EP0464305A1 - Hydraulische Steuervorrichtung - Google Patents

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EP0464305A1
EP0464305A1 EP91101694A EP91101694A EP0464305A1 EP 0464305 A1 EP0464305 A1 EP 0464305A1 EP 91101694 A EP91101694 A EP 91101694A EP 91101694 A EP91101694 A EP 91101694A EP 0464305 A1 EP0464305 A1 EP 0464305A1
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EP
European Patent Office
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line
control device
hydraulic control
valve
pressure
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EP91101694A
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English (en)
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Rudolf Ing. Brunner
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Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
Original Assignee
Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
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    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/86—Control during or prevention of abnormal conditions
    • F15B2211/8613—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being oscillations

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control device of the type specified in the preamble of claim 1.
  • An oscillating load movement system is, for example, a crane in which oscillating movements occur at the beginning or end of a rapid load movement, also due to large lever ratios, which affect the hydraulic consumer (s) and lead to pressure fluctuations in the hydraulic system.
  • the hydraulic columns of the theoretically incompressible medium show elastic reactions in practice, so that from the interaction of various factors, the oscillating movements and the pressure fluctuations disruptively over a long period of time, i.e. be maintained even during load movement.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic control device of the type mentioned, in which an effective damping of pressure fluctuations is achieved easily and inexpensively.
  • the block containing the load holding valve remains conventional. It is modified for the additional function with little manufacturing effort. Simply by replacing the block, a hydraulic control device that was already in operation can be retrofitted.
  • the embodiment according to claim 3 corresponds to the modern modular principle for optionally combinable components.
  • the unit can be easily integrated in the control circuit at the appropriate point. In a previously undamped system, damping is subsequently created by attaching the structural unit. If necessary, the structural unit is integrated into the working group, with the bypass line and the throttle throttle passage being dimensioned larger.
  • a bore with a 0.8 mm diameter is used as a throttle passage and a bore with 1.0 mm is used as a throttle throttle passage.
  • the size ratio and the sizes of the passages are individually adapted to the respective requirements.
  • the bypass channel branches off from the pilot pressure line.
  • the bypass channel in the cylinder containing the control piston of the load holding valve or in the control piston itself and to connect it to the cylinder part on the rear of the control piston, which is possibly relieved of pressure anyway.
  • the movement damping throttle is set to operating pressure medium or, for other reasons, set so closely that it would delay the rapid actuation of the load holding valve in the case of cold pressure medium or an abrupt stop pulse.
  • the hydro consumer would then run on under the load.
  • the check valve in the parallel line eliminates this risk according to claim 7, because then for the control of the load holding valve, the pressure medium can quickly flow past the movement damping throttle if the pressure in the one working line and the control line falls below the pressure which opposes the control movement of the load holding valve.
  • the check valve is kept blocked. In the event of pressure fluctuations during the lowering of the load, the pressure medium is moved by the movement damping throttle; An extreme pressure drop in one working line causes the check valve to open briefly, which contributes to damping.
  • the run-on with cold pressure medium or strictly adjusted motion damping throttle is not carried out.
  • the damping device and the movement damping throttle cooperate in the sense of optimal damping.
  • the closing movement of the control piston is not affected by the check valve according to claim 9, because the pressure medium flows out via the bypass channel.
  • bypass channel through the bypass channel and the interference throttle passage pressure medium flows into the working line containing the load holding valve.
  • a connection of the bypass channel with the return is not necessary.
  • the check valve in the bypass channel ensures that when the other working line is pressurized, no pressure medium reaches a working line via the bypass channel.
  • the working lines are not used to derive the pressure medium flowing out for the purpose of damping the pressure vibrations.
  • the pressure accumulator according to claim 12 helps to allow the pressure fluctuations to subside quickly.
  • a further expedient embodiment in which a closing element which is pressed by spring force in the closing direction onto a valve seat located in the working line and a control piston which loads the closing element in the opening direction from the control pressure line, is provided in the load holding valve.
  • a geometric area ratio of 1: 3 between the valve seat and the control piston is usually used worldwide. This has proven itself particularly in double-acting differential hydraulic cylinders. By departing from this area ratio, which is enforced as standard, the pressure difference resulting from the pressure medium flowing through the bypass channel is compensated for and the advantage is achieved that a larger quantity of pressure medium moves around the control piston for effective damping and also for control from the working line providing the control pressure move with the same force as before.
  • Claim 14 gives the person skilled in the art an easy-to-understand instruction on how to achieve optimal damping of the pressure fluctuations while maintaining the regulating or control behavior of the hydraulic control device.
  • both working lines of the hydraulic consumer are secured with a load holding valve. Effective damping of pressure fluctuations is achieved regardless of the direction of movement of the load. Linking the bypass channels is a structural simplification.
  • a vibrating load movement system S according to Fig. 1 is, for example, a hydraulic crane 3 mounted on a truck 1 on its vehicle frame 2, the boom components of which are supplied by hydraulic consumers V, e.g. double-acting hydraulic cylinders, are moved when a load F is to be manipulated.
  • hydraulic consumers V e.g. double-acting hydraulic cylinders
  • a hydraulic control device L can be seen in the block diagram from FIG. 2, with which the left-hand hydraulic consumer V shown in FIG. 1 is actuated, for example.
  • the hydraulic control device L contains a load holding valve H with a control part A and a damping device X as well as a schematically indicated control valve C, and is from a pressure source P, which is associated with a return tank T, with pressure medium provided.
