechneten Kompensationswert Qns-1 zu addieren, um den Kompensationswert Qns zu bestimmen, und eine Begrenzungseinrichtung, um Qns = 0 zu erzeugen, wenn der Kompensationswert Qns ein negativer Wert ist.
Die erste Einrichtung kann einen Addierer aufweisen, um eine Differenzdruckabweichung ΔP' zwischen dem Differenzdrucksignal von der ersten Detektiereinrichtung und dem vorgegebenen Ziel-Differenzdruck zu berechnen, und die vierte Einrichtung kann ferner aufweisen: einen Filterkreis, um Null abzugeben, wenn die Differenzdruckabweichung ΔP' positiv ist, und einen Wert ΔP" gleich der Differenzdruckabweichung ΔP' abzugeben, wenn sie negativ ist, einen Wähler, um ein Ausgangssignal ΔP" des Filterkreises zu wählen, wenn die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ negativ ist, und das Ausgangssignal ΔP' des Addierers zu wählen, wenn die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ positiv ist, und eine Recheneinheit, um den Kompensationswert Qns aus dem vom Wähler gewählten Wert ΔP" oder ΔP' zu berechnen.
Die vierte Einrichtung kann eine Abweichung zwischen dem Kompensationswert Qns und einem vorgegebenen Offsetwert berechnen und dann einen resultierenden Wert Qnso als den End-Kompensationswert abgeben.
Ferner kann die erste Einrichtung einen Integral-Rechner aufweisen, um auf der Basis des Differenzdrucksignals von der ersten Detektiereinrichtung ein Inkrement ΔQΔp der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp zu berechnen, um den Differenzdruck konstantzuhalten, und dann dieses Inkrement zu der vorher berechneten Differenz-Zielfördermenge Qo-1 zu addieren, um die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp zu bestimmen; die zweite Einrichtung kann einen Integral- Rechner aufweisen, um ein Inkrement ΔQps der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT zu berechnen, um das Drucksignal von der zweiten Detektiereinrichtung auf einen Zielförderdruck Pr zu regeln, der aus der Antriebsbegrenzungsfunktion der Pumpe erhalten ist, und um dann das Inkrement ΔQps zu der vorher berechneten Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge Qo-1 zu addieren, um die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT zu bestimmen; und die dritte Einrichtung kann eine Einrichtung aufweisen, um entweder das Inkrement ΔQΔp der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp oder das Inkrement ΔQps der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT auszuwählen, um entweder die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp oder die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT zu wählen.
Ferner kann die Antriebsbegrenzungsfunktion der zweiten Einrichtung eine Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion mit entweder dem Förderdruck oder der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT der Pumpe als einem Parameter sein, und die zweite Einrichtung kann die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT der Pumpe auf der Basis sowohl des Drucksignals von der zweiten Detektiereinrichtung als auch der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion berechnen. Alternativ kann das Steuersystem ferner eine dritte Detektiereinrichtung aufweisen, um eine Abweichung zwischen der Zieldrehzahl und der Istdrehzahl einer Antriebsmaschine zum Antreiben der Pumpe zu bestimmen; und die Antriebsbegrenzungsfunktion der zweiten Einrichtung kann eine Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion mit entweder dem Förderdruck oder der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge der Pumpe und der Drehzahlabweichung der Antriebsmaschine als Parameter sein, und die zweite Einrichtung kann die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT der Pumpe auf der Basis des Drucksignals der zweiten Detektiereinrichtung, des Drehzahlabweichungssignals der dritten Detektiereinrichtung und der Antriebsdrehmoment- Begrenzungsfunktion berechnen.
Wenn bei der so ausgelegten Erfindung die Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp als der Fördermengenzielwert Qo von der dritten Einrichtung gewählt wird, wird die Fördermenge der Pumpe so gesteuert, daß der Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Pumpe und dem maximalen Lastdruck unter der Mehrzahl von hydraulischen Stelleinheiten gleich der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp wird. Da die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT zu diesem Zeitpunkt von der dritten Einrichtung nicht gewählt ist, berechnet die vierte Einrichtung den Kompensationswert Qns nicht, und die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung zur Begrenzung der Durchflußmenge durch das Durchflußrregelventil wird nicht ausgeführt.
Wenn die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als der Fördermengen-Zielwert Qo von der dritten Einrichtung gewählt wird, wird die Fördermenge der Pumpe gesteuert, während sie gleichzeitig so begrenzt wird, daß sie gleich der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT wird. Da zu diesem Zeitpunkt die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT von der dritten Einrichtung gewählt ist, berechnet die vierte Einrichtung den Kompensationswert Qns, und die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung wird durchgeführt, um die Durchflußmenge durch das Durchflußregelventil zu begrenzen.
Gemäß der Erfindung werden daher die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT unabhängig als die Zielfördermenge Qo für die Pumpe berechnet, und die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung wird nur ausgeführt, wenn die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT gewählt ist. Daher treten die lasterfassende Steuerung und die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung nicht gleichzeitig auf. Insbesondere in dem Zustand, in dem die Fördermenge der Pumpe kleiner als ihre verfügbare maximale Fördermenge (die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT) ist, wird die lasterfassende Steuerung durchgeführt, wogegen in dem Zustand, in dem sie die verfügbare maximale Fördermenge erreicht, die Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung durchgeführt wird. Das ermöglicht eine übergangslose Erhöhung oder Verminderung der den jeweiligen hydraulischen Stelleinheiten zugeführten Durchflußmengen, wodurch die Funktionsfähigkeit verbessert wird. Es ist auch möglich, Regelschwankungen infolge der gegenseitigen Beeinflussung von lasterfassender Steuerung und Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung zu verhindern, was in einer stabilen Steuerung resultiert.
Bei der Erfindung, bei der die vierte Einrichtung ausgelegt ist, um das Druckausgleichsventil des druckkompensierten Durchflußregelventils unter Nutzung des Kompensationswerts Qns zu steuern, wird die verbrauchbare Durchflußmenge, die durch das druckkompensierte Durchflußregelventil zu der zugehörigen hydraulischen Stelleinheit geleitet wird, auf der Basis eines Drosselöffnungs-Führungswerts für ein Durchflußregelventil, der von dem Betriebssignal der Steuereinrichtung abgegeben wird, und eines Differenzdruck- Führungswerts über dem Durchflußregelventil, der an das Druckausgleichsventil in Form des Kompensationswerts Qns von der vierten Einrichtung abgegeben wird, bestimmt. Wenn dagegen der Betriebssignal-Modifikationsfaktor α aus dem Kompensationswert Qns berechnet und das Betriebssignal von der Steuereinrichtung unter Verwendung des Betriebssignal- Modifikationsfaktors α modifiziert wird, um das druckkompensierte Durchflußregelventil zu steuern, ist der obige Differenzdruck-Führungswert in dem durch das modifizierte Betriebssignal gegebenen Drosselöffnungs-Führungswert für das Durchflußregelventil enthalten, und die verbrauchbare Durchflußmenge wird durch das modifizierte Betriebssignal (Drosselöffnungs-Führungswert) bestimmt.
Da die erste und die zweite Recheneinrichtung vom Integraltyp sind, wird die neue Zielfördermenge Qo immer aus der vorhergehenden Zielfördermenge Qo-1 berechnet, und der Übergang wird somit ausgeglichen, wenn die Pumpe aus dem Zustand, in dem sie nach der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp gesteuert wird, in den Zustand geschaltet wird, in dem sie nach der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT gesteuert wird, oder umgekehrt. Infolgedessen unterliegt die Pumpe keinem Stoßbetrieb zum Zeitpunkt der Umschaltung des Steuermodus, und eine stabilere Steuerung ist gewährleistet.
Wenn ferner die vierte Einrichtung eine Abweichung zwischen dem Kompensationswert Qns und dem vorgegebenen Offsetwert berechnet und den resultierenden Wert Qnso als den End- Kompensationswert abgibt, wird die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge, die von dem gesteuerten druckkompensierten Durchflußregelventil unter Nutzung von Qnso bestimmt wird, geringfügig größer als die verfügbare maximale Fördermenge der Pumpe, und zwar um ein Ausmaß, das dem Offsetwert entspricht, und daher wird eine entsprechende freie Durchflußmenge in der Fördermenge der Pumpe erzeugt, die in die hydraulischen Stelleinheiten an der Niederdruckseite geleitet werden kann. In diesem Fall befindet sich jedoch auch der größte Teil der Durchflußmenge unter der Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung, wodurch eine Funktion zur sicheren Zuführung des Hydraulikfluids auch zu den Stelleinheiten auf der Hochdruckseite gewährleistet ist, um den Kombinationsbetrieb zu erreichen. Das Vorhandensein einer solchen freien Durchflußmenge sorgt für ein gewisses Maß an Freiheit in der Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung und kann vorteilhaft genutzt werden. In einem Anwendungsfall des Geradeausfahrens mit zwei Gleiskettenmotoren, wobei es erwünscht ist, daß die jeweiligen Lastdrücke einander beeinflussen, geht die freie Durchflußmenge in den Gleiskettenmotor auf der Seite niedrigeren Drucks, und das Geradeausfahren kann sicher durchgeführt werden. Infolgedessen kann der Nachteil, der bei einer strikten Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung auftreten würde, vermieden werden.
Weil ferner bei der bekannten Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung (DE-A1-3 422 165) das druckkompensierte Durchflußsteuerventil direkt mit dem Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Pumpe und dem maximalen Lastdruck unter den Stelleinheiten hydraulisch gesteuert wird, wie eingangs gesagt wurde, stimmt die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge mit der tatsächlich verbrauchten Gesamtdurchflußmenge überein. Bei der Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung nach der Erfindung dagegen wird das druckkompensierte Durchflußregelventil unter Anwendung eines berechneten Werts gesteuert, und damit kann die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge fakultativ gewählt werden. Beispielsweise ist es möglich, wie eingangs erläutert wurde, die Steuerung so durchzuführen, daß die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge größer als die Fördermenge der Pumpe wird. In diesem Fall kann die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge die tatsächlich verbrauchte Gesamtdurchflußmenge übersteigen. Ferner werden zwar die Drosselöffnungen der jeweiligen Druckausgleichsventile im gleichen Maß wie beim Stand der Technik vermindert, aber die Erfindung ist nicht nur bei einer solchen Betriebsart anwendbar, sondern auch in einer anderen Betriebsart, wobei die Drosselöffnungen der jeweiligen druckkompensierten Durchflußregelventile geringfügig voneinander verschieden verkleinert werden.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Fig. 1 ist eine schematische Ansicht eines Steuersystems für einen hydraulischen Antriebskreis gemäß einer Ausführungsform der Erfindung, wobei der hydraulische Antriebskreis selber vorgesehen ist;
Fig. 2 ist eine Schnittansicht, die den Aufbau eines Differenzdruckmessers für das Steuersystem zeigt;
Fig. 3 ist eine schematische Ansicht, die die Konfiguration einer Fördermengensteuereinrichtung in dem Steuersystem zeigt;
Fig. 4 ist ein Schnitt durch den Aufbau eines Proportional-Magnetventils in dem Steuersystem;
Fig. 5 ist eine schematische Ansicht der Konfiguration einer Steuereinheit als einer Hauptkomponente des Steuersystems;
Fig. 6 ist ein Ablaufdiagramm, das in der Steuereinheit verwendete Steuerprogramme zeigt;
Fig. 7 ist ein Diagramm, das eine Antriebsdrehmoment- Begrenzungsfunktion zeigt, die zur Bestimmung eines Antriebsbegrenzungs-Zielwerts genutzt wird;
Fig. 8 ist ein Blockbild, das den Vorgang der Bestimmung einer Differenzdruck-Zielfördermenge aus dem Differenzdruck zwischen dem Förderdruck einer Hydropumpe und dem maximalen Lastdruck zeigt;
Fig. 9 ist ein Blockbild, das den Vorgang der Bestimmung eines Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationsstroms aus der Zielfördermengenabweichung zeigt;
Fig. 10 ist ein Ablaufdiagramm, das den Ablauf einer Fördermengensteuerung auf der Basis sowohl des Fördermengen-Zielwerts als auch des Neigungswinkelsignals zeigt;
Fig. 11 ist ein Steuerungsblockbild, das den gesamten Steuervorgang zeigt;
Fig. 12 ist eine schematische Ansicht, die ein Steuersystem gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung zeigt;
Fig. 13 ist ein Diagramm, das eine in dem Steuersystem von Fig. 12 verwendete Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion zeigt;
Fig. 14 ist ein Steuerungsblockbild des Steuersystems von Fig. 12;
Fig. 15A und 15B sind Steuerungsblockbilder eines Steuersystems für einen hydraulischen Antriebskreis gemäß einer dritten Ausführungsform der Erfindung einschließlich des hydraulischen Antriebskreises;
Fig. 16 ist ein Steuerungsblockbild eines Steuersystems für einen hydraulischen Antriebskreis gemäß einer vierten Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 17 ist ein Steuerungsblockbild eines Steuersystems für einen hydraulischen Anttriebskreis gemäß einer fünften Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 18 ist ein Steuerungsblockbild eines Steuersystems für einen hydraulischen Antriebskreis gemäß einer sechsten Ausführungsform der Erfindung; und
Fig. 19 ist ein Steuerungsblockbild eines Steuersystems für einen hydraulischen Antriebskreis gemäß einer siebten Ausführungsform der Erfindung.

