EP1778923A1 - Hydraulische steueranordnung - Google Patents

Hydraulische steueranordnung

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Publication number
EP1778923A1
EP1778923A1 EP05770225A EP05770225A EP1778923A1 EP 1778923 A1 EP1778923 A1 EP 1778923A1 EP 05770225 A EP05770225 A EP 05770225A EP 05770225 A EP05770225 A EP 05770225A EP 1778923 A1 EP1778923 A1 EP 1778923A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
hydraulic
shuttle
pressure
nozzle
Prior art date
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Granted
Application number
EP05770225A
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English (en)
French (fr)
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EP1778923B1 (de
Inventor
Erhard Karl
Edwin Harnischfeger
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
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Filing date
Publication date
Application filed by Bosch Rexroth AG filed Critical Bosch Rexroth AG
Publication of EP1778923A1 publication Critical patent/EP1778923A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1778923B1 publication Critical patent/EP1778923B1/de
Not-in-force legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2203—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function
    • E02F9/2207—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function for reducing or compensating oscillations
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
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    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2217—Hydraulic or pneumatic drives with energy recovery arrangements, e.g. using accumulators, flywheels
    • 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
    • F15B1/00—Installations or systems with accumulators; Supply reservoir or sump assemblies
    • F15B1/02—Installations or systems with accumulators
    • 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
    • F15B1/00—Installations or systems with accumulators; Supply reservoir or sump assemblies
    • F15B1/02—Installations or systems with accumulators
    • F15B1/021—Installations or systems with accumulators used for damping

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control arrangement for damping pitch oscillations of a mobile work machine according to the preamble of patent claim 1.
  • Mobile machines such as forklifts, telescopic loaders, wheel loaders usually have no spring-damper system between Fahrwerg and vehicle chassis, as is the case with cars and trucks.
  • the chassis damping takes place in mobile machines essentially on the tires and is therefore relatively limited.
  • the use of spring-damper systems in mobile work machines can, in certain operating situations, result in undesired, negative properties, such as, for example, poor positioning accuracy when picking up and laying down the loads by input or Ausfe ⁇ countries or how Reduced tearing forces on wheel loaders Blades when working in the heap, which is due to the Energyauf ⁇ assumption in the spring-damper system.
  • a disadvantage of undamped machines are the significantly poorer handling characteristics.
  • work machines with transport loads outside of the wheel frame tend to accelerate faster, depending on the condition of the road surface and on the loading, in some cases considerable pitching vibrations.
  • the work machine then shows a significantly deteriorated steering and braking behavior.
  • the vehicle and the driver are heavily loaded by the auf ⁇ passing vibrations and the Lüstabi ⁇ lity of the transport load is at risk, which can lead to a loss of cargo in unfavorable conditions conditions.
  • the acceleration applied to the driver conditions can lead to significant damage to health.
  • the increased vehicle load due to the swinging in and out causes increased wear and leads to increased maintenance.
  • a stabilization system with a hydropneumatic accumulator is installed in the hydraulic lifting systems of the working machine as a spring / damper element between the control block and the lifting cylinder bottom side.
  • a solution is spielmik known from DE 197 43 005 Al.
  • a bottom side of a hydraulic cylinder of a lifting equipment of the working machine is connected to a hydraulic accumulator via a pilot-operated directional control valve.
  • the hydraulic accumulator is charged via another pilot-operated switching valve. The latter also makes it possible to adapt the accumulator pressure to the load pressure acting on the hydraulic cylinder.
  • a disadvantage of this solution is that the circuit with the pilot-operated directional control valve and the pilot-operated switching valve is very expensive.
  • the invention has the object zugrun ⁇ de to provide a hydraulic control arrangement can be reduced with the pitch oscillations of a mobile machine with minimal effort.
  • the hydraulic control arrangement has a damping valve arrangement, by means of which a first pressure chamber of a hydraulic cylinder for pitching oscillation damping effective in the direction of support can be connected to a hydraulic accumulator and an effective pressure chamber in the lowering direction of the hydraulic cylinder can be connected to a tank or low pressure.
  • the hydraulic accumulator can be connected to the tank or low pressure during a working cycle of the hydraulic cylinder for filling with a pump line and for equalizing the accumulator pressure to the load pressure.
  • a nozzle valve assembly having two under ⁇ different nozzle cross-sections, of which the larger nozzle cross-section during filling and the smaller Düsenquer ⁇ cut when adjusting the accumulator pressure to the load pressure are effective. Due to the comparatively large nozzle which is effective during the filling of the hydraulic accumulator, rapid charging of the hydraulic accumulator is ensured, so that when the damping is switched on, the accumulator pressure is high enough for the lifting equipment to be supported and not to fall. During the equalization of the accumulator pressure to the actual load pressure, the smaller nozzle is effective, so that the compensation processes take place relatively slowly and the hydraulic accumulator is correspondingly protected.
  • the damping valve arrangement is preferably carried out with a pilot-operated directional control valve which in a basic position shuts off a connection between the first pressure chamber and the hydraulic accumulator and between the second pressure chamber and the tank / low pressure and which opens these connections in a switching position.
  • the precontrol can take place via an electrically actuated pilot valve, which acts on an effective in the opening direction of the control valve control surface in a Weg ⁇ position with tank pressure and in a second Heidelbergstel ⁇ ment with the accumulator pressure.
  • the nozzle valve arrangement is connected to a bypass line via which the directional control valve can be bypassed.
  • the Düsenventilan ⁇ order is designed as a shuttle valve, each nozzle cross-section is associated with a check valve, which during filling a pressure medium flow to the hydraulic accumulator or allows a pressure medium flow in the opposite direction when adjusting.
  • the shuttle valve is designed with a shuttle bolt, which is movably guided in a valve bore between two valve seats.
  • the shuttle bolt has an end face in each case a valve cone, on whose outer circumference in each case at least one nozzle notch is formed.
  • the effective nozzle notch cross-section on a poppet is greater than that on the other poppet, so that the larger nozzle notch cross-section is traversed during the filling of pressure medium, while the pressure medium flow is determined when adjusting by the smaller nozzle notch cross-section.
  • the nozzle In a simply constructed shuttle bolt, the nozzle notches open in a flattening on the outer circumference of the shuttle bolt.
  • the components of the pitching vibration damping are designed in a separate valve housing, wherein the axis of the directional control valve of the damping valve assembly is perpendicular to the axis of the shuttle valve.
  • the two valve seats of the shuttle valve are preferably each formed on a valve bushing.
  • shuttle valve with the two shuttle nozzles and the respective associated return check valves can also be an alternative solution Lucas ⁇ sets to chen the filling and matching ermögli ⁇ .
  • the larger, effective during filling Shutt ⁇ LEDüse in the directional control valve bypassing bypass is arranged and this upstream of a check valve, which allows a flow of pressure medium to fill and shuts off in the opposite direction.
  • This adjustment control valve can be brought into an open position for adjustment, so that pressure medium can flow away from the hydraulic accumulator via the two shuttle nozzles to the tank.
  • This variant is particularly simple if the switching of the An Eisen Kunststoffus done by the pressure at the input.
  • a directionally variable damping nozzle can be provided in a control line and used to protect the hydrodynamic valve. Memory before too high pressures, the hydraulic control arrangement can be made ⁇ with a pressure relief valve.
  • An emptying of the hydraulic accumulator is possible via a vor ⁇ preferably manually operated drain valve.
  • FIG. 1 shows a system diagram of a first exemplary embodiment of a hydraulic control arrangement according to the invention for damping pitch oscillations
  • FIG. 2 is a sectional view through a valve block of a damping valve arrangement of the control arrangement from FIG. 1;
  • FIG. 3 shows a detailed representation of a shuttle valve of the valve block from FIG. 2 and FIG. 3
  • FIG. 4 shows a system diagram of a second embodiment of a control arrangement for pitch damping.
  • FIG. 1 shows a system diagram of a hydraulic control arrangement for pitching vibration damping of a smaller mobile working machine, for example a bicycle or a forklift truck.
  • This has a Hubausrüs ⁇ device for lifting loads, which is actuated by two parallel arranged hydraulic cylinders 2, 4.
  • the Druck ⁇ medium supply by means of a mobile control block 6, via which the two hydraulic cylinders 2, 4 with a variable displacement pump or a tank (not shown) are ver ⁇ bindable.
  • Two work connections A, B of the mobile erblocks 6 are connected via a flow line [line 8 and a drain line 10 with a bottom-side cylinder chamber 12 and an annular space 14 of the two hydraulic cylinders 2, 4.
  • the pressure medium is conveyed into the two cylinder chambers 12 and displaced out of the two annular spaces 14 via the mobile control block 6 to a tank T.