  • the hydraulic consumer V is a double-acting differential cylinder 4 with a piston 5, to which the load F acts via a piston rod 8.
  • the chambers 6 and 7 of the cylinder 4 are connected to the control valve C via working lines 9, 10 and can be connected alternately to the pressure source P or the return flow T in order to move the piston 5 in both directions.
  • the control valve has a zero position to stop the load.
  • the load holding valve H is arranged in the other working line 9 and, in order to lower the load F from the one working line 10, is acted upon by pilot pressure which is set by the control valve C.
  • the load holding valve H contains a valve 11 with a closing element 13, which is loaded in the control direction by a spring 12 and by a control pressure in a control line 15b branching off from the control valve C of the part of the other working line 9.
  • a check valve 14 blocking the flow direction to the control valve C bypasses the valve 11.
  • the valve element 13 is acted against by the force of the spring 12 by the control pressure of an indicated control line 15a, which branches off from the part of the other working line 9 facing the hydraulic consumer V.
  • the control part A has a control pressure line 16 which branches off from a branch 17 of the one working line 10 and leads to a connection 18 of the valve 11.
  • a component 19 can be contained in the pilot pressure line 16 to dampen the movements of the closing element 13 or the pilot piston associated therewith (see FIG. 5), which component consists of a motion damping throttle 20, preferably adjustable, and a bypass check valve 21 which is in the direction to a work line 10 blocks. If the bypass check valve 21 is omitted, both closing and opening movements of the closing element 13 are damped.
  • a bypass line 23 branches off in a branch 22 of the pilot pressure line 16 and contains an interference throttle D2.
  • the bypass line 23 leads to a node 24 in the part of the other working line 9 facing the control valve C.
  • a throttle passage D1 is provided which is smaller than the interference throttle passage D2 (for example throttle passage D1 0.8mm, choke passage D2 1.0mm).
  • a check valve 25 blocking in the direction of the interference throttle passage D2 can be provided between the interference throttle passage D2 and the node 24.
  • valve 11 holds the load.
  • the check valve 14 blocks.
  • the part of the working line 9 lying between the load holding valve H and the control valve C is relieved to the return flow T.
  • control valve C is adjusted so that the working line 9 is connected to the pressure source P and the working line 10 to the return line T.
  • the closing element 13 remains in its closed position.
  • the check valve 14 opens.
  • the chamber 7 is pressurized.
  • the piston 5 extends. Pressure medium is discharged from the chamber 6 through the working line 10.
  • the chamber 6 and the opening pressure line 16 are pressurized, which opens the closing element 13 against the force of the spring 12.
  • the load F begins to decrease.
  • Pressure medium constantly flows through the bypass duct 23 to the other working line 9, which is connected to the return T. If there are pressure fluctuations in the chambers 6 and 7, the working lines 9, 10 and in the control circuit of the load holding valve H, then these are damped because of the pressure medium flowing out via the bypass duct 23 and the interference throttle passage D2 and because of the movement damping throttle 20.
  • the work line 10 is relieved.
  • the check valve 14 is in its blocking position.
  • the closing element 13 is closed, the movement damping throttle 20 damping this movement.
  • Pressure medium flows to a working line 10 and / or through the bypass channel 23 via the check valve 25.
  • the hydraulic control device H according to FIG. 3 differs from that of FIG. 2 in that the bypass channel 23 is connected directly to the return T. Furthermore, a check valve 26 blocking in the direction of a working line 10 is provided in the opening pressure line 16. The check valve 26 can also be arranged at the same location in the embodiment according to FIG. 2. The function of the control device is the same as that of FIG. 2. Only no pressure medium can flow back into the one working line 10.
  • a pressure accumulator 27 is connected to the pilot pressure line 16, expediently between the component 19 and the branch 22.
  • the check valve 26 from FIG. 3 could be provided at the same location.
  • the bypass channel 23 either leads directly to the return T or, as in FIG. 2, to the other working line 9.
  • the valve 11 of the load holding valve is shown schematically in FIG. 6.
  • the closing element 13 designed as a ball 29 is pressed by the spring 12 onto a valve seat 30 which connects two chambers 31 and 32 to one another.
  • the part of the other working line 9 leading to the chamber 7 is connected to the chamber 31; to the chamber 32, on the other hand, the part of the work line 9 leading to the control valve C.
  • the check valve 14 is located between the chambers 31 and 32.
  • the chamber part 35 lying behind the control piston 34 is relieved of pressure.
  • the valve seat 30 has a cross-sectional area A1, which is in a geometrical area ratio to the application area A2 of the control piston 34, is greater than 1: 4 and preferably greater than 1: 6.5.
  • the pressure in the chamber 32 acts on the closing element 13 parallel to the spring 12 in the closing direction.
  • the pressure in the chamber 31 acts on the closing element 13 parallel to the control piston 34 in the control direction.
  • bypass channel 23 could also run through the control piston 34 to the chamber 35 and contain the interference throttle passage D2. It would also be conceivable to lead the bypass channel 23 out on the loading side of the control piston 34.
  • Fig. 7 in a diagram, the vertical axis represents pressure and the horizontal axis represents time.
  • the curve P17 represents the pressure curve at the branch 17.
  • the lower curve P18 represents the pressure curve at the connection 18. Both pressures oscillate strongly at the beginning and then calm down until they finally remain constant.