Genaue Beschreibung der bevorzugten Ausführungsformen

Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben.
Fig. 1 zeigt eine Gesamtauslegung eines lasterfassenden hydraulischen Antriebskreises und eines Steuersystems der vorliegenden Erfindung. Zuerst soll der lasterfassende hydraulische Antriebskreis erläutert werden. Dieser hydraulische Antriebskreis umfaßt eine hydraulische Verstellpumpe 1 beispielsweise vom Taumelscheibentyp, eine erste und eine zweite hydraulische Stelleinheit 2, 3, die von von der Hydropumpe zugeführtem Hydraulikfluid angetrieben werden, ein erstes Durchflußregelventil 4 und ein erstes Druckausgleichventil 6 zum Druckausgleich, die zwischen der Pumpe 1 und der ersten Stelleinheit 2 angeordnet sind, um die Durchflußmenge und die -richtung von Hydraulikfluid zu steuern, das der ersten Stelleinheit 2 von der Pumpe 1 zugeführt wird, und ein zweites Durchflußregelventil 5 und ein zweites Druckausgleichventil 7 zum Druckausgleich, die beide zwischen der Pumpe 1 und der zweiten Stelleinheit 3 angeordnet sind, um die Durchflußmenge und -richtung von Hydraulikfluid zu steuern, das der zweiten Stelleinheit 3 von der Pumpe 1 zugeführt wird.
Das erste Druckausgleichventil 6 ist an seiner Einlaßseite mit der Pumpe 1 durch eine Hydraulikfluidzuführleitung 20 und an seiner Auslaßseite mit dem Durchflußregelventil 4 über eine Leitung mit einem Absperrventil 22 verbunden. Das Durchflußregelventil 4 ist an seiner Einlaßseite mit dem Druckausgleichventil 6 und ferner mit einem Behältter 10 über eine Rücklaufleitung 24 und an seiner Auslaßseite mit der ersten Stelleinheit 2 über Hauptleitungen 25, 26 verbunden.
Das zweite Druckausgleichventil 7 ist an seiner Einlaßseite mit der Pumpe 1 über eine Leitung 21 und die Hydraulikfluidzuführleitung 20 und an seiner Auslaßseite mit dem Durchflußregelventil 5 über eine Leitung mit einem Absperrventil 23 verbunden. Das Durchflußregelventil 5 ist an seiner Einlaßseite mit dem Druckausgleichventil 7 und außerdem mit dem Behälter 10 über eine Rücklaufleitung 29 und an seiner Auslaßseite mit der zweiten Stelleinheit 3 über Hauptleitungen 27, 28 verbunden.
Das Druckausgleichventil 6 ist von einem Vorsteuerdruck- Betätigungstyp mit zwei in Schließrichtung arbeitenden Vorsteuerdruckkammern 6a, 6b und einer in Öffnungsrichtung arbeitenden Vorsteuerdruckkammer 6c, die dazu entgegengesetzt angeordnet ist. Der Einlaßdruck des Durchflußregelventils 4 wird auf die eine 6a der beiden in Schließrichtung arbeitenden Vorsteuerdruckkammern 6a, 6b durch eine Leitung 30 aufgebracht, der Auslaßdruck eines Proportional-Magnetventils 9 (wird später beschrieben) wird auf die andere Druckkammer 6b durch eine Leitung 31 aufgebracht, und der Druck (wird später beschrieben) zwischen dem Durchflußregelventil 4 und der ersten Stelleinheit 2 wiird auf die in Öffnungsrichtung arbeitende Vorsteuerdruckkammer 6c durch eine Leitung 32a aufgebracht. Das Druckausgleichventil 6 weist ferner eine Feder 6d auf, um das Ventil 6 in die Öffnungsrichtung zu drängen.
Das Druckausgleichventil 7 ist in gleicher Weise ausgebildet. Insbesondere ist das Druckausgleichventil 7 von einem vorsteuerdruckbetätigten Typ mit zwei in Schließrichtung wirkenden Vorsteuerdruckkammern 7a, 7b und einer in Öffnungsrichtung arbeitenden Vorsteuerdruckkammer 7c, die dazu entgegengesetzt angeordnet ist. Der Einlaßdruck des Durchflußregelventils 5 wird auf die eine 7a der beiden in Schließrichtung wirkenden Vorsteuerdruckkammern 7a, 7b durch eine Leitung 33 aufgebracht, und der Auslaßdruck des Proportional-Magnetventils 9 wird auf die andere Druckkammer 7b durch eine Leitung 34 aufgebracht, und der Druck zwischen dem Durchflußregelventil 5 und der zweiten Stelleinheit 3 wird auf die in Öffnungsrichtung wirkende Vorsteuerdruckkammer 7c durch eine Leitung 35a aufgebracht. Das Druckausgleichventil 7 weist ferner eine Feder 7d auf, um das Ventil 7 in die Öffnungsrichtung zu drängen.
Das Druckausgleichventil 6 arbeitet wie folgt. Wenn der Druck des Proportional-Magnetventils 9 0 (Null) ist, unterliegt das Druckausgleichventil 6 dem Einlaßdruck des Durchflußregelventils 4, der in seine Vorsteuerkammer 6a durch die Leitung 30 eingeführt wird, in der einen Richtung und dem Auslaßdruck des Durchflußregelventils 4, der in seine Vorsteuerkammer 6c durch die Leitung 32a eingeführt wird, und der federnden Beaufschlagungskraft der Feder 6d in der entgegengesetzten Richtung. Daher steuert das Druckausgleichventil 6 immer die Durchflußmenge von der Pumpe 1, so daß der Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck des Durchflußregelventils 4 auf einem Konstantwert entsprechend der elastischen Beaufschlagungskraft der Feder 6d gehalten wird. Infolgedessen bleibt die Durchflußmenge durch das Durchflußregelventil 4 ungeachtet von Schwankungen des Differenzdrucks zwischen der Förderleitung 20 der Pumpe 1 und der Hauptleitung 25 oder 26 der Stelleinheit 2 unverändert. Damit wirkt das Druckausgleichventil 6 als ein Durchflußregelventil zur Druckkompensation. Das Druckausgleichventil 7 arbeitet auf ähnliche Weise.
Wenn das Proportional-Magnetventil 9 einen Druck erzeugt, wird dieser Druck zu den Druckausgleichventilen 6, 7 auf Leitungen 31, 34 übertragen und wirkt gegen die federnden Beaufschlagungskräfte der entgegengesetzten Federn 6d, 7d. Mit anderen Worten wird jedes Druckausgleichventil 6, 7 so gesteuert, daß der Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck der Durchflußregelventile 4, 5 proportional einem Druckanstieg in Leitung 31, 34 verringert wird, wodurch die Durchflußmenge durch die Durchflußregelventile 4, 5 verringert wird. Daher ermöglicht es die Steuerung des Drucks des Proportional-Magnetventils 9, die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 zu begrenzen und eine Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuerung dafür durchzuführen.
Bei der gezeigten Ausführungsform sind die Durchflußregelventile 4, 5 von einem Vorsteuerdruck-betätigten Typ mit entgegengesetzten Vorsteuerkammern, die mit Vorsteuerleitungen 36a, 36b bzw. 37a, 37b verbunden sind und mit Vorsteuerdrücken gesteuert werden, die durch Vorsteuerleitungen aufgrund von Betriebssignalen von den jeweiligen Betätigungshebeln (nicht gezeigt) übertragen werden.
Dabei bilden das Durchflußregelventil 4 und das Druckausgleichventil 6 gemeinsam ein einziges druckkompensiertes Durchflußregelventil. Das Betriebssignal von dem zugehörigen Betätigungshebel (nicht gezeigt) gibt einen Drosselöffnungs- Führungswert für das Durchflußregelventil 4, während der auf das Druckausgleichventil 6 von dem Proportional-Magnetventil 9 aufgebrachte Druck und der Einstellwert der Feder 6d einen Führungswert für den Differenzdruck über das Durchflußregelventil 4 geben. Der Drosselöffnungs-Führungswert und der Differenzdruck-Führungswert für das Durchflußregelventil 4 bestimmen eine verbrauchbare Durchflußmenge, die von dem druckkompensierten Durchflußregelventil 4, 6 zu der hydraulischen Stelleinheit 2 zu leiten ist, und die Drosselöffnung des Durchflußregelventils und die Drosselöffnung des Druckausgleichventils sind so gesteuert, daß die verbrauchbare Durchflußmenge erreicht wird. Die Istdurchflußmenge durch das druckkompensierte Durchflußregelventil, d. h. die verbrauchte Durchflußmenge durch die hydraulische Stelleinheit, wird somit gesteuert.
Das Durchflußregelventil 5 und das Druckausgleichventil 7 bilden gemeinsam ein weiteres druckkompensiertes Durchflußregelventil, das auf gleiche Weise funktioniert.
An die Durchflußregelventile 4, 5 sind außerdem Vorsteuerleitungen 32, 35 angeschlossen, um die Lastdrücke der ersten bzw. der zweiten Stelleinheit 2, 3 zu erfassen. Die Vorsteuerleitungen 32, 35 sind so angeordnet, daß sie in den Durchflußregelventilen 4, 5 an die Rücklaufleitungen 24, 29 in einem Neutralzustand und an die Hauptleitungen der Stelleinheiten 2, 3, die mit der Pumpe 1 gekoppelt sind, im Betriebszustand angeschlossen sind.
Der höhere der Drücke in den Leitungen 32, 35 wird von einem Hochdruckwählventil 12 gewählt und dann durch eine Leitung 38 einem Differenzdruckmesser 43 zugeführt. Ferner wird dem Differenzdruckmesser 43 der Förderdruck der Pumpe 1 durch eine Leitung 39 zugeführt. Der Differenzdruckmesser 43 detektiert den Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Pumpe 1 und dem höheren Lastdruck (dem maximalen Lastdruck) und gibt dann ein Differenzdrucksignal ΔP ab.
Der Differenzdruckmesser 43 ist beispielsweise wie in Fig. 2 gezeigt aufgebaut. Der Differenzdruckmesser 43 hat einen Körper 50 mit Hydraulikfluidzuführöffnungen 47, 48, die an die Leitungen 38 bzw. 39 angeschlossen sind, und eine Hydraulikfluidauslaßöffnung 49, die an den Behälter 10 durch eine Leitung 41 angeschlossen ist, einen Zylinder 51, der in den Körper 50 eingesetzt ist, einen in dem Zylinder 51 aufgenommenen Kolben 52 mit zwei Druckaufnahmeflächen 52a, 52b gleicher Fläche, die zueinander entgegengesetzt und den verschiedenen Drücken aus den Zuführöffnungen 47 bzw. 48 ausgesetzt sind, eine Welle 53 aus einem nichtmagnetischen Material, die eine Verlagerungskraft auf den Kolben 52 überträgt, eine in dem Zylinder 51 aufgenommene Feder 54, um die Kraft des Kolbens 52 aufzunehmen und dem Kolben 52 eine der aufgenommenen Kraft proportionale Verlagerung zu erteilen, ein Gehäuse 55 aus einem nichtmagnetischen Material, das an den Zylinder 51 angesetzt ist, einen Kern 56 aus einem Magnetmaterial, der an dem fernen Ende der Welle 53 angebracht und in dem Gehäuse 55 angeordnet ist, um in dem Gehäuse 55 um die gleiche Strecke wie der Kolben 52 verlagert zu werden, einen Verlagerungssensor 57, der an dem Außenumfng des Gehäuses 55 befestigt ist, um die Verlagerung des Kerns 56 in ein elektrisches Signal umzuwandeln, einen Verstärker 59, der in einer Abdeckung 58, die am Zylinder 51 befestigt ist, aufgenommen ist, um das elektrische Signal von dem Verlagerungssensor 57 zu verstärken und das verstärkte Signal nach außen abzugeben, und eine Feder 60, die zwischen dem Kolben 52 und dem Körper 50 angeordnet ist.
Bei dem so aufgebauten Differenzdruckmesser 43 wirken der Pumpenförderdruck P und der maximale Lastdruck Pam auf die Druckaufnahmeflächen 52a bzw. 52b des Kolbens 52 durch die Zuführöffnungen 47 bzw 48. Bezeichnet man die Druckaufnahmefläche mit A, so wirkt die Kraft A x (P - Pam) auf den Kolben 52 in Aufwärtsrichtung in der Figur, weil P > Pam. Diese Kraft bewirkt, daß der Kolben 52 gegen die Federn 54, 60, die sich in ihrem vor-zusammengedrückten Zustand befinden, um den Kolben 52 abzustützen, verlagert wird, so daß auch der Kern 56 verlagert wird. Wenn die Federkonstanten der Federn 54, 60 mit K1, K2 angenommen sind, so wird die Verlagerung S wie folgt geschrieben:
S = A x (P - Pam)/(K1 - K2).
Der Verlagerungssensor 57 wandelt die Verlagerung in ein elektrisches Signal um, und das verstärkte Signal wird vom Verstärker 59 abgegeben. Der Verlagerungssensor 57 ist bevorzugt vom kontaktlosen Typ, etwa ein Differenzwandler oder ein magnetisches Widerstandselement, und zwar wegen des Vorhandenseins von Öl um den Kern 56 herum. Aus diesem Grund sind sowohl die Welle 53 als auch das Gehäuse 55 aus nichtmagnetischem Material hergestellt. Vorteilhaft hat der Verlagerungsensor jedes solchen Typs eine lineare Beziehung zwischen der Verlagerung S und einem elektrischen Signalpegel E, d. h. eine einfache Proportionalbeziehung. Wenn man daher die Proportionalitätskonstante mit K annimmt, so wird der elektrische Signalpegel E wie folgt geschrieben:
E = K . S
= {K . A / (K1 - K2)} (P - Pam).
Da A, K1 und K2 sämtlich Konstanten sind, hat der elektrische Signalpegel E einen Wert, der dem Differenzdruck (P - Pam) zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck proportional ist, wodurch das Differenzdrucksignal ΔP erhalten wird.
Durch dieses Aufbringen der beiden Drücke auf die entgegengesetzten Druckaufnahmeflächen des Kolbens 52, um den Differenzdruck zwischen beiden zu bilden, ist es möglich, Fehler zu vermeiden, die durch die Nichtlinearität des Ausgangssignals vom Drucksensor in bezug auf den Druck und die Hysterese beim Steigen und Fallen des Drucks veranlaßt werden, wobei diese Fehler in dem Fall resultieren würden, in dem die jeweiligen Drücke gesonderten Drucksensoren zugeführt werden, um elektrische Signale zu erzeugen, und die Differenz zwischen den Pegeln dieser beiden elektrischen Signale dann erhalten wird, um ein dem Differenzdruck entsprechendes elektrisches Signal zu erzeugen. Infolgedessen kann der Differenzdruck mit hoher Präzision auch unter Bedingungen höheren Drucks gemessen werden.
