EP1135613B1 - Verfahren und steueranordnung zur ansteuerung eines hydraulischen verbrauchers - Google Patents

Verfahren und steueranordnung zur ansteuerung eines hydraulischen verbrauchers Download PDF

Info

Publication number
EP1135613B1
EP1135613B1 EP99963215A EP99963215A EP1135613B1 EP 1135613 B1 EP1135613 B1 EP 1135613B1 EP 99963215 A EP99963215 A EP 99963215A EP 99963215 A EP99963215 A EP 99963215A EP 1135613 B1 EP1135613 B1 EP 1135613B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
control
pump
spring
consumer
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP99963215A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1135613A1 (de
Inventor
Burkhard KNÖLL
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Bosch Rexroth AG
Original Assignee
Bosch Rexroth AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Bosch Rexroth AG filed Critical Bosch Rexroth AG
Publication of EP1135613A1 publication Critical patent/EP1135613A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1135613B1 publication Critical patent/EP1135613B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0416—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor with means or adapted for load sensing
    • F15B13/0417—Load sensing elements; Internal fluid connections therefor; Anti-saturation or pressure-compensation valves
    • F15B13/0418—Load sensing elements sliding within a hollow main valve spool
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/16—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors
    • F15B11/161—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load
    • F15B11/163—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load for sharing the pump output equally amongst users or groups of users, e.g. using anti-saturation, pressure compensation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20546—Type of pump variable capacity
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/305—Directional control characterised by the type of valves
    • F15B2211/30505—Non-return valves, i.e. check valves
    • F15B2211/30515—Load holding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/305—Directional control characterised by the type of valves
    • F15B2211/30525—Directional control valves, e.g. 4/3-directional control valve
    • F15B2211/3053—In combination with a pressure compensating valve
    • F15B2211/30555—Inlet and outlet of the pressure compensating valve being connected to the directional control valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/31—Directional control characterised by the positions of the valve element
    • F15B2211/3105—Neutral or centre positions
    • F15B2211/3111—Neutral or centre positions the pump port being closed in the centre position, e.g. so-called closed centre
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/32—Directional control characterised by the type of actuation
    • F15B2211/329—Directional control characterised by the type of actuation actuated by fluid pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/405—Flow control characterised by the type of flow control means or valve
    • F15B2211/40515—Flow control characterised by the type of flow control means or valve with variable throttles or orifices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/415—Flow control characterised by the connections of the flow control means in the circuit
    • F15B2211/41581—Flow control characterised by the connections of the flow control means in the circuit being connected to an output member and a return line
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/46—Control of flow in the return line, i.e. meter-out control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/57—Control of a differential pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/635—Circuits providing pilot pressure to pilot pressure-controlled fluid circuit elements
    • F15B2211/6355—Circuits providing pilot pressure to pilot pressure-controlled fluid circuit elements having valve means

