EP1781952A1 - Hydraulische steueranordnung - Google Patents

Hydraulische steueranordnung

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EP1781952A1
EP1781952A1 EP05755620A EP05755620A EP1781952A1 EP 1781952 A1 EP1781952 A1 EP 1781952A1 EP 05755620 A EP05755620 A EP 05755620A EP 05755620 A EP05755620 A EP 05755620A EP 1781952 A1 EP1781952 A1 EP 1781952A1
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EP
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pressure
control
pilot
valve
piston
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EP05755620A
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Alfred Breunig
Karl Krug-Kussius
Jörn PETERSEN
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Bosch Rexroth AG
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    • F15B2211/86—Control during or prevention of abnormal conditions
    • F15B2211/8609—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being cavitation

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic bistanord ⁇ voltage with a differential cylinder according to the preamble of claim 1 and a suitable for such Steuer ⁇ arrangement pilot operated Druckbegrenzungsven ⁇ til.
  • Such control arrangements are used in particular in mobile work equipment, for example, to pivot a blade of a wheel loader.
  • the blade is pivoted downwards in order, for example, to empty material received therein.
  • the piston rod of the differential cylinder is retracted so that the blade pivots upward, ie, away from the ground.
  • a control valve which is followed by a boost valve.
  • control arrangement is designed with a pressure relief valve, via which the load pressure at the two Hydrozy- is limited.
  • the pressure limiting valve is designed with a pressure switching stage, which makes it possible to limit the load pressure to a higher pressure when operating the blade alone, as it is the case when operating the boom or actuation of both hydraulic cylinders.
  • overloading and kinking of the piston rod can occur under certain operating conditions due to the action of external forces. This is the case, for example, when the ground is to be pulled off and the blade is pivoted downwards and placed on the ground and the wheel loader then pulls off the ground when reversing. Runs the blade during this peeling on an obstacle, such as a boulder, so the blade holding the blade in the Abziehwolf piston rod of the differential cylinder claims to pressure bean ⁇ and can bend.
  • the object of the invention is to provide a hydraulic control arrangement and a pressure relief valve, by means of which damage to a differential cylinder of the control arrangement can be prevented.
  • the hydraulic control arrangement is designed with a differential cylinder. Its pressure chambers can be connected to a pump or a tank via a control valve arrangement so that a piston rod of the differential cylinder extends or retracts.
  • the pressure in the effective pressure in the supporting pressure chamber is limited in the inventive solution via a pilot-operated pressure relief valve. Its pilot stage is executed with a Druckumsehalteck over which is set at low pressure in the other pressure chamber set the pressure at the pressure relief valve to the extent that an overload of the piston rod is reliably prevented.
  • the differential cylinder can be actuated via the control valve arrangement in a differential circuit, in which the annular space is connected to the cylinder space when the piston rod is extended.
  • the pressure changeover stage preferably has a tensioning piston which acts on a control spring of the pilot stage of the pressure limiting valve and which acts in the direction of increasing the spring preload from the pressure in the piston rod side annular space and in the direction of lowering the spring preload from the pressure in the other pressure space in the support direction (Cylinder space) is acted upon, wherein the effective in this direction control surface of the clamping piston
  • the tensioning piston of the pressure changeover stage is acted upon in the direction of increasing the pretensioning of a control spring acting on a pilot control valve by a control pressure which corresponds to the pressure in the other pressure chamber, which at Ein ⁇
  • a control pressure which corresponds to the pressure in the other pressure chamber, which at Ein ⁇
  • An effective in the direction of a reduction of the control spring bias smaller control surface is acted upon by the pressure in the effective in the support direction pressure chamber.
  • the smaller control surface is dispensed with.
  • the area ratio between the control surface of the tensioning piston and the pilot valve seat surface is ⁇ 1.5 in one embodiment.
  • the control arrangement can be made particularly compact if a pilot piston of the pressure limiting valve is provided with a longitudinal channel, via which control oil is led from a spring chamber of a main stage of the pressure limiting valve to the smaller control surface.
  • the pilot piston is preferably designed with a projection which dips sealingly into a recess of the clamping piston.
  • the end face of this recess then forms the smaller control surface, the effective size of this surface being equal to the cross-sectional area of the projection.
  • the two control surfaces are formed on a pilot piston, wherein a smaller control surface acts on the pressure in the other pressure chamber (for example piston rod side) and the larger control surface on the pressure in the other pressure chamber of the consumer (for example, cylinder chamber) is - on the clamping piston can then verzich ⁇ tet.
  • the pressure limiting valve is designed with an emergency opening, via which the inlet connection can be connected directly to the tank connection.
  • control valve arrangement used in the control arrangement has a metering orifice, which is formed by a continuously adjustable directional control valve and is followed by a LUDV pressure compensator. It is particularly preferred if the pressure medium supply takes place via a pump whose flow rate is adjustable in dependence on the highest load pressure of the entire system - the control arrangement then represents a LUDV system.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a hydraulic control arrangement according to the invention
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through a pilot-controlled pressure limiting valve with clamping piston of the control arrangement from FIG. 1;
  • FIG. 3 is a circuit symbol of the pressure relief valve of Figure 2;
  • FIG. 4 shows a longitudinal section through a further pressure limiting valve with clamping piston
  • FIG. 5 is a circuit symbol of this pressure limiting valve
  • FIG. 6 a longitudinal section through an embodiment of a pressure limiting valve without tensioning piston
  • FIG. 7 is a circuit symbol of this embodiment.
  • FIG. 8 shows characteristic curves of the pressure limiting valves shown in FIGS. 2, 4 and 5.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a directional control valve element 1 of a mobile control block, via which a plurality of consumers of a mobile working device, for example a wheel loader, can be actuated.
  • the directional control valve element 1 of the mobile control block shown in FIG. 1 serves to actuate an actuating cylinder 2, via which a blade mounted on a boom can be pivoted.
  • the disk-type directional control valve element 1 has a pressure port P, a tank port T, two working ports Al, Bl, and two control ports al, bl, another control port x and an LS port LS.
  • the control block is designed as a LUDV system, via which a load pressure-independent flow distribution is possible.
  • a pump with variable delivery volume for example a variable displacement pump, is actuated as a function of the highest load pressure of the consumer.
  • the LUDV directional control valve element 1 has a continuously adjustable directional control valve 4, the valve spool of which can be acted upon by a control pressure via the two control connections a1, and thus from a spring-biased central locking position into a plurality of (a) or (b ) is shiftable.
  • the directional control valve 4 has at least one pressure connection P, a tank connection T, two working connections A, B as well as two further connections D and D '.
  • the directional control valve 4 forms a directional part which is indicated by the two intersecting or branching arrows and a speed part which is formed by a variable metering orifice 5 which lies between the connections D and D '.
  • the spring chamber is connected via a throttle with the working port Bl of Wege ⁇ ventiIelernents.
  • the pilot valve 14 is biased into a blocking position and can be switched by means of an actuating piston 16 from this blocking position into a passage pitch in which the spring space of the logic valve 12 is connected via a tank control channel 17 to a tank port 18 connected to the tank port T, so that the spring chamber of the logic valve 12 is depressurized.
  • the graduated valve body of the logic valve 12 can therefore be lifted at a pressure fluid flow in the return line 8 to the actuating cylinder 2 already due to a non-return function and at a flow of pressure medium from the actuating cylinder 2 to port B of the directional control valve with relief of the spring chamber of its valve seat.
  • the Betschists ⁇ piston 16 is acted upon via a control branch passage 20 with the pressure at the control terminal al, wherein due to a large area of the actuating piston 16 a comparatively large force is applied to the pilot control valve 14. Since the construction of such a low-leakage valve 10 is known, further relevant embodiments are unnecessary.
  • the two working ports Al, Bl of Wegeventil ⁇ elements 1 are via working lines 24, 26 with a
  • the directional control valve element 1 is further penetrated by a connected to the pressure port P pump channel 32. From this branches off an inlet channel 34, which leads to the connection D of the directional control valve 4.
  • the port D 1 of the directional control valve is connected via a connecting channel 36 to an input port P of a LUDV pressure compensator 38 whose pressure compensating piston is open in the opening direction by the pressure in the connecting channel 36 and in the closing direction by the force of a spring and the highest load pressure of the actuated load is applied, which is tapped via a connected to the LS port LS channel 40.
  • the pressure compensator is thus acted upon in the opening direction by the pressure downstream of the metering orifice 5.
  • An output port A of the pressure compensator 38 is connected via a pressure compensator channel 42 and a check valve 44 to the input port P of the directional control valve 4.
  • the tank connection T is connected to the tank channel 18 by means of a drainage channel 46.
  • the pressure in the return line 8 connected to the annular space 30 is limited by a secondary pressure limiting valve 48 which is arranged in a relief channel 50 which branches off from the return line 8 in the region of the pressure medium flow path between the logic valve 12 and the associated working port Bl and which is connected to the tank channel 18.
  • the pressure relief of the feed line 6 connected to the cylinder space 28 takes place via a pilot-operated pressure limiting valve 52, which is arranged in a channel 54 which is likewise connected to the tank channel 18 and which in the
  • the pilot operated pressure limiting valve 52 and the pressure limiting valve 48 are each designed with a secondary suction function, so that pressure medium can be sucked out of the tank channel 18 to avoid cavitation during a pulling load.
  • the pilot-operated pressure relief valve 52 is / as will be explained in more detail below with reference to Figures 2 and 3, from a main stage, a Vor Kunststoffstu ⁇ Fe and a pressure change 56.
  • This pressure circulation stage 56 shown schematically in FIG. 1 has a tensioning piston 58 on which a control spring 60 of the pilot control stage is supported.
  • a larger control surface of the clamping piston 58 is acted upon by the pressure in a Vorêtka ⁇ channel 62, which leads to the control terminal X of Wege ⁇ valve element 1, which in turn is connected via a line 64 with the leading to the annulus 30 working line 26.
  • the tensioning piston 58 acts in the flow line 6, which is tapped off via the channel 54 and via a clearance channel 66.
  • the directional valve 4 is brought into one of its positions marked (a) by applying a control pressure to the control connection a.
  • This control pressure can spielvati be adjusted via pressure reducing valves, which reduce the pressure in a control circuit to a suitable control pressure.