  • the two annular spaces 14 and the cylinder spaces 12 of the hydraulic cylinders 2, 4 are connected directly to one another.
  • the pitching vibration damping takes place by connecting the two cylinder spaces 12 to a hydraulic accumulator 16.
  • This acts as a hydro-pneumatic spring-damper element, which is practically installed between the hydraulic cylinders 2, 4 and the mobile control block 6.
  • the two annular spaces 14 are connected to the tank T during the pitching vibration damping.
  • the connection with the tank T and the hydraulic accumulator 16 takes place via a damping valve arrangement 18, which is connected with its two input connections A, B via a storage line 20 and a discharge line 22 to the supply line 8 or the discharge line 10.
  • a storage port X2 of the damping valve assembly 18 is connected to the hydraulic accumulator 16 and a tank port T to the tank.
  • the damping valve assembly 18 has a pilot operated 4/2-way valve 24 which is biased by a spring in its illustrated blocking position in which the two working ports A, B are shut off from the terminals X2 and T.
  • the control of the pilot-operated directional valve 24 er ⁇ follows via an electrically operated pilot valve 26, which in its spring-biased home position to a control line leading in the opening direction of the Wege ⁇ valve 24 leading control line 28 via a Tanksteu ⁇ er effet 25 with a verbunde ⁇ with the tank connection T nen tank channel 30 connects.
  • a solenoid of the pilot control valve 26 When a solenoid of the pilot control valve 26 is energized, it is brought into its switching position, in which the control line 28 is connected via a filling control line 27 connected to a connection P of the pilot valve 26 to a storage channel 32 leading to the storage connection X2.
  • a direction variable damping throttle 34 is arranged, which is designed in the illustrated embodiment as a shuttle valve and two throttles 36, 38 having different diameters, which are connected in parallel, wherein the throttle valve 36 in the direction of the control chamber for Vorumble ⁇ valve 26 opening check valve 40 and the throttle 38 is a control oil flow to the control chamber ermö ⁇ the non-return valve 42 is assigned.
  • the control of the pilot valve 26 is carried out either by hand or in response to a mobile control device when the work machine has exceeded a predetermined driving speed.
  • the damping valve arrangement 18 furthermore has a pressure-limiting valve 44 which is arranged in a connection channel 46 between the storage channel 82 and the tank channel 30. By this pressure limiting valve 44, the maximum pressure of the hydraulic accumulator 16 is limited.
  • an emptying valve 50 is arranged, which can be brought by hand from a blocking position into an opening graduation in order to connect the hydraulic accumulator 16 to the tank channel 30.
  • This emptying of the hydraulic accumulator 16 may be necessary, for example, for maintenance work or in the case of faults.
  • a bypass channel 52 branches off in the pressure medium flow path between the working connection A and the directional control valve 24, in which a nozzle valve arrangement 53 is arranged, which in the illustrated embodiment is designed as a shuttle valve 54 whose outlet opens into the discharge channel 48 , which in turn branches off from the memory channel 32.
  • the shuttle valve 54 is shown enlarged in Figure 1 at the top left. Accordingly, the bypass channel 52 branches into two branch lines, wherein in the right branch in FIG.
  • a shuttle nozzle 56 with a comparatively small cross section and a shuttle check valve 58 which opens in the direction of the connection A are arranged, while in the left branch a shuttle nozzle 60 having a larger cross-section and a shuttle return valve 62 opening in the direction of the hydraulic accumulator 16 is provided.
  • the check valve 58 opens and the smaller shuttle nozzle 56 flows through, while the pressure fluid flow from the working connection A to the hydraulic accumulator 16 (filling) causes the shuttle nozzle 60 to have a larger cross section.
  • the flow 8 is connected via the mobile control block 6 with a pump line, not shown, so that the two hydraulic cylinders 2, 4 extend and the pressure medium from the annulus via the drain line 10 and the mobile control block 6 for Tank T is returned.
  • the load pressure at the hydraulic cylinders is tapped via a load-signaling line, not shown, and the variable-displacement pump is set as a function of the highest load pressure of the load of the working machine.
  • the electromagnet of the pilot valve 26 is de-energized, so that the control chamber of the directional control valve 24 relieved and accordingly the directional control valve 24 remains in its spring-biased basic position.
  • the hydraulic accumulator 16 is charged via the storage line 20, the bypass channel 52, the check valve 62 and the shuttle nozzle 60 and the storage channel 32.
  • the maximum accumulator pressure is limited via the pressure limiting valve 44. This maximum pressure is adjusted so that the pressure limiting valve 44 does not open during a normal working cycle. If the pressure limiting valve 44 nevertheless activates, it is ensured in cooperation with the shuttle nozzle 60 that a load pressure which acts above this limit pressure remains in front of it.
  • the hydraulic accumulator 16 is correspondingly discharged via the return check valve 58 and the smaller shuttle nozzle 56 to the lower load pressure level.
  • the loading and unloading speed is essentially determined by the different shuttle nozzle cross sections.
  • the stabilization system After switching off the stabilization system, ie the currentless switching of the solenoid of the pilot valve 26, the latter is moved back into its spring-biased home position and connected according to the Steuerhoffm the directional control valve 24 to the tank T; the directional control valve is moved back into its blocking position by the force of the springs and the stabilization system is switched off. Pressure fluctuations in the control channel 28 during these switching on and off operations of the stabilization system are dampened by the directionally variable damping nozzle 34.
  • FIG. 2 shows a sectional view of a valve block 64, through which the Dämpfungsventilan ⁇ order 18 is formed.
  • the valve block 64 is penetrated by a valve bore 66 in which a slide 68 of the directional control valve 24 is guided axially displaceably.
  • the slider 68 is acted upon by a spring 70 in its illustrated basic position, in which it rests against a Ver ⁇ end screw 72 which closes the valve bore 66.
  • the spring 70 is supported on a cap 74 screwed into the valve block 64 and engages on a spring plate 76 on the slider 68 at.
  • the valve bore 66 is expanded to four annular spaces 78, 80, 82 and 84 and to a control chamber 86.
  • the latter is bounded on the one hand by the end face of the closure screw 72 and on the other hand by the adjacent end section of the valve slide 68 and is connected to the pilot valve 26 by the control line 28 indicated by dashed lines and by the in-line control valve 26 Figure 2 only the solenoid is shown, which is mounted in the valve block 64.
  • the annular space 80 is connected to the working port B, the annular space 78 to the tank port T, the annular space 82 to the working port A and the annular space 84 to the storage port X2, which is formed approximately perpendicular to the plane in Figure 2.
  • the slider 68 has two cam grooves 88, 90 through which two control edges 92 and 96 are formed. Via the latter control edge 96, the connection between the annular spaces 78, 80, i. between the working port B and the tank port T is opened or closed, while via the control edge 92, the connection between the annular spaces 82, 84, i. between the working port A and the storage port X2 is opened or closed.
  • the storage channel 32 connected to the storage port X2 and the annular space 84 extends approximately perpendicular to the plane of the drawing in FIG. 2.
  • the shuttle valve 54 is arranged in the valve block 64, the axis of which consequently also extends perpendicular to the plane of the drawing in FIG.
  • the axis of the slide 68 extends perpendicular thereto in the drawing plane according to FIG 2.
  • the Shutt ⁇ leventil 54 is disposed in the region between the annular space 82 and the memory channel 32 and connected via the indicated channels with these.
  • FIG. 3 shows a sectional view through the shuttle valve 54 along the section line A-A indicated in FIG.
  • the two valve sleeves 104, 106 form a valve bore 112, in which a shuttle bolt 114 is guided axially displaceable. This has at its two end portions in each case a valve cone 116, 118, which is associated with a valve seat 120 and 122 in the valve sleeve 104 and 106, respectively.
  • the distance between the two valve seats 120, 122 is selected to be slightly larger than the length of the shuttle bolt 114, so that it can only ever rest on one of the valve seats 120, 122. For easier insertion of the two valve sleeves 104, 106, these are both executed in their right end portion with recesses 132, 134 for applying a tool.
  • Axially extending nozzle notches 124 and 126 are formed in the region of the two valve cones 116, 118, wherein one or two nozzle notches 124 of larger cross-section are provided on the left-hand valve cone 116 and a single nozzle notch 126 of comparatively small on the valve cone 118 Diameter is formed.
  • the nozzle notches 124 and 126 thus practically form the shuttle nozzles 60, 56 of the shuttle valve 54 in FIG. 1, while the valve cones 116, 118 in cooperation with the valve seats 120 and 122 form the two check valves 62, 58.
  • On the outer circumference of the shuttle bolt 114 are two diametrically arranged Abflachun ⁇ gene (see also Figure 2) 128 formed in which the Nozzle notches 124, 126 leak. These flattenings 128 together with the circumferential walls of the valve bore 112 form a pressure medium flow channel.
