EP1600643B1 - Steuereinrichtung zur Steuerung einer hydraulischen Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes, insbesondere einer Schwenkarmanordnung als Hubgerät für Wechselbehälter auf einem Lastentransportfahrzeug - Google Patents

Steuereinrichtung zur Steuerung einer hydraulischen Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes, insbesondere einer Schwenkarmanordnung als Hubgerät für Wechselbehälter auf einem Lastentransportfahrzeug Download PDF

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EP1600643B1
EP1600643B1 EP05011364A EP05011364A EP1600643B1 EP 1600643 B1 EP1600643 B1 EP 1600643B1 EP 05011364 A EP05011364 A EP 05011364A EP 05011364 A EP05011364 A EP 05011364A EP 1600643 B1 EP1600643 B1 EP 1600643B1
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hydraulic
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rapid
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Definitions

  • the invention relates to a hydraulic drive device of a load movement device, in particular a Schwenkarman extract as a lifting device for swap bodies on a load transport vehicle, wherein the hydraulic drive means comprises at least one control device for controlling the same and two hydraulic cylinders, under control by the control device from a pressurized fluid source with hydraulic fluid under pressure be powered to drive the load moving device, wherein the load moving device is different from its normal mode operable in a rapid traverse mode.
  • the invention relates to a drive device according to the preamble of claim 1.
  • Hydraulically driven load-moving devices in the form of swivel arms can be found, for example, in so-called roll-off tipper vehicles (cf., for example, DE 33 32 275 A1, DE 29 03 462 C2 and DE 196 37 891 A1).
  • roll-off tipper vehicles of conventional design have a pivotable load lifting arm provided in the vehicle longitudinal center, which is pivotable about a horizontal pivot axis extending transversely to the vehicle longitudinal direction between a first pivot position and a second pivot position and has a hook arm with a hook provided thereon at its end remote from the pivot axis. which is to be engaged with a complementary eye of a swap body.
  • the swap body In a normal driving position, the swap body is supported on the vehicle body or a base frame, wherein the load lifting arm is substantially horizontal and the hook arm from the load lifting arm extends vertically upwards to the eye of the interchangeable container. Should now such a swap body from the vehicle be unloaded, this is achieved in that the load lifting arm is pivoted from its first pivotal position about its pivot axis and about an approximately upright dead center into a second pivot position. In such a pivoting operation of the swap body to roles that are located at the rear of the vehicle, unroll and gradually remove further from the vehicle body until the swap body has been completely discontinued on the ground behind the rear of the vehicle.
  • swivel drive means for the load-lifting arm two double-acting hydraulic cylinders are normally provided on hook loader vehicles.
  • the hydraulic cylinders are articulated with their opposite ends on the one hand on a frame-fixed structure of the vehicle - and on the other hand on the pivotable load lifting arm, wherein they are arranged substantially parallel to each other and mechanically coupled to synchronous operation.
  • the pivoting of the load lifting arm is carried out by extending or retracting the piston rods of the hydraulic cylinder, for which purpose the double-acting cylinder are acted upon by hydraulic fluid from a hydraulic pump.
  • the hydraulic pump is connected to the cylinders via a hydraulic line system with load-holding valves, etc. inside. Return lines with counter-holding valves located therein serve to return hydraulic fluid displaced from the cylinders to a tank.
  • pivotable lifting arms can be operated in skip vehicles and dump trucks in rapid traverse mode.
  • the rapid traverse mode which is usually to be selected over a limited pivot angle range
  • the load lifting arm arrangement can be pivoted at a higher speed than is the case in a normal operating mode.
  • the rapid traverse mode is usually permitted only in the case of low load on the lifting arms. If a container loaded with a heavy load is to be unloaded from the vehicle or charged onto the vehicle by means of a relevant load lifting arm, this will take place in the normal operating mode.
  • the pivoting of the lifting arm without container or with an unloaded Container can be carried out in contrast in rapid traverse mode.
  • the rapid traverse operating mode is characterized in that the cylinder subspaces of each of the two drive cylinders of each of the two drive cylinders are virtually short-circuited during extension of the piston rod, so that pressurized fluid from the cylinder passing through the piston rod Partial space with a correspondingly high pressure via a rapid traverse connection line to the other cylinder subspace, which is exposed in rapid traverse operation of the instantaneous pressurization by the pump, is led to accelerate the extension of the piston rod.
  • differential pressure monitoring means are provided for detecting the difference occurring between the pressure in the first cylinder subspace and the pressure in the second cylinder subspace of the hydraulic cylinder during extension of the piston rod, wherein the control means a Rapid traverse valve assembly controls depending on the pressure difference, to ensure that the rapid traverse mode is suppressed when the load lifting arm, for example is loaded by a heavy container.
  • a hydraulic drive device is known from DE-A-1 556 720.
  • the known drive means controls a multi-purpose bucket loader using two hydraulic cylinders acting in parallel on a drive shaft and operating under control of a control means.
  • To set a rapid traverse mode of the multi-purpose bucket loader at low load of the cylinder is provided to supply only one of the two cylinders with the hydraulic fluid, while the other cylinder is separated from the source of pressurized fluid.
  • the second cylinder is switched on again, so that in case of load both cylinders operate in parallel.
  • Another hydraulic drive device is described in JP 57 072 600 A and comprises two cylinders connected in parallel to one another, which engage a lifting device of a forklift truck.
  • a control device is provided with a plurality of hydraulic valves for controlling the hydraulic fluid flow to the cylinders.
  • the known control device is set up so that only one of the two cylinders is supplied with pressure, while the second cylinder is forcibly moved by the mechanical coupling of the two cylinders.
  • a pressure relief valve switches the second cylinder also, so that in the case of load, the lifting device can be driven by both cylinders simultaneously.
  • JP 63 247 430 describes a further hydraulic drive device in which two hydraulic cylinders are supplied with hydraulic fluid from a pressure fluid source under the control of a control device.
  • the control device of this drive device is switchable between a first switching state, in which both cylinders are connected in parallel and supplied with hydraulic fluid, and a second switching state, in which only one hydraulic cylinder is operated, wherein the switching between these operating states based on the switching state of Sensor switch takes place.
  • the invention has for its object to provide a drive device of the type mentioned, which can be realized in a simple manner, which is a reliable operation of the load moving device both in the normal mode and in the rapid traverse mode and which enables efficient drive of the load movement device even in the rapid traverse mode.
  • a drive device with the features of claim 1 is provided.
  • Such a drive device is adapted to reduce the hydraulic flow from the pressure fluid source to a first of the two cylinders or, if necessary, to block to adjust the rapid traverse mode of the load movement device to increase the hydraulic flow from the pressure fluid source to the other cylinder.
  • the first cylinder is hydraulically decoupled from the source of pressurized fluid when the rapid traverse mode is set.
  • a pressurized fluid source e.g. a simple single-circuit pump may be used, e.g. Pumping oil as hydraulic fluid from a tank.
  • the hydraulic decoupling of the first cylinder thus funded by the pump oil for the application of the other hydraulic cylinder is available, so that the piston rod can be extended or retracted for a given pump power significantly faster than is the case in the normal mode.
  • the control device ensures that in the rapid traverse mode, the two cylinder subspaces of the first cylinder are hydraulically shorted by releasing a bypass line, so that displaced from the cylinder subspace displaced oil in the direction of the other cylinder subspace can flow. In this way, it should be ensured that the cylinder subspaces are always filled with oil.
  • the bypass line may be connected via a return line and a throttle located therein or possibly a bias valve with a collecting tank for hydraulic fluid. Since the first hydraulic cylinder is mechanically coupled to synchronize with the other cylinder, the piston rod makes the first one Cylinder the faster movement of the piston rod of the other cylinder forcibly with.
  • the hydraulic cylinders are double-acting cylinders.
  • the control device may comprise a valve arrangement which in a normal mode of the load moving device associated with the first valve switching position, the cylinder subspaces of operated in rapid traverse mode with reduced or possibly stopped hydraulic fluid supply first cylinder with the main lines for the hydraulic fluid inlet and connects the hydraulic fluid return and which in a rapid traction mode associated second valve switching position separates the cylinder subspaces of the first cylinder from the main lines and connects to the common bypass line.
  • This valve arrangement may be e.g. to act two electrically, magnetically, hydraulically or pneumatically controllable directional control valves, in particular 3/2-way valves. With such a valve arrangement can be an existing, previously designed only for the normal mode hydraulic system of a load moving device with little equipment and low installation costs easily retrofitted, so that the system in question can then be operated in a rapid traverse mode.
  • Embodiments of the control device according to the invention enable rapid traverse operation in opposite directions of movement of the load movement device, So approximately in opposite pivot directions of a lifting arm.
  • the hydraulic cylinders are two mechanically-coupled to synchronous, double-acting hydraulic cylinders, each of which comprises a piston displaceably guided in the cylinder interior in question and dividing the cylinder interior into a first cylinder subspace and a second cylinder subspace wherein, for hydraulic loading of the pistons in the normal mode of the load moving device, hydraulic fluid under pressure from the source of pressurized fluid under control of the control means is to be commonly supplied to the first cylinder subspaces or the second cylinder subspaces of the hydraulic cylinders, respectively, while from the respective other cylinder subspaces of the pistons displaced hydraulic fluid is to be derived to a hydraulic fluid sink, wherein the control device is adapted to, in the rapid traverse mode, the hydraulic fluid-emitting cylinder subspace of the second cylinder with due to the Piston displacement enlarging and hydraulic fluid receiving cylinder subspace, the first cylinder to connect and restrict the hydraulic fluid from the hydraulic fluid dispensing cylinder subspace of the second cylinder to the hydraulic fluid sink
  • the pressure fluid source is also in the embodiment considered here, preferably a pump that provides oil from a tank as hydraulic fluid under pressure.