  • a pressure difference dP prevails between the pressures P17 and P18 due to the pressure medium flowing through the bypass duct 23 and the interference throttle passage D2. This pressure difference is compensated for by the size of the pressure surface of the control piston 34 (FIG. 5), so that the load holding valve H operates in the usual way.
  • the throttle passage D1 has a diameter of 0.8 mm
  • the interference throttle passage D2 has a diameter of 1.0 mm
  • the control piston 34 has a diameter of 17 mm.
  • the pressure at branch 17 is approximately 90 bar; the pressure P 18 at connection P18, on the other hand, is approximately 40 bar.
  • a pressure difference of approximately 40 bar is reduced via bypass duct 23 and interference throttle passage D2.
  • a parallel line 36 is provided, which branches off from the pilot pressure line 16 between the component 19 and the valve 11 and between the throttle passage D1 and the branch 17 into the Control pressure line 16 opens. It bypasses the movement damping throttle 20 and contains a check valve 37 which opens in the direction of a working line 10.
  • the parallel line 36 can also be connected directly to the one working line 10.
  • the check valve 37 allows 11 pressure medium to flow past the throttle 20 when the pressure medium is cold or when the damping throttle 20 is set strictly.
  • the check valve 37 contributes to the damping because it passes pressure peaks.
  • the bypass channel 23 can be connected to the other working line 9 or directly to the tank T. In the event of pressure fluctuations in the system, the pressure prevailing at the throttle passage D1 keeps the check valve 37 closed, so that the movement damping throttle 20 is properly effective.
  • the damping device X with or without check valve 37 is particularly useful for control devices in oscillatable load movement systems in which relatively complex control valves are provided with inlet regulators and load pressure sensing, which on the one hand are unaffected by pressure changes on the pump side and work independently of the load, but on the other hand the tendency itself to create or maintain pressure fluctuations in the system.
  • relatively complex control valves are provided with inlet regulators and load pressure sensing, which on the one hand are unaffected by pressure changes on the pump side and work independently of the load, but on the other hand the tendency itself to create or maintain pressure fluctuations in the system.
  • the pressure fluctuations in the system are effectively and quickly dampened regardless of where they originate.

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Abstract

Bei einer hydraulischen Steuervorrichtung für ein schwingendes Last-Bewegungssystem, mit einem doppelt beaufschlagbaren Hydroverbraucher (V), der über zwei getrennte Arbeitsleitungen (9, 10) und ein Steuerventil (C) wahlweise mit einer Druckquelle (P) oder einem Rücklauf (T) verbindbar ist, mit einem zumindest in der einen Arbeitsleitung (10) zwischen dem Steuerventil (C) und dem Hydroverbraucher (V) angeordneten, aus der anderen Arbeitsleitung (9) über eine Aufsteuerdruckleitung (16) aufsteuerbaren Lasthalteventil (H) wird an die Aufsteuerdruckleitung (16) des Lasthalteventils (H) eine aus einem Beipaßkanal (23) und einem Stördrosseldurchgang (D2) bestehende Dämpfungsvorrichtung (X) angeschlossen. In der Aufsteuerdruckleitung (16) ist ein Drosseldurchgang (D1) vorgesehen, der kleiner ist als der Stördrosseldurchgang (D2). <IMAGE>

Description

  • Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steuervorrichtung der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art.
  • Ein schwingendes Last-Bewegungssystem ist beispielsweise ein Kran, bei dem am Beginn oder Ende einer raschen Lastbewegung, auch bedingt durch große Hebelübersetzungen, schwingende Bewegungen auftreten, die auf den oder die Hydroverbraucher rückwirken und zu Druckschwankungen im hydraulischen System führen. Die Hydrauliksäulen des theoretisch inkompressiblen Mediums zeigen in der Praxis elastische Reaktionen, so daß aus dem Zusammenwirken verschiedener Faktoren die Schwingbewegungen und die Druckschwankungen störend über lange Zeitdauer, d.h. auch während der Lastbewegung aufrechterhalten werden.
  • Es ist zwar bekannt (Druckschrift D 7100 der Firma Heilmeier & Weinlein, Juni 1986, S. 2), die Schwingungsbereitschaft eines Hydroverbrauchers in einem wenigstens ein aufsteuerbares Lasthalteventil enthaltenden Hydraulikkreis durch eine verstellbare Bewegungsdämpfdrossel in der Aufsteuerdruckleitung des Lasthalteventils zu unterdrükken.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine hydraulische Steuervorrichtung der eingangs genannten Art zu schaffen, bei der einfach und kostengünstig eine wirkungsvolle Dämpfung von Druckschwankungen erreicht wird.
  • Die gestellte Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmalen gelöst.
  • Zum Dämpfen der Druckschwankungen wird nur in den Steuerdruckkreis des Lasthalteventils eingegriffen, trotzdem wirkt die Dämpfung rasch bis in den Arbeitskreis und den Hydroverbraucher. Dabei wird die gewünschte Dämpfung unabhängig von der Art und Konstruktion des Steuerventils erreicht, was bedeutet, daß die Wahl des Steuerventils frei bleibt. Es kann auch ein kompliziertes Steuerventil mit Zulaufreglern und Lastdruckabtastung benutzt werden, das an sich bei zum Schwingen neigenden Systemen kritisch ist, weil es Druck-Schwingungen anregen kann. Die Dämpfung beruht vermutlich darauf, daß durch die aus der Aufsteuerdruckleitung abströmende Hydraulikmenge die oberen und unteren Kuppen im Druckverlauf bei Druckschwankungen gekappt werden und der pendelnde Druckverlauf in den Arbeitsleitungen und im Hydroverbraucher so gestört wird, daß Druckschwankungen rasch abklingen. Die zum Dämpfen abfließende Menge im Steuerkreis ist gering.
