DE69022985T2

DE69022985T2 - Hydraulische antriebsanordnung fuer hochbau/oder bauausruestung.

Info

Publication number: DE69022985T2
Application number: DE69022985T
Authority: DE
Inventors: Toichi Ushiku-Shi Ibaraki 300-12 Hirata; Yusuke Kawaraba-Apartment 101 Tsuchiura-Shi Ibaraki 300 Kajita; Kazunori Niihari-Gun Ibaraki 315 Nakamura; Genroku Inashiki-Gun Ibaraki 300-04 Sugiyama; Hideaki Tsuchiura-Shi Ibaraki 300 Tanaka
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1989-10-11
Filing date: 1990-10-11
Publication date: 1996-03-21
Anticipated expiration: 2010-10-12
Also published as: EP0465655A4; KR950004532B1; JP3194384B2; EP0465655A1; KR920701583A; DE69022985D1; EP0465655B1; WO1991005958A1; US5152140A

Description

Die Erfindung betrifft ein hydraulisches Antriebssystem für Hoch- und Tiefbaumaschinen, wie hydraulische Bagger, gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 und ein Druckausgleichsventil gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 6 zur Steuerung des Differenzdrucks über ein Stromventil für eine Steueroperation eines Stellglieds. Ein derartiges Antriebssystem ist aus dem Stand der Technik allgemein bekannt, und ein entsprechendes Druckausgleichsventil ist in der US-A 4 688 600 offenbart.
Ein hydraulisches Antriebssystem für die Verwendung in Hoch- und Tiefbaumaschinen, wie hydraulischen Baggern, das typischerweise als Lasterfassungssystem bezeichnet wird, ist bekannt, bei dem die Fördermenge einer Hydropumpe, d.h. die Pumpenfördermenge, derart gesteuert wird, daß der Färderdruck der Hydropumpe, d.h. der Pumpendruck, auf einem höheren festen Wert gehalten wird, als der Lastdruck eines Stellglieds, wodurch veranlaßt wird, daß die Hydropumpe ein Hydraulikfluid lediglich in einer für den Betrieb des Stellglieds erforderlichen Fördermenge zuführt. Wie beispielsweise in der JP-A 60-11706 offenbart, umfaßt das Lasterfassungssystem einen Pumpenregler zur Lasterfassungssteuerung (LE-Steuerung) mit einern Stellzylinder zur Steuerung des Verdrängungsvolumens der Hydropumpe und ein Steuerventil, das zur Steuerung des Betriebs des Stellzylinders entsprechend dem Differenzdruck zwischen dem Pumpendruck und dem Lastdruck betätigt wird. Das Steuerventil ist mit einer Feder zum Beaufschlagen des Steuerventils in eine dem Differenzdruck zwischen dem Pumpendruck und dem Lastdruck entgegengesetzte Richtung ausgestattet. Das Steuerventil wird derart betätigt, daß die Kraft der Feder und der Differenzdruck zwischen dem Pumpendruck und dem Lastdruck ausgeglichen werden. Die Pumpenfördermenge wird dadurch derart gesteuert, daß der oben aufgeführte Differenzdruck auf einem der Federkraft entsprechenden festen Wert, d.h. einem Solldifferenzdruck, gehalten wird.
Überdies weist das Lasterfassungssystem im allgemeinen ein stromaufseitig eines Stromventils angeordnetes Druckausgleichsventil zur Steuerung des Differenzdrucks über das Stromventil auf, wodurch eine Strömungssteuerfunktion zur Bewältigung von Schwankungen des Differenzdrucks zwischen dem Pumpendruck und dem Lastdruck gewährleistet wird.
Das Druckausgleichsventil umfaßt im allgemeinen einen Ventilsteuerschieber, der verschiebbar in einem Ventilgehäuse angeordnet ist und einen Strömungssteuerabschnitt aufweist, der als variable Drossel dient, und eine erste und eine zweite Steuerkammer, die einander gegenüberliegend in dem Ventilgehäuse ausgebildet sind und jeweils die entgegengesetzten Enden des Ventilsteuerschiebers aufnehmen. Der Lastdruck des Stellglieds (der Auslaßdruck des Stromventils) wird in die erste Steuerkammer eingeleitet, um den Ventilsteuerschieber in Ventilöffnungsrichtung zu beaufschlagen, und der Einlaßdruck des Stromventils wird in die zweite Steuerkammer eingeleitet, um den Ventilsteuerschieber in Ventilschließrichtung zu beaufschlagen. Eine Feder zum Beaufschlagen des Ventilsteuerschiebers in Ventilöffnungsrichtung ist in der ersten Steuerkammer angeordnet, um einen Sollwert für den Druckausgleich zu schaffen.