  • the invention is thus based on the concept, in rapid traverse operation, of discriminating the cylinders with regard to their supply of oil from the pump, so that the oil supply to the first cylinder is throttled and possibly blocked in comparison with the oil supply to the second cylinder.
  • An embodiment of the invention is characterized in that the The first cylinder is decoupled hydraulically from the pump in rapid traverse operation, while the second cylinder is supplied solely by the pump. Due to the supply of oil to the currently oil-absorbing cylinder subspace of the second cylinder of the piston located therein is acted upon hydraulically and thus shifted. The thereby displaced from the other cylinder subspace of the second cylinder oil passes in rapid traverse mode via a rapid traverse hydraulic line to the here due to the piston displacement in the first cylinder magnifying cylinder subspace of the first cylinder. The piston of the first cylinder displaces oil from the other cylinder compartment to the tank. It is thus transferred with respect to the hydraulic circuit and supply of the cylinder in the transition from the normal mode to rapid traverse mode of a hydraulic parallel connection to a hydraulic series connection of the cylinder and vice versa.
  • the cylinders in the embodiment considered here are also “hydraulically coupled" in rapid traverse operation.
  • a variant of the invention can be realized in which the ratio of the quantities of oil fed directly from the hydraulic fluid source to the cylinders can be varied continuously or in steps, so that the expressive effect can also be variable in a corresponding manner.
  • the setting of the ratio of the oil supply to the first cylinder and the oil supply to the second cylinder may also be automatically adjustable in dependence on the load state of the load movement device by means of the control device, so that an automatic variable rapid traverse operation is possible.
  • Such a possibility of automatic variable rapid traverse operation is feasible in all basic variants of the present invention.
  • the rapid traverse mode on the piston stroke of the common retraction of the Pistons is limited in the cylinder, it being assumed that the pistons have a respective, the second cylinder subspace of the respective cylinder passing through the piston rod, which is retractable depending on the direction of the piston stroke from the cylinder or retractable into the cylinder.
  • the second cylinder subspace of the first cylinder penetrated by the piston rod is thus hydraulically connected downstream of the cylinder subspace of the second cylinder in the series connection, so that the oil quantity displaced from the first cylinder subspace of the second cylinder is greater than the amount of oil that can accommodate the first cylinder simultaneously in its second cylinder subspace. There is thus always enough oil for the supply of the first cylinder from the second cylinder in rapid traverse operation available.
  • a pressure valve connected to the rapid traverse hydraulic line is preferably provided which, when a limit pressure in the rapid traverse hydraulic line is exceeded, opens to the pressure fluid sink, ie to the tank.
  • the rapid traverse mode is adjustable by means of a manually operated adjusting device of the control device. It is thus the choice of an operator It is up to you if you want to use rapid traverse or normal operation. In this case, however, safety devices can be provided which suppress the rapid traverse operation, for example, because an excessive load on the load moving device is given.
  • control device is set up to automatically set or suppress the rapid traverse mode as a function of the load state of the load movement device.
  • the already mentioned aspect of the automatic variable rapid traverse operation is pointed out.
  • control device can be equipped with pressure monitoring means, in particular differential pressure monitoring means for detecting the pressure, in particular the pressure difference, in the cylinder subspaces of at least one cylinder, in particular of the second cylinder - and be adapted to release the rapid traverse mode depending on the measured pressure or disable.
  • pressure monitoring means in particular differential pressure monitoring means for detecting the pressure, in particular the pressure difference, in the cylinder subspaces of at least one cylinder, in particular of the second cylinder - and be adapted to release the rapid traverse mode depending on the measured pressure or disable.
  • pressure monitoring means in particular differential pressure monitoring means for detecting the pressure, in particular the pressure difference, in the cylinder subspaces of at least one cylinder, in particular of the second cylinder - and be adapted to release the rapid traverse mode depending on the measured pressure or disable.
  • the control device is equipped with means for detecting positions of the load movement device and adapted to enable or disable the rapid traverse mode depending on the achievement of predetermined positions of the load movement device during its movement.
  • the rapid traverse mode can be limited to a limited angular range around a dead center position of the lifting arm.
  • the load moving device is a swivel arm assembly as a reciprocating swap body on a load transport vehicle, such as a swiveling load lifting arm of a container changing device of a hook lift truck or a pair of mechanically coupled swivel arms of a container changing device Dump truck is trading.
  • the invention is in this sense, a load transport vehicle, in particular Abrollkipper poverty or Absetzkipperjan, with a changing device for swap bodies, which has a Schwenkarman extract as a lifting device for the swap body and a hydraulic drive means for the Schwenkarman nie, wherein the hydraulic drive means are two mechanically coupled to each other for synchronization hydraulic Cylinder comprises.
  • a control device for controlling the hydraulic drive device, a control device according to one of the claims is provided.
  • the change device 2 illustrated in FIGS. 1-5 comprises a base frame 1 comprising longitudinal members 4 and transverse struts 6.
  • the pivot arm 10 provided between the longitudinal members 4 extends forwardly from the rearward tilting axis 12 transverse to the vehicle longitudinal direction in the basic position shown in FIG and has at its end remote from the tilting axis 12 an orthogonal upwardly angled hook arm 14 with a hook 16 for engaging a complementary loop 18 of a container 20 (see Figures 3a-3c).
  • the swivel arm 10 has a tilting-arm-proximate swivel-arm section 10a and a second swivel-arm section 10b pivotally mounted at the end remote from the tilting axis 12 about a buckling axis 22 parallel to the tilting axis 12.
  • FIGS. 3a-3c a container 20 accommodated on the vehicle 3 on the base frame of the changing device 2 can be lowered from the vehicle by pivoting the second pivot arm section 10b about the articulated axis 22.
  • the second pivot arm section 10b passes from the basic position shown in FIG. 1 into the boom position shown in FIG. The container rolls when settling on the rollers 24 of the changing device with his container skids 26 from.
  • FIGS. 3a-3c For receiving a standing behind the rear of a vehicle 3 container 20, the movements shown in FIGS. 3a-3c can be reversed.
  • the two swivel arm sections 10a and 10b are rigidly locked together so that the buckling option of the swivel arm 10 used for depositing and picking up a container is suppressed.
  • the container 20 can thus be brought to the vehicle 3 in a tilted position shown in FIG. 5.
  • two hydraulic cylinders 28a, 28b serve as drive means, with their piston rod ends 30 on the second pivot arm portion 10b are articulated.
  • the two hydraulic cylinders 28a, 28b extend in the example parallel between the longitudinal members 4 of the base frame 1 and are hinged with their cylinder housing ends 32 on the base frame 1.
  • the cylinders 28a and 28b are preferably the same type. They are mechanically coupled to the synchronization via the base frame 1 and the second pivot arm section 10b.
  • FIG. 6 shows a hydraulic circuit diagram for a control device 34 according to an illustrative example not designed according to the invention for the hydraulic control of the drive cylinders 28a, 28b.
  • the by their pistons 36a, 36b in two cylinder subspaces 38a, 40a; 38b, 40b are divided at the hydraulic connection points 42a, 42b, 44a, 44b with branch lines 46a, 46b, 48a, 48b of hydraulic main lines 46, 48 for the hydraulic fluid inlet and the hydraulic fluid return.
  • load holding valves with check function and counter-holding valves are provided, which are represented in Fig. 6 by the block 50.
  • a directional control valve 52 can be actuated by means of an adjusting device (proportional generator) by the driver of the unrolling vehicle.
  • an adjusting device proportional generator
  • the main line 48 In a first switching position of the directional control valve 52, the main line 48 to the pressure line 54, whereas the main line 46 is connected to the return line 56.
  • the hydraulic main line 46 In a second switching position of the directional control valve 52, the hydraulic main line 46 is connected to the pressure line 54, whereas the main line 48 is connected to the return line 56.
  • the main lines 46 and 48 are separated from the lines 54, 56.
  • the pressure line 54 is connected to a one-circuit pump 55, which is driven by a power take-off of the vehicle and from a hydraulic tank 57 oil promotes.
  • the return line 56 is connected to the hydraulic tank.
  • the directional control valve 52 is in to adjust the first switching position, so that the main line 48 is connected to the pressure line 54 and the main line 46 is connected to the return line 56.
  • the pump may then deliver oil under pressure to the cylinder subspaces 38a, 38b to urge the pistons 36a, 36b.
  • the directional control valve 52 is to be transferred to the second switching position.
  • control device 34 has referred to the normal mode of the swing arm 10, which is then to choose when a heavy container is coupled to the pivot arm 10 and is to be handled with the changing device.
  • the rapid traverse option is very simple in the described control device Means feasible, as can be seen from the example in Fig. 6.
  • the valves 62, 64 connect the ports 42b, 44b via a bridging line 66 with each other.
  • the two cylinder subspaces 38b, 40b are then decoupled from the main lines 46, 48.
  • the amount of oil delivered by the pump is then essentially exclusively available for the operation of the other hydraulic cylinder 28a, so that its piston rod 60a can be extended or retracted faster for a given pumping power than is the case in the normal operating mode. Since the cylinders 28a and 28b are mechanically coupled for synchronism, the piston rod 60b of the hydraulically shorted cylinder 28b decoupled from the pump 55 forcibly communicates the movement of the piston rod 60a of the cylinder 28a.
  • the bypass line 66 is connected in the example of FIG. 6 via a return branch 68 to the return line 56 and thus to the tank.