  • This LUDV pressure balance 38 arranged downstream of the metering orifice 5 throttles the pressure medium volume flow so strongly that the pressure after all the metering of the system is the same and preferably corresponds to the highest load pressure or slightly above this. Ie. In the case of insufficient supply to several consumers, nothing changes at the pressure downstream of the metering orifices.
  • the pump pressure is applied in the same way to all metering orifices of the system, so that the pressure difference at all metering orifices alters in the same way if the pump pressure decreases in the event of an undersupply - the flow distribution between the metering orifices is maintained (load pressure-independent flow distribution) ,
  • the thus throttled pressure medium flow then flows through the pressure balance channel 42, the input port P and the working port A of the directional control valve 4 and the flow line 6 and the working line 24 to the cylinder chamber 28.
  • the piston rod 68 extends, wherein the pressure medium displaced from the annular space 30 via the working line 26 and the working port Bl flows.
  • the directional control valve 4 is displaced by applying a control pressure to the control port bl in one of its (b) marked positions, in which case the cylinder chamber 28 is connected to the Tank ⁇ channel 18 and the annular space 30 with the pump channel 32, so that pressure medium is conveyed into the annular space 30 and the pressure medium displaced from the cylinder space 28 flows back to the tank T.
  • the pilot-operated pressure relief valve 52 used will be explained below with reference to FIGS. 2 and 3.
  • FIG. 2 shows a longitudinal section of the pilot-operated pressure-limiting valve 52 according to the invention.
  • this has a main stage 70, a pilot stage 72 and the pressure changeover stage 56.
  • the basic structure of the main stage 70 and the pilot stage 72 is essentially from DE 100 62 427 A1, so that only the components required for understanding the invention are described here and, incidentally, this prior art publication is referred to.
  • the pilot-operated pressure relief valve 52 is designed in cartridge construction and has a housing 74, on which an end-side pressure port P and a radial, formed for example by a bore star tank port T is formed.
  • valve slide 76 designed with a sliding seat is guided in a valve bore 78, which is prestressed against a seat edge 82 via a weak pressure spring 80.
  • the valve slide 76 is hollow, wherein in an axially projecting end face a nozzle bore 84 is formed, which inwardly towards a spring
  • a sealing edge 92 is formed in the radially widened region of the valve bore 78, against which a seat body 94 inserted in a further enlarged region of the valve bore 78 rests. This is biased by means of a screwed into the housing 70 pilot housing 96 against the sealing edge 92.
  • a pilot valve seat 98 is formed, against which a pilot valve cone 100 is biased by the control spring 60.
  • the pilot control valve cone 100 has a collar 102 whose outer circumference is guided in a guide bore 104 of the seat body 94 provided with two longitudinal grooves. An axial projection is formed on the left end face of the seat body 94 in FIG.
  • the control spring 60 is supported on the left end face of the tensioning piston 58 in FIG. 2, so that in its illustrated basic position it rests against a stop screw 122 screwed into the throughbore 114.
  • the through-bore 114 opens on the right-hand end face of the pilot control housing and forms a connection X1 of the pilot-operated pressure-limiting valve 52, to which the control channel 62 shown in FIG. 1 is connected.
  • the stop screw 122 is of annular design, so that the pressure at the control connection X1 also acts on the rear side of the tensioning piston 58, which forms a control surface 124 that is substantially larger in comparison to the control surface 120.
  • a radial shoulder acting as a stop 126 is formed on the passage bore 114, limiting the axial travel of the tensioning piston 58 to the left (FIG. 2).
  • the clamping piston 58 acts on the control spring 60, which acts on the valve spool 76 of the main stage 72 in Sch.rich ⁇ direction. In the opening direction acts on the valve spool 76, the pressure at the input port P, which also rests in the channel 54 and in the flow line 6.
  • the pressure port P of the pressure relief valve 52 can be connected by hand to the tank port T. This is indicated in Figure 3 with the manually operable switching valve 128. When switching this switching valve 128 in its passage position, the input port P of the pressure relief valve 52 is relieved to the tank channel 18 out. In the concrete embodiment shown in FIG. 2, this emergency opening is formed by the interaction of the seat body 94 with the sealing edge 92.
  • the seat body 94 sits firmly on the sealing edge 92 - this corresponds to the closed position of the switching valve 128 (see FIG. 3).
  • the manually-accessible pilot-control housing 96 is unscrewed somewhat out of the housing 74, so that the seat body 94 lifts off from the sealing edge 92 and the spring chamber 110, in which the pressure is normally present at the inlet connection P.
  • the Nachsaugring 88 is moved by the higher tank pressure to the right and running on the radial collar 86, so that the valve slide 76 is taken and the connection from the tank port T to the input port P is opened, so that pressure medium can be sucked from the tank.
  • the pressure in the annular space 30 is at least as high as the pressure in the cylinder chamber 28.
  • the pressure acting on the larger control surface 124 is at least equal to the pressure acting on the smaller control surface 120, which corresponds to the pressure in the cylinder chamber 28.
  • the force acting in one direction on the clamping piston is the sum of the force of the control spring 60 plus the pressing force acting on the control surface 120, which is equal to the cross-sectional area of the projection 111 within the recess 112, through the spring chamber 110 prevailing pressure is generated.
  • the spring force is equal to a compressive force generated by the boundary pressure on a surface containing the differential area
  • the pressure in the annular space 30 decreases, if it was not already Tank ⁇ pressure while the pressure in the cylinder chamber 28 increases.
  • the geometry of the clamping piston 58 is selected so that, starting from a certain pressure difference between the pressure chambers 28, 30, the clamping piston 58 lifts off from the stop 126 by the relief of the control surface 124 and is moved against the stop screw 122. This return movement is assisted by the pressure acting on the smaller control surface 120 - the bias of the control spring 60 is reduced and corresponding to the release pressure of
  • the small control surface 120 of the tensioning piston 58 has the effect that, when the pressure limiting valve 52 responds, the tensioning piston 58 is acted upon in the direction of relaxing the control spring 60 by a force which is as great as that of the inlet pressure (P) on the entire seat surface of the pilot valve seat 98 is generated force.
  • P inlet pressure
  • a pressure limiting valve 52 having the geometric relationships shown in FIG.
  • the basic structure of the exemplary embodiment shown in FIG. 4 corresponds to that of FIG. 2. Accordingly, the exemplary embodiment illustrated in FIG. 4 is also implemented with a main stage 70, a pilot stage 72 and a pressure changeover stage 56.
  • the main stage 70 with the valve spool 76, the compression spring 80 arranged in the spring chamber 110, the cartridge-like housing 74 and the Nachsaugring 88 corresponds to the main stage 70 of the above-described embodiment, so that the simplicity is referred to the relevant embodiments.
  • the pilot stage 72 and the switching stage 56 are substantially integrated into the pilot housing 96, which is screwed into the cartridge-shaped housing 74 and presses the seat body 94 against the sealing edge 92 (in the illustrated basic position).
  • the sealing body 94 is designed with an axial projection 130 in which the blind hole 106 is formed, which opens via the radial bores 108 in the spring chamber 110.
  • a damping piston 132 is axially displaceable, which via damping gaps (not shown in detail in FIG. 4) connects a pressure medium connection in the direction of the pilot valve seat 98.
  • the clamping piston 58 bears against the stop screw 138 screwed into the pilot housing 96, with a radially extended thrust head 138, so that the clamping piston 58 moves in the direction of increasing the pretensioning of the control spring 60 by the pressure at the control terminal Xl (pressure in the annular space 30) is acted upon.
  • the clamping piston 58 is guided along a through hole 114 of the pilot housing 96 as in the embodiment described above. This through hole 114 widens to the right (view according to FIG. 4) toward the connection X1, wherein an abutment piece 140 is supported on an annular shoulder, which in effect corresponds to the stop 126 and thus the axial stroke of the tensioning piston 58 to the left in FIG Figure 4 limited.
  • the pilot control stage 72 opens when the pressure acting on the pilot valve seat 98 is sufficient to lift the pilot valve cone 100 away from the pilot valve seat 98. In the opening direction acts on the pilot valve seat 98 with the cross-sectional area A2 of the pressure at the pressure port P of the nozzle bore 84, the spring chamber 110, the radial bores 108 and limited by the damping oil 106 damping gap is tapped.
  • the area ratio A2 . / A2 relatively small (for example, 1.12) carried out, so that even at a much higher pressure in the annular space 30 than in the above-described embodiment, the pilot stage 72 is open.
  • the pressure limiting valve would accordingly open at a pressure of about 340 bar, ie much earlier than in the exemplary embodiment illustrated in FIG.
  • This early opening is further supported by the fact that in the embodiment shown in Figure 4 is missing in the direction of relaxation of the control spring 60 effective control surface (120 in Figure 2).
  • the pressure in the annular space 30 further, for example, to 110 bar, the stop head 138 comes into abutment against the stop screw 122, so that the lower limit pressure (minimum bias of Steuer ⁇ spring 60) is set.
  • this minimum limit pressure then corresponds to approximately 123 bar, corresponding to the area ratio A 1 / A 2.
  • the boundary pressure increases linearly in accordance with this area ratio.
  • FIG. 6 shows a further simplified exemplary embodiment of a pressure limiting valve according to the invention, in which the use of a tensioning piston is dispensed with.
  • the basic construction of the valve is identical to the exemplary embodiment described with reference to FIG. 2 except for the guidance and construction of the pilot valve cone 100, so that with regard to the description of the main stage 70 with the valve slide 76, the compression spring 80 and the suction ring 88 as well With regard to the seat body 94 and the pre-control housing 96 screwed into the housing 74 of the main stage 70, reference is made to the statements relating to FIG.
  • the outer contour of the pilot valve cone 100 also corresponds to the embodiment shown in Figure 2, d. H.
  • the cylindrical end portion 142 passes through a guide portion 144 of the pilot housing 96, which is formed by a radiallyteil ⁇ set part of the through hole 114.
  • the right end face 146 of the pilot control valve 100 in FIG. 6 defines a control chamber 148, which is acted on by the control oil pressure at the control connection X1.
  • the pilot valve cone 100 is pretensioned via the control spring 60 against the pilot valve seat 98, whose effective area in the
  • the two limit pressures are determined by the ratio of the areas A1 / A2.
  • the pressure at the control connection X1 and thus also the pressure in the control chamber 148 are approximately zero, so that the end face 146 is not subjected to a control oil pressure - the pilot valve cone 100 is thus biased against its pilot valve seat 98 solely by the force of the control spring 60, so that the lower limit pressure is set.