  • Es ist zwar bekannt, bei Hubstaplern den Hubzylinder über eine Senkbremse zu sichern, die lastunabhängig die Senkgeschwindigkeit auf einen maximalen Wert begrenzt. In der Senkbremse ist ein ungedrosselter Beipaßkanal im Hauptströmungsweg enthalten, der die Regelkennlinie im Hinblick auf das Unterdrücken von Druckschwankungen verändert. Für Kräne mit doppelt beaufschlagbaren Hydroverbrauchern ist dieses Prinzip nicht brauchbar.
  • Bei der Ausführungsform von Anspruch 2 bleibt der das Lasthalteventil enthaltende Block konventionell. Er ist mit herstellungstechnisch geringem Aufwand für die zusätzliche Funktion modifiziert. Allein durch Austausch des Blocks ist eine bereits im Betrieb gewesene hydraulische Steuervorrichtung nachträglich umzurüsten.
  • Die Ausführungsform gemäß Anspruch 3 entspricht dem modernen Baukastenprinzip für wahlweise kombinierbare Komponenten. Die Baueinheit läßt sich leicht im Steuerkreis an der passenden Stelle eingliedern. Bei einem bisher ungedämpften System wird durch Anbau der Baueinheit nachträglich eine Dämpfung geschaffen. Gegebenenfalls ist die Baueinheit in den Arbeitskreis eingegliedert, wobei dann die Beipaßleitung und der Stördrosseldurchgang größer bemessen werden.
  • Aus dem Zusammenspiel zwischen dem Drosseldurchgang und dem Stördrosseldurchgang, über den das Störvolumen aus der Aufsteuerdruckleitung abströmt, resultiert gemäß Anspruch 4 die rasch wirkende Dämpfung von Druckschwankungen.
  • Obwohl zu erwarten ist, daß bei gegenüber dem Drosseldurchgang größerem Stördrosseldurchgang die Aufsteuerung des Lasthalteventils beeinträchtigt wird, zeigt sich überraschend, daß bei der ungewöhnlichen Auslegung gemäß Anspruch 5 eine unerwartete Dämpfung erzielt wird und das Lasthalteventil unbeeinträchtigt arbeitet.
  • Beispielsweise wird als Drosseldurchgang eine Bohrung mit 0,8mm Durchmesser und als Stördrosseldurchgang eine Bohrung mit 1,0mm verwendet. Grundsätzlich werden das Größenverhältnis und die Größen der Durchgänge an die jeweiligen Anforderungen individuell angepaßt.
  • Bei den vorerwähnten Ausführungsformen zweigt der Beipaßkanal von der Aufsteuerdruckleitung ab. Es ist jedoch denkbar, den Beipaßkanal in dem den Aufsteuerkolben des Lasthalteventils enthaltenden Zylinder oder im Aufsteuerkolben selbst anzuordnen und mit dem Zylinderteil an der Aufsteuerkolben-Rückseite zu verbinden, der gegebenenfalls ohnedies druckentlastet ist.
  • Die Bewegungsdämpfdrossel ist auf betriebswarmes Druckmittel eingestellt oder auch aus anderen Gründen so eng eingestellt, daß sie bei kaltem Druckmittel oder bei einem schlagartigen Anhalteimpuls das rasche Zusteuern des Lasthalteventils verzögern würde. Es käme dann zum Nachlaufen des Hydroverbrauchers unter der Last. Das Rückschlagventil in der Parallelleitung eliminiert gemäß Anspruch 7 diese Gefahr, weil es dann zwecks Zusteuerung des Lasthalteventils das Druckmittel rasch an der Bewegungsdämpfdrossel vorbei abströmen läßt, wenn der Druck in der einen Arbeitsleitung und der Aufsteuerleitung unter den Druck fällt, der der Zusteuerbewegung des Lasthalteventils entgegensteht. Beim Senken mit Druck in der einen Arbeitsleitung wird das Rückschlagventil gesperrt gehalten. Bei Druckschwankungen während des Senkens der Last wird das Druckmittel durch die Bewegungsdämpfdrossel bewegt; ein extremer Druckabfall in der einen Arbeitsleitung bewirkt ein kurzzeitiges Öffnen des Rückschlagventils, das so zur Dämpfung beiträgt. Das Nachlaufen bei kaltem Druckmittel oder streng eingestellter Bewegungsdämpfdrossel unterbleibt.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 8 kooperieren die Dämpfungsvorrichtung und die Bewegungsdämpfdrossel im Sinne einer optimalen Dämpfung.
  • Die Schließbewegung des Aufsteuerkolbens wird durch das Rückschlagventil gemäß Anspruch 9 nicht beeinträchtigt, weil das Druckmittel über den Beipaßkanal abströmt.
  • Gemäß Anspruch 10 durch den Beipaßkanal und den Stördrosseldurchgang abströmendes Druckmittel gelangt in die das Lasthalteventil enthaltende Arbeitsleitung. Eine Verbindung des Beipaßkanals mit dem Rücklauf entfällt. Das Rückschlagventil im Beipaßkanal stellt sicher, daß bei Druckbeaufschlagung der anderen Arbeitsleitung kein Druckmittel über den Beipaßkanal zur einen Arbeitsleitung gelangt.
