EP2024647A1 - Hydrostatischer antrieb mit volumenstromausgleich - Google Patents

Hydrostatischer antrieb mit volumenstromausgleich

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EP2024647A1
EP2024647A1 EP07725766A EP07725766A EP2024647A1 EP 2024647 A1 EP2024647 A1 EP 2024647A1 EP 07725766 A EP07725766 A EP 07725766A EP 07725766 A EP07725766 A EP 07725766A EP 2024647 A1 EP2024647 A1 EP 2024647A1
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EP
European Patent Office
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hydraulic pump
working
pressure
valve
line
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP07725766A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Seppo Tikkanen
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.)
Brueninghaus Hydromatik GmbH
Original Assignee
Brueninghaus Hydromatik GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Brueninghaus Hydromatik GmbH filed Critical Brueninghaus Hydromatik GmbH
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Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F15B7/005—With rotary or crank input
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    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/635—Circuits providing pilot pressure to pilot pressure-controlled fluid circuit elements
    • F15B2211/6355—Circuits providing pilot pressure to pilot pressure-controlled fluid circuit elements having valve means

Definitions

  • the invention relates to a hydrostatic drive with a double-acting hydraulic cylinder and a volume flow compensation.
  • a disadvantage of the hydrostatic drive known from DE 103 43 016 A1 is that the ratio between the sum of the delivery volumes of the two hydraulic pumps and the delivery volume of the hydraulic pump in a closed circuit must be in the same ratio as the piston surfaces of the working piston are to each other. Consequently, if two identical hydraulic pumps are used, their respective delivery volume must be adjusted by the corresponding adjusting devices so that this condition is met. Conversely, it is necessary, when using two identical hydraulic pumps, as can be advantageously realized by using a double pump, to use a double-acting hydraulic cylinder whose piston surfaces have a corresponding ratio. In general, the two hydraulic pumps of a double pump unit are identical, so that the area ratio of the two piston surfaces would have to be 2: 1. Commercially available double-acting hydraulic cylinders However, usually have a deviating area ratio of the piston surfaces and thus different flow rates during displacement of the working piston.
  • the hydrostatic drive comprises a first hydraulic pump and a second hydraulic pump and a double-acting hydraulic cylinder.
  • the respective first connections of the first and the second hydraulic pump are connected together to a first working chamber of the hydraulic cylinder.
  • only the second connection of the second hydraulic pump is connected to a second working chamber.
  • the second connection of the first hydraulic pump is connected to a pressure medium reservoir.
  • Delivery volume of both hydraulic pumps to the delivery volume of the second hydraulic pump may differ from the area ratio of the first piston surface to the second piston surface. As a result, there may be a difference in the oil balance.
  • the invention is a
  • Removal valve provided by which compensated for this difference in the oil flow balance and pressure fluid is discharged at a first conveying direction and thus a flow equalization is achieved.
  • the removal valve preferably connects the first working chamber or the second working chamber with a pressure medium reservoir.
  • a purge valve as a sampling valve.
  • the flushing valve is switched in response to the pressures in the first and the second working chamber, respectively, such that it connects the second or the first working chamber to the pressure medium reservoir.
  • a volume flow compensation by removal of pressure medium can thus be carried out by the flush valve in each case on the side of the hydrostatic drive connected to the current suction side of the hydraulic pumps.
  • a feed device can be used to connect the first or the second working chamber with the pressure medium reservoir.
  • a feed pump is preferably provided. This promotes, in particular on the suction side of the first and the second hydraulic pump, a volume of pressure required for volume flow compensation in the hydrostatic circuit of the hydrostatic drive.
  • the first and the second hydraulic pump are jointly adjustable in their delivery volume.
  • the bleed valve is connected via a first working line and / or via a second working line to the first and / or the second working chamber and at least in one of the two working lines a load-holding valve is provided, through which the working piston of Hydraulic cylinder can be fixed in a certain position.
  • the load-holding valve preferably interrupts the working line in at least one direction, so that a discharge of pressure medium from the first working chamber and / or the second working chamber is prevented.
  • At least one load-holding valve can be brought into its open position by using a setting pressure of an adjusting device.
  • the control pressure is for this purpose taken from the adjusting device for adjusting the delivery volume of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump. The control of the load-holding valve thus takes place automatically depending on conveying direction.
  • the set pressures are usually one
  • the pressure medium reservoir is designed as a hydraulic accumulator.
  • a hydraulic accumulator as pressure medium reservoir allows z. B. recover a portion of the energy expended in operating the hydraulic cylinder, for example, when lifting a load subsequent thereto during the lowering of the load.
  • a hydraulic accumulator offers the advantage that the pressure medium stored in it is under a pressure which prevents the possible occurrence of cavitation on the suction side of the hydraulic pump connected thereto.