  • both the end face 146 and the front area of the pilot valve piston 100 bounded by the pilot valve seat 98 are at the same pressure acted upon, so that this pressure on the area difference A2-A1 is effective and the upper limit pressure is set.
  • the switching symbol of the pressure limiting valve 52 shown in FIG. 6 is shown in FIG. Accordingly, in this embodiment, the bias of the control spring 60 is not changed, but only on the pilot control in the opening and closing effective mena effective pressure forces, wherein a change in the pressure at the control port Xl always results in a change in the set limit pressure , If one applies this limiting pressure pg set at the pressure limiting valve 52 as a function of the pressure Px 1 present at the control connection X1 (pressure in the annular space 30), the result is
  • the hydraulic control arrangement has a differential cylinder with a piston rod-side pressure chamber and a bottom-side pressure chamber, which can be connected via a control valve arrangement for actuating the differential cylinder with a pump or a tank.
  • the pressure in a pressure chamber is limited by a pilot-operated pressure limiting valve, which is designed with a pressure changeover stage, via which the pressure set at the pressure limiting valve can be lowered in dependence on the pressure in the other of the pressure chambers.
  • control spring 62 control channel

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Description

Beschreibung
HydraulischeSteueranordnung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steueranord¬ nung mit einem Differentialzylinder gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 und ein für eine derartige Steuer¬ anordnung geeignetes vorgesteuertes Druckbegrenzungsven¬ til.
Derartige Steueranordnungen werden insbesondere bei mobilen Arbeitsgeräten eingesetzt, um beispielsweise eine Schaufel eines Radladers zu verschwenken. Dabei wird durch Ausfahren einer Kolbenstange eines Differentialzy- linders der Steueranordnung die Schaufel nach unten verschwenkt, um beispielsweise darin aufgenommenes Mate¬ rial auszuleeren. Zum Aufnehmen des Materials wird die Kolbenstange des Differentialzylinders eingefahren, so dass die Schaufel nach oben, d. h., weg vom Boden ver¬ schwenkt. Eine derartige Lösung ist beispielsweise in der US 4,194,436 beschrieben. Dabei erfolgt die Ansteuerung des Differentialzylinders über ein Steuerventil, dem ein Boost-Ventil nachgeschaltet ist. Zum Einfahren des Diffe¬ rentialzylinders (Zurückverschwenken der Schaufel) werden das Steuerventil und das Boost-Ventil in eine Position gebracht, in der eine Pumpe der Steueranordnung mit einem kolbenstangenseitigen Ringraum und ein bodenseitiger Zylinderraum mit einem Tank verbunden sind. Zum Ausfahren werden das Steuerventil und das Boost-Ventil so ver¬ stellt, dass der Zylinderraum mit der Pumpe verbunden ist und der kolbenstangenseitige Ringraum ebenfalls mit dem Zylinderraum in Verbindung steht, so dass das aus diesem verdrängte Druckmittel zusätzlich in den Zylinderraum geführt wird und so die Ausfahrbewegung des Differential¬ zylinders schneller ist als bei Steueranordnungen ohne Differentialschaltung. In der US 3,160,076 ist eine ähnliche Steueranordnung zur Betätigung der Schaufel und des Auslegers eines Radladers, Bulldozers oder dergleichen offenbart. Dabei ist die Steueranordnung mit einem Druckbegrenzungsventil ausgeführt, über das der Lastdruck an den beiden Hydrozy- lindern begrenzt ist. Das Druckbegrenzungsventil ist mit einer Druckumschaltstufe ausgeführt, die es ermöglicht, bei Betätigung der Schaufel alleine den Lastdruck auf einen höheren Druck zu begrenzen, als es bei Betätigung des Auslegers oder Betätigung beider Hydrozylinder der Fall ist.
Bei derartigen Steueranordnungen kann es bei bestimm¬ ten Betriebsbedingungen durch Einwirkung äußerer Kräfte zu einer Überlastung und zu einem Knicken der Kolben¬ stange kommen. Dies ist beispielsweise dann der Fall, wenn der Boden abgezogen werden soll und dabei die Schau¬ fel nach unten verschwenkt und auf den Boden aufgelegt wird und der Radlader dann in Rückwärtsfahrt den Boden abzieht. Läuft die Schaufel während dieses Abziehens auf ein Hindernis, beispielsweise einen Felsblock auf, so wird die die Schaufel in der Abziehstellung haltende Kolbenstange des Differentialzylinders auf Druck bean¬ sprucht und kann abknicken.
Dem gegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrun¬ de, eine hydraulische Steueranordnung und ein Druckbe¬ grenzungsventil zu schaffen, durch die eine Beschädigung eines Differentialzylinders der Steueranordnung verhin¬ derbar ist.
Diese Aufgabe wird hinsichtlich der hydraulischen Steueranordnung durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 und hinsichtlich des Druckbegrenzungsventils durch die Merkmale des Patentanspruchs 14 oder 15 gelöst.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Erfindungsgemäß ist die hydraulische Steueranordnung mit einem Differentialzylinder ausgeführt. Dessen Druck¬ räume können über eine Steuerventilanordnung mit einer Pumpe bzw. einem Tank verbunden werden, so dass eine Kolbenstange des Differentialzylinders aus- oder ein¬ fährt. Der Druck in dem in Abstützrichtung wirksamen Druckraum wird bei der erfindungsgemäßen Lösung über ein vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil begrenzt. Dessen Vorsteuerstufe ist mit einer Druckumsehaltstufe ausge¬ führt, über die bei niedrigem Druck im anderen Druckraum der am Druckbegrenzungsventil eingestellte Druck soweit abgesenkt ist, dass eine Überlastung der Kolbenstange zuverlässig verhindert ist. Dabei ist eine Steuerfläche der Vorsteuerstufe mit dem Druck im anderen Druckraum beaufschlagt, so dass der Grenzdruck, bei dem das Druck- begrenzungsventil öffnet, in Abhängigkeit von diesem Druck veränderbar ist. Eine derartige Lösung zeichnet sich durch einen äußerst einfachen kompakten Aufbau mit erhöhter Betriebssicherheit aus.
Erfindungsgemäß wird es besonders bevorzugt, wenn der Differentialzylinder über die Steuerventilanordnung in DifferentialSchaltung ansteuerbar ist, bei der beim Ausfahren der Kolbenstange der Ringraum mit dem Zylinder¬ raum verbunden ist .
Die Druckumschaltstufe hat vorzugsweise einen eine Steuerfeder der Vorsteuerstufe des Druckbegrenzungsven¬ tils beaufschlagenden Spannkolben, der in Richtung Erhö¬ hung der FedervorSpannung vom Druck im kolbenstangensei- tigen Ringraum und in Richtung Erniedrigung der Federvor¬ spannung vom Druck im anderen, in Abstützrichtung wirksa¬ men Druckraum (Zylinderräum) beaufschlagt ist, wobei die in dieser Richtung wirksame Steuerfläche des Spannkolbens
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentiaisch. It) Bosch Rexroth AG kleiner als die in Richtung Erhöhung der Federvorspannung wirksame Steuerfläche ist.
Der Grundaufbau eines bei der erfindungsgemäßen Steu¬ eranordnung eingesetzten Druckbegrenzungsventils ist per se aus der DE 100 62 428 Al der Anmelderin bekannt. Unterschiedlich zu dieser Lösung ist bei einer bevorzug¬ ten Ausführungsform, dass der Spannkolben der Druckum¬ schaltstufe in Richtung einer Vergrößerung der Vorspan¬ nung einer einen Vorsteuerventilkegel beaufschlagenden Steuerfeder von einem Steuerdruck beaufschlagt ist, der dem Druck im anderen Druckraum entspricht, der bei Ein¬ wirkung einer äußeren Kraft absinkt, wenn er nicht schon Tankdruck ist. Eine in Richtung einer Verringerung der Steuerfedervorspannung wirksame kleinere Steuerfläche wird von dem Druck in dem in Abstützrichtung wirksamen Druckraum beaufschlagt. Bei der bekannten Lösung dagegen wird der Spannkolben der Druckumsehaltstufe in Richtung Vergrößerung der Vorspannung vom Druck am Eingang des Druckbegrenzungsventils beaufschlagt, der dem Druck in dem in Abstützrichtung wirksamen Druckraum entspricht. In Richtung Entlastung der Steuerfeder ist der Spannkolben bei der bekannten Lösung durch einen externen Steuerdruck beaufschlagt - dieses bekannte vorgesteuerte Druckbegren¬ zungsventil ließe sich ohne Veränderungen nicht bei der erfindungsgemäßen Lösung einsetzen.
Bei einer Variante des Ausführungsbeispiels mit Spannkolben wird auf die kleinere Steuerfläche verzich¬ tet.
Bei den meisten Anwendungen wird das eingangs be¬ schriebene Problem einer Überlastung der Kolbenstange auftreten, wenn diese nahezu vollständig ausgefahren ist, d. h. , in diesem Fall ist der in Abstützrichtung wirksame Druckraum der bodenseitige Zylinderraum während der
[File_ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG andere Druckraum, in dem sich bei Einwirken einer äußeren Last der Druck erniedrigt, der kolbenstangenseitige Ringraum ist.
Das Flächenverhältnis zwischen der Steuerfläche des Spannkolbens und der Vorsteuerventilsitzflache ist bei einem Ausführungsbeispiel < 1,5.
Die Steueranordnung lässt sich besonders kompakt aus¬ führen, wenn ein Vorsteuerkolben des Druckbegrenzungsven¬ tils mit einem Längskanal versehen ist, über den Steueröl von einem Federraum einer Hauptstufe des Druckbegren¬ zungsventils zur kleineren Steuerfläche geführt ist.
Bei einer derartigen Variante, wird der Vorsteuerkol¬ ben vorzugsweise mit einem Vorsprung ausgeführt, der dichtend in eine Ausnehmung des Spannkolbens eintaucht. Die Stirnfläche dieser Ausnehmung bildet dann die kleine¬ re Steuerfläche aus, wobei die wirksame Größe dieser Fläche gleich der Querschnittsfläche des Vorsprungs ist.
Bei einem besonders einfach aufgebauten Ausführungs- beispiel sind die zwei Steuerflächen an einem Vorsteuer¬ kolben ausgebildet, wobei eine kleinere Steuerfläche vom Druck im anderen Druckraum (beispielsweise Kolbenstangen- seite) und die größere Steuerfläche vom Druck im anderen Druckraum des Verbrauchers (beispielsweise Zylinderraum) beaufschlagt ist - auf den Spannkolben kann dann verzich¬ tet werden.