Definitions

  • the invention relates to a method for control a consumer according to the preamble of the claim 1 and a control arrangement for controlling a hydraulic consumer according to the preamble of the claim Second
  • Such a control arrangement is, for example, from WO 95/32364 A1 known.
  • a variable displacement pump is regulated in such a way that it Output creates a pressure that is around a certain Differential amount above the highest load pressure of all hydraulic Consumer of the tax arrangement lies. Let it go constant pumps in connection with a 3-way flow control valve or variable displacement pumps with changeable Use stroke volume.
  • a load sensing controller is provided, which in Meaning of a reduction in the volume of the variable displacement pump of pump pressure and in the sense of increasing the stroke volume the pump of the highest load pressure and one Compression spring can be acted upon.
  • the difference between that Pump pressure and the highest load pressure corresponds to the Force of this compression spring.
  • downstream pressure compensators are in which the pump adjusts to the maximum pressure volume has been and the pressure medium flow is not sufficient to the specified pressure drop across the orifice plates of all Consumers maintain the pressure balances of all controlled hydraulic consumers in the closing direction adjusted so that all pressure medium flows to the individual consumers reduced by the same percentage become.
  • LUDV systems load-independent flow distribution
  • the flow channels are used for reporting the highest load pressure for pump control and the Pressure springs of the individual pressure compensators designed in such a way that the load pressure is reported to the pump controller in an unadulterated manner becomes.
  • the hydraulic pump delivers one Stand-by pressure, which is, for example, 20 bar and to control some consumers or valve arrangements is needed.
  • the one corresponding to the stand-by print Pressure difference must be assigned to the other consumers Orifices are broken down, so that considerable Energy losses occur.
  • the invention is based on the object a method and a control arrangement for control to create at least one hydraulic consumer, where the energy losses are reduced to a minimum are.
  • the invention is reduced Load pressure to the pump reported.
  • the stroke volume of the pump depending on this reported (reduced) Load pressure set, so that the pressure loss accordingly above the orifice plate is less than the pressure difference on the pump controller (variable pump). That is, the pressure drop over the orifice plate is compared to the conventional Solutions reduced, so that a corresponding energy saving he follows.
  • Control arrangement When used to carry out the procedure Control arrangement will reduce this for pump control reported load pressure by interpreting the reaches a control piston of the pressure compensating control spring. This is compared with the state of the Technology much higher spring stiffness or preload designed so that the spring force is about that Pressure corresponds to the one reported to the pump controller Load pressure compared to the actually applied load pressure should be reduced. That is, the control arrangement differs essentially compared to conventional solutions by the choice of the spring, so that already existing Control arrangements easily converted can be.
  • the effective spring force preferably set such that they approximately half of the pressure difference corresponding to Pump controller is present or the state of the art the orifice plate falls off.
  • the response behavior of the control arrangement is special well if the spring force of the spring over the entire Hub, d. H. from a position with fully closed Control piston up to the fully open position remains about constant. This is particularly easy by means of a suitable pressure medium flow guide, where the resulting from the pressure medium flow Flow forces both in the closing direction and act in the opening direction of the pressure compensator and designed in this way are that they become one with the control spring force Add constants independent of the control piston stroke.
  • Such a pressure medium flow guide is, for example from the subsequently published P 198 36 564.0 known, the disclosure of which is expressly referred to here is taken.
  • the pressure compensator is preferably with a nozzle bore, through which at complete controlled pressure compensator the load pressure in the load pressure channel is fed.
  • the pressure compensator is preferably with a nozzle bore, through which at complete controlled pressure compensator the load pressure in the load pressure channel is fed.
  • the pressure in the load pressure reporting line is preferred via another connection hole in the pressure compensator reported in the spring chamber of the control piston, whereby this connection bore a damping nozzle for damping of pressure fluctuations.
  • control arrangement can with a Variable pump and associated control unit or with one Constant pump with inlet pressure balance (3-way flow control valve) be executed.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a valve disk 2 a valve block with two working ports A, B, one Tank connection T and a pump connection P.
  • a consumer for example a hydraulic motor 116 or a double-acting one Cylinder (not shown) connected.
  • Via the hydraulic Circuit can be one of the working connections Connect A, B to pump port P while the other working connection B, A with the tank connection T is connected.
  • the valve disc also has a control connection LS, over which the load pressure at the assigned Consumer can be tapped.
  • the pump is a variable displacement pump executed, the delivery rate depending on Load pressure of the consumer is regulated.
  • load-sensing circuits are adequate in the prior art known, so that a basic description is dispensed with can be.
  • Figure 1 Construction When controlling several consumers via circuits with that shown in Figure 1 Construction is the highest in terms of consumers applied load pressure to the pump and the delivery rate depending on this highest load pressure set.
  • valve disc 2 In the valve disc 2 is a continuously adjustable Directional control valve 4 with a control direction of the Consumer defining direction and a Speedometer forming orifice plate added.
  • the orifice formed by the directional control valve 4 (Speed section) is connected to a pressure compensator 5, whose control piston 40 in its control position the pressure drop across the orifice independent of the load pressure keeps constant.
  • the output connection of the pressure compensator 5 is hydraulic with the directional part of the directional valve 4 connected, depending on the control one of the Working ports A, B supplied with pressure medium and the another is connected to the tank connection T.
  • In the work lines to the work connections A, B are continuous adjustable, unlockable check valve arrangements 6, 8 switched, the reverse flow in its blocking position prevent from the consumer and in the unlocked Pass position a backflow from the corresponding Working connection A or B towards tank connection T. enable.
  • the directional control valve 4 is activated via Pilot valves 10, 12, through which the end faces of a Directional valve spool 28 of the directional valve 4 with one Control pressure can be applied to this from his to shift the neutral position shown.
  • the Directional valve slide 28 is by two compression springs 30, 32nd biased to its neutral position.
  • the control piston 40 the pressure compensator 5 is in the closing direction of the force a control spring 44 and the highest load pressure Consumer loads through a load pressure channel 22 is tapped by the consumer.
  • the pressure downstream of the directional valve 4 is via a Control line 38 to the one acting in the opening direction End face of the control piston 40 out.
  • the pilot valves 10, 12 are continuously adjustable executed so that a pressure of the order between the tank pressure and the pressure at the pump connection P can be applied to the end faces of the directional valve slide 28 is. This control pressure is also used to unlock the Check valve assemblies 6 and 8 used.
  • a pressure relief valve 45 provided, via which the load pressure in the load pressure channel 22nd is limited.
  • the pressure relief valve 45 is in Spring closing direction and opening direction acted upon by the highest load pressure of the consumers. at If the maximum pressure is exceeded, control oil becomes tank T dissipated.
  • the load pressure channel 22 is furthermore connected to the tank via a tank throttle 47.
  • Figure 2 shows a specifically designed valve disc 2, in which the circuit according to FIG. 1 is implemented.
  • valve disc 2 has the two working connections A, B and a pump connection P and the tank connection T, which is the valve disc packing of the valve block perpendicular to the plane of the drawing.
  • the highest load pressure is all over the Valve block controlled consumers to one with the Load pressure channel 22 connected control connection LS performed.
  • the valve disc 2 has mounting holes for the Directional control valve 4, the directional control valve 28 as Hollow slide is formed.
  • the only in Figure 2 Dashed piston 40 is inside the Directional valve slide 28 out.
  • Each of the check valve assemblies 6 has a pre-opening main cone 72 which cooperates with an impact piston 92, via which the Main cone 72 for unlocking from its valve seat can be lifted off.
  • the two pilot valves 10, 12 are in Cartridge design and in the lower in Figure 2 End face of the valve disc 2 screwed in. Both Pilot valves 10, 12 are, for example electrically operated pressure reducing valves, via which the Pressure at the pump connection P to a system pressure at axial outlet connection of the respective pilot valve 10, 12 is reducible. As can be seen from Figure 1, has each pilot valve 10, 12 next to that with the pump connection P connected input port another one with the Tank connection T connected radial connection.
  • DE 196 46 428 A1 discloses a valve arrangement for Actuation of a double-acting consumer at the hydraulic fluid delivered by a pump via a Directional control valve optionally one of two working connections Can be fed, each of which a check valve assembly assigned. Each check valve arrangement is about controlled a pilot valve assigned to this, the Output control pressure also on one end of the Directional valve spool is present. By energizing both Pilot valves can be found in the directional valve spool Clamp the zero position and the two Unlock check valve assemblies so that the Working connections with the check valve arrangements with a tank can be connected and thus a floating position is adjustable.
  • valve disc 2 for receiving the Directional valve slide 28, a valve bore 50 in which Annular spaces 52, 54, 56, 58 extending radially outward and 60 are formed.
  • annular space 52 is dashed over a in Figure 2 indicated load pressure signaling line 62 with the Load pressure channel 22 connected to the control connection LS is led.
  • the two annular spaces 54 and 56 are over Working channels 66, 68 to the working connections A and B guided.
  • the annular space 58 is on the one hand Pump line 70 connected to the pump port P and on the other hand via a connecting channel 74 to one Radial connection of the pilot valves 10, 12 out.
  • the Annulus 60 is also hydraulic with the pump connection P connected.
  • the directional valve slide 28 is 30.32 in via compression springs biased its basic position shown in Figure 3.
  • the two compression springs 30, 32 are on locking screws 90 supported, the valve bore 50 in the axial direction to lock.
  • the Directional valve slide 28 is designed as a hollow piston and has an axial bore 94, which is shown in the illustration Figure 3 from the left end portion of the directional valve spool 28 extends into the area of the ring channel 60.
  • this axial bore 94 opens a measuring aperture bore star 96, whose breakthroughs as radial bores are formed in the directional valve spool jacket.
  • the orifice hole star 96 arranged between the two annular spaces 58, 60.
  • a directional bore star 98 formed in the shown basic position between the two annular spaces 54, 56 is arranged.
  • the control piston 40 is inside the axial bore 94 slidably guided and via the control spring 44 with a Ring face 100 against a stop shoulder Axial bore 94 biased into its closed position.
  • On Control piston spring chamber 104 is via a connecting bore 106, a damping throttle 108 and an opening 109 connected in the directional valve slide 28 to the annular space 52, so that the load pressure the control piston 40 also in Closing direction applied.
  • Control piston 40 an axial blind hole 110 which in the right ( Figure 4) end face of the control piston 40 opens.
  • the jacket of the control piston 40 is in the mouth region penetrated radially crown-shaped by openings 112.
  • a compensation bore star 114 is at a distance from these trained in the position shown in the area of the annular space 54 is arranged.
  • control piston 40 In the area between the openings 112 and the Bore star 114 is the control piston 40 radial downgraded so that a 112 in the area of the openings first control edge 116 and in the area of Compensation bore star 110 a second control edge 118 is formed.
  • the radially stepped section 115 is in the Area of the first control edge 116 as an inclined surface trained while in the area of the second Control edge 118 is designed as a radial stage.
  • the directional valve slide 28 has two according to Figure 4 axially spaced annular grooves 120, 122 which in the Inner peripheral surface of the axial bore 94 are formed.
  • the two ring grooves 120, 122 are through one Center web 124 separated from each other, the one with the second Control edge 118 cooperates.
  • the one in the illustration 4 right circumferential edge of the first annular groove 120 interacts with the first control edge 116, so that at Axial displacement of the control piston 40 through cooperation the first control edge 116 and the first annular groove 120 a control cross section is opened while by interaction of the second control edge 118 and the Mittelsteg 124 a compensation control cross section is opened.
  • the closed both tax cross sections Regarding further details of this compensation flow guidance on the subsequently published application 198 36 564.0 directed.
  • the directional bore star 98 opens into the first Ring groove 120.
  • the connecting bore 106 designed as an angle bore, with a radial bore leg 126 of the connection bore 106 in the opening 109 of the directional control valve 28 opens.
  • the radial bore leg 126 is arranged so that the connection between the ring channel 52 and the spring chamber 104 over the entire Stroke of the control piston 40 is open. That is, the Control piston 40 is always in the closing direction by the Force of the control spring 44 and the load pressure in the load pressure channel 22 acted upon.
  • the axial bore 110 of the control piston 40 opens its left end portion in a nozzle bore 128, the in turn in a radial bore 130 of the control piston 40 transforms.
  • the opening cross section of the nozzle bore 128 is that when the opening is open Pressure relief valve 45 from the load pressure channel 22 to the tank T flowing control oil quantity reduced so that the responsiveness and efficiency of the hydraulic Control can be improved.
  • the control spring 44 is in the embodiment shown with a large preload or a high spring stiffness executed so that about half the stand-by pressure the variable pump must be applied to the Shift control piston 40 against the force of the control spring 44. That is, at a stand-by pressure of about 20 bar, which in the circuit shown for actuating the Pilot valves 10, 12 is required, the control spring 44th designed as a 10 bar spring.
  • the pressure medium flow along the control piston 44 is by suitable geometric Design of the control cross section described at the beginning and in the opposite direction effective control cross-section designed so that the resultant from the force of the control spring 44 and the flow forces acting on the control piston is a constant that is independent of the control piston stroke. With in other words, the control spring 44 and the flow forces are coordinated so that the result is a horizontal spring characteristic, where the spring force is independent of the stroke of the control piston 40 is.
  • the pressure medium passes through the open orifice hole star 96 in the axial bore 94, see above that the control piston 40 of the pressure compensator against the force of the Control spring 44 is acted upon in the opening direction.
  • the control piston 40 of the pressure compensator against the force of the Control spring 44 is acted upon in the opening direction.
  • the control piston 40 of the pressure compensator against the force of the Control spring 44 is acted upon in the opening direction.
  • the control piston 40 By the pressure build-up at the inlet of the pressure compensator 5 becomes the control piston 40 brought into its left end position in FIG. 3, so that the compensation cross section and the control cross section are fully controlled on.
  • the radial bore 130 is opened via the control edge 132, so that the pressure at the input of the pressure compensator 5 over the axial blind bore 110, the nozzle bore 128, the Radial bore 130 and the opening 109 in the load pressure reporting line 62 and thus into the load pressure channel 22 is reported.
  • load pressure corresponds to the force of the control spring 44 lower than that at the inlet
  • the Stand-by pressure of the variable pump is 20 bar.
  • the Load pressure at the inlet of the pressure compensator, d. H. in the working channel 66, for example, should be 200 bar.
  • a method and a control arrangement are disclosed to control at least one hydraulic consumer.
  • the control arrangement has a pump whose output adjustable depending on the load pressure of a consumer is. Its control takes place via a Proportional directional control valve, one Pressure compensator is assigned, via which the pressure drop over the orifice plate is kept constant regardless of the load pressure. According to the invention, when the pressure compensator is fully open a lower load pressure to the pump is reported, so that the pressure drop across the orifice plate is reduced.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)