  • a return branch 68 is a throttle valve or possibly biasing valve 70th
  • the rapid traverse valves 62, 64 may be electromagnetically actuated valves, which can be manually activated by means of an adjusting device. In alternative embodiments, it may be provided that respective rapid traverse valves are hydraulically or pneumatically vor Kunststoffbar.
  • control device 34 may comprise means which are adapted to release the rapid traverse mode automatically depending on the load state of the pivot arm 10 and to suppress.
  • Fig. 7 shows a hydraulic circuit diagram for an embodiment of the invention. Elements in FIG. 7 which correspond objectively or functionally to elements in FIG. 6 are identified by corresponding reference numerals, but those in FIG. 7 are preceded by 1. Therefore, to explain the exemplary embodiment according to FIG 6, so that the following explanations can be limited essentially to the differences of the embodiment according to FIG. 7 to the illustration example according to FIG. 6. These differences relate in particular to the valve arrangement for switching between normal operation and rapid traverse operation of the load movement device. It should also be noted that in Fig. 7, the first cylinder 128 b on the left side - and the second cylinder 128 a are shown on the right side of the drawing. In Fig. 6, it is reversed.
  • the directional control valve 152 is set in the switching position in which the main line 148 is connected to the pressure line 154 and the main line 146 with the return line 156th is connected.
  • the pump 155 may then deliver oil under pressure to the cylinder subspaces 138a, 138b to hydraulically pressurize the pistons 136a, 136b in the first cylinder subspaces 138a, 138b.
  • the directional control valve 152 is to be transferred to the other active switching position, so that the pressure line 154 is connected to the main line 146 and the return line 156 communicates with the main line 148.
  • Whether the retraction of the piston rods 160a, 160b takes place in the normal mode or in the rapid traverse mode depends on the respective setting the controllable by means of the control valve assembly from the directional control valves 80, 82 and 84 from. If the piston rods 160a, 160b in the normal mode and thus are usually drawn slowly and under external load, the valves 80, 82 are switched from the normal switching position shown in the alternative switching position, so that via the main line 146 oil both to the line branch 146a can also pass to the line branch 146b and thus parallel to the second cylinder subspaces 140a, 140b of the cylinders 128a, 128b and on the other hand, the branch lines 148a, 148b are connected via the main line 148 to the return line 156, so that oil from the first cylinder Subspaces 138a, 138b can be removed from the main line 148a to the return line 156.
  • the valves 80 and 82 should be left in the normal position shown, whereas, however, the directional control valve 84 moves out of the illustrated normal position into the alternative shift position is to switch.
  • the directional control valve 84 is in a rapid traverse hydraulic line 86 which is connected between the valve 82 and the second cylinder 128a at the port 144a of the first cylinder subspace 138a at 88.
  • the other connection point 90 of the rapid traverse hydraulic line is located in a connection line 92 between the ports 142b and 144b of the first cylinder 128b.
  • connection line 92 a non-return valve 94 which opens in the direction of the connection 142b is also provided between the connection point 90 and the cylinder connection 142b.
  • a pressure valve 96 is further provided between the connection point 90 and the cylinder port 144b and the main line 148, which opens when exceeding a limit pressure in the rapid traverse hydraulic line to the main line 148 and thus in rapid traverse operation to the tank 157 out.
  • the second cylinder subspace 140a of the second cylinder 128a becomes oil from the pump 155 via the main line 146 supplied so that the piston 160a is shifted in Fig. 7 in the downward direction.
  • the thereby shrinking cylinder subspace 138a of the cylinder 128a are from the piston 136a displaced oil to the rapid traverse hydraulic line 86 from.
  • the oil may then pass through the open valves 84 and 94 to the second cylinder subspace 140b of the cylinder 128b to urge the piston 136b displaceable therein.
  • the piston 136b is thus displaced not only due to the mechanical synchronism coupling of the piston rods 160a and 160b of the preferably identically constructed cylinders 128a and 128b but also due to the hydraulic loading in the hydraulic series connection of the cylinders 128a and 128b set in rapid traverse operation.
  • the oil displaced from the first cylinder subspace 138b by the piston 136b can flow out to the tank via the main line 148.
  • the pressure valve 96 ensures that excess oil is discharged directly into the main conduit 148 toward the tank 157.
  • an important aspect of the invention is also the feasible in other variants possibility of possibly stepwise, but preferably continuous setting of the ratio of the cylinders of the pump supplied oil quantities.
  • the second cylinder 28a, 128a in rapid traverse operation is usually supplied with a larger amount of oil directly from the pump than the first cylinder 28b, 128b; however, the first cylinder is not completely disconnected from the pump.
  • the larger the ratio between the amount of oil supplied directly from the pump to the second cylinder and the amount of oil supplied directly from the pump to the first cylinder the more effective (faster) is the rapid traverse operation.
  • the smaller this ratio the slower the pistons of the cylinders move, but the system allows for a heavier load on the load moving device.
  • This load can be monitored with the already mentioned detection means or possibly other detection means and used as a parameter for the control of the hydraulic drive means.
  • This load can be monitored with the already mentioned detection means or possibly other detection means and used as a parameter for the control of the hydraulic drive means.
  • variable rapid traverse operation also on the basis of manual settings, ie, for example, by adjusting an actuator from an operator.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes, insbesondere einer Schwenkarmanordnung als Hubgerät für Wechselbehälter auf einem Lastentransportfahrzeug, wobei die hydraulische Antriebseinrichtung wenigstens eine Steuereinrichtung zur Steuerung derselben und zwei hydraulische Zylinder aufweist, die unter Kontrolle durch die Steuereinrichtung aus einer Druckfluidquelle mit Hydraulikfluid unter Druck zu versorgen sind, um das Lastenbewegungsgerät anzutreiben, wobei das Lastenbewegungsgerät abweichend von seiner Normalbetriebsart in einer Eilgang-Betriebsart betreibbar ist. Insbesondere betrifft die Erfindung eine Antriebseinrichtung nach dem Oberbegriff von Anspruch 1.
  • Antriebseinrichtungen werden z.B. für die hydraulische Steuerung von Kippzylindern an Kipperfahrzeugen verwendet. Hydraulisch angetriebene Lastenbewegungsgeräte in Form von Schwenkarmen findet man beispielsweise bei sogenannten Abrollkipperfahrzeugen (vgl. z.B. DE 33 32 275 A1, DE 29 03 462 C2 und DE 196 37 891 A1). Solche Abrollkipperfahrzeuge üblicher Bauart weisen einen in Fahrzeuglängsmitte vorgesehenen schwenkbaren Lasthebearm auf, der um eine horizontale und quer zur Fahrzeuglängsrichtung verlaufende Schwenkachse zwischen einer ersten Schwenkstellung und einer zweiten Schwenkstellung schwenkbar ist und an seinem von der Schwenkachse entfernten Ende einen Hakenarm mit einem daran vorgesehenen Haken aufweist, der mit einer komplementären Öse eines Wechselbehälters in Eingriff zu bringen ist. In einer normalen Fahrtstellung stützt sich der Wechselbehälter auf dem Fahrzeugaufbau bzw. einem Basisrahmen ab, wobei der Lasthebearm im Wesentlichen horizontal liegt und sich der Hakenarm vom Lasthebearm vertikal nach oben zur Öse des Wechselbehälters erstreckt. Soll nun ein solcher Wechselbehälter vom Fahrzeug abgeladen werden, so ist dies dadurch zu erreichen, dass der Lasthebearm aus seiner ersten Schwenkstellung um seine Schwenkachse herum und über eine näherungsweise aufrechte Totpunktlage hinweg in eine zweite Schwenkstellung verschwenkt wird. Bei einem solchen Schwenkvorgang kann der Wechselbehälter an Rollen, die sich am Fahrzeugheck befinden, abrollen und sich dabei nach und nach weiter vom Fahrzeugaufbau entfernen, bis der Wechselbehälter vollständig auf dem Boden hinter dem Fahrzeugheck abgesetzt worden ist. Als Schwenkantriebsmittel für den Lasthebearm sind bei Abrollkipperfahrzeugen normalerweise zwei doppelt wirkende hydraulische Zylinder vorgesehen. Die hydraulischen Zylinder sind mit ihren entgegengesetzten Enden einerseits an einem rahmenfesten Aufbau des Fahrzeugs - und andererseits am schwenkbaren Lasthebearm angelenkt, wobei sie im Wesentlichen parallel zueinander angeordnet und mechanisch zum Gleichlauf gekoppelt sind. Das Verschwenken des Lasthebearms erfolgt durch Ausfahren bzw. Einziehen der Kolbenstangen der hydraulischen Zylinder, wobei hierzu die doppelt wirkenden Zylinder mit Hydraulikfluid von einer Hydraulikpumpe beaufschlagt werden. Die hydraulische Pumpe ist über ein hydraulisches Leitungssystem mit darin befindlichen Lasthalteventilen usw. mit den Zylindern verbunden. Rücklaufleitungen mit darin befindlichen Gegenhalteventilen dienen dazu, aus den Zylindern verdrängtes Hydraulikfluid in einen Tank zurückzuführen.