  • Gemäß Anspruch 11 werden zum Ableiten des zwecks Dämpfung der Druckschwingungen abströmenden Druckmittels die Arbeitsleitungen nicht herangezogen.
  • Der Druckspeicher gemäß Anspruch 12 trägt dazu bei, die Druckschwankungen rasch abklingen zu lassen.
  • Eine weitere zweckmäßige Ausführungsform, bei der im Lasthalteventil ein durch Federkraft in Schließrichtung auf einen in der Arbeitsleitung liegenden Ventilsitz gedrücktes Schließelement und ein Aufsteuerkolben vorgesehen sind, der aus der Aufsteuerdruckleitung beaufschlagt das Schließelement in Öffnungsrichtung belastet, geht aus Anspruch 13 hervor. Üblicherweise wird bei hydraulischen Steuervorrichtungen für schwingende Lastbewegungssysteme ein geometrisches Flächenverhältnis von 1:3 zwischen dem Ventilsitz und dem Aufsteuerkolben weltweit verwendet. Dies hat sich gerade bei doppeltwirkenden Differential-Hydraulikzylindern bewährt. Durch Abgehen von diesem als Standard durchgesetzten Flächenverhältnis wird die sich durch das über den Beipaßkanal abströmende Druckmittel ergebende Druckdifferenz kompensiert und der Vorteil erreicht, daß sich für eine wirksame Dämpfung und auch zum Aufsteuern aus der den Aufsteuerdruck bereitstellenden Arbeitsleitung eine größere Druckmittelmenge bewegt, um den Aufsteuerkolben mit der gleichen Kraft zu bewegen wie bisher.
  • Mit Anspruch 14 wird dem Fachmann eine einfach nachzuvollziehende Anweisung gegeben, wie eine optimale Dämpfung der Druckschwankungen bei gleichbleibendem Regel- oder Steuerverhalten der hydraulischen Steuervorrichtung erzielbar ist.
  • Gemäß Anspruch 15 sind beide Arbeitsleitungen des Hydroverbrauchers mit einem Lasthalteventil abgesichert Eine wirksame Dämpfung von Druckschwankungen wird unabhängig von der Bewegungsrichtung der Last erreicht. Die Verknüpfung der Beipaßkanäle ist eine bauliche Vereinfachung.
  • Anhand der Zeichnung werden Ausführungsformen des Erfindungsgegenstandes erläutert. Es zeigen:
    • Fig. 1 eine schematische Ansicht eines schwingenden Lastbewegungssystems,
    • Fig. 2 eine hydraulische Steuervorrichtung als Blockschaltbild,
    • Fig. 3 eine Detailvariante,
    • Fig. 4 eine weitere Detailvariante,
    • Fig. 5 eine weitere Detailvariante,
    • Fig. 6 einen schematischen Schnitt durch ein Lasthalteventil,
    • Fig. 7 ein Druck/Zeitdiagramm zur Verdeutlichung der Dämpfung in der hydraulischen Steuervorrichtung, und
    • Fig. 8 ein Blockschaltbild einer weiteren Ausführungsform.
  • Ein schwingendes Last-Bewegungssystem S gemaß Fig. 1 ist beispielsweise ein an einen Lastkraftwagen 1 an dessen Fahrzeugrahmen 2 angebauter Hydraulikkran 3, dessen Auslegerkomponenten durch Hydroverbraucher V, z.B. doppeltwirkende Hydraulikzylinder, bewegt werden, wenn eine Last F zu manipulieren ist. Am Beginn oder am Ende einer oder auch während der Bewegung der Last F treten Kräfte auf, die die Auslegerkomponenten, vor allem wegen der großen Hebelverhältnisse, zum Schwingen bringen, was in den Hydroverbrauchern V zu spürbaren Druckschwankungen führt, woraus gefährliche oder unangenehme Lastbewegungen resultieren.
  • Aus Fig. 2 ist im Blockschaltbild eine hydraulische Steuervorrichtung L entnehmbar, mit der beispielsweise der in Fig. 1 gezeigte, linke Hydroverbraucher V betätigt wird. Die hydraulische Steuervorrichtung L enthält ein Lasthalteventil H mit einem Aufsteuerteil A und einer Dämpfungsvorrichtung X sowie ein schematisch angedeutetes Steuerventil C, und wird aus einer Druckquelle P, der ein Rücklauf-Tank T zugeordnet ist, mit Druckmittel versorgt.
  • Der Hydroverbraucher V ist ein doppelt wirkender Differential-Zylinder 4 mit einem Kolben 5, an dem über eine Kolbenstange 8 die Last F angreift. Die Kammern 6 und 7 des Zylinders 4 sind über Arbeitsleitungen 9, 10 an das Steuerventil C angeschlossen und wechselweise mit der Druckquelle P oder dem Rücklauf T verbindbar, um den Kolben 5 in beiden Richtungen zu bewegen. Zum Anhalten der Last hat das Steuerventil eine Nullstellung. Das Lasthalteventil H ist in der anderen Arbeitsleitung 9 angeordnet und wird zum Senken der Last F aus der einen Arbeitsleitung 10 mit Aufsteuerdruck beaufschlagt, der durch das Steuerventil C eingestellt wird.