Abstract

Offenbart sind ein Verfahren und eine Steueranordnung zur Ansteuerung zumindest eines hydraulischen Verbrauchers. Die Steueranordnung hat eine Pumpe, deren Leistung in Abhängigkeit vom Lastdruck eines Verbrauchers einstellbar ist. Dessen Ansteuerung erfolgt über ein eine Meßblende bildendes Proportionalwegeventil (4), dem eine Druckwaage zugeordnet ist, über die der Druckabfall über der Meßblende lastdruckunabhängig konstant gehalten wird. Erfindungsgemäß wird bei vollständig geöffneter Druckwaage (5) ein niedrigerer Lastdruck zur Pumpe gemeldet, so daß der Druckabfall über der Meßblende verringert wird.

Description

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Ansteuerung eines Verbrauchers gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 und eine Steueranordnung zur Ansteuerung eines hydraulischen Verbrauchers gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 2.
Eine derartige Steueranordnung ist beispielsweise aus der WO 95/32364 A1 bekannt. Bei dieser bekannten Lösung wird eine Verstellpumpe derart geregelt, daß sie an ihrem Ausgang einen Druck erzeugt, der um einen bestimmten Differenzbetrag über dem höchsten Lastdruck aller hydraulischen Verbraucher der Steueranordnung liegt. Dabei lassen sich Konstantpumpen in Verbindung mit einem 3-Wege-Stromregelventil oder Verstellpumpen mit veränderbarem Hubvolumen einsetzen.
Für derartige Load-Sensing-Regelungen ist bei Verstellpumpen ein Load-Sensing-Regler vorgesehen, der im Sinne einer Verringerung des Volumens der Verstellpumpe vom Pumpendruck und im Sinne einer Vergrößerung des Hubvolumens der Pumpe vom höchsten Lastdruck und von einer Druckfeder beaufschlagbar ist. Die Differenz zwischen dem Pumpendruck und dem höchsten Lastdruck entspricht der Kraft dieser Druckfeder. Bei diesen Load-Sensing-Schaltungen ist jedem Verbraucher eine veränderbare Meßblende und eine vor- oder nachgeschaltete Druckwaage zugeordnet, über die der Druckabfall über der Meßblende konstant gehalten wird, so daß die zu einem hydraulischen Verbraucher fließende Druckmittelmenge allein vom Öffnungsquerschnitt der Meßblende und nicht vom Lastdruck des Verbrauchers oder vom Pumpendruck abhängt. Bei den Meßblenden nachgeschalteten Druckwaagen werden in dem Fall, in dem die Pumpe bis zum maximalen Druckvolumen verstellt worden ist und der Druckmittelstrom nicht ausreicht, um den vorgegebenen Druckabfall über den Meßblenden sämtlicher Verbraucher aufrecht zu erhalten, die Druckwaagen aller angesteuerten hydraulischen Verbraucher in Schließrichtung verstellt, so daß alle Druckmittelströme zu den einzelnen Verbrauchern um den gleichen Prozentsatz verringert werden. Bei derartigen LUDV-Systemen (lastunabhängige Durchflußverteilung) bewegen sich dann alle angesteuerten Verbraucher mit einer prozentual um den gleichen Wert verringerten Geschwindigkeit.
Bei LUDV-Systemen werden die Strömungskanäle zum Melden des höchsten Lastdrucks zur Pumpenregelung und die Druckfedern der Individualdruckwaagen derart ausgelegt, daß der Lastdruck unverfälscht zum Pumpenregler gemeldet wird.
Bei einigen Anwendungen liefert die Hydropumpe einen Stand-By-Druck, der beispielsweise bei 20 bar liegt und zum Ansteuern einiger Verbraucher oder Ventilanordnungen benötigt wird. Die dem Stand-By-Druck entsprechende Druckdifferenz muß an den den sonstigen Verbrauchern zugeordneten Meßblenden abgebaut werden, so daß erhebliche Energieverluste auftreten.
Dem gegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren und eine Steueranordnung zur Ansteuerung zumindest eines hydraulischen Verbrauchers zu schaffen, bei denen die Energieverluste auf ein Minimum reduziert sind.
Diese Aufgabe wird hinsichtlich des Verfahrens durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 und hinsichtlich der Steueranordnung durch die Merkmale des Patentanspruchs 2 gelöst.
Während bei den bekannten Load-Sensing-Systemen die Regelfeder der Druckwaage stets schwach ausgebildet wurde, um bei vollständig geöffneter Druckwaage den zur Hydropumpe gemeldeten Lastdruck nicht zu verfälschen, wird im Gegensatz dazu bei der Erfindung ein verringerter Lastdruck zur Pumpe gemeldet. Das Hubvolumen der Pumpe wird in Abhängigkeit von diesem gemeldeten (verringerten) Lastdruck eingestellt, so daß entsprechend der Druckverlust über der Meßblende geringer ist als die Druckdifferenz am Pumpenregler (Verstellpumpe). D. h., der Druckabfall über der Meßblende wird gegenüber den herkömmlichen Lösungen verringert, so daß auch eine entsprechende Energieeinsparung erfolgt.
Bei der zur Durchführung des Verfahrens eingesetzten Steueranordnung wird diese Reduzierung des zur Pumpenregelung gemeldeten Lastdruckes durch die Auslegung der auf einen Regelkolben der Druckwaage wirkenden Regelfeder erreicht. Diese wird mit einer im Vergleich zum Stand der Technik wesentlich höheren Federsteifigkeit oder Vorspannung ausgelegt, so daß die Federkraft etwa demjenigen Druck entspricht, um den der zum Pumpenregler gemeldete Lastdruck gegenüber dem tatsächlich anliegenden Lastdruck verringert sein soll. D. h., die Steueranordnung unterscheidet sich gegenüber herkömmlichen Lösungen im wesentlichen durch die Wahl der Feder, so daß auch bereits vorhandene Steueranordnungen auf einfache Weise umgerüstet werden können.
Beim Einsatz einer Regelfeder mit erhöhter Federsteifigkeit oder erhöhter Vorspannung wird die wirksame Federkraft vorzugsweise derart eingestellt, daß sie etwa der Hälfte derjenigen Druckdifferenz entspricht, die am Pumpenregler anliegt oder die beim Stand der Technik über der Meßblende abfällt.
Das Ansprechverhalten der Steueranordnung ist besonders gut, wenn die Federkraft der Feder über den gesamten Hub, d. h. von einer Stellung mit vollständig geschlossenem Regelkolben bis zur vollständig geöffneten Stellung etwa konstant bleibt. Dies läßt sich besonders einfach durch eine geeignete Druckmittelströmungsführung erreichen, bei der die aus der Druckmittelströmung resultierenden Strömungskräfte sowohl in Schließrichtung als auch in Öffnungsrichtung der Druckwaage wirken und derart ausgelegt sind, daß sie sich mit der Regelfederkraft zu einer vom Regelkolbenhub unabhängigen Konstanten addieren.
Eine derartige Druckmittelströmungsführung ist beispielsweise aus der nachveröffentlichten P 198 36 564.0 bekannt, auf deren Offenbarung hier ausdrücklich Bezug genommen wird.
Für den Fall, daß der Lastdruck in der zur Pumpe geführten Lastdruckmeldeleitung über ein Druckbegrenzungsventil begrenzt ist, wird die Druckwaage vorzugsweise mit einer Düsenbohrung ausgeführt, über die bei vollständig aufgesteuerter Druckwaage der Lastdruck in den Lastdruckkanal eingespeist wird. Durch die Düsenbohrungen in den den einzelnen Verbrauchern zugeordneten Druckwaagen werden die Verlustströmungen bei mehreren vollständig aufgesteuerten Druckwaagen und bei geöffnetem Druckbegrenzungsventil verringert. Auch dieses Vorsehen einer Düsenbohrung steht im Widerspruch zu den bisher bei Load-Sensing-Systemen eingesetzten Konstruktionen, da dort - wie eingangs erwähnt- stets ein unverfälschter Lastdruck zur Pumpenregelung gemeldet wurde. Aus diesem Grund wurde der hydraulische Widerstand des Strömungskanals zum Pumpenregler möglichst gering gewählt, damit der Druckabfall und eine Verfälschung des Lastdruckes bei vollständig geöffneter Druckwaage möglichst gering ausfällt.