  • Aus der DE 100 63 610 A1 ist es bekannt, dass schwenkbare Lasthebearme bei Absetzkipperfahrzeugen und bei Abrollkipperfahrzeugen in einer Eilgang-Betriebsart betrieben werden können. In der üblicherweise nur über einen begrenzten Schwenkwinkelbereich zu wählenden Eilgang-Betriebsart kann die Lasthebearmanordnung mit größerer Geschwindigkeit verschwenkt werden, als dies in einer Normalbetriebsart der Fall ist. Die Eilgang-Betriebsart ist üblicherweise nur für den Fall geringer Belastung der Lasthebearme zulässig. Soll ein mit schwerer Last beladener Behälter mittels eines betreffenden Lasthebearms vom Fahrzeug abgeladen bzw. auf das Fahrzeug aufgeladen werden, so wird dies in der Normalbetriebsart erfolgen. Das Verschwenken des Lasthebearms ohne Behälter bzw. mit einem unbeladenen Behälter kann demgegenüber in der Eilgang-Betriebsart durchgeführt werden.
  • Bei der aus der DE 100 63 610 A1 bekannten Steuereinrichtung ist die Eilgang-Betriebsart dadurch gekennzeichnet, dass die vom Kolben voneinander getrennten Zylinder-Teilräume jedes der beiden Antriebszylinder beim Ausfahren der Kolbenstange quasi kurzgeschlossen sind, so dass Druckfluid aus dem von der Kolbenstange durchsetzen Zylinder-Teilraum mit entsprechend hohem Druck über eine Eilgang-Verbindungsleitung zu dem anderen Zylinder-Teilraum, welcher im Eilgang-Betrieb der momentanen Druckbeaufschlagung durch die Pumpe ausgesetzt ist, geleitet wird, um das Ausfahren der Kolbenstange zu beschleunigen. Bei der Steuereinrichtung gemäß der DE 100 63 610 A1 sind Differenzdruck-Überwachungsmittel zur Erfassung der beim Ausfahren der Kolbenstange auftretenden Differenz zwischen dem Druck in dem ersten Zylinder-Teilraum und dem Druck in dem zweiten Zylinder-Teilraum der hydraulischen Zylinder vorgesehen, wobei die Steuereinrichtung eine Eilgang-Ventilanordnung abhängig von der Druckdifferenz steuert, um sicherzustellen, dass die Eilgang-Betriebsart unterdrückt wird, wenn der Lasthebearm z.B. durch einen schweren Behälter belastet ist.
  • Eine hydraulische Antriebseinrichtung gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist aus der DE-A-1 556 720 bekannt. Die bekannte Antriebseinrichtung steuert einen Mehrzweckschaufellader unter Verwendung von zwei parallel an einer Antriebswelle wirkenden hydraulischen Zylindern, die unter Kontrolle einer Steuereinrichtung arbeiten. Zur Einstellung einer Eilgang-Betriebsart des Mehrzweckschaufelladers bei geringer Belastung der Zylinder ist vorgesehen, nur einen der beiden Zylinder mit dem Hydraulikfluid zu versorgen, während der andere Zylinder von der Druckfluidquelle abgetrennt wird. Sobald die auf den Mehrzweckschaufellader wirkende Belastung einen vorbestimmten Wert überschreitet, wird der zweite Zylinder wieder zugeschaltet, so dass im Belastungsfall beide Zylinder parallel arbeiten.
  • Eine weitere hydraulische Antriebseinrichtung ist in der JP 57 072 600 A beschrieben und umfasst zwei zueinander parallel geschaltete Zylinder, welche an einer Hubvorrichtung eines Gabelstaplers angreifen. Auch bei dieser bekannten Antriebseinrichtung ist eine Steuereinrichtung mit einer Mehrzahl von Hydraulikventilen zur Kontrolle der Hydraulikfluidströmung zu den Zylindern vorgesehen. Die bekannte Steuereinrichtung ist so eingerichtet, dass nur einer der beiden Zylinder mit Druck versorgt wird, während der zweite Zylinder durch die mechanische Kopplung der beiden Zylinder zwangsweise bewegt wird. Bei Auftreten einer Belastung an der Hubvorrichtung schaltet ein Überdruckventil den zweiten Zylinder ebenfalls zu, so dass im Belastungsfall die Hubeinrichtung von beiden Zylindern gleichzeitig angetrieben werden kann.
  • Die JP 63 247 430 beschreibt eine weitere hydraulische Antriebseinrichtung, in welcher zwei hydraulische Zylinder unter der Kontrolle einer Steuereinrichtung mit Hydraulikfluid aus einer Druckfluidquelle versorgt werden. Die Steuereinrichtung dieser Antriebseinrichtung ist zwischen einem ersten Schaltzustand, in welchem beide Zylinder parallel zueinander geschaltet und mit Hydraulikfluid versorgt werden, und einem zweiten Schaltzustand, in welchem nur ein hydraulischer Zylinder betrieben wird, schaltbar, wobei die Umschaltung zwischen diesen Betriebszuständen auf Grundlage des Schaltzustands eines Sensorschalters erfolgt.
  • Zur weiteren Illustration des Standes der Technik kann ferner auf die US-A-3 871 266 verwiesen werden, welche die Ansteuerung zweier nacheinander auszufahrender Zylinder beschreibt, welche in einer Hubvorrichtung mechanisch hintereinander angeordnet sind, um einen Gesamthub entsprechend der Summe der einzelnen Hubbeträge der beiden Zylinder bereit zu stellen.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Antriebseinrichtung der eingangs genannten Art bereitzustellen, welche auf einfache Weise realisierbar ist, welche einen zuverlässigen Betrieb des Lastenbewegungsgerätes sowohl in der Normalbetriebsart als auch in der Eilgang-Betriebsart ermöglicht und welche auch in der Eilgang-Betriebsart einen effizienten Antrieb des Lastenbewegungsgeräts ermöglicht.
  • Zur Lösung dieser Aufgabe wird gemäß der vorliegenden Erfindung eine Antriebseinrichtung mit den Merkmalen von Anspruch 1 bereitgestellt. Eine solche Antriebseinrichtung ist dazu eingerichtet, zur Einstellung der Eilgang-Betriebsart des Lastenbewegungsgerätes den Hydraulikzufluss von der Druckfluidquelle zu einem ersten der beiden Zylinder zu vermindern oder ggf. zu sperren, um den Hydraulikzufluss von der Druckfluidquelle zu dem anderen Zylinder zu vergrößern.
  • In einer bevorzugten Ausführungsform wird der erste Zylinder praktisch von der Druckfluidquelle hydraulisch entkoppelt, wenn die Eilgang-Betriebsart eingestellt wird. Als Druckfluidquelle kann z.B. eine einfache Ein-Kreis-Pumpe verwendet werden, welche z.B. Öl als Hydraulikfluid aus einem Tank pumpt. Bei der hydraulischen Abkopplung des ersten Zylinders steht somit das von der Pumpe geförderte Öl für die Beaufschlagung des anderen hydraulischen Zylinders zur Verfügung, so dass dessen Kolbenstange bei gegebener Pumpenleistung erheblich schneller ausgefahren bzw. eingezogen werden kann, als dies in der Normalbetriebsart der Fall ist.
  • In einer nicht von der vorliegenden Erfindung umfassten Alternative sorgt die Steuereinrichtung dafür, dass in der Eilgang-Betriebsart die beiden Zylinder-Teilräume des ersten Zylinders durch Freigabe einer Überbrückungsleitung hydraulisch kurzgeschlossen sind, so dass aus dem einen Zylinder-Teilraum verdrängtes Öl in Richtung zu dem anderen Zylinder-Teilraum strömen kann. Auf diese Weise soll sichergestellt werden, dass die Zylinder-Teilräume stets mit Öl gefüllt sind. Die Überbrückungsleitung kann über eine Rücklaufleitung und eine darin befindliche Drosselstelle oder ggf. ein Vorspannventil mit einem Sammeltank für Hydraulikfluid verbunden sein. Da der erste hydraulische Zylinder mechanisch zum Gleichlauf mit dem anderen Zylinder gekoppelt ist, macht die Kolbenstange des ersten Zylinders die schnellere Bewegung der Kolbenstange des anderen Zylinders zwangsweise mit.
    Vorzugsweise handelt es sich bei den hydraulischen Zylindern um doppelt wirkende Zylinder.
  • Wenngleich bisher stets von je zwei hydraulischen Zylindern die Rede war, so soll die Erfindung darauf nicht beschränkt sein. Das erfindungsgemäße Prinzip lässt sich auch auf eine größere Anzahl mechanisch zum Gleichlauf miteinander gekoppelter Zylinder erweitern, von denen in der Eilgang-Betriebsart wenigstens einer zugunsten der anderen bei der Versorgung mit Hydraulikfluid von einer gemeinsamen Pumpe diskriminiert bzw. vollständig abgekoppelt ist.
  • In der erwähnten nicht erfindungsgemäßen Alternative kann die Steuereinrichtung eine Ventilanordnung umfassen, die in einer der Normalbetriebsart des Lastenbewegungsgeräts zugeordneten ersten Ventilschaltstellung die Zylinder-Teilräume des in der Eilgang-Betriebsart mit verminderter oder ggf. gestoppter Hydraulikfluidzufuhr betriebenen ersten Zylinders mit den Hauptleitungen für den Hydraulikfluidzulauf und den Hydraulikfluidrücklauf verbindet und welche in einer der Eilgang-Betriebsart zugeordneten zweiten Ventilschaltstellung die Zylinder-Teilräume des ersten Zylinders von den Hauptleitungen trennt und mit der gemeinsamen Überbrückungsleitung verbindet. Bei dieser Ventilanordnung kann es sich z.B. um zwei elektrisch, magnetisch, hydraulisch oder pneumatisch ansteuerbare Wegeventile, insbesondere 3/2-Wege-Ventile handeln. Mit einer solchen Ventilanordnung lässt sich ein vorhandenes, bisher nur für die Normalbetriebsart ausgelegtes hydraulisches System eines Lastenbewegungsgerätes mit geringem apparativem Aufwand und geringem Montageaufwand auf einfache Weise nachrüsten, so dass das betreffende System dann auch in einer Eilgang-Betriebsart betreibbar ist.