Wird der Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck des Stromventils und dem Lastdruck des Stellglieds, mit denen die erste bzw. die zweite Steuerkammer beaufschlagt werden, d.h. der Differenzdruck über das Stromventil, größer als der Einstellwert der Feder, wird der Ventilsteuerschieber in der Ventilschließrichtung bewegt, so daß der Differenzdruck über das Stromventil derart gesteuert wird, daß er auf dem Einstellwert der Feder, d.h. dem Solldruck, gehalten wird. Als Ergebnis einer derartigen Steuerung des Differenzdrucks über das Stromventil wird die Strömungsmenge des durch das Stromventil strömenden Hydraulikfluids, d.h. die Strömungsmenge des dem Stellglied zugeführten Hydraulikfluids, auf einen zu dem Öffnungsbereich des Stromventils proportionalen Wert eingestellt woburch eine stabile Steuerung des Stellglieds ermöglicht wird.
Ein Druckausgleichsventil dieser Art ist beispielsweise in der US-A-4,688,600 offenbart.
Bei dem mit dem oben beschriebenen herkömmlichen Druckausgleichsventil ausgestatteten hydraulischen Antriebssystem tritt jedoch das folgende Problem auf.
Ist die Hoch- bzw. Tiefbaumaschine beispielsweise ein hydraulischer Bagger und das Stellglied ein Auslegerzylinder zum Antreiben eines Auslegers als Bauteil eines Frontmechanismus, dient das dem Trägheitsmoment des Auslegers ausgesetzte Hydraulikfluid als Feder und erzeugt eine Schwingung, wenn das Stromventil schnell betätigt wird, um die Antriebsgeschwindigkeit des Auslegerzylinders während der Betätigung des Auslegerzylinders zu ändern. Ist die Schwingung einmal erzeugt, kann sie nicht schnell gedämpft bzw. eliminiert werden, da die Dämpfungsfähigkeit des Stellglieds bei einem aus dem herkömmlichen hydraulischen Antriebssystem bestehenden Hydrauliksystem sehr gering ist. Dadurch wird die Steuergenauigkeit des Auslegerzylinders verringert, wodurch Schwierigkeiten bei der Ausführung der von einem Bediener beabsichtigten Operation auftreten können.
Es ist Aufgabe der Erfindung, ein hydraulisches Antriebssy- stern für Hoch- und Tiefbaumaschinen sowie ein Druckausgleichsventil für die Verwendung in dem System zu schaffen, wobei das Druckausgleichsventil verbessert wird, um die Dämpfungsfähigkeit eines Stellglieds zu verbessern und die Steuergenauigkeit des Stellglieds zu steigern.
Die Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruchs 1 bzw. des Anspruchs 6 gelöst.
Erfindungsgemäß ergibt sich der Differenzdruck über das Stromventil aus einem Wert, der sich aus der Subtraktion eines die Differenz zwischen dem ersten und dem zweiten Druckaufnahmebereich sowie den Lastdruck enthaltenden Werts von einem die Federkraft enthaltenden Wert ergibt, wobei nach dem Stand der Technik lediglich der zuletzt genannte Wert verwendet wird. Dadurch wird es möglich, die Strömungsmenge das durch das Stromventil strömenden Hydraulikfluids, die eine Funktion des Differenzdrucks über das Stromventil ist, durch eine Funktion des Werts auszudrücken, der sich durch Subtraktion des die Differenz des Druckaufnahmebereichs und den Lastdruck enthaltenden Werts von dem die Federkraft enthaltenden Wert ergibt, d.h. durch eine Funktion, bei der der den Lastdruck enthaltende Begriff ein negatives Vorzeichen hat. Dementsprechend ist die Bedingung {dQi(P)/dP} < 0 erfüllt, und das Stellglied kann eine überlegene Dämpfungsfähigkeit aufweisen. Die Details dieses Merkmals gehen aus der folgenden Beschreibung der bevorzugten Ausführungsformen hervor.

KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist eine schematische Ansicht eines hydraulischen Antriebssystems nach einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2 ist eine Ansicht zur Erläuterung einer auf üblicherweise in einem Hydraulikzylinder erzeugten Schwingung;
Fig. 3 ist eine schematische Ansicht eines herkömmlichen hydraulischen Antriebssystems;
Fig. 4 ist eine schematische Ansicht eines hydraulischen Ahtriebssystems nach einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 5 ist eine schematische Ansicht eines hydraulischen Antriebssystems nach einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.

BESTE METHODE ZUR AUSFÜHRUNG DER ERFINDUNG

Im folgenden werden einige bevorzugte Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben.

Erste Ausführungsform

Zunächst wird unter Bezugnahme auf Fig. 1 eine erste Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben.
Nach Fig. 1 umfaßt ein hydraulisches Antriebssystem nach dieser Ausführungsform eine Hydropumpe 1 mit variabler Verdrängung, ein durch von der Hydropumpe 1 gefördertes Hydraulikfluid angetriebenes Stellglied, beispielsweise einen Auslegerzylinder 2 zum Antrieb eines Auslegers 2A eines hydraulischen Baggers, ein in Leitungen 3, 4a, 4b zwischen der Hydropumpe 1 und dem Auslegerzylinder 2 angeordnetes Stromventil 5 zur Steuerung des Betriebs des Auslegerzylinders 2, ein in Leitungen stromaufseitig des Stromventils 5, d.h. in einer Zufuhrleitung 6 der Hydropumpe 1 und einer Leitung 7, angeordnetes Druckausgleichsventil 8 zur Steuerung des Differenzdrucks Pz - PLS über das Stromventil 5 und einen Pumpenregler 9 zur Regelung der Fördermenge der Hydropumpe 1, d.h. der Pumpenfördermenge in Abhängigkeit von dem Differenzdruck Pd - PLS zwischen dem Pumpendruck Pd und dem Lastdruck PLS des Auslegerzylinders 2. Ein Sperrventil 10 zum Verhindern eines Rückflusses des Hydraulikfluids aus dem Auslegerzylinder 2 ist in den Leitungen 3, 7 zwischen dem Stromventil 5 und dem Druckausgleichsventil 8 angeordnet. Der Einlaßdruck Pz des Stromventils 5 wird durch eine mit der Leitung 3 verbundene Leitung 11 abgeleitet, und der Auslaßdruck des Stromventils 5, d.h. der Lastdruck PLS des Auslegerzylinders 2 wird durch eine mit dem Stromventil 5 verbundene Lastleitung 12 erfaßt.
Der Pumpenregler 9 umfaßt ein mit einer Schrägscheibe 1a der Hydropumpe 1 gekoppeltes Stellglied 13 zur Steuerung des Verdrängungsvolumens der Hydropumpe 1 und ein Steuerventil 14, das zur Steuerung der Funktion des Stellglieds 13 entsprechend dem Differenzdruck Pd - PLS zwischen dem Pumpendruck Pd und dem Lastdruck PLS betätigt wird. Das Stellglied 13 besteht aus einem doppelt wirkenden Zylinder mit einem Kolben 13a, dessen einander gegenüberliegende Endflächen unterschiedliche Druckaufnahmebereiche bzw. Wirkflächen aufweisen, und einer Zylinderkammer 13b mit geringerem Durchmesser sowie einer Zylinderkammer 13c mit größerem Durchmesser, die zur jeweiligen Aufnahme der einander gegenüberliegenden Endflächen des Kolbens 13a vorgesehen sind. Die Zylinderkammer 13b mit dem geringeren Durchmesser steht über eine Leitung 15 mit der Zufuhrleitung 6 der Hydropumpe 1 in Verbindung, während die Zylinderkammer 13c mit dem größeren Durchmesser wahlweise durch eine Leitung 16, das Steuerventil 14 und eine Leitung 17 mit der Zufuhrleitung 6 oder über die Leitung 16, das Steuerventil 14 und eine Leitung 18 mit einem Behälter 19 verbunden ist. Das Steuerventil 14 ist derart aufgebaut, daß es zwei entgegengesetzt angeordnete Antriebsteile 14a, 14b aufweist, von denen einer, 14a, über eine Leitung 20 und die Leitung 17 dem Pumpendruck Pd und der andere, 14b, über die Lastladung 12 dem Lastdruck PLS ausgesetzt ist. Ferner ist auf der gleichen Seite wie der Antriebsteil 14b eine Feder 14c in dem Steuerventil 14 angeordnet.
Steigt der durch die Lastleitung 12 erfaßte Lastdruck PLS, wird das Steuerventil 14 gemäß der Zeichnung nach links in eine dargestellte Position verschoben, in der die Zylinderkammer 13c mit dem größeren Durchmesser des Stellglieds 13 mit der Zufuhrleitung 6 verbunden wird. Aufgrund der unterschiedlichen Drukkaufnahmeflächen der einander gegenüberliegenden Endflächen des Kolbens 13a wird der Kolben 13a nach der Zeichnung nach links bewegt, wodurch der Kippwinkel der Schrägscheibe 1a, d.h. das Verdrängungsvolumen der Hydropumpe 1, gesteigert wird. Dadurch wird die Pumpenfördermenge gesteigert, um den Pumpendruck Pd zu erhöhen. Bei einem Anstieg des Pumpendrucks Pd wird das Steuerventil gemäß der Zeichnung zurück nach rechts bewegt und dann angehalten, wenn der Differenzdruck Pd - PLS einen Sollwert erreicht, der durch die Feder 14c bestimmt wird. Zur gleichen Zeit wird die Pumpenfördermenge konstant. Wird dagegen der Lastdruck PLS verringert, wird das Steuerventil 14 gemäß der Zeichnung nach rechts bewegt, so daß die Zylinderkammer 13c mit dem größeren Durchmesser mit dem Behälter 19 verbunden wird. Der Kolben 13a wird dadurch gemäß der Zeichnung nach rechts bewegt, um den Kippwinkel der Schrägplatte 1a zu verringern. Dadurch wird die Pumpenfördermenge verringert, um den Pumpendruck Pd zu senken. Bei einer Verringerung des Pumpendrucks Pd wird das Steuerventil 14 gemäß der Zeichnung nach links zurückbewegt und dann angehalten, wenn der Differenzdruck Pd - PLS den von der Feder 14c bestimmten Sollwert erreicht. Zur gleichen Zeit wird die Pumpenfördermenge konstant. Daher wird die Pumpenfördermenge derart gesteuert, daß der Differenzdruck Pd - PLS auf dem durch die Feder 14c bestimmten Solldifferenzdruck gehalten wird.