  • the pressure medium When filling, i. During normal working cycle of the lifting equipment, the pressure medium enters the bore 102 via the working port A and the channel 100. This pressure acts on the right end face of the shuttle bolt 114 in FIG. 3, so that it is lifted off the valve seat 122 and brought into contact with the valve seat 120 by the valve plug 116. The pressure medium can then flow over the open valve seat 122, the space delimited by the flat 128 and the outer circumference of the valve bore 112, and the shuttle nozzle 60 bounded by the nozzle notches 124 into the channel section 130 and from there into the storage channel 32 to the hydraulic accumulator 16 strö ⁇ men so that it is loaded.
  • the higher accumulator pressure is present in the channel section 130, so that the shuttle pin 114 is lifted off the valve seat 120 and displaced to the right onto the valve seat 122.
  • the shuttle nozzle 56 determined by the smaller nozzle notch 126 is then effective.
  • a similar construction is also arranged as a directionally variable damping throttle 34 in the control line 28.
  • valve bushing makes it possible to replace the shuttle bolt 114 very easily, so that the effective diameters of the shuttle nozzles 56, 60 can be adapted to the requirements of the vehicle.
  • an equalization of the pressure of the hydraulic accumulator 16 is only possible if the mobile control block 6 is switched accordingly, so that the storage line 20 is verbun ⁇ with the tank.
  • Figure 4 shows a solution in which the filling and matching can be done independently of the setting of the mobile control block 6.
  • the basic circuit corresponds ent ⁇ that of Figure 1, wherein only the nozzle valve assembly 53 is designed differently from the above-described solution.
  • the remaining hydraulic components correspond to the embodiment described above, so that reference is made to the remarks on FIG. 1 in order to avoid repetitions with regard to the matching components.
  • the nozzle valve arrangement 53 likewise has two shuttle lances 60, 56, wherein the larger shuttle nozzle 60 determines the pressure medium flow during filling and the shuttle nozzle 56 with smaller cross section determines the pressure medium flow during the same.
  • the shuttle nozzle 60 is arranged in a bypass channel 52 of the damping valve arrangement 18, as in the exemplary embodiment described above.
  • a fill check valve 62 is also provided in the bypass duct 52, which permits a pressure medium flow from the storage line 20 to the larger shuttle nozzle 60.
  • branch line 136 in which the smaller shuttle nozzle 56 is arranged.
  • the branch line 136 leads to an input port P 1 of a matching control valve 138, whose output port A 1 is connected to the tank channel 30 via a compensating line 140.
  • the An Eisensteu ⁇ erventil 138 is in the illustrated embodiment, a switching valve, which is biased by means of a relatively strong spring 146 in its illustrated blocking position.
  • the pressure in the area between the shuttle nozzle 56 and the Input terminal P 1 is tapped via a control line 142 and guided to a control chamber effective in the opening direction of the An ⁇ control valve 138.
  • the filling of the hydraulic accumulator 16 during an operating cycle takes place via the bypass channel 52, the filling return valve 62, the larger shuttle nozzle 60 and the storage channel 32, as in the previously described embodiment.
  • the adjusting control valve 138 is replaced by the higher pressure in the further control line 144 and biased the force of the spring in its closed position.
  • the adjustment control valve 138 When the load pressure, ie the pressure in the cylinder chamber 12, drops, the adjustment control valve 138 is switched to its opening position by the higher accumulator pressure, so that the input port P 1 is connected to the output port A 1 and the reservoir via the accumulator channel 32, the larger shuttle nozzle 60, the smaller shuttle nozzle 56, the controlled equal control valve 138, the equalization line 140 and the tank channel 30 is connected to the tank T, so that the accumulator pressure is adjusted according to the load pressure.
  • the two shuttle lugs 60, 56 are connected in series, with the pressure medium flow being essentially limited by the smaller shuttle nozzle 56, so that the adjustment processes take place comparatively slowly, while only the larger shuttle nozzle 60 is effective during filling is and thus the hydraulic accumulator 16 can be increased quickly to the respective load pressure.
  • FIG. 4 shows yet another special feature.
  • the circuit according to the invention makes it possible to dampen pitching oscillations with minimum device complexity, so that the mobile working machine can be moved at a higher travel speed and accordingly the handling performance is improved. Due to the low vibrations, the loads on the driver and the mechanical loads on the machine are much lower than on non-damped machines. This further reduces maintenance and improves transport safety compared to conventional solutions.
  • a hydraulic control arrangement for damping pitching oscillations wherein a hydraulic cylinder of a lifting equipment can be connected to a hydraulic accumulator via a damping valve arrangement during driving operation.
  • the damping valve arrangement has a nozzle valve arrangement with two different nozzle cross-sections, of which the larger when filling the hydraulic accumulator and the Klei ⁇ nere when adjusting the hydraulic accumulator to the load pressure of the hydraulic cylinder are effective.

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Description

Beschreibung
HydraulischeSteueranordnung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steueranord¬ nung zur Dämpfung von Nickschwingungen einer mobilen Arbeitsmaschine gemäß dem Oberbegriff des Patentanspru¬ ches 1.
Mobile Arbeitsmaschinen, beispielsweise Gabelstapler, Teleskoplader, Radlader haben üblicherweise kein Feder- Dämpfer-System zwischen Fahrwerg und Fahrzeugchassis, wie dies bei PKW und LKW der Fall ist. Die Fahrwerksdämpfung erfolgt bei mobilen Arbeitsmaschinen im Wesentlichen über die Bereifung und ist daher relativ begrenzt. Die Ver¬ wendung von Feder-Dämpfer-Systemen bei mobilen Arbeitsma¬ schinen kann in bestimmten Betriebssituationen uner¬ wünschte, negative Eigenschaften nach sich ziehen, wie beispielsweise eine schlechte Positioniergenauigkeit beim Aufnehmen und Ablegen der Lasten durch Ein- bzw. Ausfe¬ dern oder wie verminderte Reißkräfte an Radlader-Schau¬ feln beim Arbeiten im Haufwerk, die durch die Energieauf¬ nahme im Feder-Dämpfer-System bedingt ist.
Ein Nachteil ungedämpfter Arbeitsmaschinen sind die deutlich schlechteren Fahreigenschaften. Insbesondere Arbeitsmaschinen mit Transportlasten außerhalb des Rad¬ standes neigen bei schnellerem Fahren in Abhängigkeit vom Fahrbahnzustand und von der Beladung zu teils erheblichen Nickschwingungen. Die Arbeitsmaschine zeigt dann ein wesentlich verschlechtertes Lenk- und Bremsverhalten. Zudem werden das Fahrzeug und der Fahrer durch die auf¬ tretenden Schwingungen stark belastet und die Lagestabi¬ lität der Transportlast ist gefährdet, was bei ungünsti¬ gen Bedingungen zu einem Verlust des Transportgutes führen kann. Die auf den Fahrer einwirkenden Beschleuni- gungen können zu erheblichen gesundheitlichen Schäden führen. Die erhöhte Fahrzeugbelastung durch das Ein- und Ausschwingen bewirkt einen erhöhten Verschleiß und führt zu einem vermehrten Wartungsaufwand.
Diese Nachteile lassen sich zwar verringern, wenn die Fahrgeschwindigkeit reduziert wird, dies hat jedoch den Nachteil, dass die Umschlagleistung der Arbeitsmaschine entsprechend absinkt.
Zur Reduzierung der Nickschwingungen und zur Beseiti¬ gung der oben beschriebenen Nachteile wird in die hydrau¬ lischen Hubsysteme der Arbeitsmaschine ein Stabilisie¬ rungssystem mit hydropneumatischem Speicher als Feder- Dämpfer-Element zwischen Steuerblock und Hubzylinder- Bodenseite eingebaut. Eine derartige Lösung ist bei¬ spielsweise aus der DE 197 43 005 Al bekannt. Bei diesem Stabilisierungssystem wird ab einer vorbestimmten Fahrge¬ schwindigkeit eine Bodenseite eines Hydrozylinders einer Hubausrüstung der Arbeitsmaschine über ein vorgesteuertes Wegeventil mit einem Hydrospeicher verbunden. Während des Arbeitsspiels des Hydrozylinders wird der Hydrospeicher über ein weiteres vorgesteuertes Schaltventil aufgeladen. Letzteres ermöglicht es auch, den Speicherdruck an den am Hydrozylinder wirksamen Lastdruck anzupassen.
Nachteilig bei dieser Lösung ist, dass die Schaltung mit dem vorgesteuerten Wegeventil sowie dem vorgesteuer¬ tem Schaltventil sehr aufwendig ist.