Der Druck in der Lastdruckmeldeleitung wird vorzugsweise über eine weitere Verbindungsbohrung in der Druckwaage in den Federraum des Regelkolbens gemeldet, wobei diese Verbindungsbohrung eine Dämpfungsdüse zur Dämpfung von Druckschwankungen aufweist.
Die erfindungsgemäße Steueranordnung kann mit einer Verstellpumpe und zugehöriger Regeleinheit oder mit einer Konstantpumpe mit Eingangsdruckwaage (3-Wege-Stromregelventil) ausgeführt sein.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche.
Im folgenden wird ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen:
  • Figur 1 ein Schaltschema einer erfindungsgemäßen Steueranordnung;
  • Figur 2 eine Ventilscheibe mit der Steueranordnung aus Figur 1;
  • Figur 3 eine Detaildarstellung einer Ventilanordnung mit einer verstellbaren Meßblende und einer nachgeschalteten Druckwaage und
  • Figur 4 eine Detaildarstellung der Ventilanordnung aus Figur 3.
    • Figur 1 zeigt einen Schaltplan einer Ventilscheibe 2 eines Ventilblocks mit zwei Arbeitsanschlüssen A, B, einem Tankanschluß T und einem Pumpenanschluß P. An die beiden Arbeitsanschlüsse A, B ist ein Verbraucher, beispielsweise ein Hydromotor 116 oder ein doppeltwirkender Zylinder (nicht dargestellt) angeschlossen. Über die hydraulische Schaltung läßt sich einer der Arbeitsanschlüsse A, B mit den Pumpenanschluß P verbinden, während der jeweils andere Arbeitsanschluß B, A mit dem Tankanschluß T verbunden ist.
    Die Ventilscheibe hat des weiteren einen Steueranschluß LS, über den der Lastdruck an dem zugeordneten Verbraucher abgegriffen werden kann.
    Die nicht dargestellte Pumpe ist als Verstellpumpe ausgeführt, deren Förderleistung in Abhängigkeit vom Lastdruck der Verbraucher geregelt wird. Derartige Load-Sensing-Schaltungen sind im Stand der Technik hinlänglich gekannt, so daß auf eine grundlegende Beschreibung verzichtet werden kann. Bei der Ansteuerung mehrerer Verbraucher über Schaltungen mit dem in Figur 1 dargestellten Aufbau wird der jeweils höchste an den Verbrauchern anliegende Lastdruck zur Pumpe gemeldet und die Förderleistung in Abhängigkeit von diesem höchsten Lastdruck eingestellt.
    In der Ventilscheibe 2 ist ein stetig verstellbares Wegeventil 4 mit einem die Ansteuerungsrichtung des Verbrauchers bestimmenden Richtungsteil und einem die Meßblende bildenden Geschwindigkeitsteil aufgenommen. Der durch das Wegeventil 4 gebildeten Meßblende (Geschwindigkeitsteil) ist eine Druckwaage 5 nachgeschaltet, deren Regelkolben 40 in seiner Regelstellung den Druckabfall über der Meßblende lastdruckunabhängig konstant hält. Der Ausgangsanschluß der Druckwaage 5 ist hydraulisch mit dem Richtungsteil des Wegeventils 4 verbunden, über den je nach Ansteuerung einer der Arbeitsanschlüsse A, B mit Druckmittel versorgt und der andere mit dem Tankanschluß T verbunden wird. In den Arbeitsleitungen zu den Arbeitsanschlüssen A, B sind stetig verstellbare, entsperrbare Rückschlagventilanordnungen 6, 8 geschaltet, die in ihrer Sperrstellung die Rückströmung vom Verbraucher verhindern und in der entsperrten Durchlaßstellung eine Rückströmung vom entsprechenden Arbeitsanschluß A oder B zum Tankanschluß T hin ermöglichen.
    Die Ansteuerung des Wegeventils 4 erfolgt über Pilotventile 10, 12, über die die Stirnseiten eines Wegeventilschiebers 28 des Wegeventils 4 mit einem Steuerdruck beaufschlagbar sind, um diesen aus seiner dargestellten Neutralposition zu verschieben. Der Wegeventilschieber 28 ist durch zwei Druckfedern 30, 32 in seine Neutralposition vorgespannt. Der Regelkolben 40 der Druckwaage 5 ist in Schließrichtung von der Kraft einer Regelfeder 44 und vom höchsten Lastdruck der Verbraucher beaufschlagt, der über einen Lastdruckkanal 22 vom Verbraucher abgegriffen wird. Der Druck stromabwärts des Wegeventils 4 ist über eine Steuerleitung 38 zur in Öffnungsrichtung wirkenden Stirnfläche des Regelkolbens 40 geführt.
    Die Pilotventile 10, 12 sind stetig verstellbar ausgeführt, so daß ein Druck in der Größenordnung zwischen dem Tankdruck und dem Druck am Pumpenanschluß P an die Stirnseiten des Wegeventilschiebers 28 anlegbar ist. Dieser Steuerdruck wird auch zur Entsperrung der Rückschlagventilanordnungen 6 und 8 verwendet.
    In einem allen Verbrauchern gemeinsamen Abschnitt des Lastdruckkanals 22 ist ein Druckbegrenzungsventil 45 vorgesehen, über das der Lastdruck im Lastdruckkanal 22 begrenzt ist. Das Druckbegrenzungsventil 45 ist in Schließrichtung von einer Feder und in Öffnungsrichtung vom höchsten Lastdruck der Verbraucher beaufschlagt. Bei Überschreiten des Maximaldrucks wird Steueröl zum Tank T hin abgeführt. Der Lastdruckkanal 22 ist des weiteren über eine Tankdrossel 47 mit dem Tank verbunden.
    Figur 2 zeigt eine konkret ausgebildete Ventilscheibe 2, in der die Schaltung gemäß Figur 1 realisiert ist.
    Wie bereits erwähnt hat die Ventilscheibe 2 die beiden Arbeitsanschlüsse A, B sowie einen Pumpenanschluß P und den Tankanschluß T, die die Ventilscheibenpackung des Ventilblocks senkrecht zur Zeichenebene durchsetzen. Darüber hinaus ist der höchste Lastdruck aller über den Ventilblock angesteuerten Verbraucher an einen mit dem Lastdruckkanal 22 verbundenen Steueranschluß LS geführt.
    Die Ventilscheibe 2 hat Aufnahmebohrungen für das Wegeventil 4, dessen Wegeventilschieber 28 als Hohlschieber ausgebildet ist. Der in Figur 2 lediglich gestrichelt angedeutete Regelkolben 40 ist im Inneren des Wegeventilschiebers 28 geführt.
    Parallel zum Wegeventil 4 sind in der Ventilscheibe 2 die beiden entsperrbaren Rückschlagventilanordnungen 6, 8 aufgenommen. Jede der Rückschlagventilanordnungen 6 hat einen mit einer Voröffnung versehenen Hauptkegel 72, der mit einem Aufstoßkolben 92 zusammenwirkt, über den der Hauptkegel 72 zum Entriegeln von seinem Ventilsitz abhebbar ist.
    Die beiden Pilotventile 10, 12 sind in Patronenbauweise ausgeführt und in die in Figur 2 untere Stirnfläche der Ventilscheibe 2 eingeschraubt. Bei den Pilotventilen 10, 12 handelt es sich beispielsweise um elektrisch betätigbare Druckminderventile, über die der Druck am Pumpenanschluß P auf einen Systemdruck am axialen Ausgangsanschluß des jeweiligen Pilotventils 10, 12 reduzierbar ist. Wie aus Figur 1 entnehmbar ist, hat jedes Pilotventil 10, 12 neben dem mit dem Pumpenanschluß P verbundenen Eingangsanschluß noch einen mit dem Tankanschluß T verbundenen Radialanschluß.
    Zur Absicherung des Drucks am Tankanschluß T ist in der Ventilscheibe 2 des weiteren ein Rückschlagventil 114 vorgesehen.
    Hinsichtlich weiterer Details der Rückschlagventilanordnung 6, 8 und der Pilotventile 10, 12 und deren Funktionsweise sei auf die Druckschrift DE 196 46 428 A1 der Anmelderin verwiesen.