Das Druckausgleichsventil 8 umfaßt ein Ventilgehäuse 21 mit einer Einlaßaussparung bzw. einer Einlaßöffnung 21a, einer Auslaßaussparung 21b bzw. einer Auslaßöffnung und zwei Steueraussparungen bzw. Steueröffnung 21c und 21d und begrenzt eine Steuerschieberbohrung 22, in der ein Ventilsteuerschieber 23 axial verschiebbar angeordnet ist. Das Ventilgehäuse 21 weisi ebenso kreisförmige Einlaß- und Auslaßaussparungen 24, 25 auf, in die jeweils die Einlaß- und Auslaßausöffnungen 21a, 21b münden, wohingegen der Ventilsteuerschieber 23 an seinem Strömungssteuerabschnitt 23a mehrere Kerben 26 aufweist, die zusammen eine variable Drossel zwischen der Einlaßaussparung 24 und der Auslaßaussparung 25 bilden.
Ferner weist das Ventilgehäuse 21 zwei darin ausgebildete Steuerkammern 29, 30 auf, in denen jeweils die einander gegenüberliegenden Enden des Ventilsteuerschiebers 23 angeordnet sind. Die hydraulischen Drücke in den Steuerkammern 29, 30 wirken auf die durch die einander gegenüberliegenden Enden des Ventilsteuerschiebers 23 gebildeten Druckaufnahmeabschnitte 27, 28 ein, um den Ventilsteuerschieber 23 jeweils in Ventilschließrichtung und Ventilöffnungsrichtung zu beaufschlagen. Zudem ist eine Feder 31 in der Steuerkammer 30 angeordnet. Die Feder 31 beaufschlagt zum Einstellen des Sollwerts des Differenzdrucks über das Stromventil 5 (d.h. des Sollwerts des kompensierten Differenzdrucks) den Ventilsteuerschieber 23 in Ventilöffnungsrichtung.
Die Einlaßöffnung 21a ist mit der Zufuhrleitung 6 verbunden, die Auslaßöffnung 21b ist mit der Leitung 7 verbunden, die Steueröffnung 21c ist mit der Leitung 11 verbunden und die Steueröffnung 21d ist mit der Lastleitung 12 verbunden.
Überdies ist bei dem Druckausgleichsventil 8 nach dieser Ausführungsform, auf der gleichen Seite wie die Druckaufnahmefläche 28, ein stufiger Abschnitt 32 neben dem Ende des Ventilsteuerschiebers 23 ausgebildet, und ein stufiger Abschnitt 33 ist entsprechend gegenüber in dem Ventilgehäuse 21 ausgebildet, so daß, vorausgesetzt daß die Druckaufnahmefläche des Druckaufnahmeabschnitts 27 Az und die Druckaufnahmefläche des Druckaufnahmeabschnitts 28 ALS ist, die Druckaufnahmefläche Az größer als die Druckaufnahmefläche ALS ist. Daher gilt die Beziehung Az - ALS = ΔA > 0. Dann wird eine zwischen den beiden stufigen Abschnitten 32 und 33 definierte Kammer 34 mit einer mit dem Behälter verbundenen Abflußschaltung 35 verbunden, so daß kein Druck auf die Kammer 34 ausgeübt wird.
Wenn sich das Stromventil 5 bei dem derart aufgebauten hydraulischen Antriebssystem in einer neutralen Position befindet, wird der Ventilsteuerschieber 23 durch die Wirkung der Feder 31 gemäß der Zeichnung nach links bewegt, so daß das Druckausgleichsventil 8 vollständig geöffnet ist. Zu diesem Zeitpunkt wird die Schrägscheibe 1a der Hydropumpe 1 durch den Pumpenregler 9 in einer minimalen Kippositon gehalten.
In einem derartigen Zustand wird bei einer Betätigung des in der neutralen Position befindlichen Stromventils 5 in der Ventilöffnungsrichtung das von der Hydropumpe 1 geförderte Hydraulikfluid durch das Druckausgleichsventil 8 und das Stromventil 5 dem Auslegerzylinder 2 zugeführt, woraufhin der Pumpenregler 9 betätigt wird, um die Pumpenfördermenge, wie oben dargelegt, zu steigern, so daß der Auslegerzylinder 2 auseinanderoder zusammengezogen wird, um den Ausleger 2A um einen Drehpunkt 36 zu heben bzw. zu senken. Dabei werden der Einlaßdruck Pz des Stromventils 5 und der Lastdruck PLS des Auslegerzylinders 2 über die Leitungen 11, 12 jeweils in die Steuerkammern 29, 30 des Druckausgleichsventils 8 eingeleitet. Dadurch ist der Ventilsteuerschieber 23 in der Ventilschließrichtung dem in die Steuerkammer 29 eingeleiteten Einlaßdruck Pz des Stromventils 5 und in der Ventilöffnungsrichtung dem in die Steuerkammer 30 eingeleiteten Lastdruck PLS ausgesetzt. Wird der Differenzdruck zwischen dem Einlaßdruck Pz des Stromventils 5 und dem Lastdruck PLS des Auslegerzylinders 2, d.h. der Differenzdruck Pz - PLS über das Stromventil 5, größer als die Rückholkraft der Feder 31, wird daher der Ventilsteuerschieber 23 in der Ventilschließrichtung bewegt, um den Differenzdruck über das Stromventil 5 derart zu steuern, daß er auf dem Einstellwert der Feder 31, d.h. dem Sollwert, gehalten wird. Dadurch, daß der Differenzdruck über das Stromventil 5 auf diese Weise gesteuert wird, wird, wenn der Öffnungsbereich des Stromventils 5 fest bleibt, die Fördermenge des durch das Stromventil 5 strömenden Hydraulikfluids, d.h. die Fördermenge des dem Auslegerzylinder 2 zugeführten Hydraulikfluids, annähernd konstant, wodurch eine stabile Steuerung des Auslegerzylinders ermöglicht wird.