In der DE 39 09 205 Cl wird ein System zur Nick- schwingungsdämpfung beschrieben, bei dem während der Fahrt der Arbeitsmaschine über ein elektrisch betätigtes Wegeventil die Bodenseite des Hydrozylinders der Hubaus¬ rüstung mit einem Hydrospeicher und die Ringseite mit einem Tank verbunden wird. Das Füllen des Hydrospeichers während des Arbeitsspiels erfolgt über ein Füllventil mit nachgeschaltetem Rückschlagventil. Eine Angleichung des Speicherdrucks an den Lastdruck des HydroZylinders ist bei dieser bekannten Lösung nicht vorgesehen.
Die DE 197 54 828 Al der Anmelderin offenbart eine hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von Nickschwin¬ gungen, bei der während der Fahrt über eine Logikventil¬ anordnung die Bodenseite des Hydrozylinders mit dem Hydrospeicher und die Ringseite mit dem Tank verbindbar ist. Diese Logikventilanordnung ermöglicht auch das Füllen des HydroSpeichers während des Arbeitsspiels . Das Angleichen des Speicherdrucks an den Lastdruck erfolgt bei dieser bekannten Lösung über eine Drossel mit nachge¬ schaltetem Rückschlagventil. Auch diese Lösung ist sehr aufwendig und entsprechend teuer.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrun¬ de, eine hydraulische Steueranordnung zu schaffen, mit der Nickschwingungen einer mobilen Arbeitsmaschine mit minimalem Aufwand reduzierbar sind.
Diese Aufgabe wird durch eine hydraulische Steueran¬ ordnung mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.
Die erfindungsgemäße hydraulische Steueranordnung hat eine Dämpfungsventilanordnung, über die ein in Abstütz¬ richtung wirksamer erster Druckraum eines Hydrozylinders zur Nickschwingungsdämpfung mit einem Hydrospeicher und ein in Absenkrichtung wirksamer Druckraum des Hydrozylin¬ ders mit einem Tank oder Niederdruck verbindbar ist. über die Dämpfungsventilanordnung kann der Hydrospeicher während eines Arbeitsspiels des Hydrozylinders zum Füllen mit einer Pumpenleitung und zum Angleichen des Speicher¬ drucks an den Lastdruck mit dem Tank oder Niederdruck verbunden werden. Erfindungsgemäß hat die hydraulische Steueranordnung eine Düsenventilanordnung mit zwei unter¬ schiedlichen Düsenquerschnitten, von denen der größere Düsenquerschnitt beim Füllen und der kleinere Düsenquer¬ schnitt beim Anpassen des Speicherdrucks an den Lastdruck wirksam sind. Durch die vergleichsweise große, während des Füllens des Hydrospeichers wirksame Düse ist das schnelle Aufladen des Hydrospeichers gewährleistet, so dass beim Einschalten der Dämpfung der Speicherdruck hoch genug ist, damit die Hubausrüstung abgestützt wird und nicht absinken kann. Während des Angleichens des Spei¬ cherdrucks an den aktuellen Lastdruck ist die kleinere Düse wirksam, so dass die AusgleichsVorgänge relativ langsam erfolgen und der Hydrospeicher entsprechend geschont wird.
Die Dämpfungsventilanordnung ist vorzugsweise mit ei¬ nem vorgesteuerten Wegeventil ausgeführt, das in einer Grundstellung eine Verbindung zwischen dem ersten Druck¬ raum und dem Hydrospeicher sowie zwischen dem zweiten Druckraum und dem Tank/Niederdruck absperrt und das in einer Schaltstellung diese Verbindungen aufsteuert.
Die Vorsteuerung kann über ein elektrisch betätigtes Vorsteuerventil erfolgen, das eine in Öffnungsrichtung wirksame Steuerfläche des Wegeventils in einer Schalt¬ stellung mit Tankdruck und in einer zweiten Schaltstel¬ lung mit dem Speicherdruck beaufschlagt.
Bei einem besonders einfach aufgebauten Ausführungs- beispiel ist die Düsenventilanordnung mit einer Bypass- leitung verbunden, über die das Wegeventil umgehbar ist.
Bei einem Ausführungsbeispiel ist die Düsenventilan¬ ordnung als Shuttleventil ausgeführt, wobei jedem Düsen¬ querschnitt ein Rückschlagventil zugeordnet ist, das beim Füllen eine Druckmittelströmung zum Hydrospeicher bzw. beim Angleichen eine Druckmittelströmung in Gegenrichtung zulässt.
Bevorzugterweise wird das Shuttleventil mit einem Shuttlebolzen ausgeführt, der in einer Ventilbohrung zwischen zwei Ventilsitzen bewegbar geführt ist. Der Shuttlebolzen hat stirnseitig jeweils einen Ventilkegel, an dessen Außenumfang jeweils zumindest eine Düsenkerbe ausgebildet ist. Der wirksame Düsenkerbenquerschnitt an einem Ventilkegel ist größer als derjenige am anderen Ventilkegel, so dass der größere Düsenkerbenquerschnitt beim Füllen von Druckmittel durchströmt wird, während die Druckmittelströmung beim Angleichen durch den kleineren Düsenkerbenquerschnitt bestimmt ist.
Bei einem einfach aufgebauten Shuttlebolzen münden die Düsenkerben in einer Abflachung am Außenumfang des Shuttlebolzens .
Gemäß einem kompakten Ausführungsbeispiel sind die Komponenten der Nickschwingungsdämpfung in einem eigenen Ventilgehäuse ausgeführt, wobei die Achse des Wegeventils der Dämpfungsventilanordnung senkrecht zur Achse des Shuttleventils verläuft.
Die beiden Ventilsitze des Shuttleventils werden vor¬ zugsweise jeweils an einer Ventilbuchse ausgebildet.
Die Konstruktion des Shuttleventils ist so gewählt, dass der Shuttlebolzen mit vergleichsweise geringem Aufwand auswechselbar ist, so dass die Lade- und Entlade¬ geschwindigkeit des Hydrospeichers durch Auswechseln des Shuttlebolzens an unterschiedliche Anforderungen von Arbeitsmaschinen angepasst werden kann. An Stelle des vorbeschriebenen. Shuttleventils mit den beiden Shuttledüsen und den jeweils zugeordneten Rück¬ schlagventilen kann auch eine alternative Lösung einge¬ setzt werden, um das Füllen und Angleichen zu ermögli¬ chen. Dabei ist die größere, beim Füllen wirksame Shutt¬ ledüse in der das Wegeventil umgehenden Bypassleitung angeordnet und dieser ein Rückschlagventil vorgeschaltet, das eine Druckmittelströmung zum Füllen zulässt und in Gegenrichtung absperrt. Im Bereich zwischen dem Rück¬ schlagventil und der größeren Shuttledüse zweigt eine Zweigleitung ab, in der die kleinere Shuttledüse angeord¬ net ist und die zum Eingang eines Angleichsteuerventils führt, dessen Ausgang mit Tank verbunden ist. Dieses Angleichsteuerventil lässt sich zum Angleichen in eine Öffnungsstellung bringen, so dass Druckmittel vom Hydro- speicher über die beiden Shuttledüsen zum Tank abströmen kann.
Diese Variante ist besonders einfach aufgebaut, wenn das Umschalten des Angleichsteuerventils durch den Druck an dessen Eingang erfolgt.
Ein unerwünschtes Umschalten des Wegeventils in seine Sperrstellung lässt sich verhindern, wenn in einer den Hydrospeicher mit dem Eingang des Vorsteuerventils ver¬ bindenden Füllsteuerleitung ein Rückschlagventil angeord¬ net ist, das in Richtung zum Vorsteuerventil öffnet und in Gegenrichtung schließt, so dass bei ungeschaltetem Vorsteuerventil ein Absinken des Drucks des Hydrospei- chers nicht zu einem Absinken des Steuerdrucks in dem in Öffnungsrichtung wirksamen Steuerraum des Wegeventils führt.
Zur Dämpfung des Steuerdrucks in der Vorsteuerung des Wegeventils kann in einer Steuerleitung eine richtungsva¬ riable Dämpfungsdüse vorgesehen und zum Schutz des Hydro- Speichers vor zu hohen Drücken kann die hydraulische Steueranordnung mit einem Druckbegrenzungsventil ausge¬ führt werden.
Eine Entleerung des Hydrospeichers ist über ein vor¬ zugsweise handbetätigtes Entleerungsventil möglich.
Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 ein Systemschaubild eines ersten Ausführungs¬ beispiels einer erfindungsgemäßen hydraulischen Steueran¬ ordnung zur Dämpfung von Nickschwingungen;
Figur 2 eine Schnittdarstellung durch einen Ventil- block einer Dämpfungsventilanordnung der Steueranordnung aus Figur 1;
Figur 3 eine Detaildarstellung eines Shuttleventils des Ventilblocks aus Figur 2 und
Figur 4 ein Systemschaubild eines zweiten Ausfüh¬ rungsbeispiels einer Steueranordnung zur Nickschwingungs- dämpfung.
Figur 1 zeigt ein Systemschaubild einer hydraulischen Steueranordnung zur Nickschwingungsdämpfung einer kleine¬ ren mobilen Arbeitsmaschine, beispielsweise eines Radla¬ ders oder eines Gabelstaplers. Dieser hat eine Hubausrüs¬ tung zum Anheben von Lasten, die über zwei parallel angeordnete Hydrozylinder 2, 4 betätigt ist. Die Druck¬ mittelversorgung erfolgt mittels eines Mobilsteuerblocks 6, über den die beiden Hydrozylinder 2, 4 mit einer Verstellpumpe oder einem Tank (nicht dargestellt) ver¬ bindbar sind. Zwei Arbeitsanschlüsse A, B des Mobilsteu- erblocks 6 sind, über eine Vorlauf[Leitung 8 und einer Ablaufleitung 10 mit einem bodenseitigen Zylinderraum 12 bzw. einem Ringraum 14 der beiden Hydrozylinder 2, 4 verbunden. Zum Ausfahren der Zylinder wird das Druckmit¬ tel in die beiden Zylinderräume 12 gefördert und aus den beiden Ringräumen 14 über den Mobilsteuerblock 6 zu einem Tank T hin verdrängt. Bei dem dargestellten Ausführungs¬ beispiel sind die beiden Ringräume 14 und die Zylinder¬ räume 12 der Hydrozylinder 2, 4 direkt miteinander ver¬ bunden.
Im Fahrbetrieb der Arbeitsmaschine erfolgt die Nick- schwingungsdämpfung durch Verbinden der beiden Zylinder¬ räume 12 mit einem Hydrospeicher 16. Dieser wirkt als hydropneumatisches Feder-Dämpfer-Element, das praktisch zwischen die Hydrozylinder 2, 4 und den Mobilsteuerblock 6 eingebaut ist. Die beiden Ringräume 14 sind während der Nickschwingungsdämpfung mit dem Tank T verbunden. Die Verbindung mit dem Tank T und dem Hydrospeicher 16 er¬ folgt über eine Dämpfungsventilanordnung 18, die mit ihren beiden Eingangsanschlüssen A, B über eine Speicher¬ leitung 20 und eine Entlastungsleitung 22 mit der Vor¬ laufleitung 8 bzw. der Ablaufleitung 10 verbunden sind. Ein Speicheranschluss X2 der Dämpfungsventilanordnung 18 ist mit dem Hydrospeicher 16 und ein Tankanschluss T mit dem Tank verbunden.
Gemäß Figur 1 hat die Dämpfungsventilanordnung 18 ein vorgesteuertes 4/2-Wegeventil 24, das mittels einer Feder in seine dargestellte Sperrposition vorgespannt ist, in der die beiden Arbeitsanschlüsse A, B gegenüber den Anschlüssen X2 und T abgesperrt sind.
Die Ansteuerung des vorgesteuerten Wegeventils 24 er¬ folgt über ein elektrisch betätigtes Vorsteuerventil 26, das in seiner federvorgespannten Grundposition eine zu einem in Öffnungsrichtung wirksamen Steuerraum des Wege¬ ventils 24 führende Steuerleitung 28 über eine Tanksteu¬ erleitung 25 mit einem mit dem Tankanschluss T verbunde¬ nen Tankkanal 30 verbindet. Bei Bestromung eines Elektro¬ magneten des Vorsteuerventils 26 wird dieses in seine Schaltposition gebracht, in der die Steuerleitung 28 über eine an einen Anschluss P des Vorsteuerventils 26 ange¬ schlossene Füllsteuerleitung 27 mit einem zum Speicheran- schluss X2 führenden Speicherkanal 32 verbunden ist.
In der Steuerleitung 28 ist eine richtungsvariable Dämpfungsdrossel 34 angeordnet, die bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel als Shuttleventil ausgeführt ist und zwei Drosseln 36, 38 mit unterschiedlichen Durchmessern hat, die parallel zueinander geschaltet sind, wobei der Drossel 36 ein in Richtung vom Steuerraum zum Vorsteuer¬ ventil 26 öffnendes Rückschlagventil 40 und der Drossel 38 ein eine SteuerölStrömung zum Steuerraum ermöglichen¬ des Rückschlagventil 42 zugeordnet ist. Die Ansteuerung des Vorsteuerventils 26 erfolgt entweder von Hand oder in Abhängigkeit von einem Mobilsteuergerät dann, wenn die Arbeitsmaschine eine vorbestimmte Fahrgeschwindigkeit überschritten hat.
Die Dämpfungsventilanordnung 18 hat darüber hinaus ein Druckbegrenzungsventil 44, das in einem Verbindungs- kanal 46 zwischen dem Speicherkanal 82 und dem Tankkanal 30 angeordnet ist. Durch dieses Druckbegrenzungsventil 44 ist der Maximaldruck des HydroSpeichers 16 begrenzt.
In einem Entleerungskanal 48 ist ein Entleerungsven¬ til 50 angeordnet, das von Hand aus einer Sperrstellung in eine Öffnungssteilung bringbar ist, um den Hydrospei- cher 16 mit dem Tankkanal 30 zu verbinden. Dieses Entlee¬ ren des Hydrospeichers 16 kann beispielsweise für War¬ tungsarbeiten oder bei Störungen erforderlich sein. Gemäß Figur 1 zweigt im Druckmittelströmungspfad zwi¬ schen dem Arbeitsanschluss A und dem Wegeventil 24 ein Bypasskanal 52 ab, in dem eine Düsenventilanordnung 53 angeordnet ist, die beim dargestellten Ausführungsbei¬ spiel als Shuttleventil 54 ausgebildet ist, dessen Aus¬ gang in den Entleerungskanal 48 einmündet, der seiner¬ seits vom Speicherkanal 32 abzweigt. Das Shuttleventil 54 ist in Figur 1 oben links vergrößert dargestellt. Demge¬ mäß verzweigt der Bypasskanal 52 in zwei Zweigleitungen, wobei in dem in Figur 1 rechten Zweig eine Shuttledüse 56 mit vergleichsweise geringem Querschnitt und ein Shuttle- Rückschlagventil 58, das in Richtung zum Anschluss A hin öffnet, angeordnet ist, während in dem linken Zweig eine Shuttledüse 60 mit größerem Querschnitt und ein in Rich¬ tung zum Hydrospeicher 16 hin öffnendes Shuttle-Rück¬ schlagventil 62 vorgesehen ist. D.h. bei einer Druckmit¬ telströmung vom Hydrospeicher 16 zum Arbeitsanschluss A (Angleichen) öffnet das Rückschlagventil 58 und die kleinere Shuttledüse 56 wird durchströmt, während bei einer DruckmittelStrömung vom Arbeitsanschluss A zum Hydrospeicher 16 (Füllen) die Shuttledüse 60 mit größerem Querschnitt wirksam ist.
Zum Anheben der Hubausrüstung, d.h. beim normalen Ar¬ beitsspiel wird der Vorlauf 8 über den Mobilsteuerblock 6 mit einer nicht dargestellten Pumpenleitung verbunden, so dass die beiden Hydrozylinder 2, 4 ausfahren und das Druckmittel aus dem Ringraum über die Ablaufleitung 10 und den Mobilsteuerblock 6 zum Tank T zurückgeführt wird. Der Lastdruck an den HydroZylindern wird über eine nicht dargestellte Lastmeldeleitung abgegriffen und die Ver¬ stellpumpe in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck der Verbraucher der Arbeitsmaschine eingestellt. Während des normalen Betriebs der Arbeitsmaschine ist der Elektromagnet des Vorsteuerventils 26 unbestromt, so dass der Steuerraum des Wegeventils 24 entlastet und entsprechend das Wegeventil 24 in seiner federvorgespann¬ ten Grundposition verbleibt. Der Hydrospeicher 16 wird über die Speicherleitung 20, den Bypasskanal 52, das Rückschlagventil 62 und die Shuttledüse 60 und den Spei¬ cherkanal 32 aufgeladen. Der maximale Speicherdruck ist dabei über das Druckbegrenzungsventil 44 begrenzt. Dieser Maximaldruck ist so eingestellt, dass das Druckbegren¬ zungsventil 44 während eines normalen Arbeitsspiels nicht öffnet. Sollte das Druckbegrenzungsventil 44 doch anspre¬ chen, so wird im Zusammenwirken mit der Shuttledüse 60 dafür gesorgt, dass vor dieser ein über diesem Begren¬ zungsdruck wirksamer Lastdruck verbleibt.