Als eine Alternative kann die Feder 60 entfallen, weil der Differenzdruckmesser 43 zum Messen des Differenzdrucks nur im Fall von P > Pam bei der gezeigten Ausführungsform benötigt wird. In diesem Fall wird die Konstruktion vereinfacht, und die Beziehung zwischen dem elektrischen Ausgangssignalpegel E und dem Differenzdruck wird wie folgt geschrieben:
E = {K . A / K2} (P - Pam).
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 1 ist mit der Hydraulikfluidzuführleitung 20 der Pumpe 1 ein Druckdetektor 14 verbunden, um den Förderdruck der Pumpe 1 zu detektieren und ein Drucksignal P abzugeben. Die Pumpe 1 ist mit einem Neigungswinkelmesser 15 versehen, der einen Neigungswinkel des Verdrängungsvolumen-Verstellmechanismus wie etwa einer Taumelscheibe detektiert und ein Neigungswinkelsignal Qθ abgibt. Bei dieser Ausführungsform wird angenommen, daß die Pumpe 1 in bezug auf ihre Drehzahl im wesentlichen konstant gesteuert wird, und somit bezeichnet das Neigungswinkelsignal Qθ die Fördermenge der Pumpe 1.
Die Fördermenge der Pumpe 1 wird von einer Fördermengensteuerung 16 gesteuert, die mit dem Verdrängungsvolumen- Verstellmechanismus verbunden ist. Die Fördermengensteuerung 16 kann als eine elektrohydraulische Servo-Hydraulikantriebseinrichtung ausgebildet sein, wie sie beispielsweise in Fig. 3 gezeigt ist.
Insbesondere hat die Fördermengensteuerung 16 einen Servokolben 16b, der einen Verdrängungsvolumen-Verstellmechanismus 16a wie etwa eine Taumelscheibe, eine Schrägwelle oder dergleichen der hydraulischen Verstellpumpe 1 antreibt, wobei der Servokolben 16b in einem Servozylinder 16c angeordnet ist. Eine Zylinderkammer des Servozylinders 16 ist von einem Servokolben 16b in eine linke Kammer 16d und eine rechte Kammer 16e unterteilt, und die linke Kammer 16d ist so ausgebildet, daß ihre Querschnittsfläche D größer als diejenige d der rechten Kammer 16e ist.
8 bezeichnet die Steuerpumpe oder Hydraulikquelle zur Zuführung von Hydraulikfluid zu dem Servozylinder 16. Die Hydraulikquelle 8 und die linke Kammer 16d des Servozylinders 16c sind über eine Leitung 16f miteinander verbunden, und die Hydraulikquelle 8 und die rechte Kammer 16e des Servozylinders 16c sind über eine Leitung 16i miteinander verbunden, wobei diese Leitungen 16f, 16i mit dem Behälter 10 über eine Rücklaufleitung 16j verbunden sind. Ein Magnetventil 16g ist in der Leitung 16f, die die Hydraulikquelle 8 und die linke Kammer 16d des Servozylinders 16c verbindet, angeordnet, und ein weiteres Magnetventil 16h ist in der Rückaufleitung 16j angeordnet. Diese Magnetventile 16g, 16h sind normalerweise geschlossene Magnetventile (die die Funktion haben, automatisch in einen Schließzustand zurückzukehren, wenn sie entregt werden), die in ihren Zustand mit einem Lasterfassungs-Steuersignal Q'o von einer Steuereinheit 40 geschaltet werden, wie noch beschrieben wird.
Wenn bei dieser Konstruktion das Magnetventil 16g erregt (eingeschaltet) wird, um in eine Schaltposition B gebracht zu werden, gelangt die linke Kammer 16d des Servozylinders 16c mit der Hydraulikquelle 8 in Verbindung, so daß der Servokolben 16b nach rechts in Fig. 3 bewegt wird aufgrund der Querschnittsflächendifferenz zwischen der linken Kammer 16d und der rechten Kammer 16e. Dadurch wird der Neigungswinkel des Verdrängungsvolumen-Verstellmechanismus 16a der Pumpe größer, wodurch ihre Fördermenge höher wird. Wenn die Magnetventile 16g und 16h beide entregt (ausgeschaltet) werden, um in ihre Schaltpositionen A zurückzukehren, wird die Fluidbahn zu der linken Kammer 16d abgesperrt, und der Servokolben 16b wird in dieser Verschiebeposition im Stillstand gehalten. Infolgedessen wird der Neigungswinkel des Verdrängungsvolumen-Verstellmechanismus 16a der Pumpe 1 konstantgehalten, und somit wird auch ihre Fördermenge konstantgehalten. Wenn dagegen das Magnetventil 16h erregt (eingeschaltet) wird, um in eine Schaltposition B gebracht zu werden, gelangt die linke Kammer 16d des Servozylinders 16c mit dem Behälter 10 in Verbindung, so daß der Servokolben 16b nach links in Fig. 3 unter der Wirkung des Drucks in der rechten Kammer 6e bei Verringerung des Drucks in der linken Kammer 16d bewegt wird. Dadurch wird der Neigungswinkel des Verdrängungsvolumen-Verstellmechanismus 16a der Pumpe 1 kleiner, wodurch ihre Fördermenge verringert wird.
Durch Ein-Ausschaltsteuerung der Magnetventile 16g, 16h zur Regelung des Neigungswinkels der Pumpe 1 auf diese Weise wird das Neigungswinkelsignal Qθ, das von dem Neigungswinkelmesser 15 abgegeben wird, so gesteuert, daß sein Wert einer Zielfördermenge Qo entspricht, die von der Steuereinheit 40 berechnet wird, wie noch beschrieben wird.
Das Proportional-Magnetventil 9 kann beispielsweise entsprechend Fig. 4 aufgebaut sein. Das gezeigte Proportional- Magnetventil besteht aus einem Proportional-Druckreduzier- Magnetventil und hat einen Proportional-Magnetventilteil 62 und eine Druckreduzierventilteil 63. Der Magnetventilteil 62 ist von bekanntem Aufbau mit einem Elektromagneten und einem Eisenkern (beide nicht gezeigt), wobei der Elektromagnet Anschlüsse 64a, 64b hat. Die Eingangsgröße zu diesen Anschlüssen 64a, 64b ist ein Gesamtverbrauchsdurchfluß-Kompensationssteuersignal Qns von der Steuereinheit 40, das noch beschrieben wird.
Der Druckreduzierventilteil 63 hat einen Körper 71 mit einer Hydraulikfluidzuführöffnung 67, die an eine Hilfspumpe 8 durch eine Zuführleitung 66 angeschlossen ist, einer Hydraulikfluidauslaßöffnung 69, die an den Behälter 10 über eine Rücklaufleitung 68 angeschlossen ist, und einer Hydraulikfluidauslaßöffnung 70, die mit den Vorsteuerleitungen 31, 34 verbunden ist, einer Spindel 72, die in dem Körper 71 angeordnet ist und entgegengesetzte Endflächen 72a, 72b hat und mit einem Innenkanal 72c ausgebildet ist, und einer Schubstange 73, die mit einem Ende an dem Eisenkern des Proportional-Magnetventilteils 62 angreift und mit dem anderen Ende an der Endfläche 72a der Spindel 72 anliegt.
Wenn dem Magnetventil durch die Anschlüsse 64a, 64b elektrischer Strom zugeführt wird, wird an dem Eisenkern des Magnetventilteils 62 eine Kraft induziert, die dem Wert des Stroms proportional ist, und wird dann auf die Endfläche 72a der Spindel 72 durch die Schubstange 73, die an dem Eisenkern angreift, übertragen. Mit der übertragenen Kraft wird die Spindel 72 nach rechts aus einer gezeigten Position bewegt, um den Innenkanal 72c mit der Zuführöffnung 67 in Verbindung zu bringen, und die Zuführöffnung 67 wird mit der Auslaßöffnung 70 durch den Innenkanal 72c in Verbindung gebracht. Infolgedessen wird der Hydraulikdruck in der Auslaßöffnung 70 erhöht, und die auf die Endfläche 72b der Spindel 72 wirkende Kraft wird ebenfalls erhöht. Wenn die auf die Endfläche 72b wirkende Kraft die Kraft übersteigt, die auf die Schubstange 73 drückt (d. h. die an dem Eisenkern des Magnetventilteils 62 induzierte Kraft), bewegt sich die Spindel 72 nun nach links, um den Innenkanal 72c mit der Ablauföffnung 69 in Verbindung zu bringen, so daß die Auslaßöffnung 70 und die Ablauföffnung 69 durch den Innenkanal 72c miteinander verbunden werden. Infolgedessen wird der Hydraulikdruck in der Auslaßöffnung 70 verringert, und die auf die Endfläche 72b der Spindel 72 wirkende Kraft wird ebenfalls verringert. Wenn die auf die Endfläche 72b wirkende Kraft kleiner als die auf die Schubstange 73 drückende Kraft wird, wird die Spindel 72 wieder nach rechts in der Figur bewegt.
Da somit die Spindel 72 des Druckreduzierventilteils 63 betätigt wird, während sie die an dem Eisenkern des Magnetventilteils 62 induzierte Kraft aufnimmt, wird an der Auslaßöffnung 70 ein Druck, dessen Größe dem Strom proportional ist, der dem Proportional-Magnetventil zugeführt wird, erzeugt und dann an die Vorsteuerkammern 6b, 7b der Druckausgleichventile 6, 7 abgegeben.
Im übrigen ist der der Druck in der Zuführleitung 66 so ausgelegt, daß er ständig einen Konstantpegel hat, der von einem Entlastungsventil 11 vorgegeben ist.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 1 werden das Drucksignal P vom Druckdetektor 14, das Neigungswinkelsignal Qθ von dem Neigungswinkelmesser 15 und das Differenzdrucksignal ΔP von dem Differenzdruckmesser 43 in die Steuereinheit 40 eingeführt, die das Kompensationssteuersignal Qns für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge und das Lasterfassungs-Steuersignal Q'o bildet und diese Signale dann an das Proportional-Magnetventil 9 bzw. die Fördermengensteuerung 16 abgibt.
Die Steuereinheit 40 weist einen Mikrocomputer auf und umfaßt, wie Fig. 5 zeigt, einen A-D-Wandler 40a zum Umwandeln des Drucksignals P vom Druckdetektor 14, des Neigungswinkelsignals Qθ vom Neigungswinkelmesser 15 und des Differenzdrucksignals ΔP vom Differenzdruckmesser 43 in entsprechende Digitalsignale, eine CPU 40b, einen Speicher 40c zum Speichern eines Programms für den Steuerungsablauf, einen D-A-Wandler 40d zur Abgabe von Analogsignalen, eine E-A-Schnittstelle 40e zur Abgabe von Signalen, einen mit dem Proportional-Magnetventil 9 verbundenen Verstärker 40f sowie Verstärker 40g, 40h, die mit den Magnetventilen 16g bzw. 16h verbunden sind.
Aufgrund des vom Drucksignaldetektor 14 abgegebenen Drucksignals P, des vom Neigungswinkelmesser 15 abgegebenen Neigungswinkelsignals Qθ und des vom Differenzdruckmesser 43 abgegebenen Differenzdrucksignals ΔP berechnet die Steuereinheit 40 einen Fördermengenzielwert Qo für die hydraulische Verstellpumpe 1 auf der Basis des im Speicher 40c gespeicherten Steuerprogramms und gibt dann das Lasterfassungssteuerungs-Führungssignal Q'o von den Verstärkern 40g, 40h an die Magnetventile 16g, 16h der Fördermengensteuerung 16 durch die E-A-Schnittstelle 40e ab. In der Fördermengensteuerung 16, die das Signal Q'o empfängt, wird die Position des Servokolbens 3 mit einer Ein-Aus-Servosteuerung gesteuert, die mit elektrohydraulischer Servotechnik arbeitet, so daß das Neigungswinkelsignal Qθ einen Pegel entsprechend dem Fördermengenzielwert Qo hat, wie oben erläutert wurde. Die Steuereinheit 40 berechnet außerdem einen Kompensationswert für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge auf der Basis des in dem Speicher 40c gespeicherten Steuerprogramms und gibt das Steuersignal Qns vom Verstärker 40f an das Proportional-Magnetventil 9 durch den D-A-Wandler 40d ab. Dadurch wird das Proportional-Magnetventil 9 veranlaßt, den Druck proportional dem Führungssignal Qns zu erzeugen, wie oben erläutert ist.
Unter Bezugnahme auf Fig. 6 werden nun die Verarbeitungsabläufe zur Durchführung einer lasterfassenden Steuerung (d. h. die Berechnung des Fördermengenzielwerts Qo) durch Steuerung der Fördermenge der Hydropumpe 1 durch die Fördermengensteuerung 16 sowie der Ablauf zur Durchführung der Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge (d. h. die Berechnung des Kompensationswerts Qns für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge) durch Steuerung der Druckausgleichventile 6, 7 durch das Proportional- Magnetventil 9 unter Steuerung durch die Steuereinheit 40 beschrieben. Fig. 6 ist ein Flußdiagramm, das das im Speicher 40c der Steuereinheit 40 gespeicherte Steuerprogramm zeigt.
In einem ersten Schritt 100 liest und speichert die Steuereinheit 40 als Bedingungen des hydraulischen Antriebssystems den Förderdruck P der Pumpe 1, den Neigungswinkel Qθ der Pumpe 1 und den Differenzdruck ΔP zwischen dem maximalen Lastdruck Pam und dem Förderdruck P aus den Ausgangssignalen des Druckdetektors 14, des Neigungswinkelmessers 15 und des Differenzdruckmessers 43.
Im nächsten Schritt 101 wird eine Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT bestimmt auf der Basis sowohl des Ausgangsdrucks P des Druckdetektors 14 als auch einer Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(P), die vorher in den Speicher eingegeben wurde. Fig. 7 zeigt die Antriebsdrehmoment- Begrenzungsfunktion. In Fig. 7 bezeichnet die X-Achse den Ausgangsdruck P, und die Y-Achse bezeichnet die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT auf der Basis der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(P). Das Antriebsdrehmoment der Pumpe 1 ist proportional dem Produkt des Förderdrucks P und des Neigungswinkels Qθ der Pumpe 1. Infolgedessen ist die Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f( P) durch eine hyperbolische Kurve oder eine angenähert hyperbolische Kurve gegeben. Somit ist f(P) eine Funktion, die durch die folgende Gleichung ausgedrückt wird:
QT = κ . TP / P (1)
wobei TP: Antriebsbegrenzungsdrehmoment
κ: Proportionalitätskonstante.
Auf der Basis der obigen Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(P) und des Förderdrucks P kann die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT bestimmt werden.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 6 wird der Ablauf anschließend an einen Schritt 102 erläutert. In Schritt 102 wird das Differenzdrucksignal ΔP des Differenzdruckmessers 43 verarbeitet, um eine Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp zu bestimmen, die erforderlich ist, um den Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Pumpe 1 und dem maximalen Lastdruck unter den Stelleinheiten 2, 3 konstantzuhalten. Ein Beispiel dafür, wie die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp bestimmt wird, wird unter Bezugnahme auf Fig. 8 erläutert. Fig. 8 ist ein Blockschemma, das ein Verfahren zum Bestimmen der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp aus dem Differenzdrucksignal ΔP des Differenzdruckmessers 43 zeigt.
Bei diesem Beispiel wird die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp auf der Grundlage der folgenden Gleichung bestimmt:
QΔp = g(Δp) = Σ KI (ΔPo - ΔP)
= KI (ΔPo - ΔP) + Qo-1
= ΔQΔp + Qo-1 ... (2)
wobei KI: Integrationsverstärkung
ΔPo: Zieldifferenzdruck
Qo-1: Fördermengenzielwert, der im vorhergehenden Steuerzyklus abgegeben wurde
(ΔQΔP): Inkrement der Differenz-Zielfördermenge pro einer Einheit der Steuerzykluszeit
Insbesondere dient dieses Beispiel dem Berechnen der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp unter Anwendung der Integrations-Steuertechnik, die auf eine Abweichung zwischen dem Zieldifferenzwert ΔPo und dem Istdifferenzdruck angewandt wird. In Fig. 8 berechnet ein Block 120 KI(ΔPo - ΔP) aus dem Differenzdruck ΔP zum Bestimmen eines Inkrements ΔQΔp der Differenzdruck-Zielfördermenge pro Einheit der Steuerzykluszeit, und ein Block 121 erhält die Gleichung (2) durch Addition von ΔQΔp und des Fördermengen-Zielwerts Qo-1 im vorhergehenden Steuerzyklus.
Obwohl bei der obigen Ausführungsform QΔp bestimmt wurde unter Anwendung des Integral-Regelverfahrens, das auf ΔPo - ΔP angewandt wird, kann es auch nach irgendeinem anderen geeigneten Verfahren bestimmt werden. Beispielsweise kann das Proportional-Regelverfahren angewandt werden, das ausgedrückt ist durch:
QΔp = Kp (ΔPo - ΔP) ... (3)
wobei Kp eine Proportional-Verstärkung ist,
oder das Proportional-Integral-Verfahren unter Anwendung der Summe der Gleichungen (2) und (3).
Dadurch wird in Schritt 102 die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp bestimmt.
In Figur 6 wird in Schritt 103 die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ zwischen der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT bestimmt. Ein nächster Schritt 104 fragt ab, ob die Abweichung ΔQ positiv oder negativ ist. Wenn die Abweichung ΔQ positiv ist, geht der Ablauf zu Schritt 105, um QT als den Fördermengenzielwert Qo zu wählen. Wenn die Abweichung ΔQ negativ ist, geht er zu Schritt 106, um QΔp als den Fördermengenzielwert Qo zu wählen. Mit anderen Worten wird die jeweils kleinere von Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT als der Fördermengenzielwert Qo gewählt, so daß der Fördermengenzielwert Qo die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT, die durch die Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(P) bestimmt ist, nicht übersteigt.
Dann geht der Ablauf zu Schritt 107. Schritt 107 berechnet den Kompensationswert Qns für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge, der zur Steuerung des Drucks des Proportional-Magnetventils 9 dient, aus der in Schritt 103 erhaltenen Zielfördermengen-Abweichung ΔQ. Ein Beispiel zum Bestimmen von ΔQ wird unter Bezugnahme auf Fig. 9 beschrieben. Fig. 9 ist ein Blockschema, das das Verfahren zum Berechnen des Kompensationswerts Qns aus der Zielfördermengen-Abweichung ΔQ zeigt. Bei diesem Beispiel wird der Kompensationswert Qns unter Anwendung des Integral-Regelverfahrens auf der Basis der folgenden Gleichung bestimmt:
Qns = h(ΔQ) = Σ KIns ΔQPo
= KIns ΔQ + Qns-1
= ΔQns + Qns-1 ... (4)
mit KIns: Integralverstärkung
Qns-1: Kompensationswert Qns für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge, der im vorherigen Steuerzyklus abgegeben wurde
ΔQns: Inkrement des Kompensationswerts pro eine Einheit der Steuerzykluszeit
Insbesondere wird in einem Block 103 von Fig. 9 das Kompensationswertinkrement ΔQns pro Einheit der Steuerzykluszeit, d. h. KIns . ΔQ, aus der Zielfördermengen-Abweichung ΔQ, die in Schritt 103 bestimmt wurde, erhalten. Das Inkrement wird dann in einem Addierer 131 zu dem Kompensationswert Qns-1 addiert, der im vorhergehenden Steuerzyklus ausgegeben wurde, um dadurch einen Zwischenwert Q'ns zu bestimmen. Ein Begrenzer 132 hat die Funktion, Qns = 0 vorzugeben, wenn Q'ns < 0. Im Fall von Q'ns > = 0 gibt der Begrenzer 132 den Kompensationswertstrom Qns ab, der proportional einer Zunahme von Q'ns erhöht wird, wenn Q'ns < Q'nsc (wobei Q'nsc ein vorgewählter Wert ist), und bestimmt den Kompensationswert Qns für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge, so daß Qns = Qnsmax im Fall von Q'ns > = Q'nsc erfüllt ist. Dabei sind Qnsmax und Q'nsc Werte, die durch den maximalen Neigungswinkel der Taumelscheibe der Pumpe 1, d. h. ihre maximale Fördermenge, bestimmt sind.
Der Kompensationswert Qns wurde zwar bei der vorhergehenden Ausführungsform berechnet unter Anwendung des Integral- Regelverfahrens, aber die Beziehung zwischen Qns und ΔQ kann unter Anwendung des Proportional-Regelverfahrens oder des Proportional-Integral-Regelverfahrens bestimmt werden ebenso wie im obigen Fall der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp.
In Fig. 6 erzeugt die Steuereinheit 40 in Schritt 108 das Führungssignal Q'o für die Fördermengensteuerung 16 auf der Basis des Fördermengenzielwerts Qo der Pumpe 1 und des Neigungswinkelsignals Qθ vom Neigungswinkelmesser 15, die in den Schritten 105 bzw. 106 erhalten wurden. Das Führungssignal Q'o wird an die Fördermengensteuerung 16 durch die E-A- Schnittstelle 40e und die Verstärker 40g, 40h der Steuereinheit 40 gemäß Fig. 5 abgegeben, so daß der Neigungswinkel Q0 der Pumpe 1 gleich dem Fördermengenzielwert Qo wird.
Fig. 10 ist ein Flußdiagramm des Steuerablaufs, der in Schritt 108 durchgeführt wird. Zuerst wird in Schritt 140 Z = Qo - Qθ berechnet, um eine Abweichung Z zwischen dem Fördermengenzielwert Qo und dem Neigungswinkelsignal Qθ zu bestimmen. Dann wird in Schritt 141 abgefragt, ob ein Absolutwert der Abweichung Z größer oder kleiner als ein Wert Δ ist, der zum Bezeichnen der Totzone vorgegeben ist. Wenn der Absolutwert der Abweichung Z größer als der vorgegebene Wert Δ ist, geht der Ablauf zu Schritt 142, um abzufragen, ob die Abweichung Z positiv oder negativ ist. Wenn die Abweichung Z positiv ist, geht der Ablauf zu Schritt 143 zur Abgabe des Führungssignals Q'o, das das Magnetventil 16g der Fördermengensteuerung 16 einschaltet und ihr Magnetventil 16h ausschaltet. Dadurch wird, wie oben gesagt, der Neigungswinkel der Pumpe 1 vergrößert, so daß das Neigungswinkelsignal Qθ so gesteuert wird, daß es mit dem Zielführungssignal Qo übereinstimmt. Wenn die Abweichung Z negativ ist, geht der Ablauf zu Schritt 144 zur Abgabe des Führungssignals Q'o, das das Magnetventil 16b abschaltet und das Magnetventil 16h einschaltet. Dadurch wird der Neigungswinkel der Pumpe 1 verkleinert, so daß das Neigungswinkelsignal Qθ so gesteuert wird, daß es mit dem Zielführungssignal Qo übereinstimmt. Wenn der Absolutwert der Abweichung Z kleiner als der vorgegebene Wert Δ ist, geht der Ablauf zu Schritt 145, in dem die beiden Magnetventile 16g und 16h abgeschaltet werden. Dadurch bleibt der Neigungswinkel der Pumpe 1 konstant.
Durch Steuerung des Neigungswinkels der Pumpe 1 in der oben erläuterten Weise wird, da die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp als ein Fördermengenzielwert Qo in Schritt 106 gewählt wird, wenn die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp kleiner als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT ist, die Fördermenge der Pumpe 1 so gesteuert, daß sie gleich der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp ist und der Diffferenzdruck zwischen dem Förderdruck der Pumpe 1 und dem maximalen Lastdruck der mehreren Stelleinheiten 2, 3 konstantgehalten wird. Somit wird die lasterfassende Steuerung durchgeführt. Wenn andererseits die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT übersteigt, wird die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT in Schritt 105 als der Fördermengenzielwert Qo gewählt, und daher wird die Fördermenge der Pumpe so gesteuert, daß sie die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT nicht übersteigt. Somit wird die Fördermenge der Pumpe einer Antriebsbegrenzungssteuerung unterworfen.
In Fig. 6 wird in Schritt 109 ein Ausgangsstrom zu dem Proportional-Magnetventil 9 durch den D-A-Wandler 40d und den Verstärker 40f der Steuereinheit 40, wie in Fig. 5 gezeigt, so gesteuert, daß er gleich Qns ist, um die Druckausgleichventile 6, 7 von Fig. 1 zu steuern. Wenn bei dieser Steuerung die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp kleiner als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT ist und somit keine Notwendigkeit für die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge besteht, wird in Schritt 107 der Zielstrom Qns in dem Block 132 als 0 gesetzt (Fig. 9). Wenn die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT übersteigt, wird der Zielstrom Qns mit einer Erhöhung der Zielfördermengen- Abweichung ΔQ bis auf den Maximalwert Qnsmax in Schritt 107 erhöht, so daß die Drosselöffnungen der Druckausgleichventile 6, 7 aufgrund einer Erhöhung der Zielfördermengen- Abweichung ΔQ begrenzt werden. Damit wird die Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge durchgeführt.
Der obige Gesamtablauf ist in Fig. 11 in Form eines Steuerblockschemas zusammengefaßt. Dabei entspricht ein Block 200 dem Schritt 101 in Fig. 6, indem er die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT auf der Basis der Antriebsdrehmoment- Begrenzungsfunktion von Fig. 7 berechnet. Die Blöcke 201, 202, 203 entsprechen dem Schritt 102. Dabei entsprechen insbesondere der Additionsblock 201 und der Proportional- Rechenblock 202 dem Inkrement-Rechenblock 120 für die Differenzdruck-Zielfördermenge in Fig. 8, und der Additionsblock 203 entspricht dem Addierer 121 in Fig. 8. Somit wird der Differenzdruckzielwert QΔp durch diese drei Blöcke berechnet. Ein Block 204 entspricht den Schritten 104, 105, 106 in Fig. 6, indem er die jeweils kleinere der beiden Zielfördermengen QT und QΔp als den Fördermengenzielwert Qo wählt.
Die Blöcke 205, 206, 207, 208 entsprechen Schritt 107 in Fig. 6. Insbesondere entsprechen der Additionsblock 205 und der Proportional-Rechenblock 206 dem Inkrement-Rechenblock 131 in Fig. 9 für den Kompensationswert der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge, und der Additionsblock 207 entspricht dem Begrenzer 132 in Fig. 9. Der Kompensationswert Qns der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge wird durch diese drei Blöcke berechnet. Die Blöcke 209, 210 und 211 entsprechen Schritt 108 in Fig. 6. Dabei entspricht der Additionsblock 209 dem Schritt 140 in Fig. 10, und die Blöcke 210, 211 entsprechen den Schritten 141-145 in Fig. 10 zur Abgabe der Führungssignale Q'o an die jeweiligen Magnetventile 16g, 16h.