Das Vorhergehende betrifft den allgemeinen Betrieb des hydraulischen Antriebssystems einschließlich des Druckausgleichsventils 8. Die spezielle Funktionsweise des Druckausgleichsventils 8 nach dieser Ausführungsform wird im folgenden beschrieben.
Zunächst werden die Dämpfungseigenschaften bei einem typischen Zylindersystem behandelt, bei dem, wie in Fig. 2 dargestellt, von einer Hydraulikguelle 40 einem Hydraulikzylinder 41 zum Antreiben einer Last 42 ein Hydraulikfluid zugeführt wird. Nach Fig. 2 gelten, unter der Annahme daß:
Masse der Last : m
Verschiebung aufgrund der Betätigung des Hydraulikzylinders 41 : x
Betriebsgeschwindigkeit des Hydraulikzylinders 41 :
Beschleunigung des Hydraulikzylinders 41 :
Gravitationsbeschleunigung : g
Druck in einer Bodenkammer des Hydraulikzylinders 41 : P
Anderungsgeschwindigkeit des Drucks P :
dem Hydraulikzylinder 41 zugeführte Fördermenge : Qi(P)
Druckaufnahmefläche eines Kolbens 41a des Hydraulikzylinders 41 : A
Volumen der Bodenkammer des Hydraulikzylinders 41 : V
konstanter Volumenkoeffizient des in die Bodenkammer des Hydraulikzylinders 41 eingeleiteten Hydraulikfluids : K
die folgenden Gleichungen:
m = AP - mg ... (1)
(V/k) = Qi(P) - A ... (2).
Das Entfernen von x und aus den Gleichungen (1), (2) führt zu:
- (k/V) {dQi(P)/dP} + (A²/mV)P = (Ak/V)g ... (3)
Aufgrund der allgemein bekannten Theorie gibt die Gleichung (3) an, daß das hydraulische System ein oszillierendes solches ist, wenn:
{dQi(P)/dP} > 0 ... (4),
und ein gedämpftes ist, wenn:
{dQi(P)/dP} < 0 ... (5).
Auf der Grundlage des im Vorhergehenden dargelegten Hintergrunds, wird im folgenden das mit einem in Fig. 3 dargestellten herkömmlichen Druckausgleichsventil ausgestattete hydraulische Antriebssystem erläutert. Bei einem herkömmlichen Druckausgleichsventil 43 weist ein Ventilsteuerschieber 45 an seinen gegenüberliegenden Enden Druckaufnahmeabschnitte 27, 46 mit übereinstimmenden Wirkflächen auf. Unter der Annahme, daß die Wirkfläche des Druckaufnahmeabschnitts 27 Az und die Wirkfläche des Druckaufnahmeabschnitts 46 ALS0 ist, gilt daher die Beziehung Az = ALSO. Vorausgesetzt, daß die Rückholkraft der Feder 31, d.h. die ursprüngliche Last, f ist, wird bei einer derartigen Anordnung der Differenzdruck über das Stromventil 5 derart gesteuert, daß die Bedingung Az(Pz - PLS) = f erfüllt ist. Bleibt der Öffnungsbereich des Stromventils 5 fest, wird dementsprechend die Fördermenge Qi(P) des durch das Stromventil 5 strömenden Hydraulikfluids, die eine Funktion des Differenzdrucks über selbiges ist, zu einer Konstanten, die wie folgt ausgedrückt wird:
{dQi(P)/dP} = 0 ... (6).
Die Gleichung (6) gibt ans daß eine einmal erzeugte Schwingung nicht gedämpft wird und als freie Schwingung erhalten bleibt. Tatsächlich ist der Dämpfungskoeffizient in dem Auslegerzylinder 2 gering und die Dämpfungsfähigkeit sehr schlecht.
Anders ausgedrückt wird, wenn das Stromventil 5 bei der Betätigung des Auslegerzylinders 2 schnell betätigt wird, eine Schwingung in dem Auslegerzylinder 2 erzeugt, die die Steuergenauigkeit des Auslegerzylinders aufgrund der sehr geringen Dämpfungsfäbigkeit verringert. Dies kann zu Schwierigkeiten bei der Ausführung einer von einem Bediener beabsichtigten Arbeit führen.
Unter der Annahme, daß die Wirkflächen der Druckaufnahmeabschnitte 27, 28 des Ventilsteuerschiebers 23 jeweils Az, ALS und die Rückholkraft der Feder 31 f sind, wie oben dargelegt, gilt hingegen bei der vorliegende Ausführungsform die folgende Gleichung für den Ausgleich der jeweils auf den Ventilsteuerschieber 23 einwirkenden Kräfte:
Az Pz = ALS PLS + f ... (7)
Wird berücksichtigt, daß Az - ALS = ΔA, kann die Gleichung (7) folgendermaßen umgeschrieben werden:
Pz - PLS = (f/Az) - (ΔA/Az)PLS ... (8)
Dementsprechend wird, wenn der Öffnungsbereich des Stromventils 5 durch a ausgedrückt wird und c eine Konstante ist, die Fördermenge des dem Auslegerzylinder 2 zugeführten Hydraulikfluids durch
Qi(PLS) = c a [Pz - PLS] = c a [(f/Az) - (ΔA/Az) PLS]
ausgedrückt. Die Differenzierung der Gleichung (9) ergibt:
Da der Begriff ΔA auf der rechten Seite der Gleichung (10) durch ΔA > 0 gegeben ist, wird die Beziehung {dQi(P)/dP} > 0 hergestellt, um die oben aufgeführte Dämpfungsfähigkeit zu schaffen.
Dementsprechend kann die Ausführungsform die in der oben aufgeführten Gleichung (5) gezeigte Beziehung {dQi(P)/dP} < 0 verwirklichen, so daß der Auslegerzylinder 2 eine Dämpfungsfähigkeit aufweist. Es ist daher möglich, eine hohe Steuergenauigkeit des Auslegerzylinders 2 sowie überlegene Folgeeigenschaften für die von dem Bediener beabsichtigte Betätigung des Auslegerzylinders 2 zu erzielen.