    Die DE 196 46 428 A1 offenbart eine Ventilanordnung zur Ansteuerung eines doppeltwirkenden Verbrauchers, bei der von einer Pumpe gefördertes Hydraulikfluid über ein Wegeventil wahlweise einem von zwei Arbeitsanschlüssen zuführbar ist, denen jeweils eine Rückschlagventilanordnung zugeordnet ist. Jede Rückschlagventilanordnung wird über ein dieser zugeordnetes Pilotventil angesteuert, dessen Ausgangssteuerdruck auch an einer Stirnseite des Wegeventilschiebers anliegt. Durch Bestromung beider Pilotventile lassen sich der Wegeventilschieber in seiner Nullstellung einspannen und die beiden Rückschlagventilanordnungen entriegeln, so daß die Arbeitsanschlüsse über die Rückschlagventilanordnungen mit einem Tank verbindbar sind und somit eine Schwimmstellung einstellbar ist.
    Der Aufbau des Wegeventils 4 und der Druckwaage 5 wird im folgenden anhand der Detaildarstellung gemäß Figur 3 beschrieben.
    Demgemäß hat die Ventilscheibe 2 zur Aufnahme des Wegeventilschiebers 28 eine Ventilbohrung 50, in der sich radial nach außen erstreckende Ringräume 52, 54, 56, 58 und 60 ausgebildet sind. Wie aus Figur 3 entnehmbar ist, ist der Ringraum 52 über eine in Figur 2 gestrichelt angedeutete Lastdruckmeldeleitung 62 mit dem Lastdruckkanal 22 verbunden, der zum Steueranschluß LS geführt ist.
    Die beiden Ringräume 54 und 56 sind über Arbeitskanäle 66, 68 zu den Arbeitsanschlüssen A bzw. B geführt.
    Der Ringraum 58 ist einerseits über eine Pumpenleitung 70 mit dem Pumpenanschluß P verbunden und andererseits über einen Verbindungskanal 74 zu einem Radialanschluß der Pilotventile 10, 12 geführt. Der Ringraum 60 ist ebenfalls hydraulisch mit dem Pumpenanschluß P verbunden.
    Die in Figur 2 dargestellten axialen Ausgangsanschlüsse der Pilotventile 10, 12 sind über Steuerkanäle 76, 78 mit den Federräumen 80, 82 des Wegeventils 4 verbunden. Von dort sind die Steuerkanäle 76, 78 weiter zu den Rückschlagventilanordnungen 6 bzw. 8 geführt.
    Der Wegeventilschieber 28 ist über Druckfedern 30,32 in seine in Figur 3 dargestellte Grundposition vorgespannt.
    Die beiden Druckfedern 30,32 sind an Verschlußschrauben 90 abgestützt, die die Ventilbohrung 50 in Axialrichtung abschließen.
    Wie eingangs bereits erwähnt, ist der Wegeventilschieber 28 als Hohlkolben ausgeführt und hat eine Axialbohrung 94, die sich in der Darstellung nach Figur 3 vom linken Endabschnitt des Wegeventilschiebers 28 bis in den Bereich des Ringkanals 60 erstreckt. In dieser Axialbohrung 94 mündet ein Meßblenden-Bohrungsstern 96, dessen Durchbrüche als Radialbohrungen im Wegeventilschiebermantel ausgebildet sind. In der dargestellten Grundposition ist der Meßblenden-Bohrungsstern 96 zwischen den beiden Ringräumen 58, 60 angeordnet.
    Im Axialabstand zum Meßblenden-Bohrungsstern 96 ist ein Richtungsbohrungsstern 98 ausgebildet, der in der gezeigten Grundposition zwischen den beiden Ringräumen 54, 56 angeordnet ist.
    Durch die vorbeschriebene Geometrie kann das Druckmittel vom Pumpenanschluß P je nach Ansteuerung des Wegeventilschiebers 28 über die Pumpenleitung 70, den Meßblenden-Bohrungsstern 96, die Axialbohrung 94, den Richtungsbohrungsstern 98 und den Arbeitskanal 66 zum Verbraucher A oder entsprechend über den Ringraum 60, den Meßblenden-Bohrungsstern 96, die Axialbohrung 94, den Richtungsbohrungsstern 98 und den Arbeitskanal 68 zum Verbraucher B geführt werden.
    Der Regelkolben 40 ist innerhalb der Axialbohrung 94 verschiebbar geführt und über die Regelfeder 44 mit einer Ringstirnfläche 100 gegen eine Anschlagschulter der Axialbohrung 94 in seine Schließstellung vorgespannt. Ein Regelkolbenfederraum 104 ist über ein Verbindungsbohrung 106, einer Dämpfungsdrossel 108 und einen Durchbruch 109 im Wegeventilschieber 28 mit dem Ringraum 52 verbunden, so daß der Lastdruck den Regelkolben 40 ebenfalls in Schließrichtung beaufschlagt.
    Gemäß der vergrößerten Darstellung in Figur 4 hat der Regelkolben 40 eine Axialsacklochbohrung 110, die in der rechten (Figur 4) Stirnfläche des Regelkolbens 40 mündet. Im Mündungsbereich ist der Mantel des Regelkolbens 40 radial kronenförmig von Durchbrüchen 112 durchsetzt. In Abstand zu diesen ist ein Kompensationsbohrungsstern 114 ausgebildet, der in der dargestellten Position im Bereich des Ringraums 54 angeordnet ist.
    Im Bereich zwischen den Durchbrüchen 112 und dem Bohrungsstern 114 ist der Regelkolben 40 radial zurückgestuft, so daß im Bereich der Durchbrüche 112 eine erste Steuerkante 116 und im Bereich des Kompensationsbohrungssterns 110 eine zweite Steuerkante 118 ausgebildet wird.
    Der radial zurückgestufte Abschnitt 115 ist im Bereich der ersten Steuerkante 116 als Schrägfläche ausgebildet, während er im Bereich der zweiten Steuerkante 118 als Radialstufe ausgeführt ist.
    Der Wegeventilschieber 28 hat gemäß Figur 4 zwei axial beabstandete Ringnuten 120, 122, die in der Innenumfangsfläche der Axialbohrung 94 ausgebildet sind.
    Die beiden Ringnuten 120, 122, sind durch einen Mittelsteg 124 voneinander getrennt, der mit der zweiten Steuerkante 118 zusammenwirkt. Die in der Darstellung nach Figur 4 rechte Umfangskante der ersten Ringnut 120 wirkt mit der ersten Steuerkante 116 zusammen, so daß bei Axialverschiebung des Regelkolbens 40 durch Zusammenwirken der ersten Steuerkante 116 und der ersten Ringnut 120 ein Steuerquerschnitt aufgesteuert wird, während durch Zusammenwirken der zweiten Steuerkante 118 und dem Mittelsteg 124 ein Kompensationssteuerquerschnitt geöffnet wird. In der gezeigten Grundposition sind die beiden Steuerquerschnitte geschlossen. Hinsichtlich weiterer Details dieser Kompensationsströmungsführung sei auf die nachveröffent- lichte Anmeldung 198 36 564.0 verwiesen.
    Der Richtungsbohrungsstern 98 mündet in der ersten Ringnut 120. Gemäß Figur 4 ist die Verbindungsbohrung 106 als Winkelbohrung ausgeführt, wobei ein Radialbohrungsschenkel 126 der Verbindungsbohrung 106 im Durchbruch 109 des Wegeventilschiebers 28 mündet. Der Radialbohrungsschenkel 126 ist so angeordnet, daß die Verbindung zwischen dem Ringkanal 52 und dem Federraum 104 über dem gesamten Hub des Regelkolbens 40 geöffnet ist. D. h., der Regelkolben 40 wird in Schließrichtung stets durch die Kraft der Regelfeder 44 und den Lastdruck im Lastdruckkanal 22 beaufschlagt.
    Die Axialbohrung 110 des Regelkolbens 40 mündet an ihrem linken Endabschnitt in einer Düsenbohrung 128, die ihrerseits in einer Radialbohrung 130 des Regelkolbens 40 übergeht.