  • Im Lasthalteventil H ist ein Ventil 11 mit einem Schließelement 13 enthalten, das durch eine Feder 12 und von einem Steuerdruck in einem vom dem Steuerventil C zugewandten Teil der anderen Arbeitsleitung 9 abzweigenden Steuerleitung 15b in Zusteuerrichtung belastet wird. Ein in Strömungsrichtung zum Steuerventil C sperrendes Rückschlagventil 14 umgeht das Ventil 11. In Aufsteuerrichtung wird das Ventilelement 13 gegen die Kraft der Feder 12 vom Steuerdruck einer angedeuteten Steuerleitung 15a beaufschlagt, die vom dem Hydroverbraucher V zugewandten Teil der anderen Arbeitsleitung 9 abzweigt.
  • Der Aufsteuerteil A weist eine Aufsteuerdruckleitung 16 auf, die von einer Abzweigung 17 der einen Arbeitsleitung 10 abzweigt und zu einem Anschluß 18 des Ventils 11 führt. In der Aufsteuerdruckleitung 16 kann zum Dämpfen der Bewegungen des Schließelementes 13 bzw. des diesem zugeordneten Aufsteuerkolbens (s. Fig. 5) eine Komponente 19 enthalten sein, die aus einer Bewegungsdämpfdrossel 20, vorzugsweise verstellbar, und aus einem Umgehungsrückschlagventil 21 besteht, das in Richtung zur einen Arbeitsleitung 10 sperrt. Wird das Umgehungsrückschlagventil 21 weggelassen, so werden sowohl Schließ- als auch Öffnungsbewegungen des Schließelementes 13 gedämpft.
  • In einer Abzweigung 22 der Aufsteuerdruckleitung 16 zweigt eine Beipaßleitung 23 ab, in der eine Stördrossel D2 enthalten ist. Die Beipaßleitung 23 führt bei dieser Ausführungsform zu einem Knotenpunkt 24 in dem dem Steuerventil C zugewandten Teil der anderen Arbeitsleitung 9. Zwischen den Abzweigungen 17 und 22 in der Aufsteuerdruckleitung 16 ist ein Drosseldurchgang D1 vorgesehen, der kleiner ist als der Stördrosseldurchgang D2 (z.B. Drosseldurchgang D1 0,8mm, Stördrosseldurchgang D2 1,0mm). hat. Zwischen dem Stördrosseldurchgang D2 und dem Knotenpunkt 24 kann ein in Richtung zum Stördrosseldurchgang D2 sperrendes Rückschlagventil 25 vorgesehen sein.
  • In der Stellung von Fig. 2 hält das Ventil 11 die Last. Das Rückschlagventil 14 sperrt. Der zwischen dem Lasthalteventil H und dem Steuerventil C liegende Teil der Arbeitsleitung 9 ist zum Rücklauf T entlastet.
  • Zum Anheben der Last F wird das Steuerventil C verstellt, so daß die Arbeitsleitung 9 mit der Druckquelle P und die Arbeitsleitung 10 mit dem Rücklauf T verbunden werden. Das Schließelement 13 verbleibt in seiner Schließstellung. Das Rückschlagventil 14 öffnet. Die Kammer 7 wird mit Druck beaufschlagt. Der Kolben 5 fährt aus. Aus der Kammer 6 wird Druckmittel durch die Arbeitsleitung 10 abgeführt.
  • Zum Anhalten der Last F wird das Steuerventil C wieder zurückgestellt; es tritt der Zustand gemäß Fig. 2 erneut ein.
  • Zum Senken der Last F werden die Kammer 6 und die Aufsteuerdruckleitung 16 mit Druck beaufschlagt, der das Schließelement 13 gegen die Kraft der Feder 12 aufsteuert. Die Last F beginnt zu sinken. Druckmittel strömt ständig über den Beipaßkanal 23 zur anderen Arbeitsleitung 9, die mit dem Rücklauf T verbunden ist. Kommt es zu Druckschwankungen in den Kammern 6 und 7, den Arbeitsleitungen 9, 10 und im Steuerkreis des Lasthalteventils H, dann werden diese wegen des über den Beipaßkanal 23 und den Stördrosseldurchgang D2 abströmenden Druckmittels und wegen der Bewegungsdämpfdrossel 20 gedämpft.
  • Zum Anhalten der Last F wird die eine Arbeitsleitung 10 entlastet. Das Rückschlagventil 14 ist in seiner Sperrstellung. Das Schließelement 13 wird zugesteuert, wobei die Bewegungsdämpfdrossel 20 diese Bewegung dämpft. Druckmittel strömt zur einen Arbeitsleitung 10 und/oder durch den Beipaßkanal 23 über das Rückschlagventil 25 ab.
  • Die hydraulische Steuervorrichtung H gemäß Fig. 3 unterscheidet sich von der von Fig. 2 dadurch, daß der Beipaßkanal 23 direkt mit dem Rücklauf T verbunden ist. Ferner ist in der Aufsteuerdruckleitung 16 ein in Richtung zur einen Arbeitsleitung 10 sperrendes Rückschlagventil 26 vorgesehen. Das Rückschlagventil 26 kann auch bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2 an der gleichen Stelle angeordnet sein. Die Funktion der Steuervorrichtung ist gleich der von Fig. 2. Es kann nur kein Druckmittel in die eine Arbeitsleitung 10 zurückströmen.
  • Gemäß Fig. 4 ist an die Aufsteuerdruckleitung 16 ein Druckspeicher 27 angeschlossen, zweckmäßigerweise zwischen der Komponente 19 und der Abzweigung 22. Das Rückschlagventil 26 von Fig. 3 könnte an der gleichen Stelle vorgesehen sein. Ferner wird angedeutet, daß der Beipaßkanal 23 entweder direkt zum Rücklauf T oder wie in Fig. 2 zur anderen Arbeitsleitung 9 führt.