Beim Absinken des Lastdrucks an den HydroZylindern 2, 4 wird der Hydrospeicher 16 entsprechend über das Rück¬ schlagventil 58 und die kleinere Shuttledüse 56 auf das niedrigere Lastdruckniveau entladen. Die Lade- und Entla¬ degeschwindigkeit ist dabei im Wesentlichen durch die unterschiedlichen Shuttledüsenquerschnitte bestimmt.
Im Fahrbetrieb wird entweder vom Fahrer oder von der Steuereinheit der Arbeitsmaschine ein Signal an das Vorsteuerventil 26 abgegeben und dessen Elektromagnet bestromt, so dass es gegen die Kraft der Federn in seine Schaltposition verschoben wird, in der der Steuerraum des Wegeventils 24 mit dem Druck im Speicherkanal 32, d.h. dem Druck des Hydrospeichers 16 beaufschlagt ist. Das Wegeventil 24 wird in seine DurchgangsStellung gebracht, so dass die Ringräume 14 der Hydrozylinder 2, 4 mit dem Tank und die Zylinderräume 12 mit dem Hydrospeicher 16 verbunden sind - die Hubausrüstung kann relativ zum Fahrzeug schwingen, wobei der Hydrospeicher 16 als Feder- Dämpfer-Element dient. Nach dem Ausschalten des Stabilisierungssystems, d.h. dem Stromlosschalten des Elektromagneten des Vorsteuer- ventils 26 wird Letzteres in seine federvorgespannte Grundposition zurück verschoben und entsprechend der Steuerräum des Wegeventils 24 mit dem Tank T verbunden; das Wegeventil wird durch die Kraft der Federn in seine Sperrstellung zurückverstellt und das Stabilisierungssys¬ tem ist ausgeschaltet. Druckschwankungen im Steuerkanal 28 während dieser Ein- und Ausschaltvorgänge des Stabili¬ sierungssystems werden durch die richtungsvariable Dämp¬ fungsdüse 34 gedämpft.
In Figur 2 ist eine Schnittdarstellung eines Ventil- blocks 64 dargestellt, durch den die Dämpfungsventilan¬ ordnung 18 ausgebildet ist. Der Ventilblock 64 ist von einer Ventilbohrung 66 durchsetzt, in der ein Schieber 68 des Wegeventils 24 axial verschiebbar geführt ist. Der Schieber 68 wird von einer Feder 70 in seine dargestellte Grundposition beaufschlagt, in der er an einer Ver¬ schlussschraube 72 anliegt, die die Ventilbohrung 66 verschließt. Die Feder 70 ist an einer in den Ventilblock 64 eingeschraubten Kappe 74 abgestützt und greift über einen Federteller 76 am Schieber 68 an.
Die Ventilbohrung 66 ist zu vier Ringräumen 78, 80, 82 und 84 sowie zu einem Steuerraum 86 erweitert. Letzte¬ rer wird einerseits von der Stirnfläche der Verschluss- schraube 72 und andererseits vom benachbarten Endab¬ schnitt des Ventilschiebers 68 begrenzt und ist über die gestrichelt angedeutete Steuerleitung 28 sowie die varia¬ ble Dämpfungsdrossel 34 mit dem Vorsteuerventil 26 ver¬ bunden, von dem in Figur 2 lediglich der Schaltmagnet dargestellt ist, der im Ventilblock 64 befestigt ist. Der Ringraum 80 ist mit dem Arbeitsanschluss B, der Ringraum 78 mit dem Tankanschluss T, der Ringraum 82 mit dem Arbeitsanschluss A sowie der Ringraum 84 mit dem Speicheranschluss X2 verbunden, der etwa senkrecht zur Zeichenebene in Figur 2 ausgebildet ist.
Der Schieber 68 hat zwei Steuernuten 88, 90, durch die zwei Steuerkanten 92 und 96 ausgebildet werden. Über die letztgenannte Steuerkante 96 wird die Verbindung zwischen den Ringräumen 78, 80, d.h. zwischen dem Ar¬ beitsanschluss B und dem Tankanschluss T auf- bzw. zuge¬ steuert, während über die Steuerkante 92 die Verbindung zwischen den Ringräumen 82, 84, d.h. zwischen dem Ar¬ beitsanschluss A und dem Speicheranschluss X2 auf- bzw. zugesteuert wird.
Der mit dem Speicheranschluss X2 und dem Ringraum 84 verbundene Speicherkanal 32 erstreckt sich etwa senkrecht zur Zeichenebene in Figur 2. Etwa parallel zum Kanal 32 ist im Ventilblock 64 das Shuttleventil 54 angeordnet, dessen Achse demzufolge ebenfalls senkrecht zur Zeichen¬ ebene in Figur 2 verläuft. Die Achse des Schiebers 68 verläuft senkrecht dazu in der Zeichenebene gemäß Figur 2. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Shutt¬ leventil 54 im Bereich zwischen dem Ringraum 82 und dem Speicherkanal 32 angeordnet und über die angedeuteten Kanäle mit diesen verbunden.
Einzelheiten des Shuttleventils 54 werden anhand Fi¬ gur 3 erläutert, die eine Schnittdarstellung durch das Shuttleventil 54 entlang der in Figur 2 angedeuteten Schnittlinie A-A zeigt.
In dieser Schnittdarsteilung sichtbar sind der Ring¬ raum 82, der Schieber 68 und dessen durch die Steuernut 90 radial zurückgesetzter Teil 98 sowie der Arbeitsan- Schluss A und ein Kanal 100, über den der Arbeitsan- schluss A mit einer Bohrung 102 des Ventilblocks 64 verbunden ist. In dieser Bohrung 102 ist das Shuttleven¬ til 54 aufgenommen. Dieses hat zwei Ventilbuchsen 104, 106, die in die Bohrung 102 eingeschraubt sind, wobei die Einschraubtiefe durch eine Schulter 108 begrenzt ist. In der Darstellung gemäß Figur 3 werden die beiden Ventil- buchsen 104, 106 von rechts her eingesetzt und die Boh¬ rung 102 bei der Montage über eine Verschlussschraube 110 verschlossen. Die beiden Ventilbuchsen 104, 106 bilden eine Ventilbohrung 112, in der ein Shuttlebolzen 114 axial verschiebbar geführt ist. Dieser hat an seinen beiden Endabschnitten jeweils einen Ventilkegel 116, 118, denen ein Ventilsitz 120 und 122 in der Ventilbuchse 104 bzw. 106 zugeordnet ist. Der Abstand der beiden Ventil¬ sitze 120, 122 ist etwas größer als die Länge des Shutt¬ lebolzens 114 gewählt, so dass dieser immer nur auf einem der Ventilsitze 120, 122 aufsitzen kann. Zum einfacheren Einsetzen der beiden Ventilbuchsen 104, 106 sind diese beide in ihrem rechten Endabschnitt mit Ausnehmungen 132, 134 zum Ansetzen eines Werkzeugs ausgeführt.
Im Bereich der beiden Ventilkegel 116, 118 sind sich axial erstreckende Düsenkerben 124 bzw. 126 ausgebildet, wobei an dem in Figur 3 linken Ventilkegel 116 eine oder zwei Düsenkerben 124 mit größerem Querschnitt und an dem Ventilkegel 118 eine einzige Düsenkerbe 126 mit ver¬ gleichsweise geringem Durchmesser ausgebildet ist.
Die Düsenkerben 124 und 126 bilden somit praktisch die Shuttledüsen 60, 56 des Shuttleventils 54 in Figur 1, während die Ventilkegel 116, 118 im Zusammenwirken mit den Ventilsitzen 120 bzw. 122 die beiden Rückschlagven¬ tile 62, 58 ausbilden. Am Außenumfang des Shuttlebolzens 114 sind zwei diametral zueinander angeordnete Abflachun¬ gen (siehe auch Figur 2) 128 ausgebildet, in denen die Düsenkerben 124, 126 auslaufen. Durch diese Abflachungen 128 wird gemeinsam mit den Umfangswandungen der Ventil- bohrung 112 ein Druckmittelströmungskanal gebildet.