    In der dargestellten Grundposition des Regelkolbens 40 ist die Radialbohrung 130 durch die Innenumfangswandung des Wegeventilschiebers 28 verschlossen. Bei einer Axialverschiebung des Regelkolbens 40 gegenüber dem Wegeventilschieber 28 wird die Radialbohrung 130 durch eine Steuerkante 132 aufgesteuert, die durch den Durchbruch 109 im Wegeventilschiebermantel ausgebildet ist. D. h., bei Bewegung des Regelkolbens 40 gegen die Kraft der Regelfeder 44 und den im Federraum herrschenden Steuerdruck wird der Druck stromabwärts der Meßblende in den Lastdruckkanal 22 und damit auch in den Federraum 104 gemeldet. Der Durchmesser der Düsenbohrung 128 ist wesentlich kleiner als der entsprechende Verbindungsquerschnitt bei den eingangs genannten, herkömmlichen Druckwaagen. Letztere waren stets so ausgelegt, daß über dieser Verbindungsbohrung nur ein vernachlässigbarer Druckabfall erfolgt, so daß der Lastdruck bei vollständig aufgesteuertem Regelkolben 46 unverfälscht zur Regelpumpe gemeldet wird.
    Durch den erfindungsgemäß ausgebildeten, geringen Öffnungsquerschnitt der Düsenbohrung 128 wird die bei geöffnetem Druckbegrenzungsventil 45 aus dem Lastdruckkanal 22 zum Tank T strömende Steuerölmenge reduziert, so daß das Ansprechverhalten und der Wirkungsgrad der hydraulischen Steuerung verbessert werden.
    Die Regelfeder 44 ist beim gezeigten Ausführungsbeispiel mit einer großen Vorspannung oder einer großen Federsteifigkeit ausgeführt, so daß etwa der halbe Stand-By-Druck der Verstellpumpe aufgebracht werden muß, um den Regelkolben 40 gegen die Kraft der Regelfeder 44 zu verschieben. D. h., bei einem Stand-By-Druck von etwa 20 bar, der bei der gezeigten Schaltung zur Betätigung der Pilotventile 10, 12 benötigt wird, ist die Regelfeder 44 etwa als 10-bar-Feder ausgebildet. Die Druckmittelströmung entlang des Regelkolbens 44 ist durch geeignete geometrische Ausgestaltung des eingangs beschriebenen Steuerquerschnittes und des in entgegengesetzter Richtung wirkenden Kompensations- steuerquerschnittes so ausgelegt, daß die Resultierende aus der Kraft der Regelfeder 44 und den auf den Regelkolben wirkenden Strömungskräften eine vom Regelkolbenhub unabhängige Konstante ist. Mit anderen Worten gesagt, die Regelfeder 44 und die Strömungskräfte werden derart aufeinander abgestimmt, daß sich im Ergebnis eine horizontale Federkennlinie einstellt, bei der die Federkraft unabhängig vom Hub des Regelkolbens 40 ist.
    Zum besseren Verständnis sei die Funktion der erfindungsgemäßen Steueranordnung erläutert. Zunächst sei angenommen, daß lediglich ein einziger Verbraucher über den Ventilblock mit Druckmittel versorgt werden soll. Dazu werden die Pilotventile 10, 12 entsprechend angesteuert, so daß eine Steuerdruckdifferenz auf die Stirnseiten des Wegeventilschiebers 28 wirkt. Entsprechend dieser Steuerdruckdifferenz wird der Wegeventilschieber 28 aus seiner federvorgespannten Grundposition herausbewegt, so daß der Meßblenden-Bohrungsstern 96 beispielsweise durch eine Steuerkante 133 aufgesteuert wird. Entsprechend wird durch die Axialverschiebung des Wegeventilschiebers 28 auch der Richtungsbohrungsstern 98 aufgesteuert, so daß der Arbeitskanal 66 mit Druckmittel aus der Pumpe versorgt wird und der Arbeitskanal 68 mit dem Tankanschluß T verbunden wird.
    Das Druckmittel tritt durch den aufgesteuerten Meßblendenbohrungsstern 96 in die Axialbohrung 94 ein, so daß der Regelkolben 40 der Druckwaage gegen die Kraft der Regelfeder 44 in Öffnungsrichtung beaufschlagt ist. Durch den Druckaufbau am Eingang der Druckwaage 5 wird der Regelkolben 40 in seine in Figur 3 linke Endposition gebracht, so daß der Kompensationsquerschnitt und der Steuerquerschnitt vollständig auf gesteuert sind. Dabei wird über die Steuerkante 132 die Radialbohrung 130 aufgesteuert, so daß der Druck am Eingang der Druckwaage 5 über die Axialsacklochbohrung 110, die Düsenbohrung 128, die Radialbohrung 130 und den Durchbruch 109 in die Lastdruckmeldeleitung 62 und damit in den Lastdruckkanal 22 gemeldet wird. Dieser in den Lastdruckkanal 22 gemeldete Lastdruck ist allerdings entsprechend der Kraft der Regelfeder 44 niedriger als der am Eingang der Druckwaage und im Arbeitskanal 66 herrschende Lastdruck. Die Verstellpumpe wird dann in Abhängigkeit von diesem niedrigeren Lastdruck angesteuert.
    Der Deutlichkeit halber sei dies nochmals an einem Zahlenbeispiel erläutert. Es sei angenommen, daß der Stand-By-Druck der Verstellpumpe 20 bar beträgt. Der Lastdruck am Eingang der Druckwaage, d. h. im Arbeitskanal 66, soll beispielsweise 200 bar betragen. Die Regelfeder 44 ist als sogenannte 10-bar-Feder (unabhängig vom Hub) ausgelegt. D. h., bei vollständig aufgesteuerter Druckwaage wird dann in den Lastdruckkanal 22 ein Druck von 200 bar - 10 bar = 190 bar gemeldet. Die Pumpe wird dann entprechend auf 210 bar eingeregelt, so daß der Druckabfall über der Meßblende lediglich noch 10 bar beträgt.
    Bei den herkömmlichen Systemen würde aufgrund der schwachen Regelfeder 44 ein Lastdruck zur Regelpumpe gemeldet werden, der dem Druck am Eingang der Druckwaage entspricht, d. h. die Pumpe würde beim Stand der Technik auf 220 bar eingeregelt, so daß der Druckabfall über der Meßblende 20 bar betragen würde. Durch die erfindungsgemäße Auslegung der Druckwaage läßt sich somit eine erhebliche Energieeinsparung bewirken, da der Druckabfall über der Meßblende bei vollständig aufgesteuerter Druckwaage 5 verringert wird.
    Für den Fall, daß nun über den Ventilblock ein zweiter hydraulischer Verbraucher betätigt wird, dessen Lastdruck größer als derjenige des vorbeschriebenen Verbrauchers ist, so wird die dem zweiten Verbraucher zugeordnete Druckwaage vollständig aufgesteuert und dieser Lastdruck in den Lastdruckmeldekanal gemeldet und die Regelpumpe entsprechend angesteuert. Durch den in Schließrichtung wirkenden höheren Druck wird der Regelkolben 40 des vorbeschriebenen Verbrauchers in seine Regelposition verschoben, in der die Steuerkante 132 die Radialbohrung 130 zugesteuert hat. In dieser Regelposition liegt am Eingang der Druckwaage der höhere Lastdruck des zweiten Verbrauchers an. Dieser Druck wird über die Druckwaage abgedrosselt, so daß am Druckwaagenausgang (Arbeitskanal 66) der niedrigere Lastdruck des ersten Verbrauchers anliegt. D. h., über den dem ersten und dem zweiten Verbraucher zugeordneten Meßblenden fällt jeweils die gleiche Druckdifferenz von etwa 10 bar ab.
    Wie bereits eingangs erwähnt wurde, wird durch das Vorsehen der Düsenbohrung 128 der Steuerölstrom über das Druckbegrenzungsventil zum Tank aufgrund des erhöhten hydraulischen Widerstandes minimiert, so daß die Verluste der Anlage auf ein Minimum reduziert sind.
    Anstelle der vorbeschriebenen Verstellpumpe könnte auch eine Konstantpumpe mit 3-Wege-Stromregelventil eingesetzt werden.
    Offenbart sind ein Verfahren und eine Steueranordnung zur Ansteuerung zumindest eines hydraulischen Verbrauchers. Die Steueranordnung hat eine Pumpe, deren Leistung in Abhängigkeit vom Lastdruck eines Verbrauchers einstellbar ist. Dessen Ansteuerung erfolgt über ein eine Meßblende bildendes Proportionalwegeventil, dem eine Druckwaage zugeordnet ist, über die der Druckabfall über der Meßblende lastdruckunabhängig konstant gehalten wird. Erfindungsgemäß wird bei vollständig geöffneter Druckwaage ein niedrigerer Lastdruck zur Pumpe gemeldet, so daß der Druckabfall über der Meßblende verringert wird.