  • Ausführungsformen der Steuereinrichtung nach der Erfindung ermöglichen Eilgang-Betrieb in entgegengesetzten Bewegungsrichtungen des Lastenbewegungsgerätes, also etwa in entgegengesetzten Schwenkrichtungen eines Lasthebearms.
  • Gemäß der Erfindung handelt es sich bei den hydraulischen Zylindern um zwei zum Gleichlauf mechanisch gekoppelte, doppelt wirkende hydraulische Zylinder, deren jeder einen in dem betreffenden Zylinderinnenraum verschiebbar geführten und den Zylinderinnenraum in einen ersten Zylinder-Teilraum und in einen zweiten Zylinder-Teilraum teilenden Kolben umfasst, wobei zur hydraulischen Beaufschlagung der Kolben in der Normalbetriebsart des Lastenbewegungsgerätes Hydraulikfluid unter Druck von der Druckfluidquelle unter Kontrolle der Steuereinrichtung den ersten Zylinderteilräumen oder den zweiten Zylinder-Teilräumen der hydraulischen Zylinder jeweils gemeinsam zuzuführen ist, während aus den jeweils anderen Zylinder-Teilräumen von den Kolben verdrängtes Hydraulikfluid zu einer Hydraulikfluidsenke abzuleiten ist, wobei die Steuereinrichtung dazu eingerichtet ist, in der Eilgang-Betriebsart den Hydraulikfluid abgebenden Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders mit dem sich aufgrund der Kolbenverschiebung vergrößernden und Hydraulikfluid aufnehmenden Zylinder-Teilraum, des ersten Zylinders zu verbinden und den Hydraulikfluidzufluss von dem Hydraulikfluid abgebenden Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders zu der Hydraulikfluidsenke zu drosseln oder ggf. zu sperren.
  • Die Druckfluidquelle ist auch in dem hier betrachteten Ausführungsbeispiel vorzugsweise eine Pumpe, die aus einem Tank Öl als Hydraulikfluid unter Druck bereitstellt.
  • Der Erfindung liegt somit das Konzept zugrunde, im Eilgang-Betrieb die Zylinder hinsichtlich ihrer Versorgung mit Öl von der Pumpe aus zu diskriminieren, so dass die Ölzufuhr zum ersten Zylinder im Vergleich mit der Ölzufuhr zum zweiten Zylinder gedrosselt und ggf. gesperrt ist.
  • Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass der erste Zylinder im Eilgang-Betrieb von der Pumpe hydraulisch abgekoppelt ist, während der zweite Zylinder allein von der Pumpe versorgt wird. Aufgrund der Ölzufuhr zu dem momentan ölaufnehmenden Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders wird der darin befindliche Kolben hydraulisch beaufschlagt und somit verschoben. Das dabei aus dem anderen Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders verdrängte Öl gelangt in der Eilgang-Betriebsart über eine Eilgang-Hydraulikleitung zu dem hier aufgrund der Kolbenverschiebung in dem ersten Zylinder vergrößernden Zylinder-Teilraum des ersten Zylinders. Dabei verdrängt der Kolben des ersten Zylinders aus dessen anderem Zylinder-Teilraum Öl zum Tank hin. Es wird somit hinsichtlich der hydraulischen Beschaltung und Versorgung der Zylinder beim Übergang von der Normalbetriebsart zur Eilgang-Betriebsart von einer hydraulischen Parallelschaltung zu einer hydraulischen Reihenschaltung der Zylinder übergegangen und umgekehrt.
  • Neben der mechanischen Gleichlaufkopplung sind die Zylinder bei dem hier betrachteten Ausführungsbeispiel auch im Eilgang-Betrieb "hydraulisch gekoppelt".
  • Es ist in diesem Zusammenhang eine Variante der Erfindung realisierbar, bei der das Verhältnis der den Zylindern unmittelbar von der Hydraulikfluidquelle zugeführten Ölmengen variabel kontinuierlich oder in Stufen änderbar ist, so dass in entsprechender Weise auch der Eilgangeffekt variabel sein kann. Die Einstellung des Verhältnisses der Ölzufuhr zum ersten Zylinder und der Ölzufuhr zum zweiten Zylinder kann ferner automatisch in Abhängigkeit vom Belastungszustand des Lastenbewegungsgerätes mittels der Steuereinrichtung einstellbar sein, so dass ein automatischer variabler Eilgang-Betrieb möglich ist. Eine solche Möglichkeit des automatischen variablen Eilgang-Betriebs ist bei sämtlichen Basisvarianten der vorliegenden Erfindung realisierbar.
  • Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die Eilgang-Betriebsart auf den Kolbenhub des gemeinsamen Einziehens der Kolbenstangen in die Zylinder beschränkt ist, wobei vorausgesetzt ist, dass die Kolben eine jeweilige, den zweiten Zylinder-Teilraum des jeweiligen Zylinders durchsetzende Kolbenstange aufweisen, die je nach Richtung des Kolbenhubs aus dem Zylinder ausfahrbar oder in den Zylinder einziehbar ist. Beim Eilgang-Betrieb ist somit der von der Kolbenstange durchsetzte zweite Zylinder-Teilraum des ersten Zylinders dem nicht von der Kolbenstange durchsetzten Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders in der Reihenschaltung hydraulisch nachgeschaltet, so dass die aus dem ersten Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders verdrängte Ölmenge größer ist als die Ölmenge, die der erste Zylinder simultan in seinem zweiten Zylinder-Teilraum aufnehmen kann. Es steht somit immer genug Öl für die Versorgung des ersten Zylinders vom zweiten Zylinder aus im Eilgang-Betrieb zur Verfügung.
  • Damit das überschüssige Öl zum Tank hin abfließen kann, ist vorzugsweise ein an der Eilgang-Hydraulikleitung angeschlossenes Druckventil vorgesehen, welches bei Überschreitung eines Grenzdrucks in der Eilgang-Hydraulikleitung zur Druckfluidsenke, also zum Tank hin öffnet.
  • Die Steuereinrichtung umfasst in einem Hydraulikleitungssystem eine Ventilanordnung, welche in einer der Eilgang-Betriebsart zugeordneten Ventilschaltstellung
    • den ersten Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders mit dem zweiten Zylinder-Teilraum des ersten Zylinders über eine Eilgang-Hydraulikleitung verbindet,
    • den zweiten Zylinder-Teilraum des zweiten Zylinders mit der Druckfluidquelle verbindet und
    • den ersten Zylinder-Teilraum des ersten Zylinders mit der Druckfluidsenke verbindet.
  • Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die Eilgang-Betriebsart mittels einer manuell zu betätigenden Stelleinrichtung der Steuereinrichtung einstellbar ist. Es ist somit der Wahl einer Bedienungsperson überlassen, ob der Eilgang-Betrieb oder der Normalbetrieb durchgeführt werden soll. Dabei können jedoch Sicherheitseinrichtungen vorgesehen sein, welche den Eilgang-Betrieb unterdrücken, etwa weil eine zu große Belastung des Lastenbewegungsgerätes gegeben ist.
  • Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung ist die Steuereinrichtung dazu eingerichtet, die Eilgang-Betriebsart automatisch in Abhängigkeit vom Belastungszustand des Lastenbewegungsgerätes einzustellen bzw. zu unterdrücken. Auf den schon angesprochenen Aspekt des automatischen variablen Eilgang-Betriebs wird hingewiesen.
  • Zu diesem Zweck kann die Steuereinrichtung mit Drucküberwachungsmitteln, insbesondere Differenzdrucküberwachungsmitteln zur Erfassung des Drucks, insbesondere der Druckdifferenz, in den Zylinder-Teilräumen wenigstens eines Zylinders, insbesondere des zweiten Zylinders ausgestattet - und dazu eingerichtet sein, die Eilgang-Betriebsart abhängig von dem gemessenen Druck freizugeben bzw. zu deaktivieren. Eine solche Überwachung des Drucks bzw. der Druckdifferenz als Indikator für die Zulässigkeit des Eilgang-Betriebs ist z.B. aus der DE 100 63 610 A1 an sich bekannt.
  • Gemäß einer weiteren Variante der Erfindung ist die Steuereinrichtung mit Mitteln zur Erfassung von Positionen des Lastenbewegungsgeräts ausgestattet und dazu eingerichtet, die Eilgang-Betriebsart abhängig vom Erreichen vorbestimmter Positionen des Lastenbewegungsgerätes bei dessen Bewegung freizugeben bzw. zu deaktivieren. Im Falle eines schwenkbaren Lasthebearmes kann z.B. die Eilgang-Betriebsart auf einen begrenzten Winkelbereich um eine Totpunktlage des Hebearmes beschränkt sein. Eine solche Beschränkung macht z.B. Sinn, wenn es sich bei dem Lastenbewegungsgerät um eine Schwenkarmanordnung als Hubgerät für Wechselbehälter auf einem Lastentransportfahrzeug handelt, nämlich etwa um einen schwenkbaren Lasthebearm einer Behälterwechselvorrichtung eines Abrollkipperfahrzeugs oder etwa um ein Paar mechanisch zur gemeinsamen Bewegung gekoppelter Schwenkarme einer Behälterwechselvorrichtung eines Absetzkipperfahrzeugs handelt.