Für Wartungszwecke oder dergleichen ist das Druckbe¬ grenzungsventil mit einer Notöffnung ausgeführt, über die der Eingangsanschluss direkt mit dem Tankanschluss ver¬ bindbar ist.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differeπtialsch. II) Bosch Rexroth AG Die bei der Steueranordnung verwendete Steuerventil- anordnung hat bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel eine durch ein stetig verstellbares Wegeventil ausgebil¬ dete Zumessblende, der eine LUDV-Druckwaage nachgeschal¬ tet ist. Dabei wird es besonders bevorzugt, wenn die Druckmittelversorgung über eine Pumpe erfolgt, deren Fördermenge in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck des gesamten Systems einstellbar ist - die Steueranordnung stellt dann ein LUDV-System dar.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen sind Gegenstand weiterer Unteransprüche.
Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen hy¬ draulischen Steueranordnung;
Figur 2 einen Längsschnitt durch ein vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil mit Spannkolben der Steueranord¬ nung aus Figur 1;
Figur 3 ein Schaltsymbol des Druckbegrenzungsventils aus Figur 2;
Figur 4 einen Längsschnitt durch ein weiteres Druck¬ begrenzungsventil mit Spannkolben;
Figur 5 ein Schaltsymbol dieses Druckbegrenzungsven¬ tils;
Figur 6 einen Längsschnitt durch ein Ausführungsbei¬ spiel eines Druckbegrenzungsventils ohne Spannkolben;
Figur 7 ein Schaltsymbol dieses Ausführungsbeispiels und
Figur 8 Kennlinien der in den Figuren 2, 4 und S dar¬ gestellten Druckbegrenzungsventile.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG In Figur 1 ist ein Schaltbild eines Wegeventilele¬ ments 1 eines Mobilsteuerblocks enthalten, über den mehrere Verbraucher eines mobilen Arbeitsgerätes, bei¬ spielsweise eines Radladers ansteuerbar sind. Das in Figur 1 dargestellte Wegeventilelement 1 des Mobilsteuer¬ blockes dient zur Ansteuerung eines Betätigungszylinders 2, über den eine an einem Ausleger gelagerte Schaufel verschwenkbar ist.
Das in Scheibenbauweise ausgeführte Wegeventilelement 1 hat einen Druckanschluss P, einen Tankanschluss T, zwei Arbeitsanschlüsse Al, Bl, sowie zwei Steueranschlüsse al, bl, einen weiteren Steueranschluss x und einen LS-An- schluss LS. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Steuerblock als LUDV-System ausgeführt, über das eine lastdruckunabhängige Durchflussverteilung ermöglicht ist. Bei derartigen LUDV-Systemen wird eine Pumpe mit verän¬ derlichem Fördervolumen, beispielsweise eine Verstell- pumpe in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck der Verbrau¬ cher angesteuert.
Das LUDV-Wegeventilelement 1 hat ein stetig verstell¬ bares Wegeventil 4, dessen Ventilschieber über die beiden Steueranschlüsse al, bl mit einem Steuerdruck beauf¬ schlagbar ist und so aus einer federvorgespannten mittle¬ ren Sperrposition in eine Vielzahl von mit (a) oder (b) gekennzeichneten Steuerpositionen verschiebbar ist. Das Wegeventil 4 hat zumindest einen Druckanschluss P, einen Tankanschluss T, zwei Arbeitsanschlüsse A, B sowie zwei weitere Anschlüsse D und D' . Das Wegeventil 4 bildet einen Richtungsteil, der durch die beiden sich kreuzenden bzw. verzweigenden Pfeile angedeutet ist und einen Ge¬ schwindigkeitsteil aus, der durch eine veränderliche Zumessblende 5 gebildet ist, die zwischen den Anschlüssen D und D' liegt.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Die beiden Arbeitsanschlüsse A, B des Wegeventils 4 sind über Arbeitsleitungen, im Folgenden Vorlaufleitung 6 und Rücklaufleitung 8 genannt mit dem Arbeitsanschluss Al bzw. mit dem Arbeitsanschluss Bl verbunden. Zwischen den Arbeitsanschluss B des Wegeventils 4 und den Arbeitsan¬ schluss Bl ist in der Rücklaufleitung 8' ein sogenanntes Low-Leak-Ventil 10 angeordnet, das im Prinzip aus einem Logikventil 12 und einem Vorsteuerschaltventil 14 be¬ steht. Das Logikventil hat einen abgestuften Ventilkör¬ per, der von einer in einem Federraum untergebrachten Feder in Schließrichtung belastet ist. Der Federraum ist über eine Drossel mit dem Arbeitsanschluss Bl des Wege¬ ventiIelernents verbunden. Das VorSteuerventil 14 ist in eine Sperrstellung vorgespannt und kann mittels eines Betätigungskolbens 16 aus dieser Sperrstellung in eine Durchgangssteilung umgeschaltet werden, in der der Feder¬ raum des Logikventils 12 über einen Tanksteuerkanal 17 mit einem mit dem Tankanschluss T verbundenen Tankkanal 18 verbunden ist, so dass der Federraum des Logikventils 12 druckentlastet ist. Der abgestufte Ventilkörper des Logikventils 12 kann also bei einer Druckmittelströmung in der Rücklaufleitung 8 hin zum Betätigungszylinder 2 schon aufgrund einer Rückschlagfunktion und bei einer Abströmung von Druckmittel vom BetatigungsZylinder 2 zum Anschluss B des Wegeventils bei Entlastung des Federraums von seinem Ventilsitz abgehoben werden. Der Betätigungs¬ kolben 16 wird über einen Steuerzweigkanal 20 mit dem Druck am Steueranschluss al beaufschlagt, wobei wegen einer großen Fläche des Betätigungskolbens 16 eine ver¬ gleichsweise große Kraft auf das Vorsteuerschaltventil 14 aufgebracht wird. Da der Aufbau eines derartigen Low- Leak-Ventils 10 bekannt ist, sind weitere diesbezügliche Ausführungen entbehrlich.
Die beiden Arbeitsanschlüsse Al, Bl des Wegeventil¬ elements 1 sind über Arbeitsleitungen 24, 26 mit einem
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG _
bodenseitigen Zylinderraum 28 bzw. einem kolbenstangen- seitigen Ringraum 30 des als Differentialzylinder ausge¬ führten BetätigungsZylinders 2 verbunden.
Das Wegeventilelement 1 ist des Weiteren von einem an den Druckanschluss P angeschlossenen Pumpenkanal 32 durchsetzt. Von diesem zweigt ein Zulaufkanal 34 ab, der zum Anschluss D des Wegeventils 4 führt. Der Anschluss D1 des Wegeventils ist über einen Verbindungskanal 36 mit einem Eingangsanschluss P einer LUDV-Druckwaage 38 ver¬ bunden, deren Druckwaagenkolben in Öffnungsrichtung von dem Druck in dem Verbindungskanal 36 und in Schließrich¬ tung von der Kraft einer Feder sowie dem höchsten Last- druck der betätigten Verbraucher beaufschlagt ist, der über einen an dem LS-Anschluss LS angeschlossenen LS- Kanal 40 abgegriffen wird.
Die Druckwaage ist somit in Öffnungsrichtung von dem Druck stromabwärts der Zumessblende 5 beaufschlagt. Ein Ausgangsanschluss A der Druckwaage 38 ist über einen Druckwaagenkanal 42 und ein Rückschlagventil 44 mit dem Eingangsanschluss P des Wegeventils 4 verbunden. Der Tankanschluss T ist mittels eines Ablaufkanals 46 an den Tankkanal 18 angeschlossen.
Der Druck in der mit dem Ringraum 30 verbundenen Rücklaufleitung 8 ist über ein Sekundärdruckbegrenzungs- ventil 48 begrenzt, das in einem Entlastungskanal 50 angeordnet ist, der im Bereich des Druckmittelströmungs- pfades zwischen dem Logikventil 12 und dem zugeordneten Arbeitsanschluss Bl von der Rücklaufleitung 8 abzweigt und der mit dem Tankkanal 18 verbunden ist. Die Druckab¬ sicherung der mit dem Zylinderraum 28 verbundenen Vor¬ laufleitung 6 erfolgt über ein vorgesteuertes Druckbe¬ grenzungsventil 52, das in einem ebenfalls mit dem Tank¬ kanal 18 verbundenen Kanal 54 angeordnet ist, der im Be-
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG reich zwischen dem Wegeventil 4 und dem Arbeitsanschluss Al von der Vorlaufleitung 6 abzweigt.
Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil 52 und das Druckbegrenzungsventil 48 sind jeweils mit einer Nach- saugfunktion ausgeführt, so dass zur Vermeidung von Kavitation bei einer ziehenden Last Druckmittel aus dem Tankkanal 18 nachgesaugt werden kann.
Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil 52 besteht/ wie im Folgenden noch näher anhand der Figuren 2 und 3 erläutert wird, aus einer Hauptstufe, einer Vorsteuerstu¬ fe sowie einer Druckumschaltstufe 56. Letztere ermöglicht es, den am vorgesteuerten Druckbegrenzungsventil 52 eingestellten Druck zu verändern. Diese schematisch in Figur 1 dargestellte Druckumsehaltstufe 56 hat einen Spannkolben 58, an dem eine Steuerfeder 60 der Vorsteuer¬ stufe abgestützt ist. Eine größere Steuerfläche des Spannkolbens 58 wird mit dem Druck in einem Vorsteuerka¬ nal 62 beaufschlagt, der zum Steueranschluss X des Wege¬ ventilelements 1 führt, der wiederum über eine Leitung 64 mit der zum Ringraum 30 führenden Arbeitsleitung 26 verbunden ist. Auf eine vergleichsweise kleine Steuerflä¬ che des Spannkolbens 58 wirkt der Druck in der Vorlauf- leitung 6, der über den Kanal 54 sowie über einen Ab¬ greifkanal 66 abgegriffen wird.