  • In Fig. 5 ist der Hydroverbraucher V (z.B. der Knickzylinder in Fig. 1) in beiden Arbeitsrichtungen durch Lasthalteventile H abgesichert. Die Beipaßkanäle 23 beider Dämpfungsvorrichtungen X sind an die jeweils andere Aufsteuerdruckleitung 16 angeschlossen.
  • In Fig. 6 ist schematisch das Ventil 11 des Lasthalteventils gezeigt. In seinem Gehäuse 28 wird das als Kugel 29 ausgebildete Schließelement 13 von der Feder 12 auf einen Ventilsitz 30 gedrückt, der zwei Kammern 31 und 32 miteinander verbindet. An die Kammer 31 ist der zur Kammer 7 führende Teil der anderen Arbeitsleitung 9 angeschlossen; an die Kammer 32 hingegen der zum Steuerventil C führende Teil der Arbeitsleitung 9. Das Rückschlagventil 14 sitzt zwischen den Kammern 31 und 32. Ein Aufsteuerkolben 34 ist vom Druck in der Aufsteuerleitung 16 beaufschlagbar, um über einen Stößel 33 das Schließelement 13 aufzusteuern. Der hinter dem Aufsteuerkolben 34 liegende Kammerteil 35 ist druckentlastet. Der Ventilsitz 30 hat eine Querschnittsfläche A1, die zur Beaufschlagungsfläche A2 des Aufsteuerkolbens 34 in einem geometrischen Flächenverhältnis steht, größer als 1:4 und vorzugsweise größer als 1:6,5 ist. Der Druck in der Kammer 32 beaufschlagt das Schließelement 13 parallel zur Feder 12 in Schließrichtung. Der Druck in der Kammer 31 beaufschlagt das Schließelement 13 parallel zum Aufsteuerkolben 34 in Aufsteuerrichtung.
  • Der Beipaßkanal 23 der könnte auch durch den Aufsteuerkolben 34 zur Kammer 35 verlaufen und den Stördrosseldurchgang D2 enthalten. Denkbar wäre es auch, den Beipaßkanal 23 auf der Beaufschlagungsseite des Aufsteuerkolbens 34 herauszuführen.
  • In Fig. 7 repräsentieren in einem Diagramm die vertikale Achse den Druck und die horizontale Achse die Zeit. Die Kurve P17 repräsentiert den Druckverlauf an der Abzweigung 17. Die untere Kurve P18 repräsentiert den Druckverlauf am Anschluß 18. Beide Drücke pendeln anfangs stark und beruhigen sich dann bis sie schließlich konstant bleiben. Durch über den Beipaßkanal 23 und den Stördrosseldurchgang D2 abströmendes Druckmittel herrscht zwischen den Drücken P17 und P18 eine Druckdifferenz dP. Diese Druckdifferenz ist durch die Größe der Beaufschlagungsfläche des Aufsteuerkolbens 34 (Fig. 5) kompensiert, so daß das Lasthaltenventil H in der üblichen Weise arbeitet.
  • Bei einem konkreten Ausführungsbeispiel hat der Drosseldurchgang D1 einen Durchmesser von 0,8mm, der StörDrosseldurchgang D2 einen Durchmesser von 1,Omm, der Aufsteuerkolben 34 einen Durchmesser von 17mm. Der Druck an der Abzweigung 17 beträgt ca. 90 Bar; der Druck P 18 Am Anschluß P18 hingegen ca. 40 Bar. Es wird über den Beipaßkanal 23 und den Stördrosseldurchgang D2 eine Druckdifferenz von ca. 40 Bar abgebaut.
  • Bei der hydraulischen Steuervorrichtung L gemäß Fig. 8 ist zusätzlich zu der Ausführungsform von Fig. 2 oder 3 eine Parallelleitung 36 vorgesehen, die von der Aufsteuerdruckleitung 16 zwischen der Komponente 19 und dem Ventil 11 abzweigt und zwischen dem Drosseldurchgang D1 und der Abzweigung 17 in die Aufsteuerdruckleitung 16 mündet. Sie umgeht die Bewegungsdämpfdrossel 20 und enthält ein Rückschlagventil 37, das in Richtung zur einen Arbeitsleitung 10 öffnet. Die Parallelleitung 36 kann auch direkt an die eine Arbeitsleitung 10 angeschlossen sein. Das Rückschlagventil 37 läßt bei kaltem Druckmittel oder bei streng eingestellter Dämpfdrossel 20 zum raschen Zusteuern des Ventils 11 Druckmittel an der Drossel 20 vorbei abströmen. Außerdem trägt das Rückschlagventil 37 zur Dämpfung bei, weil es Druckspitzen durchläßt. Der Beipaßkanal 23 kann an die andere Arbeitsleitung 9 oder gleich an den Tank T angeschlossen sein. Bei Druckschwankungen im System hält der am Drosseldurchgang D1 herrschende Druck das Rückschlagventil 37 geschlossen, damit die Bewegungsdämpfdrossel 20 ordnungsgemäß wirksam wird.