  • Gegenstand der Erfindung ist in diesem Sinne auch ein Lastentransportfahrzeug, insbesondere Abrollkipperfahrzeug oder Absetzkipperfahrzeug, mit einer Wechselvorrichtung für Wechselbehälter, die eine Schwenkarmanordnung als Hubgerät für die Wechselbehälter und eine hydraulische Antriebseinrichtung für die Schwenkarmanordnung aufweist, wobei die hydraulische Antriebseinrichtung zwei mechanisch zum Gleichlauf miteinander gekoppelte hydraulische Zylinder umfasst. Zur Steuerung der hydraulischen Antriebseinrichtung ist eine Steuereinrichtung nach einem der Patentansprüche vorgesehen.
  • Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf die Figuren näher erläutert.
    • Fig. 1
    zeigt eine Wechselvorrichtung eines Abrollkipperfahrzeuges in einer perspektivischen Darstellung mit in einer ersten Schwenkstellung (Grundstellung) befindlichem Schwenkarm.
    Fig. 2
    zeigt die Wechselvorrichtung aus Fig. 1 mit vollständig nach hinten in der zweiten Schwenkstellung ausgelenktem Schwenkarm.
    Fig. 3a-3c
    zeigen in skizzenhaften Momentaufnahmen den Absetzvorgang beim Abrollen eines Behälters vom Fahrzeug.
    Fig. 4
    zeigt die Wechselvorrichtung aus den Figuren 1 und 2 in einer Kippstellung.
    Fig. 5
    zeigt in einer skizzenhaften Darstellung ein Abrollkipperfahrzeug, bei dem ein Behälter mit einer betreffenden Wechselvorrichtung in die Kippstellung gebracht worden ist.
    Fig. 6
    zeigt ein Hydraulikschaltbild eines nicht gemäß der Erfindung gestalteten Illustrationsbeispiels einer Steuereinrichtung zur Steuerung des Schwenkarms der Wechselvorrichtung aus den Figuren 1, 2 und 4.
    Fig. 7
    zeigt ein Hydraulikschaltbild einer bevorzugten Ausführungsform einer Steuereinrichtung nach der Erfindung zur Steuerung des Schwenkarms der Wechselvorrichtung aus den Figuren 1, 2 und 4.
  • Die in den Figuren 1 - 5 dargestellte Wechselvorrichtung 2 umfasst einen Basisrahmen 1 aus Längsträgern 4 und Querstreben 6. Der zwischen den Längsträgern 4 vorgesehene Schwenkarm 10 erstreckt sich in der in Fig. 1 gezeigten Grundstellung von der quer zur Fahrzeuglängsrichtung liegenden heckseitigen Kippachse 12 nach vorne und weist an seinem von der Kippachse 12 entfernten Ende einen orthogonal nach oben abgewinkelten Hakenarm 14 mit einem Haken 16 zur Ineingriffnahme einer komplementären Öse 18 eines Behälters 20 auf (vgl. Fig. 3a - 3c).
  • Der Schwenkarm 10 weist einen kippachsennahen Schwenkarmabschnitt 10a und einen an dessen von der Kippachse 12 entferntem Ende um eine zur Kippachse 12 parallele Knickachse 22 schwenkbar gelagerten zweiten Schwenkarmabschnitt 10b auf.
  • Aus den Figuren 3a - 3c ist zu ersehen, dass ein auf dem Basisrahmen der Wechselvorrichtung 2 auf dem Fahrzeug 3 aufgenommener Behälter 20 durch Verschwenken des zweiten Schwenkarmabschnittes 10b um die Knickachse 22 vom Fahrzeug abgesetzt werden kann. Dabei gelangt der zweite Schwenkarmabschnitt 10b von der in Fig. 1 gezeigten Grundstellung in die in Fig. 2 gezeigte Auslegerstellung. Der Behälter rollt beim Absetzen an den Rollen 24 der Wechselvorrichtung mit seinen Behälterkufen 26 ab.
  • Zur Aufnahme eines hinter dem Heck eines Fahrzeugs 3 stehenden Behälters 20 können die anhand der Figuren 3a - 3c gezeigten Bewegungsabläufe umgekehrt werden.
  • In einer Kippbetriebsart gemäß den Figuren 4 und 5 sind die beiden Schwenkarmabschnitte 10a und 10b starr miteinander verriegelt, so dass die zum Absetzen und Aufnehmen eines Behälters genutzte Knickoption des Schwenkarms 10 unterdrückt ist. Der Behälter 20 kann somit am Fahrzeug 3 in eine Kippstellung gemäß Fig. 5 gebracht werden.
  • Ungeachtet dessen, ob der Schwenkarm 10 in der in den Figuren 1 - 3c gezeigten Weise oder in der in Fig. 4 - 5 gezeigten Weise bewegt wird, dienen als Antriebsmittel zwei hydraulische Zylinder 28a, 28b, die mit ihren Kolbenstangenenden 30 an dem zweiten Schwenkarmabschnitt 10b angelenkt sind. Die beiden hydraulischen Zylinder 28a, 28b erstrecken sich im Beispielsfall parallel zwischen den Längsträgern 4 des Basisrahmens 1 und sind mit ihren Zylindergehäuseenden 32 an dem Basisrahmen 1 angelenkt. Die Zylinder 28a und 28b sind vorzugsweise gleicher Bauart. Sie sind über den Basisrahmen 1 und den zweiten Schwenkarmabschnitt 10b mechanisch zum Gleichlauf gekoppelt.
  • In Fig. 6 ist ein Hydraulikschaltbild für eine Steuereinrichtung 34 gemäß einem nicht erfindungsgemäß gestalteten Illustrationsbeispiel zur hydraulischen Steuerung der Antriebszylinder 28a, 28b gezeigt. Die durch ihre Kolben 36a, 36b in zwei Zylinder-Teilräume 38a, 40a; 38b, 40b unterteilten Innenräume der Zylinder 28a, 28b sind an den hydraulischen Anschlusspunkten 42a, 42b, 44a, 44b mit Abzweigleitungen 46a, 46b, 48a, 48b von hydraulischen Hauptleitungen 46, 48 für den Hydraulikfluidzulauf und den Hydraulikfluidrücklauf verbunden. In den hydraulischen Hauptleitungen 46, 48 sind Lasthalteventile mit Rückschlagfunktion und Gegenhalteventile vorgesehen, welche in Fig. 6 durch den Block 50 repräsentiert sind. Ein Wegeventil 52 ist mittels einer Stelleinrichtung (Proportionalgeber) vom Fahrer des Abrollkipperfahrzeugs betätigbar. In einer ersten Schaltstellung des Wegeventils 52 ist die Hauptleitung 48 mit der Druckleitung 54 verbunden, wohingegen die Hauptleitung 46 mit der Rücklaufleitung 56 verbunden ist. In einer zweiten Schaltstellung des Wegeventils 52 ist die hydraulische Hauptleitung 46 mit der Druckleitung 54 verbunden, wohingegen die Hauptleitung 48 mit der Rücklaufleitung 56 verbunden ist. In der gezeigten Neutralstellung oder dritten Schaltstellung des Wegeventils 52 sind die Hauptleitungen 46 und 48 von den Leitungen 54, 56 separiert. Die Druckleitung 54 ist an einer Ein-Kreis-Pumpe 55 angeschlossen, welche von einem Nebenantrieb des Fahrzeugs angetrieben wird und aus einem Hydrauliktank 57 Öl fördert. Die Rücklaufleitung 56 ist an dem Hydrauliktank angeschlossen.
  • Sollen die Kolbenstangen 60a, 60b aus der in Fig. 6 gezeigten Stellung ausgefahren werden, etwa um den Schwenkarmabschnitt 10b der Wechselvorrichtung 2 aus der in Fig. 1 gezeigten Position in die in Fig. 2 gezeigte Position zu verschwenken, so ist das Wegeventil 52 in die erste Schaltstellung einzustellen, so dass die Hauptleitung 48 an die Druckleitung 54 angeschlossen wird und die Hauptleitung 46 mit der Rücklaufleitung 56 verbunden wird. Die Pumpe kann dann Öl unter Druck zu den Zylinder-Teilräumen 38a, 38b fördern, um die Kolben 36a, 36b zu beaufschlagen.
  • Zum Einziehen der Kolbenstangen 60a, 60b ist das Wegeventil 52 in die zweite Schaltstellung zu überführen.
  • Die bisherigen Erläuterungen zu der Steuereinrichtung 34 haben sich auf die Normalbetriebsart des Schwenkarms 10 bezogen, welche dann zu wählen ist, wenn ein schwerer Behälter an dem Schwenkarm 10 angekoppelt ist und mit der Wechselvorrichtung gehandhabt werden soll.
  • Insbesondere beim Zurückschwenken des Schwenkarmabschnittes 10b aus der in Fig. 1 gezeigten Stellung in die in Fig. 2 gezeigte Stellung ohne Last oder mit einem sehr leichten, insbesondere leeren Behälter ist es aus Gründen der Zeitersparnis sinnvoll, den Eilgang-Betrieb zu wählen. Die Eilgang-Option ist bei der beschriebenen Steuereinrichtung mit sehr einfachen Mitteln realisierbar, wie dies anhand des Beispiels in Fig. 6 zu ersehen ist. Es sind zwei 3/2-Wege-Ventile 62, 64 in den Zweigleitungen 46b und 48b der Hauptleitungen 46 bzw. 48 vorgesehen, die in der gezeigten ersten Schaltstellung für die Normalbetriebsart die Zweigleitungen 46b und 48b unmittelbar mit den Anschlüssen 42b bzw. 44b des Hydraulikzylinders 28b verbinden.