Wie aus dem Vorstehenden ersichtlich ist, tritt bei dem Stand der Technik, bei dem der Differenzdruck ΔP zwischen dem Förderdruck der Pumpe und dem maximalen Lastdruck unter den Stelleinheiten direkt genutzt wird, um die Druckausgleichventile zur Durchführung der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge zu steuern, der Nachteil auf, daß die Druckausgleichventile 6, 7 auch aufgrund einer Verminderung des Differenzdrucks ΔP infolge einer Ansprechverzögerung der Fördermengensteuerung 16 für die Pumpe 1 betätigt werden und daß die Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge unbeabsichtigt vor der Lasterfassungssteuerung durchgeführt wird. Bei dieser Ausführungsform dagegen werden die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT und die Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp unabhängig voneinander als die Zielfördermenge Qo der Pumpe 1 berechnet, und die Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge wird nur ausgeführt, wenn die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT übersteigt. Wenn daher die Differenzdruck-Zielfördermenge kleiner als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge ist und somit keine Notwendigkeit einer Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge besteht, wird diese Kompensationssteuerung auch dann nicht durchgeführt, wenn der Differenzdruck ΔP infolge einer Ansprechverzögerung in der Fördermengensteuerung 16 für die Pumpe 1 verringert wird, so daß die Drosselöffnungen der Druckausgleichventile 6, 7 nicht begrenzt werden. Infolgedessen können die Durchflußregelventile 4, 5 die Durchflußmengen genau nach Maßgabe der zugehörigen Betätigungshebel liefern. Außerdem wird die Lasterfassungssteuerung und die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge nicht gleichzeitig beeinflußt, und dadurch werden Regelschwingungen infolge einer gegenseitigen Beeinflussung verhindert, wodurch eine stabile Steuerung der hydraulischen Stelleinheiten 2, 3 gewährleistet ist.
Es ist zu beachten, daß zwar die obige Ausführungsform unter Verwendung von Ein-Aus-Magnetventilen in der Fördermengensteuerung 16 beschrieben wurde, daß aber stattdessen übliche Porportional-Magnetventile oder Servoventile zur Steuerung auf analoge Weise verwendet werden können.
Beim Berechnen der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT bei der obigen Ausführungsform wird QT aus dem Förderdruck P und der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(P) bestimmt. Als eine alternative Ausführungsform der Erfindung ist es aber auch möglich, eine Einrichtung vorzusehen, um eine Drehzahlabweichung ΔN zwischen der von einem Fahrpedal für eine Antriebsmaschine zum Antreiben der Pumpe vorgegebenen Zieldrehzahl und der Istdrehzahl der Antriebsmaschine zu bestimmen und als die Antriebsbegrenzungsfunktion für die Pumpe eine Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f1(P, ΔN) mit den Parametern des Förderdrucks P der Pumpe 1 und der Drehzahlabweichung ΔN der Antriebsmaschine vorzusehen, um dadurch QT auf der Basis der Drehzahlabweichung ΔN, des Förderdrucks P und der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f1(P, ΔN) zu bestimmen, wie in EP-B1-0062072 angegeben ist. Die Fig. 12 und 13 zeigen eine solche Ausführungsform, bei der gleiche Teile wie in Fig. 1 mit den gleichen Bezugszeichen versehen sind.
Fig. 12 zeigt bei 150 eine Brennkraftmaschine zum Antreiben einer Mehrzahl von Pumpen einschließlich einer Hydropumpe 1. Dem Motor 150 wird Kraftstoff von einer Einspritzpumpe 151 zugeführt. Die Zieldrehzahl für den Motor 150 wird von einem Fahrpedal 152 vorgegeben. Der Motor 150 weist an seiner Abtriebswelle einen Drehzahlsensor 153 zur Aufnahme der Drehzahl des Motors 150 auf. Ein Ziel-Motordrehzahlsignal Nr vom Fahrpedal 152 und ein Ist-Motordrehzahlsignal Ne vom Drehzahlsensor 153 werden einer Steuereinheit 154 für den Motor 150 zugeführt, um eine Drehzahlabweichung ΔN zwischen beiden zu bestimmen. Ferner wird der Steuereinheit 154 ein Zahnstangenverlagerungssignal von einem Zahnstangenverlagerungsdetektor 155 für die Einspritzpumpe 151 zugeführt. Auf der Basis der Drehzahlabweichung N und des Zahnstangenverlagerungssignals berechnet die Steuereinheit 154 eine Ziel-Zahnstangenverlagerung für die Einspritzpumpe 151 und liefert dann ein Zahnstangenbetätigungssignal an die Einspritzpumpe 151. Ferner liefert die Steuereinheit 154 die Motordrehzahlabweichung ΔN auch an die Steuereinheit 40 für die Hydropumpe 1.
In der Steuereinheit 40 ist vorher als die Antriebsbegrenzungsfunktion für die Pumpe 1 eine Antriebsdrehmoment- Begrenzungsfunktion f1(P, ΔN) mit den Parametern des Förderdrucks P der Pumpe 1 und der Drehzahlabweichung ΔN der Brennkraftmaschine 150 gespeichert worden. Fig. 13 zeigt die Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f1(P, ΔN). Die Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f1(P, ΔN) soll das Produkt der Zielfördermenge QT und des Förderdrucks P mit zunehmender Drehzahlabweichung ΔN kleiner machen, um dadurch die Zielfördermenge QT zu steuern.
In der Steuereinheit 40 wird die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT auf der Basis der Motordrehzahlabweichung ΔN, des Förderdrucks P und der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f1(P, ΔN) bestimmt. Dadurch kann das Antriebsdrehmoment der Pumpe 1 so gesteuert werden, daß es mit zunehmender Drehzahlabweichung ΔN kleiner wird.
Fig. 14 ist ein Steuerblockschema dieser Ausführungsform. Dabei vergleicht ein Block 250 das Ist-Motordrehzahlsignal Ne vom Drehzahlsensor 153 mit dem Ziel-Motordrehzahlsignal Nr vom Fahrpedal 152, um die Drehzahlabweichung ΔN zu berechnen. Ein Block 251 ist ein Rechenblock für die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge, der den Förderdruck P und die Drehzahlabweichung ΔN zum Berechnen der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT aus der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion von Fig. 13 erhält. Weitere Blöcke sind die gleichen wie in Fig. 11.
Gemäß dieser Ausführungsform wird die Antriebsdrehmoment- Begrenzungssteuerung der Pumpe 1 so durchgeführt, daß das Produkt der Zielfördermenge QT und des Förderdrucks P mit zunehmender Drehzahlabweichung ΔN kleiner gemacht wird. Dadurch ist es möglich, die Ausgangsleistung des Motors 150 maximal zu nutzen.
Unter Bezugnahme auf die Fig. 15A und 15B wird eine dritte Ausführungsform der Erfindung beschrieben. Dabei sind gleiche Elemente wie in den Fig. 1 und 11 mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet. Bei dieser Ausführungsform wird nicht das Druckausgleichventil, sondern das Durchflußregelventil auf der Basis des Kompensationswerts Qns für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge direkt gesteuert.
Bei den vorherigen Ausführungsformen werden die Druckausgleichventile 6, 7 der jeweiligen druckkompensierten Durchflußregelventile unter Verwendung des Kompensationswerts Qns gesteuert. In diesem Fall werden die verbrauchbaren Durchflußmengen, die den hydraulischen Stelleinheiten 2, 3 durch die jeweiligen druckkompensierten Durchflußregelventile zuzuleiten sind, auf der Basis der Drosselöffnungs-Führungswerte für die Durchflußregelventile 4, 5, die durch das Betriebssignal der zugehörigen Betätigungshebel gegeben sind, und der Differenzdruck-Führungswerte über die Durchflußregelventile, die an die Druckausgleichventile 6, 7 gegeben werden, als die Kompensationswerte Qns bestimmt. Bei dieser Ausführungsform dagegen werden die Betriebssignale der Betätigungshebel modifiziert unter Nutzung des Kompensationswerts Qns, um die Differenzdruck-Führungswerte in die jeweiligen Drosselöffnungs-Führungswerte für die Durchflußregelventile 6, 7 einzuführen, so daß die verbrauchbaren Durchflußmengen aus den resultierenden Drosselöffnungs- Führungswerten bestimmt werden.
Insbesondere zeigen die Fig. 15A und 15B Steuerhebel 70, 71, die bei Betätigung Betriebssignale Qa1, Qa2 der hydraulischen Stelleinheiten 2, 3 abgeben.
Eine Steuereinheit 40A dient dazu, zusätzlich zu der Funktion der Steuereinheit 40 von Fig. 1 die Betriebssignale Qa1, Qa2 von den Steuerhebeln 70, 71 einzugeben, die Eingangssignale in Antriebssignale Qa1'+, Qa1'- und Qa2'+, Qa2'- für Proportional-Magnetventile 9a-9d umzuwandeln und sie abzugeben.
Die Proportional-Magnetventile 9a-9d erzeugen Vorsteuerdrücke zum Betätigen der Durchflußregelventile 4, 5 proportional den Antriebssignalen Qa1'+, Qa1'- und Qa2'+, Qa2'-, die von der Steuereinheit 40A abgegeben werden.
Die Durchflußregelventile 4, 5 werden in Öffnungsrichtung und Graden davon mit den Vorsteuerdrücken von den Proportional-Magnetventilen 9a-9d gesteuert. Wenn beispielsweise das Antriebssignal Qa1'+ an das Durchflußregelventil 4 abgegeben wird, wird das Durchflußregelventil 4 wie gezeigt mit dem Vorsteuerdruck vom Proportional-Magnetventil 9a auf die rechte Seite umgeschaltet, um die Drosselöffnung proportional Qa1'+ anzunehmen. Wenn das Antriebssignal Qa1'- abgegeben wird, wird das Durchflußregelventil 4 in gleicher Weise wie gezeigt auf die linke Seite umgeschaltet.
Die Druckausgleichventile 6A, 7A werden hinsichtlich ihrer Drosselöffnungen eingestellt, um die Differenzdrücke zwischen Ein- und Auslässen der Durchflußregelventile 4, 5 gleich den von Federn 6d bzw. 7d vorgegebenen Werten zu machen. Infolge der Kombination der Durchflußregelventile 4, 5 und der Druckausgleichventile 6A, 7A werden den Stelleinheiten 2, 3 die Durchflußmengen zugeführt, die durch das Antriebssignal Qa1'- bis Qa2'- bezeichnet sind.
In Fig. 15A ist der in der Steuereinheit 40A durchgeführte Steuerablauf als Blockschema ähnlich Fig. 1 gezeigt. Von dem Steuerablauf sind die Schritte für die lasterfassende Steuerung bis zum Berechnen von Qns bei der Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge gleich wie bei der Steuereinheit 40 von Fig. 1. Der Betrieb der Steuereinheit 40A wird nachstehend unter Bezugnahme auf den restlichen Teil des Blockschemas erläutert.
Nach Berechnung des Kompensationswerts Qns in der Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge bestimmt die Steuereinheit 40A einen Betriebssignal-Modifikationsfaktor α aus Qns. Die Beziehung zwischen dem Faktor α und Qns ist beispielsweise so, daß α = 1 nahe um Null von Qns ist und dann mit steigendem Qns abnimmt, wie Block 400 zeigt. Es ist zu beachten, daß der Minimalwert von α größer als 0 sein sollte.
Anschließend werden die Betriebssignale Qa1, Qa2 von den Steuerhebeln 70, 72, die über den A-D-Wandler 40a (vgl. Fig. 5) eingegeben wurden, mit dem Betriebssignal-Modifikationsfaktor α in Vervielfachern 401a, 401b multipliziert, um die modifizierten Betriebssignale Qa1' bzw. Qa2' zu bilden.
Dann werden die modifizierten Betriebssignale Qa1', Qa2' in entsprechende +/- Paare von Begrenzern 402a-402d getrennt, um die Proportional-Magnetventilantriebssignale Qa1'+, Qa1'- und Qa2'+, Qa2'- zu erzeugen, die an die Proportional- Magnetventile 9a-9d abgegeben werden.
Wenn bei der obigen Anordnung die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp kleiner als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT in der Lasterfassungssteuerung ist, d. h. wenn der Pumpenförderdruck nicht gesättigt ist, ist der Kompensationswert Qns gleich 0, und somit wird der Betriebssignal- Modifikationsfaktor zu 1. Daher stimmen die modifizierten Betriebssignale Qa1', Qa2' mit den Betriebssignalen Qa1, Qa2 von den Steuerhebeln 70, 71 überein, und die Durchflußregelventile gelangen in den gleichen Zustand wie in dem Fall, in dem sie durch die Betriebssignale Qa1, Qa2 betätigt werden.
Wenn die von den Betriebssignalen Qa1, Qa2 angeforderten Gesamtdurchflußmengen über die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT hinausgehen, tritt ein Sättigungszustand ein. Unter dieser Bedingung wird die Pumpe 1 mit der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT betrieben. Das heißt, wenn der Pumpenförderdruck gesättigt ist und die Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp größer als die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT wird, wird der Betriebssignal-Modifikationsfaktor α kleiner gemacht, während der Kompensationswert Qns allmählich von 0 ausgehend ansteigt. Somit werden die Betriebssignale Qa1, Qa2 mit dem Betriebssignal-Modifikationsfaktor α, der kleiner als 1 ist, in den Vervielfachern 401a, 401b multipliziert, so daß die modifizierten Betriebssignale Qa1', Qa2' allmählich verringert werden. Infolgedessen werden auch die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 entsprechend verringert.
Wenn der Modifikationsfaktor α auf einen Wert verringert ist, bei dem der Gesamtwert der modifizierten Betriebssignale Qa1', Qa2' mit der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT übereinstimmt, ist das Differenzdrucksignal ΔP wieder hergestellt, und die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp ist so verringert, daß sie mit der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT übereinstimmt. Daher wird die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ zu 0, woraufhin die Erhöhung des Kompensationswerts Qns und die Verringerung des Modifikationsfaktors α beendet werden
Auf diese Weise werden die Fördermenge der Pumpe 1 und die gesamten angeforderten Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 in Übereinstimmung miteinander gebracht, und der Sättigungszustand wird aufgelöst.