Zweite Ausführungsform

Eine zweite Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird unter Bezugnahme auf Fig. 4 beschrieben. Bei dieser Ausführungsform wird die Einrichtung zum Einstellen eines Sollwerts des kompensierten Differenzdrucks durch eine Hydraulikeinrichtung anstelle der Feder gebildet.
Nach Fig. 4 umfaßt ein Druckausgleichsventil 8A nach dieser Ausführungsform ein Ventilgehäuse 21A, das zusätzlich zu einer Einlaßöffnung 21a, einer Auslaßöffnung 21b und zwei Steueröffnungen 21c, 21d zwei Steueröffnungen 21e, 21f aufweist. In dem Ventilgehäuse 21A sind eine Steuerschieberbohrung 22A, eine kreisförmige Einlaßausnehmung 24, eine kreisförmige Auslaßausnehmung 25 und vier Steuerkammern 29A, 30A, 50, 51 vorgesehen. Ein Ventilsteuerschieber 23A mit mehreren Kerben 26 ist axial verschiebbar in die Steuerschieberbohrung 21A eingepaßt.
Neben den einander gegenüberliegenden Enden des Ventilsteuerschiebers 23A sind stufige Abschnitte ausgebildet, um jeweils kreisförmige Druckaufnahmeabschnitte 27A, 28A zu bilden, und diesen gegenüber sind entsprechend stufige Abschnitte 52, 53 in dem Ventilgehäuse 21A ausgebildet. Die Steuerkammern 29A, 30A sind daher zwischen den jeweiligen Paaren von stufigen Abschnitten definiert. In die Steuerkammern 29A, 30A werden jeweils über die Steueröffnungen 21c, 21d der Einlaßdruck Pz des Stromventils 5 und der Lastdruck PLS des Auslegerzylinders eingeleitet. Ausgehend davon, daß die Wirkfläche des Druckaufnahmeabschnitts 27A Az ist und die Wirkfläche des Druckaufnahmeabschnitts 28A ALS ist, wird die Beziehung zwischen diesen Wirkflächen, wie bei der ersten Ausführungsform, durch Az - ALS = ΔA > 0 ausgedrückt.
An den entgegengesetzten Enden des Ventilsteuerschiebers 23A sind Druckaufnahmeabschnitte 54, 55 ausgebildet, die jeweils in den Steuerkammern 50, 51 angeordnet sind. Die Steuerkammer 50 steht über die Steueröffnung 21e mit einer Hydraulikquelle 56 in Verbindung, während die Steuerkammer 51 über die Steueröffnung 21f mit einem elektromagnetischen Proportionalventil 58 in Verbindung steht, das seinerseits mit einer Hydraulikquelle 57 verbunden ist.
Die Hydraulikquellen 56, 57 erzeugen jeweils einen konstanten Führungsdruck Pi. Das elektromagnetische Proportionalventil 58 verringert den konstanten Führungsdruck von der Hydraulikguelle 57 entsprechend einem daran angelegten elektrischen Signal zur Erzeugung eines von dem elektrischen Signal abhängigen Steuerdrucks Pc. Die mit dem Führungsdruck Pi von der Hydraulikquelle 56 in der Kammer 50 erzeugte Steuerkraft beaufschlagt den Ventilsteuerschieber 23A in Ventilöffnungsrichtung, während die mit dem Steuerdruck Pc von dem elektromagnetischen Proportionalventil 58 in der Steuerkammer 51 erzeugte Steuerkraft den Ventilsteuerschieber 23A in Ventilschließrichtung beaufschlagt. Die Differenz zwischen den beiden Steuerkräften beaufschlagt den Ventilsteuerschieber 23A in Ventilöffnungsrichtung, um, ähnlich wie die Feder 31 bei der ersten Ausführungsform, einen Soilwert des kompensierten Differenzdrucks zu erzeugen. Daher entspricht die Differenz zwischen den beiden Steuerkräften der Rückholkraft f der Feder 31. Durch Steuern des elektromagnetischen Proportionalventils 58 zum Einstellen des Steuerdrucks Pc ist es ebenso möglich, die Differenz zwischen den beiden Steuerkräften zur wahlfreien Anderung des Sollwerts des kompensieren Differenzdrucks zu steuern.
Zudem kann beispielsweise die Erfindung der EP, A1, 326,150 (die der JP, A, 1-312202 entspricht) zur Steuerung des oben erwähnten elektrischen Proportionalventils verwendet werden. Bei einer derartigen Anwendung können, wenn eine Hydropumpe in einem hydraulischen Antriebssystem zum Antrieb mehrerer Stellglieder gesättigt ist, jeweilige Sollwerte des kompensierten Differenzdrucks über mehrere Druckausgleichsventile geeignet geändert werden, um eine geeignete Fördermengensteuerung, wie eine Verteilungssteuerung für die Zufuhr eines Hydraulikfluids zu jeweiligen Stellgliedern, zuverlässig auszuführen.
Bei der derart aufgebauten zweiten Ausführungsform gilt die folgende Gleichung für den Ausgleich der jeweils auf den Ventilsteuerschieber 23A einwirkenden Drücke:
Az Pz + Ac Pc = ALS PLS + Ai Pi ... (11)
Die Gleichung (11) kann wie folgt umgeschrieben werden:
Az Pz = ALS PLS + (Ai Pi - Ac Pc) ... (12)
Hierbei entspricht der Begriff AiPi - AcPc der Rückholkraft f der Feder 31 bei der ersten Ausführungsform. Daher entspricht die Gleichung (12) der oben aufgeführten Gleichung (7). Daher erfüllt die zweite Ausführungsform ebenfalls die Bedingung {dQ(P)/dP} < 0 und kann die gleiche vorteilhafte Wirkung erzielen, wie die im Vorhergehenden beschriebene erste Ausführungsform.