    Claims (10)

    1. Verfahren zum Ansteuern eines Verbrauchers über eine Steueranordnung, mit einer Pumpe, deren Leistung in Abhängigkeit von einem Steuerdruck in einem Steuerdruckkanal (22) derart geregelt wird, daß der Pumpendruck um eine vorgegebene Druckdifferenz über dem Steuerdruck liegt, und mit einem Wegeventil (4), durch das eine Meßblende gebildet ist und in dessen Wegeventilschieber (28) ein Regelkolben (40) einer Druckwaage (5) geführt ist, über die der Druckabfall über der Meßblende unabhängig vom Lastdruck eines Verbrauchers konstant gehalten wird, wobei der Regelkolben (40) in Öffnungsrichtung vom Druck stromabwärts der Meßblende und in Schließrichtung von einer Regelfeder (44) und dem Steuerdruck beaufschlagt ist und bei vollständig geöffneter Druckwaage (5) der Druck stromabwärts der Meßblende in den Steuerdruckkanal (22) gemeldet wird, dadurch gekennzeichnet, daß bei vollständig aufgesteuerter Druckwaage (5) ein Druck in den Steuerdruckkanal (22) gemeldet wird, der wesentlich, aber um weniger als die vorgegebene Druckdifferenz unterhalb des Lastdrucks des Verbrauchers liegt.
    2. Steueranordnung zur Ansteuerung zumindest eines hydraulischen Verbrauchers, mit einer Pumpe, deren Pumpendruck in Abhängigkeit von einem Steuerdruck in einem Steuerdruckkanal (22) derart einstellbar ist, daß der Pumpendruck um eine vorbestimmte Druckdifferenz über dem Steuerdruck liegt, mit einem Wegeventil (4) zur Ansteuerung des Verbrauchers, durch das eine Meßblende gebildet ist und in dessen Wegeventilschieber (28) ein Regelkolben (40) einer Druckwaage (5) geführt ist, über den der Druckabfall über der Meßblende unabhängig vom Lastdruck eines Verbrauchers konstant haltbar ist, und der in Öffnungsrichtung vom Druck stromabwärts der Meßblende und in Schließrichtung von einer Regelfeder (44) und dem Steuerdruck beaufschlagt ist, wobei bei vollständig geöffneter Druckwaage (5) der Druck stromabwärts der Meßblende in den Steuerdruckkanal (22) meldbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Federrate und/oder Vorspannung der Regelfeder (44) derart ausgelegt ist, daß bei vollständig geöffneter Druckwaage (5) ein wesentlich, aber um weniger als die vorbestimmte Druckdifferenz verringerter Lastdruck des Verbrauchers als Steuerdruck zur Pumpe gemeldet ist.
    3. Steueranordnung nach Patentanspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Federkraft der Regelfeder (44) etwa der Hälfte der der Druckdifferenz entsprechenden Druckkraft entspricht.
    4. Steueranordnung nach Patentanspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckmittelströmung derart geführt ist, daß die auf den Regelkolben (40) wirkenden Strömungskräfte gemeinsam mit der Kraft der Regelfeder (44) eine über den Regelkolbenhub etwa konstante Kraft auf den Regelkolben (40) ausüben.
    5. Steueranordnung nach Patentanspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Regelkolben (40) zwei Steuerkanten (116, 118) hat, über die ein Steuerquerschnitt bzw. ein Kompensationssteuerquerschnitt aufsteuerbar sind, durch die entgegengesetzt gerichtete Druckmittelströmungen bewirkbar sind.
    6. Steueranordnung nach einem der Patentansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Regelkolben (40) eine Düsenbohrung (128) hat, über die eine Verbindung zwischen einem Raum stromabwärts der Meßblende zu dem Steuerdruckkanal (62, 22) aufsteuerbar ist, in dem ein Druckbegrenzungsventil (45) zur Begrenzung des Steuerdruckes angeordnet ist.
    7. Steueranordnung nach Patentanspruch 6, gekennzeichnet durch eine Verbindungsbobrung (106), über die der Federraum (104) des Regelkolbens (40) mit dem Steuerdruckkanal (62, 22) verbindbar ist.
    8. Steueranordnung nach Patentanspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß in der Verbindungsbohrung (106) eine Dämpfungsdüse (108) vorgesehen ist.
    9. Steueranordnung nach einem der Patentansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckdifferenz etwa 20 bar und die Kraft der Regelfeder (44) etwa 10 bar entspricht.
    10. Steueranordnung nach einem der Patentansprüche 2 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpe eine Konstantpumpe mit Eingangsdruckwaage oder eine Verstellpumpe ist.
    EP99963215A 1998-11-30 1999-11-11 Verfahren und steueranordnung zur ansteuerung eines hydraulischen verbrauchers Expired - Lifetime EP1135613B1 (de)

    Applications Claiming Priority (3)

    Application Number Priority Date Filing Date Title
    DE19855187A DE19855187A1 (de) 1998-11-30 1998-11-30 Verfahren und Steueranordnung zur Ansteuerung eines hydraulischen Verbrauchers
    DE19855187 1998-11-30
    PCT/DE1999/003601 WO2000032944A1 (de) 1998-11-30 1999-11-11 Verfahren und steueranordnung zur ansteuerung eines hydraulischen verbrauchers

    Publications (2)

    Publication Number Publication Date
    EP1135613A1 EP1135613A1 (de) 2001-09-26
    EP1135613B1 true EP1135613B1 (de) 2003-04-09

    Family

    ID=7889493

    Family Applications (1)

    Application Number Title Priority Date Filing Date
    EP99963215A Expired - Lifetime EP1135613B1 (de) 1998-11-30 1999-11-11 Verfahren und steueranordnung zur ansteuerung eines hydraulischen verbrauchers

    Country Status (4)

    Country Link
    US (1) US6516614B1 (de)
    EP (1) EP1135613B1 (de)
    DE (2) DE19855187A1 (de)
    WO (1) WO2000032944A1 (de)