Zum Ausfahren einer Kolbenstange 68 wird das Wegeven¬ til 4 in eine seiner mit (a) gekennzeichneten Positionen gebracht, indem der Steueranschluss al mit einem Steuer¬ druck beaufschlagt wird. Dieser Steuerdruck kann bei¬ spielsweise über Druckreduzierventile eingestellt werden, die den Druck in einem Steuerkreis auf einen geeigneten Steuerdruck reduzieren.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Das Druckmittel strömt dann von der Verstellpumpe über eine nicht dargestellte Pumpenleitung zum Druckan- schluss P und von dort über den Pumpenkanal 32, den Zulaufkanal 34 zum Anschluss D des Wegeventils, von dort über die entsprechend dem Steuerdruck eingestellte Zu¬ messblende 5 zum Anschluss D' des Wegeventils 4 und über den Verbindungskanal 36 zum Anschluss P der LUDV-Druck- waage 38. Diese stromabwärts der Zumessblende 5 angeord¬ nete LUDV-Druckwaage 38 drosselt den Druckmittelvolumen¬ strom so stark an, dass der Druck nach allen Zumessblen¬ den des Systems gleich ist und dabei vorzugsweise dem höchsten Lastdruck entspricht oder leicht über diesem liegt. D. h. , bei einer Unterversorgung mehrerer Verbrau¬ cher ändert sich an dem Druck stromabwärts der Zumess- blenden nichts. Vor allen Zumessblenden des Systems steht in gleicher Weise der Pumpendruck an, so dass sich an allen Zumessblenden die Druckdifferenz in gleicher Weise ändert, wenn bei einer Unterversorgung der Pumpendruck kleiner wird - die Stromaufteilung zwischen den Zumess- blenden bleibt erhalten (lastdruckunabhängige Durchfluss- verteilung) .
Der derart angedrosselte Druckmittelvolumenstrom strömt dann über den Druckwaagenkanal 42, den Eingangsan- schluss P und den Arbeitsanschluss A des Wegeventils 4 sowie die Vorlaufleitung 6 und die Arbeitsleitung 24 zum Zylinderraum 28. Die Kolbenstange 68 fährt aus, wobei das aus dem Ringraum 30 verdrängte Druckmittel über die Arbeitsleitung 26 und den Arbeitsanschluss Bl abströmt. Durch den Steuerdruck am Steueranschluss al wird das Vorsteuerschaltventil 14 aus seiner federvorgespannten Sperrposition in seine Durchgangsstellung gebracht, so dass der Federraum des Logikventils 12 entlastet und dieses durch den Druck in der Ablaufleitung 8 geöffnet wird, so dass das Druckmittel weiter zum Arbeitsanschluss B des Wegeventils 4 strömt und dort zu dem von der Pumpe
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG geförderten Druckmittelvolumenstrom summiert wird. Der Tankanschluss T ist in den Positionen (a) abgesperrt. Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil 52 verbleibt dabei auf einen vergleichsweise hohen Druck eingestellt, der beispielsweise 380 bar betragen soll. Wie im Folgenden noch näher erläutert wird, wird dieser höhere Druck dadurch eingestellt, dass auf die größere Steuerfläche des Spannkolbens 58 der Druck im Ringraum 30 wirkt, der bei der Differentialschaltung zumindest so groß ist wie der Druck im Zylinderraum 28, der die kleinere Steuerflä¬ che des Spannkolbens 58 beaufschlagt.
Zum Einfahren der Kolbenstange 68 wird das Wegeventil 4 durch Anlegen eines Steuerdrucks an den Steueranschluss bl in eine seiner mit (b) gekennzeichneten Positionen verschoben, wobei dann der Zylinderraum 28 mit dem Tank¬ kanal 18 und der Ringraum 30 mit dem Pumpenkanal 32 verbunden ist, so dass Druckmittel in den Ringraum 30 gefördert wird und das aus dem Zylinderraum 28 verdrängte Druckmittel zum Tank T zurückströmt.
Es sei nun angenommen, dass das eingangs beschriebene Abziehen eines Bodens erfolgen soll. Wie gesagt, wird dazu die Kolbenstange 68 ausgefahren (Wegeventil in Position (a) ) und somit die Schaufel vollständig ver¬ schwenkt und anschließend das Wegeventil wieder in seine federvorgespannte Mittelposition zurückgestellt. Die Schaufel liegt dann am Boden auf und der Radlader fährt in Rückwärtsfahrt, um den Boden abzuziehen. Bei dem Auftreffen der Schaufel auf ein Hindernis wird die Kol¬ benstange 68 in Richtung Einfahren auf Druck beauf¬ schlagt, wodurch der Druck im Ringraum 30 und entspre¬ chend der Druck im Steuerkanal 62 absinkt. Durch dieses Absinken des Drucks im Ringraum 30 wird der Spannkolben 58 unter der Wirkung der Steuerfeder 60 und des die kleinere Steuerfläche beaufschlagenden Drucks im Zylin-
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG derraum 28 in Richtung Entlastung der Steuerfeder SO bewegt. Der Spannkolben 58 wird nach hinten gegen einen Anschlag bewegt und die Steuerfeder 60 entlastet, so dass das Druckbegrenzungsventil auf einen wesentlich geringe¬ ren Druck von beispielsweise 100 bar eingestellt ist. Bei Überschreiten dieses Druckes im Zylinderraum 28 öffnet das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil 52, so dass eine Beschädigung der Kolbenstange 68 durch übermäßige Druck¬ belastung verhindert ist.
Das verwendete vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil 52 wird im Folgenden anhand der Figuren 2 und 3 erläu¬ tert.
Figur 2 zeigt einen Längsschnitt des erfindungsgemä¬ ßen vorgesteuerten Druckbegrenzungsventils 52. Wie be¬ reits erwähnt, hat dieses eine Hauptstufe 70, eine Vor¬ steuerstufe 72 sowie die Druckumschaltstufe 56. Der prinzipielle Aufbau der Hauptstufe 70 und der Vorsteuer¬ stufe 72 ist im Wesentlichen aus der DE 100 62 427 Al bekannt, so dass hier nur die zum Verständnis der Erfin¬ dung erforderlichen Bauelemente beschrieben werden und im Übrigen auf diese vorveröffentlichte Druckschrift verwie¬ sen wird. Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil 52 ist in Patronenbauweise ausgeführt und hat ein Gehäuse 74, an dem ein stirnseitiger Druckanschluss P und ein radialer, beispielsweise durch einen Bohrungsstern gebildeter Tankanschluss T ausgebildet ist. Im Gehäuse 74 ist ein mit Schiebesitz ausgeführter Ventilschieber 76 in einer Ventilbohrung 78 geführt, der über eine schwache Druck¬ feder 80 gegen eine Sitzkante 82 vorgespannt ist. In der dargestellten Schließposition ist die Verbindung zwischen dem Eingangsanschluss P und Tankanschluss T abgesperrt. Der VentilSchieber 76 ist hohl ausgeführt, wobei in einer axial vorspringenden Stirnfläche eine Düsenbohrung 84 ausgebildet ist, die sich nach innen hin zu einem Feder-
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG räum 110 für die Druckfeder 80 erweitert. An der in Figur 2 rechts angeordneten Rückseite des Ventilschiebers 76 ist ein Radialbund 86 ausgebildet. Dieser bildet einen Anschlag für einen Nachsaugring 88, der in einem Ringraum zwischen einem radial erweiterten Bereich der Ventilboh¬ rung 78 und dem Außenumfang des Ventilschiebers 76 dich¬ tend geführt ist. Die in Figur 2 linke Stirnfläche des Nachsaugrings 88, ist über einen Drosselspalt 90 mit dem Druck am Tankanschluss T beaufschlagt.
In dem radial erweiterten Bereich der Ventilbohrung 78 ist eine Dichtkante 92 ausgebildet, an der ein in einem nochmals erweiterten Bereich der Ventilbohrung 78 eingesetzter Sitzkörper 94 anliegt. Dieser ist mittels eines in das Gehäuse 70 eingeschraubten Vorsteuergehäuses 96 gegen die Dichtkante 92 vorgespannt. Am Sitzkörper 94 ist ein Vorsteuerventilsitz 98 ausgebildet, gegen den durch die Steuerfeder 60 ein Vorsteuerventilkegel 100 vorgespannt ist. Zur Axialführung hat der Vorsteuerven¬ tilkegel 100 einen Bund 102, dessen Aussenumfang in einer mit zwei Längsnuten versehenen Führungsbohrung 104 des Sitzkörpers 94 geführt ist. An der in Figur 2 linken Stirnfläche des Sitzkörpers 94 ist ein Axialvorsprung ausgebildet, in dem eine nach links hin verschlossene Sacklochbohrung 106 vorgesehen ist, die sich zum Vorsteu¬ erventilsitz 98 erweitert und die über Radialbohrungen 108 mit dem Federraum 110 für die Druckfeder 80 verbunden ist. Der in Figur 2 rechts vom Sitz 92 ausgebildete Raum 93 ist über einen Schrägkanal 95 mit dem Tankanschluss T verbunden. Dieser Raum 93 ist des Weiteren auch über Verbindungsbohrungen 97 mit dem vom Sitzkörper 94 umgrif¬ fenen Raum verbunden. Über die Längsnuten in der Füh¬ rungsbohrung 104 des Sitzkörpers 94 ist auch der die Steuerfeder 60 aufnehmende Raum mit dem Tank verbunden.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Vom Bund 102 des Vorsteuerventilkegels 100 nach rechts erstreckt sich ein Vorsprung 111, dessen Endab¬ schnitt in eine Ausnehmung 112 des Spannkolbens 58 ein¬ taucht, der axial verschiebbar in einer Durchgangsbohrung 114 des Vorsteuergehäuses 96 geführt ist. Diese Durch¬ gangsbohrung 114 verläuft koaxial zur Ventilbohrung 78. Der Vorsteuerventilkegel 100 und dessen Vorsprung 111 sind von einem Längskanal 116 durchsetzt, der in dem von der Ausnehmung 112 und dem Vorsprung 111 begrenzten Steuerraum 118 mündet. D. h. , über den Längskanal 116 und die Radialbohrungen 108 wird der im Federraum 110 anlie¬ gende Druck abgegriffen und wirkt auf eine vergleichswei¬ se kleine Steuerfläche 120, die durch die Stirnfläche der Ausnehmung 112 gebildet ist.