Die Betriebssignale von den Steuerhebeln wurden zwar bei der obigen Ausführungsform als elektrische Signale beschrieben, diese Betriebssignale können aber durch hydraulische Steuersignale ersetzt werden, und die hydraulischen Drücke der Steuersignale können durch ein Proportional-Magnetventil unter Nutzung des Betriebssignal-Modifikationsfaktors geregelt werden.
Eine vierte Ausführungsform der Erfindung wird unter Bezugnahme auf Fig. 16 beschrieben. Bei dieser Ausführungsform wird während der Kompensationssteuerung für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge die Fördermenge der Pumpe auf die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT gesteuert, um eine gegenseitige Störung zwischen der Lasterfassungssteuerung und der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge zu verhindern.
Bei den Ausführungsformen der Fig. 1 und 11 wird, wenn die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp größer als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT im Sättigungszustand ist, die Pumpe auf die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT gesteuert. Dann werden die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 mit dem Kompensationswert Qns für die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge gesteuert entsprechend einem Mangel in den vom Betätigungsgrad der Durchflußregelventile 4, 5 angeforderten Durchflußmengen im Vergleich mit der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT, wodurch der Sättigungszustand aufgelöst wird.
Wenn andererseits während des Zustands, in dem die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 mit dem Kompensationswert Qns gesteuert werden, die Steuerhebel rückgestellt werden, um die Betätigungsgrade der Durchflußregelventile 4, 5 zurückzunehmen, und die Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp kleiner als die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT aufgrund einer Verminderung der Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 wird, wird die Fördermenge der Pumpe begrenzt und auf die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp zurückgenommen. Gleichzeitig wird aber auch der Kompensationswert Qns verringert, und daher werden die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 in Richtung der angeforderten Durchflußmengen nach Vorgabe durch die Betriebssignale erhöht. Wenn während dieses Vorgangs die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile dabei sind, die Fördermenge der Pumpe zu überschreiten, wird die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp erneut über die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge Qt erhöht, wodurch wiederum der Kompensationswet Qns erhöht wird und somit die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 verringert werden. Dann wird die Diffenzdruck-Zielfördermenge QΔp erneut erhöht. Der obige Vorgang kann wiederholt stattfinden. Kurz gesagt besteht die Möglichkeit, daß die Lasterfassungssteuerung und die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge gleichzeitig ablaufen und einander stören, was zu Regelschwingungen führt.
Diese Ausführungsform dient dem Zweck, eine solche Regelschwingung zu vermeiden. Ein Blockschema für eine Steuereinheit 40B dieser Ausführungsform ist in Fig. 16 gezeigt. Dabei haben gleiche Blöcke wie in Fig. 11 die gleichen Funktionen. Es ist zu beachten, daß die Komponenten-Konfiguration bei dieser Ausführungsform derjenigen von Fig. 1 gleich ist.
In Fig. 16 bestimmt ein Block 300, ob die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge durchgeführt wird, und setzt dann ein Gesamtverbrauchsdurchflußmenge-Kompensationsflag FQns. Diese Entscheidung erfolgt auf der Grundlage des Kompensationswerts Qns der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge, so daß die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durch lußmenge nicht durchgeführt wird, wenn Qns gleich oder kleiner als 0 ist, und durchgeführt wird, wenn Qns größer als 0 ist. Das Flag FQns wird auf 1 oder 0 in Abhängigkeit davon gesetzt, ob die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge abläuft.
Ein Block 204A ist ein Minimalwertwählblock, der bestimmt, welche von der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT und der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp kleiner ist, und dann die kleinere wählt und als einen Fördermengenzielwert Qor abgibt.
Ein Block 301 ist ein Fördermengenzielwert-Wählschalter für die Pumpe. Bei Empfang des Gesamtverbrauchsdurchflußmengen- Kompensationsflags FQns wählt der Schalter den von dem Minimalwertwählblock 204A gewählten Fördermengenzielwert Qor, wenn FQns gleich 0 ist, und die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT, wenn FQns gleich 1 ist, und gibt dann den gewählten Wet als den Fördermengenzielwert Qo ab.
Die übrigen Blöcke in Fig. 16 sind die gleichen wie in Fig. 11.
Der Betrieb dieser Ausführungsform wird nun beschrieben. In dem Zustand, in dem die Gesamtsumme von angeforderten Durchflußmengen nach Maßgabe der Betriebssignale für die Durchflußregelventile 4, 5 kleiner als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT ist, ist die Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp kleiner als QT, und der Block 204A wählt die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp als den gewählten Fördermengenzielwert Qor. Gleichzeitig wird der Kompensationswert Qns der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge 0. Zu diesem Zeitpunktt wird das Flag FQns auf 0 gesetzt, und der Fördermengenzielwert-Wählschalter 301 wählt den gewählten Fördermengenzielwert Qor als den Fördermengenzielwert Qo. Infolgedessen wird die Pumpe auf die Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp gesteuert.
Wenn die Betriebssignale für die Durchflußregelventile 4, 5 vergrößert werden und die Gesamtsumme von angeforderten Durchflußmengen größer als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT wird, übersteigt die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp Qt, und somit wählt der Block 204A QT als den Fördermengenzielwert Qor. Gleichzeitig wird die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ positiv (+), und der Kompensationswert Qns wird erhöht. Zu diesem Zeitpunkt wird das Flag FQns auf 1 gesetzt, und der Fördermengenzielwert-Wählschalter 301 wählt die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als den Fördermengenzielwert Qo. Infolgedessen wird die Pumpe 1 auf die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge Qt gesteuert. Außerdem werden die Durchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 veringert unter Nutzung des Kompensationswerts Qns, so daß sie mit der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT übereinstimmen, und somit wird der Sättigungszustand aufgelöst.
Bis zu diesem Punkt arbeitet die Ausführungsform von Fig. 16 ebenso wie die von Fig. 11.
Danach wird, wenn die Betriebssignale für die Durchflußregelventile 4, 5 vermindert und die Durchflußmengen durch sie ebenfalls verringert werden, die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp vermindert und wird kleiner als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT. Dann wählt der Block 204A QΔp als den Fördermengenzielwert Qor. Zu diesem Zeitpunkt bleibt, obwohl die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ negativ (-) wird, der Kompensationswert Qns der gesamten verbrauchbaren Durch lußmenge positiv (+), und das Flag FQns wird auf 1 gehalten, weil Qns in einem Übergangsbereich allmählich verringert wird. Daher wählt der Fördermengenzielwert-Wählschalter 301 die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als den Fördermengenzielwert Qo, und die Pumpe 1 wird somit auf QT gesteuert gehalten. Dieser Zustand bleibt erhalten, bis der Kompensationswert Qns verringert wird und die Gesamtdurchflußmengen durch die Durchflußregelventile 4, 5 mit QT übereinstimmen. Das verhindert, daß die Pumpe auf die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp gesteuert wird, um eine gegenseitige Störung mit der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge zu verhindern.
Wenn die Gesamtsumme von angeforderten Durchflußmengen nach Maßgabe der Betriebssignale für die Durchflußregelventile 4, 5 unter die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT verringert wird, wird die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp kleiner als QT. Aber der Fördermengenzielwert Qo wird auf QT gehalten, weil das Flag FQns auf 1 bleibt, während der Kompensationswert Qns einen positiven (+) Wert annimmt. Daher wird Qns allmählich verringert, und zwar immer noch in dem Zustand, in dem die Fördermenge der Pumpe 1 auf QT gehalten wird, und diese Verringerung wird fortgesetzt, bis Qns zu 0 wird. Wenn das Flag FQns auf 0 gesetzt wird, wenn der Kompensationswert Qns 0 erreicht, wählt der Fördermengenzielwert-Wählschalter 301 die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp als den Fördermengenzielwert Qo. Danach wird QΔp so gesteuert, daß es mit der Gesamtmenge von angeforderten Durchflußmengen nach Maßgabe der Betriebssignale für die Durchflußregelventile 4, 5 übereinstimmt.
Bei dieser Ausführungsform ist es zusätzlich zu dem Vorteil der Ausführungsform der Fig. 1 und 11 möglich, eine gegenseitige Beeinflussung der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmeenge und der Lasterfassungssteuerung der Hydropumpe zu verhindern und somit eine stabile Steuerung auch dann durchzuführen, wenn die Gesamtmenge von angeforderten Durchflußmengen nach Maßgabe der Betriebssignale von den Steuerhebeln gegenüber dem Zustand einer Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge verringert wird.
Unter Bezugnahme auf Fig. 17 wird eine fünfte Ausführungsform der Erfindung beschrieben. Diese Ausführungsform unterscheidet sich von derjenigen von Fig. 16 dadurch, daß die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge integral anstatt proportional berechnet wird. Die Komponentenauslegung ist daher ähnlich wie im Fall der Ausführungsform von Fig. 16 gleichartig mit derjenigen nach Fig. 1.
In Fig. 17 ist ein Block 500 ein Zielförderdruck-Berechnungsblock, der den vorhergehenden Fördermengenzielwert Qo-1 erhält und einen aktuell zulässigen Zielförderdruck Pr aus dem vorgegebenen Antriebsbegrenzungsdrehmoment für die Pumpe 1 berechnet. Der Zielförderdruck Pr wird einem Differenzdruck-Rechenblock 501 zugeführt, in dem der Zielförderdruck Pr mit dem aktuellen Förderdruck P verglichen wird, um einen Differenzdruck ΔP zu berechnen. Der Differenzdruck ΔP wird mit der Integrationsverstärkung KIp in einem Antriebsbegrenzungs-Zielfördermengen-Inkrementrechenblock 502 multipliziert, um ein Inkrement ΔQps der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge pro Einheit der Steuerzykluszeit zu berechnen.
Das Inkrement ΔQps der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge und ein Inkrement ΔQΔp der Differenzdruck-Zielfördermenge werden einem Fördermengeninkrement-Minimalwert-Wählblock 204B zugeführt, der bestimmt, welches der beiden Inkremente kleiner ist, und dann das kleinere als ein Zielfördermengen- Inkrement ΔQor abgibt.
Beim Empfang des Gesamtverbrauchsdurchflußmengen-Kompensationsflags FQns, das von dem Block 300 abgegeben wird, wählt der Fördermengeninkrement-Wählschalter 301A das Zielfördermengen-Inkrement ΔQor, das von dem Fördermengeninkrement-Minimalwert-Wählblock 204B gewählt wird, wenn FQns gleich 0 ist, und das Antriebsbegrenzungs-Zielfördermengen- Inkrement ΔQps, wenn FQns gleich 1 ist, und gibt dann das gewählte Inkrement als ein Fördermengeninkrement ΔQo ab.
Das von dem Fördermengeninkrement-Wählschalter 301A gewählte Fördermengeninkrement ΔQo wird in einem Block 503 zu dem Fördermengenzielwert Qo-1, der im vorhergehenden Steuerzyklus berechnet wurde, addiert, um den Fördermengenzielwert Qo in diesem Zyklus zu berechnen. Das Antriebsbegrenzungs- Zielfördermengeninkrement ΔQps und die Differenzdruck-Zielfördermenge ΔQΔp werden einem Block 204 zugeführt, um ein Signal zu berechnen, das die Differenz zwischen beiden als die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ bezeichnet.
Die übrigen Blöcke in Fig. 17 gleichen denjenigen von Fig. 16.
In Fig. 17 ist der Fluß durch die Blöcke 201, 202, 204B, 301A, 503 der gleiche wie der durch die Blöcke 201, 202, 203, 204A, 301 bei der Lasterfassungssteuerung von Fig. 16 zum Berechnen der Differenzdruck-Zielfördermenge. Dagegen ersetzt der Fluß durch die Blöcke 500, 501, 502, 204B, 301A, 503 denjenigen durch die Blöcke 200, 204A, 301 in Fig. 16, um die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge zu berechnen.