Beim Füllen, d.h. während des normalen Arbeitsspiels der Hubausrüstung tritt das Druckmittel über den Arbeits- anschluss A und den Kanal 100 in die Bohrung 102 ein. Dieser Druck beaufschlagt die in Figur 3 rechte Stirnflä¬ che des Shuttlebolzens 114, so dass er vom Ventilsitz 122 abgehoben und mit dem Ventilkegel 116 in Anlage an den Ventilsitz 120 gebracht wird. Das Druckmittel kann dann über den geöffneten Ventilsitz 122, den von der Ab¬ flachung 128 und dem Außenumfang der Ventilbohrung 112 begrenzten Raum und die durch die Düsenkerben 124 be¬ grenzte Shuttledüse 60 in den Kanalabschnitt 130 und von dort in den Speicherkanal 32 zum Hydrospeicher 16 strö¬ men, so dass dieser geladen wird. Beim vorbeschriebenen Angleichen des Hydrospeichers 16 an den niedrigeren Lastdruck liegt der höhere Speicherdruck im Kanalab¬ schnitt 130 an, so dass der Shuttlebolzen 114 vom Ventil¬ sitz 120 abgehoben und nach rechts auf den Ventilsitz 122 verschoben wird. Beim Angleichen ist dann die von der kleineren Düsenkerbe 126 bestimmte Shuttledüse 56 wirk¬ sam.
Eine ähnliche Konstruktion wird auch als richtungsva¬ riable Dämpfungsdrossel 34 in der Steuerleitung 28 ange¬ ordnet.
Die zweiteilige Ausgestaltung der Ventilbuchse ermög¬ licht es, den Shuttlebolzen 114 sehr einfach auszuwech¬ seln, so dass die wirksamen Durchmesser der Shuttledüsen 56, 60 an die Anforderungen des Fahrzeuges angepasst werden können. Bei dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel ist ein Angleichen des Drucks des Hydrospeichers 16 nur möglich, wenn der Mobilsteuerblock 6 entsprechend umgeschaltet ist, so dass die Speicherleitung 20 mit dem Tank verbun¬ den ist. Figur 4 zeigt eine Lösung, bei der das Füllen und Angleichen unabhängig von der Einstellung des Mobil- Steuerblocks 6 erfolgen kann. Die Grundschaltung ent¬ spricht derjenigen aus Figur 1, wobei lediglich die Düsenventilanordnung 53 gegenüber der vorbeschriebenen Lösung unterschiedlich gestaltet ist. Die übrigen Hydrau¬ likkomponenten entsprechen dem vorbeschriebenen Ausfüh¬ rungsbeispiel, so dass zur Vermeidung von Wiederholungen bezüglich der übereinstimmenden Komponenten auf die Ausführungen zu Figur 1 verwiesen wird.
Bei dem in Figur 4 dargestellten Ausführungsbeispiel hat die Düsenventilanordnung 53 ebenfalls zwei Shuttledü¬ sen 60, 56, wobei die größere Shuttledüse 60 die Druck¬ mittelströmung beim Füllen und die Shuttledüse 56 mit kleinerem Querschnitt die Druckmittelströmung beim An¬ gleichen bestimmt. Die Shuttledüse 60 ist wie beim vorbe¬ schriebenen Ausführungsbeispiel in einem Bypasskanal 52 der Dämpfungsventilanordnung 18 angeordnet. Im Bypasska¬ nal 52 ist noch ein Füllrückschlagventil 62 vorgesehen, das eine DruckmittelStrömung von der Speicherleitung 20 zur größeren Shuttledüse 60 zulässt. Im Bereich zwischen dem Füllrückschlagventil 62 und der Shuttledüse 20 zweigt eine Zweigleitung 136 ab, in der die kleinere Shuttledüse 56 angeordnet ist. Die Zweigleitung 136 führt zu einem Eingangsanschluss P1 eines Angleichsteuerventils 138, dessen Ausgangsanschluss A1 über eine Ausgleichsleitung 140 mit dem Tankkanal 30 verbunden ist. Das Angleichsteu¬ erventil 138 ist beim dargestellten Ausführungsbeispiel ein Schaltventil, das mittels einer relativ starken Feder 146 in seine dargestellte Sperrstellung vorgespannt ist. Der Druck im Bereich zwischen der Shuttledüse 56 und dem Eingangsanschluss P1 wird Über eine Steuerleitung 142 abgegriffen und zu einem in Öffnungsrichtung des An¬ gleichsteuerventils 138 wirksamen Steuerraum geführt.
Ein in Schließrichtung wirksamer Steuerdruck wird mittels einer weiteren Steuerleitung 144 von einem strom¬ aufwärts des Füllrückschlagventils 62 gelegenen Abschnitt des Bypasskanals 52 abgegriffen.
Des Füllen des Hydrospeichers 16 während eines Ar¬ beitsspiels erfolgt - wie beim vorbeschriebenen Ausfüh¬ rungsbeispiel - über den Bypasskanal 52, das Füllrück¬ schlagventil 62, die größere Shuttledüse 60 und den Speicherkanal 32. Während des Füllens ist das Angleich¬ steuerventil 138 durch den höheren Druck in der weiteren Steuerleitung 144 und die Kraft der Feder in seine Schließstellung vorgespannt.
Das Angleichen bei einem Absinken des Drucks im Zy¬ linderraum 12 erfolgt - bei diesem Ausführungsbeispiel unabhängig von der Einstellung des Mobilsteuerblocks 6 - über das Angleichsteuerventil 138, durch das der Hydro- speicher 16 direkt, d.h. unter Umgehung des Mobilsteuer¬ blocks 6, mit dem Tank T verbindbar ist. Die Betätigung des Angleichsteuerventils erfolgt durch Vergleich des Drucks der Speicherleitung 20, die an den Zylinderraum 12 angeschlossen ist mit dem Druck des Hydrospeichers 16, der in dem Speicherkanal 32 anliegt. Diese beiden Drücke werden über die beiden Steuerleitungen 144 bzw. 142 abgegriffen. Bei einem Absinken des Lastdrucks, d.h. des Drucks im Zylinderraum 12 wird das Angleichsteuerventil 138 durch den höheren Speicherdruck in seine Öffnungs- stellung umgeschaltet, so dass der Eingangsanschluss P1 mit dem Ausgangsanschluss A1 verbunden ist und der Spei¬ cher über den Speicherkanal 32, die größere Shuttledüse 60, die kleinere Shuttledüse 56, das aufgesteuerte An- gleichsteuerventil 138, die Ausgleichsleitung 140 und den Tankkanal 30 mit dem Tank T verbunden ist, so dass der Speicherdruck entsprechend an den Lastdruck angeglichen wird.
Während dieses Angleichens sind die beiden Shuttledü¬ sen 60, 56 in Reihe geschaltet, wobei die Druckmittel- Strömung im Wesentlichen durch die kleinere Shuttledüse 56 begrenzt ist, so dass die Angleichvorgänge vergleichs¬ weise langsam erfolgen, während beim Füllen nur die größere Shuttledüse 60 wirksam ist und somit der Hydro- speicher 16 schnell auf den jeweiligen Lastdruck erhöht werden kann.
In Figur 4 ist noch eine weitere Besonderheit darge¬ stellt.
Es sei angenommen, dass eine Schaufel eines Radladers auf dem Boden aufliegt und die Nickschwingungsdämpfung eingeschaltet ist, so dass das Wegeventil 24 in seine Durchgangsstellung umgeschaltet ist. Auf Grund der auf¬ liegenden Schaufel ist der Lastdruck minimal, so dass der Druck im Hydrospeicher 16 entsprechend durch Öffnen des Angleichsteuerventils 138 angeglichen wird. Der Druck im Hydrospeicher 16 verbleibt auf Grund der starken Feder 146 jedoch so hoch, dass das Wegeventil 24 in seiner Öff¬ nungsstellung verbleibt. Wird die Schaufel nun - bei¬ spielsweise bei Überfahren einer Anhebung - angehoben, so wird entsprechend Druckmittel aus dem Hydrospeicher 16 in den sich vergrößernden Zylinderraum 12 nachgefördert. Der Druck im Hydrospeicher 16 sinkt weiter ab und das Wege¬ ventil 24 könnte in seine Sperrstellung zurückgeschaltet werden - die quasi eingestellte Schwimmposition wäre dann aufgehoben. Um dieses unerwünschte Zurückschalten des Wegeventils 24 in die Sperrstellung zu verhindern, ist in der mit dem Anschluss P des Vorsteuerventils 26 verbünde- ne Füllsteuerleitung 27 ein Rückschlagventil 148 vorgese¬ hen, das in Richtung zum Vorsteuerventil 26 öffnet und in Gegenrichtung schließt, so dass beim Absinken des Drucks im Hydrospeicher 16 der auf das Wegeventil 24 wirkende Steuerdruck nicht absinkt und somit dieses in seiner Durchgangsstellung verbleibt. In der Praxis wird dieses jedoch auf Grund von Leckagen nach einer gewissen Zeit (beispielsweise 20s) von selbst umschalten.