Die Steuerfeder 60 ist an der in Figur 2 linken Stirnfläche des Spannkolbens 58 abgestützt, so dass dieser in seiner dargestellten Grundposition an einer in die Durchgangsbohrung 114 eingeschraubten Anschlagschrau¬ be 122 anliegt. Die Durchgangsbohrung 114 mündet an der rechten Stirnfläche des Vorsteuergehäuses und bildet einen Anschluss Xl des vorgesteuerten Druckbegrenzungs- ventil 52 aus, an den der in Figur 1 dargestellte Steuer¬ kanal 62 angeschlossen ist. Die Anschlagschraube 122 ist ringförmig ausgebildet, so dass der Druck am Steueran- schluss Xl auch auf die Rückseite des Spannkolbens 58 wirkt, die eine im Vergleich zur Steuerfläche 120 wesent¬ lich größere Steuerfläche 124 bildet.
In Abstand links vom Spannkolben 58 ist an der Durch¬ gangsbohrung 114 eine als Anschlag 126 wirkende Radial¬ schulter ausgebildet, die den Axialweg des Spannkolbens 58 nach links (Figur 2) begrenzt.
Das Schaltsymbol des in Figur 2 dargestellten Druck¬ begrenzungsventils 52 ist in Figur 3 stark schematisiert
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG dargestellt. Gezeigt sind die Hauptstufe 70, die Vorsteu¬ erstufe 72 sowie die Druckumschaltstufe 56 mit dem Spann- kolben 58 und dem Vorsteuergehäuse 96. Die größere Steu¬ erfläche 124 des Spannkolbens 58 ist mit dem Druck im Steuerkanal 62 und die kleinere Steuerfläche 120 mit Druck am Eingangsanschluss P beaufschlagt, der über den Längskanal 116 sowie den Federraum 110 und die Düsenboh¬ rung 84 abgegriffen wird (siehe Figur 2) . In Figur 3 ist lediglich das Bezugszeichen für den Längskanal 116 darge¬ stellt.
Der Spannkolben 58 wirkt auf die Steuerfeder 60, die den Ventilschieber 76 der Hauptstufe 72 in Schließrich¬ tung beaufschlagt. In Öffnungsrichtung wirkt auf den Ventilschieber 76 der Druck am Eingangsanschluss P, der auch im Kanal 54 und in der Vorlaufleitung 6 anliegt.
Für Wartungszwecke kann der Druckanschluss P des Druckbegrenzungsventils 52 per Hand mit dem Tankanschluss T verbunden werden. Dies ist in Figur 3 mit dem von Hand betätigbaren Schaltventil 128 angedeutet. Beim Umschalten dieses Schaltventils 128 in seine DurchgangsStellung wird der Eingangsanschluss P des Druckbegrenzungsventils 52 zum Tankkanal 18 hin entlastet. Bei dem in Figur 2 darge¬ stellten konkreten Ausführungsbeispiel wird diese Notöff¬ nung durch das Zusammenwirken des Sitzkörpers 94 mit der Dichtkante 92 gebildet.
Bei vollständig eingeschraubtem Vorsteuergehäuse 96 sitzt der Sitzkörper 94 fest auf der Dichtkante 92 auf - dies entspricht der geschlossenen Position des Schaltven¬ tils 128 (siehe Figur 3) . Für die Notöffnung wird das von Hand erreichbare Vorsteuergehäuse 96 etwas aus dem Gehäu¬ se 74 herausgeschraubt, so dass der Sitzkörper 94 von der Dichtkante 92 abhebt und der Federraum 110, in dem übli¬ cherweise der Druck am Eingangsanschluss P anliegt über
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differeπtialsch. II) Bosch Rexroth AG den Schxägkanal 95 mit dem Tankanschluss T oder genauer gesagt dem Tankkanal 18 verbunden wird - der Ventilschie¬ ber 76 kann dann durch den Druck am Eingangsanschluss P gegen die Kraft der vergleichsweise schwachen Druckfeder 80 nach rechts verschoben werden, so dass die Verbindung zum Tankanschluss T geöffnet wird.
In dem Fall, in dem, beispielsweise bei einer ziehen¬ den Last - von der Pumpe nicht genug Druckmittel zum Zylinderraum 28 gefördert werden kann und somit der entsprechende Lastdruck unterhalb den Tankdruck absinkt, wird der Nachsaugring 88 durch den höheren Tankdruck nach rechts verschoben und läuft auf den Radialbund 86 auf, so dass der Ventilschieber 76 mitgenommen und die Verbindung vom Tankanschluss T zum Eingangsanschluss P geöffnet wird, so dass Druckmittel aus dem Tank nachgesaugt werden kann.
Wie bereits anhand von Figur 1 erläutert wirkt im normalen Betrieb, beispielsweise beim Verschwenken oder Kippen der Schaufel, d. h. , beim Ausfahren der Kolben¬ stange 68 am Steueranschluss Xl des Druckbegrenzungsven¬ tils 52 der Druck in dem Ringraum 30, der bei der Diffe¬ rentialschaltung (Steuerpositionen (a) des Wegeventils 4) zumindest so hoch wie der Druck im Zylinderraum 28 ist. D. h. , der auf die größere Steuerfläche 124 wirkende Druck ist zumindest gleich dem auf die kleinere Steuer¬ fläche 120 wirkende Druck, der dem Druck im Zylinderraum 28 entspricht. Die in die eine Richtung auf den Spannkol¬ ben wirkende Kraft ist die Summe aus der Kraft der Steu¬ erfeder 60 plus der Druckkraft, die an der Steuerfläche 120, die gleich der Querschnittsfläche des Vorsprungs 111 innerhalb der Ausnehmung 112 ist, durch den im Federraum 110 herrschenden Druck erzeugt wird. Die Federkraft wiederum ist gleich einer Druckkraft, die vom Grenzdruck an einer Fläche erzeugt wird, die die Differenzfläche
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG zwischen der Querschnittsflache des Vorsteuerventilkegels 100 am Sitz 98 und der Steuerfläche 120 ist. Letztendlich entspricht die auf den Spannkolben in die eine Richtung bei Erreichen des höheren Grenzdrucks wirkende Kraft einer Druckkraft, die der höhere Grenzdruck an der Quer¬ schnittsfläche des Vorsteuerventilkegels am Sitz 98 erzeugt.
In die Gegenrichtung wirkt auf den Spannkolben 58 ei¬ ne Druckkraft, die von dem im Anschluss Xl anstehenden Druck an der Steuerfläche 124 erzeugt wird.
Bei Annahme der Flächenverhältnisse aus Figur 2 kann mit einem bestimmten Druck im Anschluss Xl ein etwa sechsfach höherer Grenzdruck eingestellt werden, wobei der höchste Grenzdruck durch Anlage des Spannkolbens am Anschlag 126 und die dann vorliegende Vorspannung der Steuerfeder 60 gegeben ist. Wird der bestimmte Druck am Anschluss Xl erreicht, wird der Spannkolben 58 aus der Position in Figur 2 nach links verschoben, bis er auf den Anschlag 126 aufläuft. Dadurch wird die Steuerfeder 60 gespannt - am vorgesteuerten Druckbegrenzungsventil 52 ist der höhere Druck eingestellt. Um 390 bar einzustel¬ len, genügen zum Beispiel 65 bar im Anschluss Xl. Beim Abziehen des Bodens und einer äusseren Belastung, die die Kolbenstange 68 in Einfahrrichtung beaufschlagt, sinkt der Druck im Ringraum 30 ab, wenn er nicht schon Tank¬ druck war, während der Druck im Zylinderraum 28 ansteigt. Die Geometrie des Spannkolbens 58 ist so gewählt, dass ab einer bestimmten Druckdifferenz zwischen den Druckräumen 28, 30 der Spannkolben 58 durch die Entlastung der Steu¬ erfläche 124 vom Anschlag 126 abhebt und gegen die An¬ schlagschraube 122 bewegt wird. Diese Rückbewegung wird durch den auf die kleinere Steuerfläche 120 wirkenden Druck unterstützt - die Vorspannung der Steuerfeder 60 wird verringert und entsprechend der Auslösedruck des
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differeπtialsch. II) Bosch Rexroth AG vorgesteuerten Druckbegrenzungsventils 52 auf einen geringeren Druck (100 bar) eingestellt. Dieser Druck ist so gewählt, dass eine Beschädigung der Kolbenstange 68 zuverlässig vermieden werden kann. Unterhalb eines be¬ stimmten Druckes im Anschluss Xl liegt der Spannkolben 58 auch bei Tankdruck im Zylinderraum 28 an der Anschlag¬ schraube 122 an, dann nämlich wenn die Druckkraft kleiner als die Kraft der entspannten Feder 60 wird.
Die kleine Steuerfläche 120 des Spannkolbens 58 be¬ wirkt, dass beim Ansprechen des Druckbegrenzungsventils 52 der Spannkolben 58 in Richtung Entspannen der Steuer¬ feder 60 von einer Kraft beaufschlagt ist, die so groß ist wie die vom Eingangsdruck (P) an der gesamten Sitz¬ fläche des Vorsteuerventilsitzes 98 erzeugte Kraft ist. Für die Steuerfeder 60 ist jedoch nur die Differenzfläche zwischen der Ventilsitzfläche und der kleinen Steuerflä¬ che 120 relevant, so dass der Druck im Ringraum 30 des Betätigungszylinders 2 relativ stark abfallen muss, damit das Druckbegrenzungsventil anspricht. Bei einem Druckbe¬ grenzungsventil 52 mit den in Figur 2 dargestellten Geometrieverhältnissen, würde bei einem angenommenen Grenzdruck von beispielsweise 360 bar ein Druck im Ring¬ raum 30 und entsprechend ein auf die größere Steuerfläche 124 wirkender Druck von ca. 60 bar genügen, um den Spann¬ kolben 58 am Anschlag 126 zu halten. Erst bei Absinken unter diese 60 bar öffnet das Druckbegrenzungsventil 52, wobei dann bei einem Druck von etwa 20 bar der Spannkol¬ ben 58 auf die Anschlagschraube 122 aufläuft und somit den unteren Grenzdruck bestimmt, der dann etwa bei 120 bar liegen würde.
Anhand Figur 4 wird ein Ausführungsbeispiel erläu¬ tert, bei dem das Druckbegrenzungsventil 52 bereits bei einem wesentlich kleineren Druckabfall im Ringraum 30 des BetätigungsZylinders 2 anspricht. Dies wird bei dem in
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. H) Bosch Rexroth AG Figur 4 dargestellten Ausführungsbeispiel im Wesentlichen dadurch erreicht, dass die zusätzliche kleinere Steuer¬ fläche 120 entfällt und das Flächenverhältnis zwischen dem wirksamen Durchmesser des Spannkolbens 58 und dem Vorsteuerventilsitzdurchmesser wesentlich kleiner als beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel gewählt ist. Dieses Flächenverhältnis beträgt bei dem in Figur 4 dargestellten Ausführungsbeispiel etwa 1.12, d. h. , die Vorsteuerventilsitzflache A2 ist um das 1,12-fache größer als die wirksame Fläche A^ des Spannkolbens 58.