Während in Fig. 16 die Proportional-Regelung durchgeführt wird durch direktes Berechnen der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT aus dem Förderdruck P der Pumpe, wird bei der Ausführungsform von Fig. 17 unter der Integral-Regelung der Antriebsbegrenzungszielwert berechnet, so daß das Fördermengeninkrement ΔQps, das zur Steuerung nach dem Zielförderdruck Pr, der aus dem Antriebsbegrenzungsdrehmoment der Pumpe errechnet wird, notwendig ist, berechnet und dann zu dem vorhergehenden Fördermengenzielwert addiert wird. Es ist zu beachten, daß der Minimalwert-Wählblock 204B und der Wählschalter 301A so ausgelegt sind, daß sie das Fördermengeninkrement in dem Blockbild von Fig. 17 beeinflussen, und zwar aus dem nachstehend erläuterten Grund.
Wenn die Zielfördermenge bei dieser Ausführungsform ebenso wie diejenige von Fig. 16 berechnet wird:
QT = Qo-1 + ΔQps ... (5)
QΔp = Qo-1 + ΔQp ... (6)
Da
Qo = Wähle (Min (Qt, QΔp), QT),
führt dabei die Substitution der Gleichungen (5), (6) zu:
Qo = Qo-1 + Wähle (Min (ΔQps, ΔQΔp), ΔQps).
Somit führen beide Ausführungsformen der Fig. 16 und 17 die gleiche Funktion aus. Mit anderen Worten wird bei der lasterfassenden Steuerung von Fig. 17 das Inkrement der Differenzdruck-Zielfördermenge, die aus der Steuerung des Differenzdrucks berechnet ist, immer mit dem Inkrement der ausdem Begrenzungsdrehmoment berechneten Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge verglichen, und der Minimalwert von beiden wird zu der aktuallen Pumpenfördermenge addiert, um immer festzulegen, daß die Pumpenfördermenge auf der Basis des Differenzdrucks oder des Begrenzungsdrehmoments gesteuert werden sollte.
Wenn ferner die Zielfördermenge auch in dem Block 205A von Fig. 17 zum Berechnen der Zielfördermengen-Abweichung ebenso wie bei dem Block 205 in Fig. 16 verwendet wird:
ΔQ = QΔp - QT.
Dabei führt die Substitution der Gleichungen (5), (6) zu:
ΔQ = (Qo-1 + ΔQΔp) - (Qo-1 + ΔQΔp)
= ΔQΔp - ΔQps
Somit wird der Block 205A in Fig. 17 äquivalent dem Block 205 in Fig. 16. Die übrigen Blöcke nach dem Block 206 arbeiten auf genau die gleiche Weise wie die von Fig. 16.
Diese Ausführungsform wirkt grundsätzlich ähnlich wie die von Fig. 16. Insbesondere wird der Kompensationswert Qns der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge auf der Basis der Abweichung ΔQ zwischen der verfügbaren Fördermenge der Pumpe und der aus dem Differenzdruck bestimmten Zielfördermenge bestimmt, und der resultierende Qns wird genutzt, um das Druckausgleichventil zu steuern, um den Sättigungszustand aufzulösen. Während ferner das Druckausgleichventil unter der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge steht, wird die Pumpe auf die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge gesteuert, um eine Störung mit der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge zu vermeiden.
Bei dieser Ausführungsform wird jedoch wegen der Integral- Berechnung der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge die neue Zielfördermenge Qo immer aus der vorhergehenden Zielfördermenge Qo-1 berechnet, und der Übergang wird dadurch ausgeglichen, wenn die Pumpe aus dem Zustand, in dem ihre Steuerung der Differenzdruck-Zielfördermenge folgt, in den Zustand umschaltet, in dem ihre Steuerung der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge folgt, oder umgekehrt. Infolgedessen unterliegt die Pumpe keinem Stoßbetrieb und kann die Steuerung bei einer Umschaltung des Steuermodus stabiler ausführen.
Unter Bezugnahme auf Fig. 18 wird nun ein sechstes Ausführungsbeispiel der Erfindung beschrieben. Dabei sind die gleichen Komponenten wie in Fig. 11 mit den gleichen Bezugszeichen versehen. Diese Ausführungsform unterscheidet sich von den vorhergehenden hinsichtlich der Auslegung des Blocks zum Berechnen des Kompensationswerts Qns der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge.
Insbesondere ist ein Block 601 ein Halbwellengleichrichter, dem eine Differenzdruckabweichung ΔP' = ΔPo - ΔP, die vom Addierer 201 berechnet wird, zugeführt wird und der ΔP" = 0 im Fall von AP' > = 0 und ΔP" = ΔP' im Fall von ΔP' < 0 abgibt. Das Ausgangssignal ΔP" des Halbwellengleichrichters 601 und die Differenzdruckabweichung ΔP' werden beide einem Signalwählschalter 602 zugeführt. Bei Empfang des Ausgangssignals ΔQ vom Addierer 205 wählt der Signalwählschalter 602 den Wert ΔP', wenn ΔQ positiv ist, d. h. im Fall der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔP > = der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT, und den Wert P", wenn Q negativ ist, d. h. im Fall von Q p < QT, gefolgt von der Abgabe des gewählten Signals als ein Inkrement ΔQ'ns eines Zwischenwerts. Dieses Inkrement ΔQ'ns wird zu dem Ausgangswert Qns-1 des unmittelbar vorhergehenden Steuerzyklus im Addierer 207 addiert, um den Zwischenwert Q'ns zu erhalten. Der Wert Q'ns wird dann dem Begrenzer 208 zugeführt. Der Begrenzer 208 soll den Wert Q'ns daran hindern, den maximalen Grenzwert zu erreichen, und gibt ihn als den Kompensationswert Qns der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge ab.
Wenn bei der obigen Anordnung die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔP größer als die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT ist und die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge erforderlich wird, wählt der Signalwählschalter 602 ΔP' (> 0) als den Zwischenwert Q'ns, und das druckkompensierte Durchflußregelventil wird in Richtung einer Kompensation gesteuert unter Nutzung des aus dem positiven ΔP' resultierenden Kompensationswerts Qns. Dagegen wird bei Nichtbedarf der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge, d. h. bei QΔp < QT, obwohl der Differenzdruck ΔP aufgrund einer Ansprechverzögerung in der lasterfassenden Steuerung der Pumpe verringert ist, ΔP", das durch Abtrennen des positiven Anteils durch den Halbwellengleichrichter 601 erhalten ist, als das Inkrement ΔQ'ns des Zwischenwerts gewählt, so daß das druckkompensierte Durchflußregelventil nicht in Richtung einer Kompensation gesteuert wird, und zwar wegen Q'ns = Qns = 0. Wenn andererseits der Steuerhebel rückgestellt wird und die Pumpensteuerung der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp folgt, während das druckkompensierte Durchflußregelventil unter der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge steht, wird der Differenzdruck ΔP erhöht, und somit wird die Differenzdruckabweichung ΔP' negativ. Daher wird der Wert von ΔP' nicht von dem Halbwellengleichrichter 601 abgeschnitten, und das druckkompensierte Durchflußregelventil wird mit dem reduzierten Kompensationswert Qns, der aus dem negativen ΔP' erhalten ist, in Richtung einer Aufhebung der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge gesteuert.
Auf diese Weise kann diese Ausführungsform ebenfalls eine ähnliche Funktion wie die erste Ausführungsform erreichen.
Es ist zu beachten, daß zwar der Addierer 207 und der Begrenzer 208 bei dieser Ausführungsform verwendet werden, um die Berechnung der Integral-Regelung durchzuführen, aber stattdessen kann auch eine Proportional-Regelungsberechnung durchgeführt wird.
Unter Bezugnahme auf Fig. 19 wird eine siebte Ausführungsform der Erfindung beschrieben. Auch hier sind die gleichen Komponenten wie in Fig. 11 mit den gleichen Bezugszeichen versehen. Diese Ausführungsform unterscheidet sich von den vorhergehenden dadurch, daß der Kompensationswert Qns der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge weiter modifiziert wird.
Beispielsweise bei einer Gliskettenvorrichtung des hydraulischen Baggers wird das Hydraulikfluid rechten und linken Gleiskettenmotoren durch die zugehörigen druckkompensierten Durchflußregelventile zugeführt. Aber diese Art von Gleiskettenvorrichtung weist die folgenden Nachteile auf, wenn die vorhergehende Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge strikt durchgeführt wird. Wenn dabei der hydraulische Bagger geradeaus fährt, stellt sich eine geringfügige Differenz in der Zuführmenge von Hydraulikfluid zwischen dem linken und dem rechten Gleiskettenmotor infolge von kleinen Schwankungen der Einzelkomponenten wie etwa der Druckausgleichventile und der Durchflußregelventile ein. Dadurch werden die Drehzahlen der Gleiskettenmotoren geringfügig verschieden voneinander, so daß der Fahrzeugkörper langsam nach rechts oder links einschlägt.
Um diesen Nachteil zu beseitigen, ist bei dieser Ausführungsform ein Addierer 610 vorgesehen, um einen kleinen Offsetwert Qnsof von dem Kompensationswert Qns zu subtrahieren, und die resultierende Differenz wird als ein End- Kompensationswert Qnso abgegeben.
Dadurch wird die gesamte verbrauchbare Durchflußmenge, die durch Qnso gegeben ist, geringfügig größer als die verfügbare maximale Förderdurchf lußmenge der Pumpe, und zwar um einen Betrag, der dem Offsetwert Qnsof entspricht, und somit wird eine entsprechende freie Durchflußmeenge in der Fördermenge der Pumpe erzeugt, die in den Gleiskettenmotor auf der Seite niedrigeren Drucks gehen kann. Eine solche freie Durchflußmenge kann je nach der Situation vorteilhaft genutzt werden. Wenn beispielsweise der Fahrzeugkörper, der die obige Gleiskettenvorrichtung aufweist, dazu tendiert, langsam nach links einzuschlagen, weil dem rechten Gleiskettenmotor die größere Zuführdurchflußmenge als dem linken Gleiskettenmotor aufgrund von Schwankungen der einzelnen Komponenten zugeführt wird, würde der rechte Gleiskettenmotor ein größeres Antriebsdrehmoment als der linke Gleiskettenmotor erzeugen. Daher wird der hydraulische Druck auf der rechten Seite stärker erhöht, so daß die durch den 0ffsetwert Qnsof bewirkte freie Durchflußmenge in den linken Gleiskettenmotor unter dem niedrigeren Lastdruck gehen kann. Infolgedessen verliert der Fahrzeugaufbau automatisch seine Tendenz, nach links einzuschlagen, und kann geradeausfahren.
Es versteht sich, daß der größte Teil der Durchflußmenge auch im obigen Fall unter der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge steht, was die Funktion gewährleistet, daß das Hydraulikfluid auch der Seite höheren Drucks zuverlässig zugeführt wird. Wenn daher der Bediener die Lenkung einschlägt, kann das Hydraulikfluid dem Gleiskettenmotor auf der Seite zugeführt werden, in die die Lenkung eingeschlagen ist, so daß das Fahrzeug eine entsprechende Kurve fahren kann.
Diese Ausführungsform ermöglicht es also, den Nachteil zu beseitigen, der im Fall einer strikten Durchführung der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge auftreten würde.
Aus dem Vorstehenden ist ersichtlich, daß gemäß der Erfindung die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT jeweils unabhängig als die Zielfördermenge Qo der Pumpe berechnet werden, und daß die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge nur durchgeführt wird, wenn die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT gewählt ist. In dem Zustand, in dem die Fördermenge der Pumpe kleiner als ihre verfügbare maximale Fördermenge (die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT) ist, wird daher die lasterfassende Steuerung durchgeführt, wohingegen in dem Zustand, in dem sie die verfügbare maximale Fördermenge (die Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT) erreicht, die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge ausgeführt wird. Das ermöglicht eine gleichmäßige Erhöhung oder Verminderung der den jeweiligen hydraulischen Stelleinheiten zugeführten Durchflußmengen und verbessert somit das Betriebsverhalten. Es ist außerdem möglich, Regelschwingungen infolge einer gegenseitigen Beeinflussung der lasterfassenden Steuerung und der Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge zu verhindern, was in einer stabilen Steuerung resultiert.
Im Fall der integralen Berechnung der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge wird ferner die neue Zielfördermenge Qo immer aus der vorhergehenden Zielfördermenge Qo-1 berechnet, so daß der Übergang beim Umschalten der Pumpe aus dem Zustand, in dem die Steuerung der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp folgt, in den Zustand, in dem ihre Steuerung der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT folgt, oder umgekehrt, sanft stattfindet, wodurch die stabilere Steuerung gewährleistet wird.
Wenn außerdem die Kompensationssteuerung der gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge nicht strikt durchgeführt werden soll, kann sie mit dem richtigen Freiheitsgrad implementiert werden.