Dritte Ausführungsform

Eine dritte Ausführungsform der Erfindung wird unter Bezugnahme auf Fig. 5 beschrieben. Bei dieser Ausführungsform wird der Sollwert des kompensierten Differenzdrucks durch eine Kombination aus einer Feder und einer Hydraulikeinrichtung eingestellt.
Nach Fig. 5 ist ein Druckausgleichsventil 8B nach dieser Ausführungsform derart aufgebaut, daß anstelle der Hydraulikguelle 56 der in Fig. 4 dargestellten zweiten Ausführungsform eine Feder 31B in einer Kammer 50B angeordnet ist und eine Rückholkraft f der Feder 31B erzeugt wird, die in Ventilöffnungsrichtung auf den Ventilsteuerschieber 23B einwirkt. Die Kammer 50 ist mit einem Auslaßkreis 59 verbunden, der mit einem Behälter in Verbindung steht. Der übrige Aufbau des Druckausgleichsventils 8B entspricht dem der zweiten Ausführungsform.
Bei der derart aufgebauten dritten Ausführungsform gilt die folgende Gleichung für den Ausgleich der jeweils auf den Ventilsteuerschieber 23B einwirkenden Kräfte:
Az Pz + Ac Pc = ALS PLS + f ... (13)
Die Gleichung (13) kann wie folgt umgeschrieben werden:
Az Pz = ALS PLS + (f - Ac Pc) ... (14)
Hierbei stellt der Begriff f - AcPc in der Gleichung (14) eine Kraft dar, die zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers 23B in Ventilöffnungsrichtung wirkt und der ursprünglichen Last f der Feder 31 nach der ersten Ausführungsform entspricht. Daher entspricht die Gleichung (14) ebenso der oben aufgeführten Gleichung (7). Dadurch erfüllt die dritte Ausführungsform ebenso die Bedingung {dQi(P)/dP} < 0 und kann eine ähnlich vorteilhafte Wirkung wie die erste Ausführungsform erzielen.

INDUSTRIELLE ANWENDBARKEIT

Erfindungsgemäß kann ein Stellglied mit einer Dämpfungsfähigkeit ausgestattet werden, da die Bedingung {dQi(P)/dP) < 0 erfüllt wird. Es ist daher möglich, eine hohe Steuergenauigkeit des Stellglieds sowie überlegene Folgeeigenschaften für die Betätigung durch einen Bediener zu erzielen und eine überlegene Bedienbarkeit zu gewährleisten, ohne den Bediener zu ermüden.