  • In der zweiten Ventilschaltstellung, nämlich der Ventilschaltstellung für den Eilgang-Betrieb verbinden die Ventile 62, 64 die Anschlüsse 42b, 44b über eine Überbrückungsleitung 66 miteinander. Die beiden Zylinder-Teilräume 38b, 40b sind dann von den Hauptleitungen 46, 48 abgekoppelt. Die von der Pumpe geförderte Ölmenge steht dann im Wesentlichen ausschließlich für den Betrieb des anderen hydraulischen Zylinders 28a zur Verfügung, so dass dessen Kolbenstange 60a bei gegebener Pumpleistung schneller ausgefahren bzw. eingezogen werden kann, als es in der Normalbetriebsart der Fall ist. Da die Zylinder 28a und 28b mechanisch zum Gleichlauf gekoppelt sind, macht die Kolbenstange 60b des hydraulisch kurzgeschlossenen und von der Pumpe 55 abgekoppelten Zylinders 28b die Bewegung der Kolbenstange 60a des Zylinders 28a zwangsweise mit.
  • Die Überbrückungsleitung 66 ist im Beispielsfall der Fig. 6 über einen Rücklaufzweig 68 mit der Rücklaufleitung 56 und somit mit dem Tank verbunden. In dem Rücklaufzweig 68 befindet sich ein Drosselventil oder ggf. Vorspannventil 70.
  • Die Eilgangventile 62, 64 können elektromagnetisch betätigte Ventile sein, welche mittels einer Stelleinrichtung manuell aktivierbar sind. In alternativen Ausführungsformen kann es vorgesehen sein, dass betreffende Eilgangventile hydraulisch oder pneumatisch vorsteuerbar sind.
  • Wie schon oben erläutert, kann die Steuereinrichtung 34 Mittel umfassen, welche dazu eingerichtet sind, die Eilgang-Betriebsart automatisch in Abhängigkeit vom Belastungszustand des Schwenkarms 10 freizugeben bzw. zu unterdrücken.
  • Fig. 7 zeigt ein Hydraulikschaltbild für ein Ausführungsbeispiel der Erfindung. Elemente in Fig. 7, die Elementen in Fig. 6 gegenständlich oder funktional entsprechen, sind mit korrespondierenden Bezugszeichen gekennzeichnet, diese in Fig. 7 jedoch mit einer vorangestellten 1. Es kann somit zur Erläuterung des Ausführungsbeispiels nach Fig. 7 weitgehend auf die Beschreibung des Illustrationsbeispiels nach Fig. 6 zurückgegriffen werden, so dass sich die folgenden Erläuterungen im Wesentlichen auf die Unterschiede des Ausführungsbeispiels nach Fig. 7 zu dem Illustrationsbeispiel nach Fig. 6 beschränken können. Diese Unterschiede betreffen insbesondere die Ventilanordnung zum Umschalten zwischen Normalbetrieb und Eilgang-Betrieb des Lastenbewegungsgerätes. Es sei auch noch darauf hingewiesen, dass in Fig. 7 der erste Zylinder 128b auf der linken Seite - und der zweite Zylinder 128a auf der rechten Seite der Zeichnung dargestellt sind. In Fig. 6 ist es umgekehrt.
  • Sollen bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 7 die Kolbenstangen 160a, 160b aus der gezeigten eingezogenen Stellung ausgefahren werden, so ist das Wegeventil 152 in die Schaltstellung einzustellen, in der die Hauptleitung 148 an die Druckleitung 154 angeschlossen wird und die Hauptleitung 146 mit der Rücklaufleitung 156 verbunden wird. Die Pumpe 155 kann dann Öl unter Druck zu den Zylinder-Teilräumen 138a, 138b fördern, um die Kolben 136a, 136b in den ersten Zylinder-Teilräumen 138a, 138b hydraulisch zu beaufschlagen.
  • Zum Einziehen der Kolbenstangen 160a, 160b ist das Wegeventil 152 in die andere aktive Schaltstellung zu überführen, so dass die Druckleitung 154 mit der Hauptleitung 146 verbunden wird und die Rücklaufleitung 156 mit der Hauptleitung 148 kommuniziert.
  • Ob das Einziehen der Kolbenstangen 160a, 160b in der Normalbetriebsart oder in der Eilgang-Betriebsart erfolgt, hängt von der jeweiligen Einstellung der mittels der Steuereinrichtung steuerbaren Ventilanordnung aus den Wegeventilen 80, 82 und 84 ab. Sollen die Kolbenstangen 160a, 160b in der Normalbetriebsart und somit üblicherweise langsam und unter äußerer Belastung eingezogen werden, so sind die Ventile 80, 82 aus der gezeigten Normalschaltstellung in die alternative Schaltstellung umzuschalten, so dass über die Hauptleitung 146 Öl sowohl zu dem Leitungszweig 146a als auch zu dem Leitungszweig 146b und somit parallel zu den zweiten Zylinder-Teilräumen 140a, 140b der Zylinder 128a, 128b gelangen kann und andererseits die Zweigleitungen 148a, 148b über die Hauptleitung 148 mit der Rücklaufleitung 156 verbunden sind, so dass Öl aus den ersten Zylinder-Teilräumen 138a, 138b von der Hauptleitung 148a zur Rücklaufleitung 156 abgeführt werden kann.
  • Sollen die Kolbenstangen 160a, 160b jedoch im Eilgang-Betrieb aus ihrer (nicht gezeigten) ausgefahrenen Stellung eingezogen werden, so sind die Ventile 80 und 82 in der gezeigten Normalstellung zu belassen, wohingegen jedoch das Wegeventil 84 aus der gezeigten Normalstellung heraus in die alternative Schaltstellung umzuschalten ist. Das Wegeventil 84 befindet sich in einer Eilgang-Hydraulikleitung 86, welche zwischen dem Ventil 82 und dem zweiten Zylinder 128a an dem Anschluss 144a des ersten Zylinder-Teilraums 138a bei 88 angeschlossen ist. Der andere Anschlusspunkt 90 der Eilgang-Hydraulikleitung befindet sich in einer Verbindungsleitung 92 zwischen den Anschlüssen 142b und 144b des ersten Zylinders 128b. In dieser Verbindungsleitung 92 ist zwischen dem Anschlusspunkt 90 und dem Zylinderanschluss 142b noch ein in Richtung zu dem Anschluss 142b zu öffnendes Rückschlagventil 94 vorgesehen. In der Verbindungsleitung 92 ist ferner zwischen dem Anschlusspunkt 90 und dem Zylinderanschluss 144b bzw. der Hauptleitung 148 ein Druckventil 96 vorgesehen, welches bei Überschreitung eines Grenzdrucks in der Eilgang-Hydraulikleitung zur Hauptleitung 148 und somit im Eilgang-Betrieb zum Tank 157 hin öffnet.
  • In der Eilgang-Betriebsart wird der zweite Zylinder-Teilraum 140a des zweiten Zylinders 128a über die Hauptleitung 146 mit Öl von der Pumpe 155 versorgt, so dass der Kolben 160a in Fig. 7 in Richtung nach unten verschoben wird. Der sich dabei verkleinernde Zylinder-Teilraum 138a des Zylinders 128a gibt von dem Kolben 136a verdrängtes Öl an die Eilgang-Hydraulikleitung 86 ab. Das Öl kann dann durch die geöffneten Ventile 84 und 94 hindurch zu dem zweiten Zylinder-Teilraum 140b des Zylinders 128b gelangen, um den darin verschiebbaren Kolben 136b zu beaufschlagen. Der Kolben 136b wird somit nicht nur aufgrund der mechanischen Gleichlaufkopplung der Kolbenstangen 160a und 160b der vorzugsweise gleichartig aufgebauten Zylinder 128a und 128b verschoben, sondern auch aufgrund der hydraulischen Beaufschlagung in der im Eilgang-Betrieb eingestellten hydraulischen Reihenschaltung der Zylinder 128a und 128b. Das aus dem ersten Zylinder-Teilraum 138b von dem Kolben 136b verdrängte Öl kann über die Hauptleitung 148 zum Tank abströmen.
  • Da die aus dem Zylinder-Teilraum 138a verdrängte Ölmenge größer ist als die Ölmenge, die in dem Zylinder-Teilraum 140b simultan aufgenommen werden kann, sorgt das Druckventil 96 dafür, dass überschüssiges Öl unmittelbar in die Hauptleitung 148 in Richtung zum Tank 157 abgeleitet wird.
  • Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 7 ist Eilgang-Betrieb nur für den Kolbenhub des gemeinsamen Einziehens der Kolbenstangen 160a, 160b in die Zylinder 128a, 128b vorgesehen. Diese Lösung ist sehr preiswert. Die Erfindung soll jedoch nicht darauf beschränkt sein.
  • Bei den Beispielen nach Fig. 6 und Fig. 7 ist davon ausgegangen worden, dass im Eilgang-Betrieb der Ölfluss von der Pumpe zu den ersten Zylindern 28b, 128b vollständig unterdrückt wird, so dass das bei gegebener Pumpenkapazität von der Pumpe gelieferte Öl den zweiten Zylindern 28a, 128a zugeführt wird, um somit einen Schnelllauf des Systems zu erreichen.