  • Die Dämpfungsvorrichtung X mit oder ohne Rückschlagventil 37 ist im besonderen für Steuervorrichtungen in schwingfähigen Last-Bewegungssystemen zweckmäßig, in denen relativ aufwendige Steuerventile mit Zulaufreglern und Lastdruckabtastung vorgesehen sind, die zwar einerseits unbeeinflußt von Druckänderungen auf der Pumpenseite und lastunabhängig arbeiten, andererseits jedoch selbst die Tendenz zum Erzeugen oder Aufrechterhalten von Druckschwankungen im System haben. Mit der erfindungsgemäßen Ausbildung werden die Druckschwankungen im System unabhängig von ihrem Entstehungsort wirkungsvoll und rasch abgedämpft.

Claims (15)

1. Hydraulische Steuervorrichtung für ein schwingendes Last-Bewegungssystem, mit einem doppelt beaufschlagbaren Hydroverbraucher (V), der über zwei getrennte Arbeitsleitungen (9, 10) und ein Steuerventil (C) wahlweise mit einer Druckquelle (P) oder einem Rücklauf (T) verbindbar ist, mit einem in zumindest der einen Arbeitsleitung (10) zwischen dem Steuerventil (C) und dem Hydroverbraucher (V) angeordneten, aus der anderen Arbeitsleitung (9) über eine Aufsteuerdruckleitung (16) aufsteuerbaren Lasthalteventil (H), dadurch gekennzeichnet, daß in der Aufsteuerdruckleitung (16) des Lasthalteventils (H) eine aus einem von der Aufsteuerdruckleitung (16) abzweigenden Beipaßkanal (23) mit einem Stördrosseldurchgang (D2) bestehende, hydraulische Dämpfungsvorrichtung (X) für Druckschwankungen angeordnet ist.
2. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsvorrichtung (X) in einen das Lasthalteventil (H) enthaltenden Block (B) eingegliedert ist.
3. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsvorrichtung (X) eine eigenständige, an die Aufsteuerdruckleitung (16) des Lasthalteventils (H) angeschlossene Baueinheit ist.
4. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß in der Aufsteuerdruckleitung (16) zwischen der Abzweigung (22) des Beipaßkanals (23) und der einen Arbeitsleitung (10) ein Drosseldurchgang (D1) vorgesehen ist.
5. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Stördrosseldurchgang (D2) größer ist als der Drosseldurchgang (D1).
6. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Durchmesserverhältnis der Drosseldurchgänge (D1, D2) bei etwa 1:1,25 liegt.
7. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 6, wobei in der Aufsteuerdruckleitung (16) eine Bewegungsdämpfdrossel und ein in Aufsteuerrichtung des Lasthalteventils (H) öffnendes Umgehungsrückschlagventil (21) für die Bewegungsdämpfdrossel (20) vorgesehen sind, dadurch gekennzeichnet, daß in einer die Bewegungsdämpfdrossel umgehenden Parallelleitung (36) ein in Richtung zur einen Arbeitsleitung (10) öffnendes Rückschlagventil (37) angeordnet ist, und daß die Parallelleitung (36) zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und der einen Arbeitsleitung (10) an die Aufsteuerdruckleitung (16) oder direkt an die eine Arbeitsleitung (10) angeschlossen ist.
8. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Beipaßkanal (23) zwischen der Bewegungsdämpfdrossel (20) und dem Drosseldurchgang (D1) von der Aufsteuerdruckleitung (16) abzweigt.
9. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß in der Aufsteuerdruckleitung (16) zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und der einen Arbeitsleitung (10) ein in Richtung zur Arbeitsleitung (10) sperrendes Rückschlagventil (26) angeordnet ist.
10. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Beipaßkanal (23) abströmseitig an die das Lasthalteventil (H) enthaltende andere Arbeitsleitung (9) angeschlossen ist, und daß im Beipaßkanal (23) zwischen dem Stördrosseldurchgang (D2) und der anderen Arbeitsleitung (9) ein in Richtung zur Aufsteuerdruckleitung (16) sperrendes Rückschlagventil (25) angeordnet ist.
11. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Beipaßkanal (23) direkt mit dem Rücklauf (T) verbunden ist.
12. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und dem Stördrosseldurchgang (D2),ein Druckspeicher (27) angeschlossen ist.
13. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, wobei im Lasthalteventil (H) ein durch Federkraft in Schließrichtung auf einen in der Arbeitsleitung (9) liegenden Ventilsitz (30) gedrücktes Schließelement (13) und ein Aufsteuerkolben (34) vorgesehen sind, der aus der Aufsteuerdruckleitung (16) beaufschlagt ist und das Schließelement in Aufsteuerrichtung belastet, dadurch gekennzeichnet, daß das geometrische Flächenverhältnis (A1:A2) zwischen dem Ventilsitz (30) und der Beaufschlagungsfläche des Aufsteuerkolbens (34) größer als 1:4, vorzugsweise größer als 1:6,5 ist.
14. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß das geometrische Flächenverhältnis (A1:A2) von Aufsteuerkolben (34) und Ventilsitz (30) und das Durchmesserverhältnis der Drosseldurchgänge (D1, D2) derart aufeinander abgestimmt sind, daß für ein wählbares Verhältnis zwischen dem Aufsteuerdruck (P18) am Aufsteuerkolben (34) und dem Druck in der den Aufsteuerdruck (P17) bereitstellenden Arbeitsleitung (10) eine rasche Dämpfung von Druckschwankungen im Hydroverbraucher (V) erreicht wird.
15. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß beide Arbeitsleitungen (9, 10) des Hydroverbrauchers (V) ein Lasthalteventil (H) mit jeweils einer Dämpfungsvorrichtung (X) enthalten, und daß die Beipaßkanäle (23) miteinander verknüpft sind.
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