    Families Citing this family (20)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    WO2002088550A1 (de) 2001-04-17 2002-11-07 Bucher Hydraulics Gmbh Wegeventil mit innenliegender druckwaage
    US7204084B2 (en) * 2004-10-29 2007-04-17 Caterpillar Inc Hydraulic system having a pressure compensator
    US7204185B2 (en) * 2005-04-29 2007-04-17 Caterpillar Inc Hydraulic system having a pressure compensator
    US7243493B2 (en) * 2005-04-29 2007-07-17 Caterpillar Inc Valve gradually communicating a pressure signal
    US7302797B2 (en) * 2005-05-31 2007-12-04 Caterpillar Inc. Hydraulic system having a post-pressure compensator
    US7194856B2 (en) * 2005-05-31 2007-03-27 Caterpillar Inc Hydraulic system having IMV ride control configuration
    US7210396B2 (en) * 2005-08-31 2007-05-01 Caterpillar Inc Valve having a hysteretic filtered actuation command
    US7331175B2 (en) * 2005-08-31 2008-02-19 Caterpillar Inc. Hydraulic system having area controlled bypass
    US7614336B2 (en) * 2005-09-30 2009-11-10 Caterpillar Inc. Hydraulic system having augmented pressure compensation
    US7320216B2 (en) * 2005-10-31 2008-01-22 Caterpillar Inc. Hydraulic system having pressure compensated bypass
    DE102006007935A1 (de) * 2006-02-21 2007-10-25 Liebherr France Sas Steuervorrichtung und hydraulische Vorsteuerung
    US7921878B2 (en) * 2006-06-30 2011-04-12 Parker Hannifin Corporation Control valve with load sense signal conditioning
    US7621211B2 (en) * 2007-05-31 2009-11-24 Caterpillar Inc. Force feedback poppet valve having an integrated pressure compensator
    US20080295681A1 (en) * 2007-05-31 2008-12-04 Caterpillar Inc. Hydraulic system having an external pressure compensator
    US8479504B2 (en) 2007-05-31 2013-07-09 Caterpillar Inc. Hydraulic system having an external pressure compensator
    US8631650B2 (en) 2009-09-25 2014-01-21 Caterpillar Inc. Hydraulic system and method for control
    DE102012015286A1 (de) * 2012-03-01 2013-09-05 Robert Bosch Gmbh Hydraulische Load-Sensing Steueranordnung
    CN103912531B (zh) * 2013-01-07 2016-03-16 广西柳工机械股份有限公司 装载机负荷传感分配阀
    EP3093504B1 (de) 2015-05-12 2019-08-21 HAWE Hydraulik SE Druckgesteuertes 2-wege-stromventil für hydraulikanwendungen und ventilanordnung mit einem entsprechenden 2-wege-stromregelventil
    DE102017200418A1 (de) * 2017-01-12 2018-07-12 Robert Bosch Gmbh Ventilbaugruppe zur Zweikreis-Summierung

    Family Cites Families (18)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    DE3605312A1 (de) * 1985-02-22 1986-08-28 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Schieberventil
    DE3532816A1 (de) 1985-09-13 1987-03-26 Rexroth Mannesmann Gmbh Steueranordnung fuer mindestens zwei von mindestens einer pumpe gespeiste hydraulische verbraucher
    EP0438606A4 (en) * 1989-08-16 1993-07-28 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Valve device and hydraulic circuit device
    US5271227A (en) 1990-05-15 1993-12-21 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Hydraulic apparatus with pressure compensating valves
    KR940008823B1 (ko) * 1990-07-05 1994-09-26 히다찌 겐끼 가부시기가이샤 유압구동장치 및 밸브장치
    US5067389A (en) * 1990-08-30 1991-11-26 Caterpillar Inc. Load check and pressure compensating valve
    KR960006358B1 (ko) 1990-11-26 1996-05-15 히다찌 겐끼 가부시끼가이샤 유압구동장치 및 방향전환밸브
    JPH04210101A (ja) 1990-11-30 1992-07-31 Komatsu Ltd 油圧回路
    DE4308004C2 (de) 1992-04-04 2000-10-12 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulische Steuereinrichtung für mehrere Verbraucher
    FR2689575B1 (fr) 1992-04-06 1994-07-08 Rexroth Sigma Distributeur hydraulique a compensation de pression et une selection de pression maximale pour piloter une pompe et commande hydraulique multiple incluant de tels distributeurs.
    EP0586214B1 (de) * 1992-08-31 1997-10-22 Kayaba Industry Co., Ltd. Steuereinrichtung für Verbraucher
    SE510508C2 (sv) * 1993-06-11 1999-05-31 Voac Hydraulics Boraas Ab Anordning för styrning av en hydraulisk motor
    DE4417962A1 (de) 1994-05-21 1995-11-23 Rexroth Mannesmann Gmbh Steueranordnung für wenigstens zwei hydraulische Verbraucher
    JPH0828505A (ja) 1994-07-12 1996-02-02 Komatsu Ltd 圧力補償弁
    FR2744497B1 (fr) * 1996-02-07 1998-04-03 Rexroth Sigma Dispositif de distribution hydraulique multiple
    US5699665A (en) * 1996-04-10 1997-12-23 Commercial Intertech Corp. Control system with induced load isolation and relief
    DE19646428B4 (de) 1996-11-11 2007-04-19 Bosch Rexroth Aktiengesellschaft Ventilanordnung
    DE19836564B4 (de) 1998-08-12 2005-12-29 Bosch Rexroth Aktiengesellschaft Ventilanordnung

    Also Published As

    Publication number Publication date
    WO2000032944A1 (de) 2000-06-08
    DE19855187A1 (de) 2000-05-31
    DE59905000D1 (de) 2003-05-15
    US6516614B1 (en) 2003-02-11
    WO2000032944B1 (de) 2000-08-31
    EP1135613A1 (de) 2001-09-26

    Similar Documents

    Publication Publication Date Title
    EP1135613B1 (de) Verfahren und steueranordnung zur ansteuerung eines hydraulischen verbrauchers
    EP0935713B1 (de) Ventilanordnung und verfahren zur ansteuerung einer derartigen ventilanordnung
    DE19831595B4 (de) Hydraulische Schaltung
    EP0650558B1 (de) Steueranordnung für mindestens einen hydraulischen verbraucher
    EP1984629B1 (de) Hydraulische steueranordnung mit regeneration und senkbremsventil
    DE102006040234A1 (de) LS-Steueranordnung
    EP1711715A1 (de) Messblendenanordnung für ein hydraulisches stromteil- und stromsummiergerät
    DE69411761T2 (de) Verfahren und Hydraulikventil zum Steuern eines Hydraulikmotors
    DE19715020A1 (de) Hydraulische Steueranordnung, insbesondere für ein Fahrzeug zum Transport von Absetzmulden
    DE19646445A1 (de) Ventilanordnung
    DE3611973C2 (de) Nebenschlußventil
    EP1629156B1 (de) Hydraulische steueranordnung
    EP1934487B1 (de) Hydraulische steuervorrichtung
    DE3611244A1 (de) Stromregelventil
    DE10216119A1 (de) Hydraulische Steueranordnung in Load-Sensing Technik
    DE19851553B4 (de) Steuerventil
    EP1170510A2 (de) Hydraulische Steueranordnung zur Druckmittelversorgung von vorzugsweise mehreren hydraulischen Verbrauchern
    DE19646427A1 (de) Ventilanordnung
    EP1069317B1 (de) Wegeventilscheibe, insbesondere für ein mobiles Arbeitsgerät
    DE10325296A1 (de) Hydraulische Steueranordnung
    DE19715021A1 (de) Hydraulische Steueranordnung zur Druckmittelversorgung eines ersten und eines zweiten hydraulischen Verbrauchers
    EP1386084B1 (de) Hydraulische steueranordnung mit wegeventil zur steuerung eines einfachwirkenden hydraulischen verbrauchers hinsichtlich richtung und geschwindigkeit
    EP1452744B1 (de) Hydraulische Steueranordnung
    EP0877169B1 (de) Hydraulische Steuereinrichtung zur lastdruckunabhängigen Steuerung eines doppeltwirkenden Motors
    DE19836564B4 (de) Ventilanordnung

    Legal Events

    Date Code Title Description
    PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

    17P Request for examination filed

    Effective date: 20010515

    AK Designated contracting states

    Kind code of ref document: A1

    Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE

    17Q First examination report despatched

    Effective date: 20020426

    GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

    RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

    Owner name: BOSCH REXROTH AG

    GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

    GRAA (expected) grant

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

    AK Designated contracting states

    Designated state(s): DE FI FR GB IT

    REG Reference to a national code

    Ref country code: GB

    Ref legal event code: FG4D

    Free format text: NOT ENGLISH

    GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)
    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: GB

    Payment date: 20031111

    Year of fee payment: 5

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: FI

    Payment date: 20031112

    Year of fee payment: 5

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: FR

    Payment date: 20031127

    Year of fee payment: 5

    ET Fr: translation filed
    PLBE No opposition filed within time limit

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

    STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

    Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

    26N No opposition filed

    Effective date: 20040112

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: GB

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20041111

    Ref country code: FI

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20041111

    GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

    Effective date: 20041111

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: FR

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20050729

    REG Reference to a national code

    Ref country code: FR

    Ref legal event code: ST

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: IT

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20051111

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: DE

    Payment date: 20060127

    Year of fee payment: 7

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: DE

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20070601