Die erfindungsgemäße Schaltung ermöglicht es, mit mi¬ nimalem vorrichtungstechnischen Aufwand Nickschwingungen zu dämpfen, so dass die mobile Arbeitsmaschine mit höhe¬ rer Fahrgeschwindigkeit bewegt werden kann und entspre¬ chend die Umschlagsleistung verbessert ist. Aufgrund der geringen Schwingungen sind die Belastungen des Fahrers und die mechanischen Belastungen der Arbeitsmaschine wesentlich geringer als bei nicht gedämpften Maschinen. Dadurch lässt sich der Wartungsaufwand weiter verringern und die Transportsicherheit gegenüber herkömmlichen Lösungen verbessern.
Offenbart ist eine hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von Nickschwingungen, wobei im Fahrbetrieb ein Hydrozylinder einer Hubausrüstung über eine Dämpfungsven¬ tilanordnung mit einem Hydrospeicher verbindbar ist. Die Dämpfungsventilanordnung hat eine Düsenventilanordnung mit zwei unterschiedlichen Düsenquerschnitten, von denen der Größere beim Füllen des Hydrospeichers und der Klei¬ nere beim Angleichen des Hydrospeichers an den Lastdruck des HydroZylinders wirksam sind. Bezugszeichenliste:
2 Hydrozylinder
4 Hydrozylinder
6 Mobilsteuerblock
8 Vorlauf
10 Ablauf
12 ZyIinderraum
14 Ringraum
16 Hydrospeicher
18 Dämpfungsventilanordnung
20 Speicherleitung
22 Entlastungsleitung
24 Wegeventil
25 Tanksteuerleitung
26 Vorsteuerventil
27 Füllsteuerleitung
28 Steuerleitung
30 Tankkanal
32 Speicherkanal 4 Dämpfungsdrossel 6 Drossel 8 Drossel 0 Rückschlagventil 2 Rückschlagventil 4 Druckbegrenzungsventil 6 Verbindungskanal 8 Entleerungskanal 0 Entleerungsventil 2 Bypasskanal 3 Düsenventilanordnung 4 Shuttleventil 6 Shuttledüse 8 Rückschlagventil 0 Shuttledüse 2 Rückschlagventil VentiItalock
Ventilboh.ru.ng
Schieber
Feder
Verschlusssehraube
Verschlusskappe
Federteller
Ringraum
Ringraum
Ringraum
Ringraum
Steuerraum
Steuernut
Steuernut
Steuerkante
Steuerkante
Teil
Kanal
Bohrung
Ventilbuchse
Ventilbuchse
Schulter
Verschlussschraube
Ventilbohrung
Shuttlebolzen
Ventilkegel
Ventilkegel
Ventilsitz
Ventilsitz
Düsenkerben
Düsenkerben
Abflachung
Kanalabschnitt
Ausnehmung
Ausnehmung
Zweigleitung 138 Angleichsteuerventil 140 Ausgleichsleitung 142 Steuerleitung
144 weitere Steuerleitung
146 Feder
148 Rückschlagventil

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von Nick¬ schwingungen einer mobilen Arbeitsmaschine, die einen Hydrozylinder (2, 4) zum Betätigen eines Arbeitswerk¬ zeuges, beispielsweise einer Hubausrüstung hat, mit einer Dämpfungsventilanordnung (18) , über die ein in Abstützrichtung wirksamer erster Druckraum (12) des Hydrozylinders (2, 4) zur Nickschwingungsdämpfung mit einem Hydrospeicher (16) und ein in Absenkrichtung wirksamer Druckraum (14) des Hydrozylinders (2, 4) mit einem Tank (T) oder Niederdruck verbindbar ist, und über die der Hydrospeicher (16) während eines Ar¬ beitshubs des Hydrozylinders (2, 4) zum Füllen mit einer Speicherleitung (20) und zum Angleichen des Speicherdrucks an den Lastdruck des Hydrozylinders
(2, 4) mit dem Tank (T) oder Niederdruck verbindbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfungsven¬ tilanordnung (18) eine Düsenventilanordnung (54) mit zwei unterschiedlichen Shuttledüsen (56, 60) hat, von denen die größere Shuttledüse (60) beim Füllen und die kleinere Shuttledüse (56) beim Angleichen wirksam ist.
2. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 1, wobei die Dämpfungsventilanordnung (18) ein vorge¬ steuertes Wegeventil (24) hat, das in einer Grund¬ stellung eine Verbindung zwischen dem ersten Druck¬ raum (12) und dem Hydrospeicher (16) sowie zwischen dem zweiten Druckraum (14) und dem Tank (T) absperrt und das in einer Schaltstellung diese Verbindungen öffnet, wobei die Vorsteuerung vorzugsweise mit einem elektrisch betätigten Vorsteuerventil (26) erfolgt, das in einer Stellung eine in Öffnungsrichtung des Wegeventils (24) wirksame Steuerfläche mit dem Tank- oder Niederdruck und in einer zweiten Schaltstellung mit dem Speicherdruck beaufschlagt.
3. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 2, wobei die Düsenventilanordnung (54) in einer Bypass- leitung (52) zum Wegeventil (24) angeordnet ist.
4. Hydraulische Steueranordnung nach einem der Patentan¬ sprüche 1 bis 3, wobei die Düsenventilanordnung ein Shuttleventil (54) ist und jeder Shuttledüse (56, 60) ein Rückschlagventil (58, 62) zugeordnet ist.
5. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 4, wobei das Shuttleventil (54) einen Shuttlebolzen (114) hat, der in einer Ventilbohrung (112) zwischen zwei Ventilsitzen (120, 122) bewegbar geführt ist und der stirnseitig jeweils einen Ventilkegel (116, 118) hat, an dessen Außenumfang jeweils zumindest eine Dü¬ senkerbe (124c, 126) ausgebildet ist, wobei der wirk¬ same Düsenkerbenquerschnitt an einem Ventilkegel (116) größer als am anderen Ventilkegel (118) ist.
6. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 5, wobei die Düsenkerben (124, 126) in zumindest einer achsparallel verlaufenden Abflachung (128) am Außen¬ umfang des Shuttlebolzens (114) münden.
7. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 5 oder 6, wobei die Shuttleachse senkrecht zur Achse des Wegeventils (24) angeordnet ist.
8. Hydraulische Steueranordnung nach einem der Patentan¬ sprüche 5 bis 7, wobei die Ventilsitze (120, 122) je¬ weils an einer Ventilbuchse (104, 106) ausgebildet sind.
9. Hydraulische Steueranordnung nach einem der Patentan¬ sprüche 5 bis 8, wobei der Shuttlebolzen (114) aus¬ wechselbar angeordnet ist.
10. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 3, wobei die größere Shuttledüse (60) in der Bypasslei- tung (52) angeordnet ist, in der ein in Richtung Fül¬ len öffnendes Rückschlagventil (62) vorgesehen ist und wobei von einem Bypassleitungsabschnitt zwischen dem Rückschlagventil (62) und der größeren Shuttledü¬ se (60) eine Zweigleitung (136) abzweigt, die zu ei-' nem Eingangsanschluss (P') eines Angleichsteuerven¬ tils (138) geführt ist, dessen Ausgangsanschluss (A1) über eine AngleichsIeitung (140) mit der Tankleitung
(30) verbunden ist und das zum Angleichen aus einer Sperrstellung in eine Öffnungsstellung verschiebbar ist.
11. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 10, wobei das Angleichsteuerventil (138) ein Schaltventil ist, dessen Ventilkörper über eine Feder (146) und einem dem Lastdruck entsprechenden Steuerdruck in Schließrichtung und von einem dem Speicherdruck ent¬ sprechenden Druck in Öffnungsrichtung beaufschlagt ist.
12. Hydraulische Steueranordnung nach einem der Patentan¬ sprüche 3 bis 11, wobei in einer einen Eingangsan- schluss (P) des Vorsteuerventils (26) mit dem Hydro- speicher (16) verbindenden Füllsteuerleitung (27) ein in Richtung zum Hydrospeicher (16) sperrendes Rück¬ schlagventil (148) angeordnet ist.
13. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 2 oder 3, wobei in einer Steuerleitung (28) zwischen Vorsteuerventil (26) und einem .die Steuerfläche ent- haltenden Steuerraum eine richtungsvariable Dämp¬ fungsdüse (34) vorgesehen ist.
14. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorherge¬ henden Patentansprüche, mit einem in Füllrichtung des Hydrospeichers (16) gesehen stromabwärts der Düsen- ventilanordnung (54) angeordneten Druckbegrenzungs- ventil (44) zur Begrenzung des maximalen Speicher¬ drucks .
15. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorherge¬ henden Patentansprüche, mit einem, vorzugsweise hand¬ betätigten, Entleerungsventil (50) zur Verbindung des Hydrospeichers (16) mit dem Tank (T) .
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