  • Ein wichtiger Aspekt der Erfindung ist jedoch auch die in anderen Varianten realisierbare Möglichkeit der ggf. stufenweisen, bevorzugt aber kontinuierlichen Einstellung des Verhältnisses der den Zylindern von der Pumpe aus zugeführten Ölmengen. Dabei wird der zweite Zylinder 28a, 128a im Eilgang-Betrieb üblicherweise mit einer größeren Ölmenge unmittelbar von der Pumpe aus versorgt als der erste Zylinder 28b, 128b; der erste Zylinder ist jedoch nicht vollständig von der Pumpe getrennt. Je größer das Verhältnis zwischen der unmittelbar von der Pumpe dem zweiten Zylinder zugeführten Ölmenge und der unmittelbar von der Pumpe dem ersten Zylinder zugeführten Ölmenge ist, umso wirksamer (schneller) ist der Eilgang-Betrieb. Je kleiner dieses Verhältnis ist, desto langsamer bewegen sich die Kolben der Zylinder, wobei jedoch das System eine stärkere Belastung des Lastenbewegungsgerätes ermöglicht.
  • Diese Belastung kann mit den bereits angesprochenen Detektionsmitteln oder ggf. anderen Detektionsmitteln überwacht werden und als Parameter für die Steuerung der hydraulischen Antriebseinrichtung herangezogen werden. So kann in dem vorstehend angesprochenen Sinne ein variabler und insbesondere in Abhängigkeit vom Belastungszustand des Lastenbewegungsgerätes abhängig gesteuerter Eilgang-Betrieb verwirklicht werden.
  • Soll der Betrieb nicht automatisiert sein, so besteht im Rahmen der Erfindung die Möglichkeit, variablen Eilgang-Betrieb auch auf der Basis manueller Einstellungen zu nutzen, also etwa durch Einstellungen über eine Betätigungseinrichtung von einer Bedienungsperson aus.

Claims (14)

  1. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes (10), insbesondere einer Schwenkarmanordnung (10) als Hubgerät für Wechselbehälter (20) auf einem Lastentransportfahrzeug (3), wobei die hydraulische Antriebseinrichtung eine Steuereinrichtung zur Steuerung der hydraulischen Antriebseinrichtung und wenigstens zwei hydraulische Zylinder (28a, 28b; 128a, 128b) aufweist, die unter Kontrolle durch die Steuereinrichtung (34; 134) aus einer Druckfluidquelle (55; 155) mit Hydraulikfluid unter Druck zu versorgen sind, um das Lastenbewegungsgerät (10) anzutreiben, wobei das Lastenbewegungsgerät (10) abweichend von seiner Normalbetriebsart in einer Eilgang-Betriebsart betreibbar ist,
    wobei die Steuereinrichtung (34; 134) dazu eingerichtet ist, zur Einstellung der Eilgang-Betriebsart des Lastenbewegungsgerätes (10) den Hydraulikfluidzufluss von der Druckfluidquelle (55; 155) zu einem ersten (28b; 128b) der beiden Zylinder (28a, 28b; 128a, 128b) zu vermindern oder ggf. zu sperren, um den Hydraulikfluidzufluss von der Druckfluidquelle (55; 155) zu dem anderen Zylinder (28a; 128a) zu vergrößern,
    wobei es sich bei den hydraulischen Zylindern (128a, 128b) um zwei zum Gleichlauf mechanisch gekoppelte, doppelt wirkende hydraulische Zylinder (128a, 128b) handelt, deren jeder einen in dem betreffenden Zylinderinnenraum verschiebbar geführten und den Zylinderinnenraum in einen ersten Zylinder-Teilraum (138a, 138b) und in einen zweiten Zylinder-Teilraum (140a, 140b) teilenden Kolben (136a, 136b) umfasst, wobei zur hydraulischen Beaufschlagung der Kolben (136a, 136b) in der Normalbetriebsart des Lastenbewegungsgerätes Hydraulikfluid unter Druck von der Druckfluidquelle (155) unter Kontrolle der Steuereinrichtung den ersten Zylinder-Teilräumen (138a, 138b) oder den zweiten Zylinder-Teilräumen (140a, 140b) der hydraulischen Zylinder (128a, 128b) jeweils gemeinsam zuzuführen ist, während aus den jeweils anderen Zylinder-Teilräumen (140a, 140b bzw.138a, 138b) von den Kolben (136a, 136b) verdrängtes Hydraulikfluid zu einer Hydraulikfluidsenke (157) abzuleiten ist,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Steuereinrichtung dazu eingerichtet ist, in der Eilgang-Betriebsart den Hydraulikfluid abgebenden Zylinder-Teilraum (138a) des zweiten Zylinders (128a) mit dem sich aufgrund der Kolbenverschiebung vergrößernden und Hydraulikfluid aufnehmenden Zylinder-Teilraum (140b) des ersten Zylinders (128b) zu verbinden und den Hydraulikfluidfluss von dem Hydraulikfluid abgebenden Zylinder-Teilraum (138a) des zweiten Zylinders (128a) zu der Hydraulikfluidsenke (157) zu drosseln oder ggf. zu sperren.
  2. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach Anspruch 1,
    wobei die Kolben (136a, 136b) eine jeweilige, den zweiten Zylinder-Teilraum (140a, 140b) des betreffenden Zylinders durchsetzende Kolbenstange (160a, 160b) aufweisen, die je nach Richtung des Kolbenhubs aus dem Zylinder (128a, 128b) ausfahrbar oder in den Zylinder einziehbar ist,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Eilgang-Betriebsart auf den Kolbenhub des gemeinsamen Einziehens der Kolbenstangen (160a, 160b) in die Zylinder beschränkt ist.
  3. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach Anspruch 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Steuereinrichtung (134) in einem Hydraulikleitungssystem eine Ventilanordnung (80, 82, 84, 92, 96) umfasst, welche in einer der Eilgang-Betriebsart zugeordneten Ventilschaltstellung
    - den ersten Zylinder-Teilraum (138a) des zweiten Zylinders (128a) mit dem zweiten Zylinder-Teilraum (140b) des ersten Zylinders (128b) über eine Eilgang-Hydraulikleitung (86) verbindet,
    - den zweiten Zylinder-Teilraum (140a) des zweiten Zylinders (128a) mit der Druckfluidquelle (155) verbindet und
    - den ersten Zylinder-Teilraum (138b) des ersten Zylinders (128b) mit der Druckfluidsenke (157) verbindet.
  4. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung ein an der Eilgang-Hydraulikleitung (86) angeschlossenes Druckventil (96) umfasst, welches bei Überschreitung eines Grenzdrucks in der Eilgang-Hydraulikleitung zur Druckfluidsenke hin öffnet.
  5. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinrichtung dazu eingerichtet ist, beiden Zylindern (128a, 128b) in der Eilgang-Betriebsart Hydraulikfluid von der Druckfluidquelle (155) zuzuführen, wobei die dem zweiten Zylinder (128a) zugeführte Hydraulikfluidmenge größer ist als die dem ersten Zylinder (128b) zugeführte Hydraulikfluidmenge.
  6. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis zwischen der dem zweiten Zylinder (128a) zugeführten Hydraulikfluidmenge und der dem ersten Zylinder (128b) zugeführten Hydraulikfluidmenge in der Eilgang-Betriebsart änderbar ist.
  7. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis zwischen der dem zweiten Zylinder (128a) zugeführten Hydraulikfluidmenge und der dem ersten Zylinder (128b) zugeführten Hydraulikfluidmenge in Abhängigkeit von Betriebsparametern des Lastenbewegungsgerätes, insbesondere in Abhängigkeit vom Belastungszustand des Lastenbewegungsgerätes, unter Kontrolle der Steuereinrichtung insbesondere automatisch änderbar ist.
  8. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Eilgang-Betriebsart mittels einer manuell zu betätigenden Stelleinrichtung der Steuereinrichtung einstellbar ist.
  9. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinrichtung dazu eingerichtet ist, die Eilgang-Betriebsart automatisch in Abhängigkeit vom Belastungszustand des Lastenbewegungsgerätes einzustellen.
  10. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinrichtung Drucküberwachungsmittel, insbesondere Differenzdrucküberwachungsmittel zur Erfassung des Drucks, insbesondere der Druckdifferenz, in den Zylinder-Teilräumen wenigstens eines Zylinders, insbesondere des zweiten Zylinders aufweist und dazu eingerichtet ist, die Eilgang-Betriebsart abhängig von dem gemessenen Druck freizugeben bzw. zu deaktivieren.
  11. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinrichtung Mittel zur Erfassung von Positionen des Lastenbewegungsgerätes umfasst und dazu eingerichtet ist, die Eilgang-Betriebsart abhängig vom Erreichen vorbestimmter Positionen des Lastenbewegungsgerätes bei dessen Bewegung freizugeben bzw. zu deaktivieren.
  12. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es sich bei dem Lastenbewegungsgerät um einen Schwenkarm (10) einer Behälterwechselvorrichtung (2) eines Abrollkipperfahrzeugs handelt.
  13. Hydraulische Antriebseinrichtung eines Lastenbewegungsgerätes nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es sich bei dem Lastenbewegungsgerät um ein Paar mechanisch zur gemeinsamen Schwenkbewegung gekoppelter Schwenkarme einer Behälterwechselvorrichtung eines Absetzkipperfahrzeugs handelt.
  14. Lastentransportfahrzeug, insbesondere Abrollkipperfahrzeug oder Absetzkipperfahrzeug, mit einer Wechselvorrichtung (2) für Wechselbehälter (20), die eine Schwenkarmanordnung (10) als Hubgerät für die Wechselbehälter (20) und eine hydraulische Antriebseinrichtung für die Schwenkarmanordnung aufweist, wobei die hydraulische Antriebseinrichtung zwei mechanisch zum Gleichlauf miteinander gekoppelte hydraulische Zylinder (28a, 28b) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass es eine hydraulische Antriebseinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche aufweist.
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