Der Grundaufbau des in Figur 4 dargestellten Ausfüh- rungsbeispiel entspricht demjenigen aus Figur 2. Demgemäß ist auch das in Figur 4 dargestellte Ausführungsbeispiel mit einer Hauptstufe 70, einer Vorsteuerstufe 72 und einer Druckumschaltstufe 56 ausgeführt. Die Hauptstufe 70 mit dem Ventilschieber 76, der im Federraum 110 angeord¬ neten Druckfeder 80, dem patronenförmigen Gehäuse 74 und dem Nachsaugring 88 entspricht der Hauptstufe 70 des vorbeschriebenen Ausführungsbeispiels, so dass der Ein¬ fachheit auf die diesbezüglichen Ausführungen verwiesen ist. Die Vorsteuerstufe 72 und die Umschaltstufe 56 sind im Wesentlichen in das Vorsteuergehäuse 96 integriert, das in das patronenförmige Gehäuse 74 eingeschraubt ist und den Sitzkörper 94 gegen die Dichtkante 92 drückt (in der dargestellten Grundposition) . Ähnlich wie beim vorbe¬ schriebenen Ausführungsbeispiel ist der Dichtkörper 94 mit einem Axialvorsprung 130 ausgeführt, in dem die Sacklochbohrung 106 ausgebildet ist, die über die Radial- bohrungen 108 im Federraum 110 mündet. In der Sackloch¬ bohrung 106 des Sitzkörpers 94 ist ein Dämpfungskölbchen 132 axialverschiebbar geführt, das über Dämpfungsspalte (in Figur 4 nicht näher dargestellt) eine Druckmittelver¬ bindung in Richtung zum Vorsteuerventilsitz 98 ermög¬ licht.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Gegen diesen Vorsteuerventilsitz 98 ist bei diesem Ausführungsbeispiel ein kugelförmiger Vorsteuerventilkör- per vorgespannt, der der Einfachheit halber ebenfalls als Vorsteuerventilkegel 100 bezeichnet ist. Dieser wird von einem pilzförmigen Federteller 134 abgestützt, an dem die Steuerfeder 60 angreift, die ihrerseits über einen weite¬ ren Federteller 136 am Spannkolben 58 abgestützt ist. Der Aussenumfang des pilzförmigen Federtellers 134 ist inner¬ halb des Sitzkörpers 94 geführt. Der die Steuerfeder 60 aufnehmende Raum 93 ist - wie beim vorstehenden Ausfüh¬ rungsbeispiel - mit dem Tankanschluss T verbunden.
In der dargestellten Grundposition liegt der Spann¬ kolben 58 mit einem in Radialrichtung erweiterten An¬ schlagkopf 138 an der ins Vorsteuergehäuse 96 einge¬ schraubten Anschlagschraube 122 an, so dass der Spannkol¬ ben 58 in Richtung einer Vergrößerung der Vorspannung der Steuerfeder 60 durch den Druck am Steueranschluss Xl (Druck im Ringraum 30) beaufschlagt ist. Der Spannkolben 58 ist wie beim zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiel entlang einer Durchgangsbohrung 114 des Vorsteuergehäuses 96 geführt. Diese Durchgangsbohrung 114 erweitert sich nach rechts (Ansicht nach Figur 4) hin zum Anschluss Xl, wobei an einer Ringschulter ein Anschlagstück 140 abge¬ stützt ist, das in der Wirkung dem Anschlag 126 ent¬ spricht und somit den Axialhub des Spannkolbens 58 nach links in Figur 4 begrenzt. Die vom Druck am Steueran¬ schluss Xl beaufschlagte wirksame Steuerfläche A^_ ist durch den Außendurchmesser des radial zurückgesetzten Teils des Spannkolbens definiert. Beim vorbeschrieben Ausfahren der Kolbenstange 68 (in Differentialschaltung) wirkt somit auf die resultierende Wirkfläche A^ des Spannkolbens 58 der Druck im Ringraum 30, so dass der Spannkolben 58 bei hinreichendem Druck im Ringraum 30 aus seiner dargestellten Grundposition nach links bewegt wird, bis der Anschlagkopf 138 auf das Anschlagstück 140
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differeπtialsch. II) Bosch Rexroth AG aufläuft und die Steuerfeder 60 gespannt ist - der obere Grenzdruck ist eingestellt.
Die Vorsteuerstufe 72 öffnet, wenn der am Vorsteuer¬ ventilsitz 98 wirksame Druck ausreicht, um den Vorsteuer- ventilkegel 100 vom Vorsteuerventilsitz 98 abzuheben. In Öffnungsrichtung wirkt auf den Vorsteuerventilsitz 98 mit der Querschnittsflache A2 der Druck am Druckanschluss P der über die Düsenbohrung 84, den Federraum 110, die Radialbohrungen 108 und den vom Dämpfungskölbchen 106 begrenzten Dämpfungsspalt abgegriffen wird. Beim darge¬ stellten Ausführungsbeispiel ist das Flächenverhältnis A2./A2 relativ klein (beispielsweise 1,12) ausgeführt, so dass bereits bei einem wesentlich höheren Druck im Ring¬ raum 30 als beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel die Vorsteuerstufe 72 geöffnet ist. Nimmt man beispielsweise an, dass der Grenzdruck 380 bar beträgt, so würde das Druckbegrenzungsventil entsprechend bei einem Druck von etwa 340 bar - also wesentlich früher als bei dem in Figur 2 dargestellten Ausführungsbeispiel - öffnen. Dieses frühe Öffnen wird noch dadurch unterstützt, dass bei dem in Figur 4 dargestellten Ausführungsbeispiel eine in Richtung Entspannung der Steuerfeder 60 wirksame Steuerfläche (120 in Figur 2) fehlt. Sinkt bei diesem Ausführungsbeispiel der Druck im Ringraum 30 weiter, beispielsweise auf 110 bar ab, so gelangt der Anschlag¬ kopf 138 in Anlage an die Anschlagschraube 122, so dass der untere Grenzdruck (minimale Vorspannung der Steuer¬ feder 60) eingestellt ist. Dieser minimale Grenzdruck entspricht bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 4 entsprechend dem Flächenverhältnis A^/A2 dann etwa 123 bar. In den dazwischen liegenden Bereichen, d. h. , bei Drücken im Ringraum 30 zwischen 110 und 340 bar steigt der Grenzdruck entsprechend diesem Flächenverhältnis linear an.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Das Schaltsymbol des in Figur 4 dargestellten Ausfüh¬ rungsbeispiels ist in Figur 5 gezeigt. Dieses Schaltsym¬ bol entspricht im Wesentlichen demjenigen aus Figur 3, wobei die Druckumschaltstufe 56 keine in Richtung Ent¬ spannung der Steuerfeder 60 wirksame Steuerfläche 120 hat. Die dargestellte Steueröldüse ist wie bei dem Aus¬ führungsbeispiel gemäß den Figuren 2 und 3 durch die Düsenbohrung 84 gebildet.
Figur 6 zeigt ein weiter vereinfachtes Ausführungs- beispiel eines erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventils, bei dem auf die Verwendung eines Spannkolbens verzichtet ist.
Der Grundaufbau des Ventils ist bis auf die Führung und den Aufbau des Vorsteuerventilkegels 100 identisch mit dem anhand von Figur 2 beschriebenen Ausführungsbei¬ spiel, so dass hinsichtlich der Beschreibung der Haupt¬ stufe 70 mit dem Ventilschieber 76, der Druckfeder 80 und dem Nachsaugring 88 sowie hinsichtlich des Sitzkörpers 94 und des in das Gehäuse 74 der Hauptstufe 70 eingeschraub¬ ten Vorsteuergehäuses 96 auf die Ausführungen zu Figur 2 verwiesen wird. Die Außenkontur des Vorsteuerventilkegels 100 entspricht ebenfalls dem in Figur 2 dargestellten Ausführungsbeispiel, d. h. , an den im Sitzkörper 94 geführten Bund 102 schließt sich nach rechts hin ein nicht hohler Vorsprung 111 an, dessen zylinderförmiger Endabschnitt 142 einen Führungsabschnitt 144 des Vorsteu¬ ergehäuses 96 durchsetzt, der durch einen radial zurück¬ gesetzten Teil der Durchgangsbohrung 114 gebildet ist. Die in Figur 6 rechte Stirnfläche 146 des Vorsteuerven¬ tilkegels 100 begrenzt einen Steuerraum 148, der mit dem Steueröldruck am Steueranschluss Xl beaufschlagt ist. Wie beim Ausführungsbeispiel gemäß Figur 2 ist der Vorsteuer- ventilkegel 100 über die Steuerfeder 60 gegen den Vor¬ steuerventilsitz 98 vorgespannt, dessen Wirkfläche in der
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Darstellung gemäß Figur 6 mit der Querschnittsflache A2 bezeichnet ist, während die Wirkfläche der Stirnfläche 146 in Figur 6 mit A^ gekennzeichnet ist. Die Steuerfeder 60 ist an einer festen Ringstirnfläche 150 des Vorsteuer¬ gehäuses 96 abgestützt.
Bei diesem Ausführungsbeispiel werden die beiden Grenzdrücke durch das Verhältnis der Flächen A1/A2 be¬ stimmt. In dem Fall, in dem der Druck im Ringraum 30 etwa Null ist, ist entsprechend auch der Druck am Steueran- schluss Xl und somit auch der Druck im Steuerraum 148 etwa Null, so dass die Stirnfläche 146 nicht mit einem Steueröldruck beaufschlagt ist - der Vorsteuerventilkegel 100 wird somit alleine durch die Kraft der Steuerfeder 60 gegen seinen Vorsteuerventilsitz 98 vorgespannt, so dass der untere Grenzdruck eingestellt ist. Wenn bei einer Differentialschaltung der Druck im Ringraum 30 im Wesent¬ lichen gleich dem Druck im Zylinderraum 28 des Betäti¬ gungszylinders 2 ist, sind sowohl die Stirnfläche 146 als auch der vom Vorsteuerventilsitz 98 begrenzte Stirnflä¬ chenbereich des Vorsteuerventilkolbens 100 mit dem glei¬ chen Druck beaufschlagt, so dass dieser Druck an der Flächendifferenz A2-A1 wirksam ist und der obere Grenz- druck eingestellt ist.