Claims

1. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine, mit einer Hydropumpe (1), einem durch ein von der Hydropumpe gefördertes Hydraulikfluid angetriebenen Stellglied (2), einem zwischen der Hydropumpe und dem Stellglied angeordneten Stromventil (5), einem Druckausgleichsventil (8; 8A; 8B) mit einem Ventilsteuerschieber (23; 23A, 23B) zur Steuerung eines Differenzdrucks (Pz - PLS) über dem Stromventil, und einer Pumpenfördermengen-Steuereinrichtung (9) zur Steuerung einer Strömungsmenge des von der Hydropumpe geförderten Hydraulikfluids in Abhängigkeit von einem Differenzdruck (Pd - PLS) zwischen einem Pumpendruck und einem Lastdruck des Stellglieds, wobei das Druckausgleichsventil

- ein Ventilgehäuse (21) mit einer Einlaßaussparung (21a);

- eine Auslaßaussparung (21b);

- eine Steuerschieberbohrung (22), in der der Ventilsteuerschieber (23) zur Steuerung der Fluidverbindung zwischen der Einlaßaussparung (21a) und der Auslaßaussparung (21b) verschiebbar angeordnet ist;

- eine in dem Ventilgehäuse (21) gebildete erste Steuerkammer (30), an die der Lastdruck (PLS) angelegt wird;

- einen in der ersten Steuerkammer angeordneten ersten Druckaufnahmebereich (28) zur Beauf schlagung des Ventilsteuerschiebers (23) in Ventilöffnungsrichtung;

- eine in dem Ventilgehäuse (21) gebildete zweite Steuerkammer (29), die mit dem Eingangsdruck (Pz) des Stromventils (5) beauf schlagt wird;

- einen in der zweiten Steuerkammer (29) angeordneten zweiten Druckaufnahmebereich (27) zur Beaufschlagung des Steuerschiebers (23) in Ventilschließrichtung; und

- eine Soll-Differenzdruck-Einstelleinrichtung (31) zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers (23) in der Ventilöffnungsrichtung zur Einstellung eines Differenzdruck-Sollwertes über dem Stromventil; aufweist,

dadurch gekennzeichnet, daß

eine Druckaufnahmefläche (Az) des zweiten Druckaufnahmebereichs (27; 27A) größer ist als eine Druckaufnahmefläche (ALS) des ersten Druckaufnahmebereichs (28; 28A).

2. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß die Soll-Differenzdruck- Einstelleinrichtung eine Feder (31) ist.

3. Mydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Soll-Differenzdruck- Einstelleinrichtung eine Einrichtung (50, 51) zur hydraulischen Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers (23A; 23B) aufweist.

4. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur hydraulischen Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers (23A) eine Einrichtung (56) zur Erzeugung eines konstanten Hydraulikdrucks, eine mit dem konstanten Hydraulikdruck beaufschlagte dritte Steuerkammer (50) zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers (23A) in Ventilöffnungsrichtung, eine Einrichtung (57, 58) zur Erzeugung eines veränderlichen Mydraulikdrucks, und eine mit dem veränderlichen Hydraulikdruck beaufschlagte vierte Steuerkammer (51) zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers in Ventilschließrichtung aufweist.

5. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Soll-Differenzdruck- Einstelleinrichtung ferner eine Feder (31B) zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers (23B) in Ventilöffnungsrichtung aufweist, und daß die Einrichtung zur hydraulischen Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers eine Einrichtung (57, 58) zur Erzeugung eines veränderlichen Hydraulikdrucks und eine mit dem veränderlichen Hydraulikdruck beaufschlagte weitere Steuerkammer (51) zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers in Ventilschließrichtung aufweist.

6. Druckausgleichsventil (8; 8A; 8B) zur Steuerung eines Differenzdrucks über einem zwischen einer Hydropumpe (1) und einem Stellelement (2) angeordneten Stromventils (5), wobei das Druckausgleichsventil ein Ventilgehäuse (21; 21A) mit einer mit der Hydropumpe verbundenen Einlaßaussparung (24), einer mit dem Stromventil und einer Steuerschieberbohrung (22; 22A) verbundenen Auslaßaussparung (25), einen in der Steuerschieberbohrung verschiebbar angeordneten Steuerschieber (23; 23A; 23B) zur Steuerung der Fluidverbindung zwischen der Einlaßaussparung und der Auslaßaussparung, eine in dem ventilgehäuse gebildete und mit einem Lastdruck des Stellglieds beauf schlagte erste Steuerkammer (30; 30A) , einen in der ersten Steuerkammer angeordneten ersten Druckaufnahmebereich (28; 28A) zur Beauf schlagung des Ventilsteuerschiebers in Ventilöffnungsrichtung, eine in dem Ventilgehäuse gebildete und mit einem Eingangsdruck des Stromventils beauf schlagte zweite Steuerkammer (29; 29A), einen in der zweiten Steuerkammer angeordneten zweiten Druckaufnahmebereich (27; 27A) zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers in Ventilschließrichtung und eine Soll-Differenzdruck-Einstelleinrichtung (31; 50, 51; 31B, 51) zur Beaufschlagung des Ventilsteuerschiebers in Ventilschließrichtung zur Einstellung eines Sollwertes des Differenzdrucks über dem Stromventil aufweist,

dadurch gekennzeichnet, daß

eine Druckaufnahmefläche (Az) des zweiten Druckaufnahmebereichs (27; 27A) größer ist als eine Druckaufnahmefläche (ALS) des zweiten Druckaufnahmebereichs (28; 28A)