Claims

1. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis, der aufweist: wenigstens eine Hydropumpe (1); eine Vielzahl von hydraulischen Stelleinheiten (2, 3), die mit von der Hydropumpe zugeführtem Hydraulikfluid angetrieben werden; und ein druckkompensiertes Durchflußregelventil (4, 5, 6, 7) zwischen der Pumpe und jeder der Stelleinheiten (2, 3), um eine Durchflußrate des jeder Stelleinheit zugeführten Fluids aufgrund eines Betriebssignals von einer Steuereinrichtung zu regeln, wobei das Steuersystem folgendes auf weist:

eine erste Detektiereinrichtung (43) zum Detektieren eines Differenzdrucks (ΔP) zwischen dem Förderdruck der Pumpe (1) und dem maximalen Lastdruck der Vielzahl von hydraulischen Stelleinheiten (2, 3);

eine zweite Detektiereinrichtung (14) zum Detektieren des Förderdrucks (p) der Pumpe (1);

eine erste Einrichtung (102 oder 120, 201-203), um auf der Basis eines Differenzdrucksignals (ΔP) von der ersten Detektiereinrichtung (43) eine Differenzdruck-Zielfördermenge QΔP der Pumpe zu berechnen, um den Differenzdruck (ΔP) konstant zu halten;

eine zweite Einrichtung (10 oder 200), um auf der Basis von wenigstens einem Drucksignal von der zweiten Detektiereinrichtung und einer für die Pumpe vorgegebenen Antriebsbegrenzungsfunktion eine Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT der Pumpe zu berechnen;

eine dritte Einrichtung (103-106, 108 oder 204, 209-211), um entweder die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp oder die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als einen Fördermengen-Zielwert Qo für die Pumpe auszuwählen und dann die Fördermenge der Pumpe so zu steuern, daß die Fördermenge die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT nicht überschreitet; und

eine vierte Einrichtung (107, 109 oder 130-132, 205-208), um einen Kompensationswert Qns zur Begrenzung einer gesamten verbrauchbaren Durchflußmenge für die Stelleinheit (2, 3) auf der Basis wenigstens der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT und der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp zu berechnen, wenn die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT von der dritten Einrichtung ausgewählt wird, und anschließend das druckkompensierte Durchflußregelventil auf der Basis dieses Kompensationswerts Qns zu steuern.

2. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei die vierte Einrichtung (107, 109 oder 130-132, 205-208) ein Druckausgleichsventil (6, 7) des druckkompensierten Durchflußregelventils (4; 5) auf der Basis des Kompensationswerts Qns steuert.

3. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei die vierte Einrichtung (400-402d) einen Betriebssignal-Modifikationsfaktor α aus dem Kompensationswert Qns berechnet, das Betriebssignal (Qa1, Qa2) durch die Steuereinrichtung (20, 21) unter Nutzung des Betriebssignal-Modifikationsfaktors α modifiziert und das druckkompensierte Durchflußregelventil unter Nutzung des korrigierten Betriebssignals steuert.

4. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei die dritte Einrichtung 80 (103-106 oder 204) den jeweils kleineren Wert von Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als den Fördermengen-Zielwert Qo für die Pumpe (1) auswählt.

5. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei die dritte Einrichtung (204A, 300, 301) die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp als den Fördermengen-Zielwert Qo für die Pumpe (1) auswählt, wenn der Kompensationswert Qns Null ist, und die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT als den Fördermengen-Zielwert Qo für die Pumpe auswählt, wenn der Kompensationswert Qns nicht Null ist.

6. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei die vierte Einrichtung (205-208) einen Addierer (205) aufweist, um eine Zielfördermengenabweichung ΔQ als eine Abweichung zwischen der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp und der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge QT zu bestimmen und den Kompensationswert Qns unter Nutzung von wenigstens der Zielfördermengen-Abweichung ΔQ zu berechnen.

7. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 6, wobei die vierte Einrichtung (205-208) ferner aufweist: eine Integral-Recheneinheit (206, 201), um ein Inkrement ΔQns des Kompensationswerts Qns aus der Zielfördermengen-Abweichung ΔQ zu berechnen, um die Abweichung Null zu machen, und um dann dieses Inkrement ΔQns zu einem vorher berechneten Kompensationswert Qns-1 zu addieren, um den Kompensationswert Qns zu bestimmen, und eine Begrenzungseinrichtung (208), um Qns = 0 zu erzeugen, wenn der Kompensationswert Qns ein negativer Wert ist.

8. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 6, wobei:

die erste Einrichtung (201-203) einen Addierer (201) aufweist, um eine Differenzdruckabweichung ΔP' zwischen dem Differenzdrucksignal (ΔP) von der ersten Detektiereinrichtung (43) und dem vorgegebenen Ziel-Differenzdruck (ΔPo) zu berechnen; und

die vierte Einrichtung (205-208, 601, 602) ferner aufweist: einen Filterkreis (601), um Null auszugeben, wenn die Differenzdruckabweichung ΔP' positiv ist, und einen Wert ΔP" gleich der Differenzdruckabweichung ΔP' auszugeben, wenn sie negativ ist, einen Selektor (602), um ein Ausgangssignal ΔP" des Filterkreises auszuwählen, wenn die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ negativ ist, und das Ausgangssignal ΔP' des Addierers auszuwählen, wenn die Zielfördermengen-Abweichung ΔQ positiv ist, und eine Recheneinheit (205, 207, 208), um den Kompensationswert Qns aus dem vom Selektor ausgewählten Wert ΔP" oder ΔP' zu berechnen.

9. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei die vierte Einrichtung (205-208, 610) eine Abweichung zwischen dem Kompensationswert Qns und einem vorgegebenen Offsetwert (Qnsof) berechnet und dann einen resultierenden Wert Qnso als den End-Kompensationswert ausgibt.

10. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei:

die erste Einrichtung (201, 202, 204B, 301A, 503) einen Integral-Rechner (201, 202, 503) aufweist, um auf der Basis des Differenzdrucksignals (P) von der ersten Detektiereinrichtung (43) ein Inkrement ΔQΔp der Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp zu berechnen, um den Differenzdruck konstantzuhalten, und dann dieses Inkrement ΔQΔp zu der vorher berechneten Differenz-Zielfördermenge Qo-1 zu addieren, um die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp zu bestimmen;

die zweite Einrichtung (501, 502, 204B, 301A, 503) einen Integral-Rechner (501, 502, 503) aufweist, um ein Inkrement ΔQps der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT zu berechnen, um das Drucksignal (ΔP) von der zweiten Detektiereinrichtung (14) auf einen Zielförderdruck Pr zu regeln, der aus der Antriebsbegrenzungsfunktion der Pumpe (1) erhalten ist, und um dann das Inkrement ΔQps zu der vorher berechneten Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge Qo-1 zu addieren, um die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT zu bestimmen; und

die dritte Einrichtung (204B, 301A, 503) eine Einrichtung aufweist, um entweder das Inkrement ΔQΔp der Differenzdruck- Zielfördermenge QΔp oder das Inkrement ΔQps der Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT auszuwählen, um entweder die Differenzdruck-Zielfördermenge QΔp oder die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT auszuwählen.

11. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei die Antriebsbegrenzungsfunktion der zweiten Einrichtung (200 oder 500-503) eine Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion (200, 500) mit entweder dem Förderdruck (P) oder der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge (QT) der Pumpe (1) als einem Parameter ist und wobei die zweite Einrichtung (200, 501) die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge Qt der Pumpe auf der Basis sowohl des Drucksignals (P) von der zweiten Detektiereinrichtung als auch der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion (200, 500) berechnet.

12. Steuersystem für einen last-erfassenden hydraulischen Antriebskreis nach Anspruch 1, wobei:

das Steuersystem ferner eine dritte Detektiereinrichtung (152, 153, 250) aufweist, um eine Abweichung (ΔN) zwischen der Zieldrehzahl (Nr) und der Istdrehzahl (Ne) einer Antriebsmaschine (150) zum Antreiben der Pumpe (1) zu bestimmen; und

die Antriebsbegrenzungsfunktion der zweiten Einrichtung (251) eine Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion (251) mit entweder dem Förderdruck (P) oder der Antriebsbegrenzungs- Zielfördermenge (QT) der Pumpe und der Drehzahlabweichung (ΔN) der Antriebsmaschine als Parameter ist und die zweite Einrichtung die Antriebsbegrenzungs-Zielfördermenge QT der Pumpe auf der Basis des Drucksignals (P) der zweiten Detektiereinrichtung (14), des Drehzahlabweichungssignals (ΔN) der dritten Detektiereinrichtung und der Antriebsdrehmoment-Begrenzungsfunktion (251) berechnet.