Das Schaltsymbol des in Figur 6 gezeigten Druckbe¬ grenzungsventils 52 ist in Figur 7 dargestellt. Demgemäß wird bei diesem Ausführungsbeispiel die Vorspannung der Steuerfeder 60 nicht verändert, sondern lediglich die auf die Vorsteuerung in Öffnungs- und Schließrichtung wirksa¬ men Druckkräfte, wobei eine Änderung des Drucks am Steu- eranschluss Xl auch stets in einer Änderung des einge¬ stellten Grenzdrucks resultiert. Trägt man diesen am Druckbegrenzungsventil 52 eingestellten Grenzdruck pg in Abhängigkeit von dem am Steueranschluss Xl anliegenden Druck Px1 (Druck im Ringraum 30) auf, so ergibt sich die
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG in Figur 8 mit durchgehender Linie dargestellte Charakte¬ ristik. Demgemäß fehlen bei einem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 6 (durchgezogene Linie in Figur 8) die Berei¬ che, in denen eine Änderung des Drucks pχi keinen Ein- fluss auf den eingestellten Grenzdruck PQ hat, während bei den Ausführungsbeispielen gemäß den Figuren 2 und 4 der obere und untere Grenzdruck durch die horizontal verlaufenden Abschnitte gekennzeichnet sind, in denen eine Änderung des Steuerdrucks pχi keinen Einfluss hat (strichpunktierte Linie) . Der dazwischenliegende lineare Anstieg hängt im Wesentlichen von der vorbeschriebenen Flächendifferenz der wirksamen Steuerflächen ab.
Offenbart sind eine hydraulische Steueranordnung und ein dafür vorgesehenes vorgesteuertes Druckbegrenzungs- ventil. Die hydraulische Steueranordnung hat einen Diffe- rentialzylinder mit einem kolbenstangenseitigen Druckraum und einem bodenseitigen Druckraum, die über eine Steuer- ventilanordnung zum Betätigen des Differentialzylinders mit einer Pumpe oder einem Tank verbindbar sind. Der Druck in einem Druckraum wird über ein vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil begrenzt, das mit einer Druckum¬ schaltstufe ausgeführt ist, über die der am Druckbegren¬ zungsventil eingestellte Druck in Abhängigkeit vom Druck im anderen der Druckräume absenkbar ist.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Bezuqszeichenliste:
1 Wegeventilelement
2 Betätigungszylinder 4 Wegeventil
5 Zumessblende
6 Vorlaufleitung 8 Rücklaufleitung 10 Low-Leak-Ventil 12 Logikventil
14 Vorsteuerschaltventil
16 Betätigungskolben
17 Tanksteuerkanal
18 Tankkanal 20 Steuerzweigkanal
24 Arbeitsleitung
26 Arbeitsleitung
28 ZyIinderraum
30 Ringraum 32 Pumpenkanal
34 Zulaufkanal
36 Verbindungskanal
38 LUDV-Druckwaage
40 LS-Kanal 42 Druckwaagenkanal
44 Rückschlagventil
46 Ablaufkanal
48 Druckbegrenzungsventil
50 Entlastungskanal 52 vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil
54 Kanal
56 Druckumschaltstufe
58 Spannkolben
60 Steuerfeder 62 Steuerkanal
64 Leitung
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG 66 Abgreifkanal
68 Kolbenstange
70 Hauptstufe
72 Vorsteuerstufe 74 Gehäuse
76 Ventilschieber
78 Ventilbohrung
80 Druckfeder 82 Sitzkante 84 Düsenbohrung
86 Radialbund
88 Nachsaugring
90 Drosselspalt
92 Dichtkante 93 Raum
94 Sitzkörper
95 Schrägkanal
96 Vorsteuergehäuse
97 Verbindungsbohrung 98 Vorsteuerventilsitz
100 Vorsteuerventilkegel
102 Bund
104 Führungsbohrung
106 Sacklochbohrung 108 Radialbohrung
110 Federraum
111 Vorsprung
112 Ausnehmung
114 Durchgangsbohrung 116 Längskanal
118 Steuerraum
120 kleine Steuerfläche
122 Anschlagschraube
124 größere Steuerfläche 126 Anschlag
128 Schaltventil
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG 130 Axialvorsprung
132 Dämpfungskölbchen
134 Federteller
136 weiterer Federteller 138 Anschlagkopf
140 Anschlagstück 142 Endabschnitt
144 Führungsabschnitt
146 Stirnfläche 148 Steuerraum
150 Ringstirnflache
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Steueranordnung mit einem Differential- zylinder (2) , der einen ersten Druckraum (30) und einen zweiten Druckraum (28) aufweist, die über eine Steuerven¬ tilanordnung (4, 38) zum Betätigen des Differentialzylin- ders (2) mit einer Pumpe oder einem Tank (T) verbindbar sind, gekennzeichnet durch ein vorgesteuertes Druckbe- grenzungsventil (52) zum Begrenzen des Drucks in einem der Druckräume (28) , wobei in einer Vorsteuerstufe des Druckbegrenzungsventils (52) eine Steuerfläche (124, 146; A^) vorhanden ist, die vom Druck im anderen der Druckräu¬ me (28) beaufschlagt ist.
2. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 1, wobei der erstgenannte Druckraum ein bodenseitiger Zylin¬ derraum (28) und der andere Druckraum ein kolbenstangen- seitiger Ringraum (30) ist.
3. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 2, wobei die beiden Druckräume (28, 30) über die Steuerven¬ tilanordnung (4) zum Ausfahren des Differentialzylinders (2) in Differentialschaltung miteinander verbindbar sind.
4. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorher¬ gehenden Patentansprüche, wobei die Vorsteuerstufe einen durch eine Steuerfeder (60) beaufschlagten Spannkolben (58) hat, der in Richtung Erhöhung der Federvorspannung von dem Druck im anderen Druckraum (30) beaufschlagt ist.
5. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 4, wobei eine vergleichsweise kleinere Steuerfläche (120) des Spannkolbens (58) in Richtung Entlastung der Steuer- feder (60) von dem Druck im erstgenannten Druckraum (28) beaufschlagt ist.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differeπtialsch. II) Bosch Rexroth AG
6. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 5, wobei das Flächenverhältnis (A^/A2) zwischen der Steuer¬ fläche (124, 146) des Spannkolbens (58) und der Wirkflä- che des Vorsteuerventilsitzes (98) kleiner 4, vorzugs¬ weise kleiner 1,5 ist.
7. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 5 oder 6, wobei ein Vorsteuerkolben (100) des Druckbegren- zungsventils (52) mit einem Längskanal (116) versehen ist, über den Steueröl von einem Federraum (110) einer Hauptstufe (70) zur kleineren Steuerfläche (120) geführt ist.
8. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 7, wobei der Vorsteuerkolben (100) einen Vorsprung (110) hat, der dichtend in eine Ausnehmung (112) des Spannkol¬ bens (58) eintaucht, deren Stirnfläche die kleinere Steuerfläche (120) ausbildet.
9. Hydraulische Steueranordnung nach einem der Patent¬ ansprüche 1 bis 3, wobei die Steuerfläche (146) an einem Vorsprung (111) eines Vorsteuerkolbens (100) derart ausgebildet ist, dass der Druck in dem anderen Druckraum (28) in Schließrichtung auf den Vorsteuerkolben (100) wirkt.
10. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 9, wobei der Vorsprung (111) einen Federraum (93) der Vor- steuerstufe durchsetzt und in einen Steuerraum (148) eintaucht, der mit dem Druck im anderen Druckraum (28) beaufschlagt ist.
11. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorher- gehenden Patentansprüche, wobei das vorgesteuerte Druck-
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG begrenzungsventil (52) eine von Hand betätigbare Notöff¬ nung hat.
12. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorher- gehenden Patentansprüche, wobei die Steuerventilanordnung ein eine veränderliche Zumessblende (5) ausbildendes stetig verstellbares Wegeventil (4) hat, der eine Druck¬ waage (38) nachgeschaltet ist, die in Öffnungsrichtung von dem Druck nach der Zumessblende (5) und in Schließ- richtung vom höchsten Lastdruck beaufschlagt ist.
13. Hydraulische Steueranordnung nach Patentanspruch 12, mit einer Pumpe, deren Fördermenge in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck einstellbar ist, so dass ein Pumpen- druck um eine bestimmte Druckdifferenz über dem höchsten Lastdruck liegt.
14. Druckbegrenzungsventil für eine Steueranordnung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, mit einem Eingangsanschluß (P) und einem Ausgangsanschluß (T) und mit einer Hauptstufe (70) , einer Vorsteuerstufe (72) , die einen Spannkolben (58) hat, der an einer Steuerfeder (60) eines Vorsteuerventilkegels-''('100) angreift, dadurch gekennzeichnet, dass der Spannkolben (58) eine größere Steuerfläche (124) hat, die in Richtung Vergrößerung der Federvorspannung über einen Steueranschluss (Xl) von einem Steuerdruck beaufschlagbar ist, und wobei eine kleinere Steuerfläche (120) des Spannkolbens (58) in Richtung Verkleinerung der Steuerfedervorspannung von dem Druck an dem Eingangsanschluss (P) beaufschlagt ist.
15. Druckbegrenzungsventil für eine Steueranordnung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, mit einem Eingangsanschluss (P) und einem Ausgangsanschluss (T) und mit einer Hauptstufe (70) und einer Vorsteuerstufe (72) , dadurch gekennzeichnet, dass ein federvorgespannter
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG Vorsteuerventilkegel (100) der Vorsteuerstufe (72) eine in Schließrichtung beaufschlagte Steuerfläche (A^) und eine in Öffnungsrichtung wirksame, vom Druck am Eingangs- anschluss (P) beaufschlagte größere Steuerfläche (A2) hat.
16. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 14, wobei das Flächenverhältnis (A1/A2) der Steuerfläche < 4, vor¬ zugsweise 1 < A1/A2 < 1,5 ist.
[File:ANM\BR7596K1.DOC] Beschreibung, 22.06.05 Radlader (Differentialsch. II) Bosch Rexroth AG
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