  • the connection between the hydraulic accumulator and the first hydraulic pump is preferably provided with a shut-off valve, which can be acted upon by an actuating pressure of the adjusting device and thus adjustable between its open and closed position. The operation is carried out by Use of the setting pressure again automatically and taking into account the conveying direction.
  • a particularly compact arrangement results if at least the removal valve and / or the at least one load-holding valve and / or the check valve are arranged in a pump unit which comprises the first and the second hydraulic pump.
  • FIG. 1 shows a first embodiment of a hydrostatic drive according to the invention
  • FIG. 2 shows a second embodiment of a hydrostatic drive according to the invention with load-holding valves.
  • FIG. 3 shows a third exemplary embodiment of a hydrostatic drive according to the invention with a hydraulic accumulator as pressure medium reservoir;
  • Fig. 4 shows a fourth embodiment of a hydrostatic drive according to the invention with an additional hydraulic accumulator to reduce pressure fluctuations.
  • the hydrostatic drive 1 shown in Fig. 1 comprises a double-acting hydraulic cylinder 2, in which a working piston 3 is arranged displaceably.
  • the working piston 3 has a first piston surface 4 and a second piston surface 5.
  • the first piston surface 4 and the second piston surface 5 are oriented in the opposite direction.
  • On the side of the second piston surface 5 is the working piston 3 a Piston rod 6 connected.
  • the second piston surface 5 is smaller than the first piston surface. 4
  • the first piston surface 4 can be acted upon in a first working chamber 7 of the hydraulic cylinder 2 with a first working pressure acting there. Accordingly, the second piston surface 5 can be acted upon in a second working chamber 8 of the hydraulic cylinder 2 with a second working pressure.
  • the first working chamber 7 is connected to a first working line 9 and the second working chamber 8 is connected to a second working line 10.
  • a first hydraulic pump 11 and a second hydraulic pump 12 are provided.
  • the first hydraulic pump 11 For generating volume flows for actuating the hydraulic cylinder 2, a first hydraulic pump 11 and a second hydraulic pump 12 are provided.
  • the first hydraulic pump 11 For generating volume flows for actuating the hydraulic cylinder 2, a first hydraulic pump 11 and a second hydraulic pump 12 are provided.
  • the first hydraulic pump 11 For generating volume flows for actuating the hydraulic cylinder 2, a first hydraulic pump 11 and a second hydraulic pump 12 are provided.
  • the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 are realized according to a preferred embodiment in the form of a double pump, so that the adjustment of the delivery volume of the first hydraulic pump 11 and the hydraulic pump 12 takes place together.
  • the first working line 9 branches off to the first and the second hydraulic pump 11, 12 in a first working line branch 9a and a second
  • the first working line branch 9a is connected to the first connection 13 of the first hydraulic pump 11. Accordingly, the second working line branch 9b is connected to the first connection 14 of the second hydraulic pump 12.
  • Working line 9 and the first hydraulic pump 11 additionally arranged in an open circuit.
  • the second connection 15 of the first hydraulic pump 11 can be connected to a tank volume 18 via a suction line 17 for this purpose.
  • the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 are driven by a common drive shaft 19 by a drive machine, not shown.
  • the respective adjustment mechanisms of the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 are connected to an adjusting device 20.
  • the adjusting device 20 comprises a control cylinder 21, in which an actuating piston 22 is arranged displaceably.
  • Control piston 22 is acted upon by a first control pressure in a first control pressure chamber 23 of the actuating cylinder 21 and a second control pressure in a second control pressure chamber 24 in the opposite direction.
  • first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 are changed together in their delivery volume.
  • the set delivery volume of the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 are always in a fixed predetermined relationship to each other.
  • the delivery volume of the first hydraulic pump 11 is equal to the delivery volume of the second hydraulic pump 12th
  • the control pressure control valve 25 is in the illustrated embodiment, a 4/3-way valve, which is centered by a set of springs. From this centered position, in which all four connections of the control pressure control valve 25 are separated from each other, the control pressure control valve 25 can be deflected in the direction of a first end position or in the direction of a second end position by electromagnets.
  • the first control pressure line 26 is connected to the first control pressure chamber 23.
  • the second control pressure line 27 is connected to the second control pressure chamber 24.
  • the first control pressure chamber 23 is acted upon via the first connecting line 28 with a control pressure and the second control pressure chamber 24 via the second control pressure chamber 27 in an inner tank volume 18 'relaxed, which is preferably connected to the tank volume 18.
  • the reverse pressure actuation control valve 25 the second actuating pressure chamber 24 is connected to the first connecting line 28 and the first actuating pressure chamber 23 with the expansion line 29.
  • the maximum available setting pressure is the adjusting pressure control valve 25 in the manner already mentioned via the first connecting line 28, respectively.
  • first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 which are preferably designed in the manner already mentioned as a double pump, comprises the thus formed
  • the feed device 31 is used for Nachellen leaked by leakage from the circuit pressure medium, and generating an initial pressure at startup of the drive 1.
  • the feed pump 32 is also connected via the drive shaft 19 to the drive machine and is as a constant pump intended to be promoted in one direction only. The feed pump 32 sucks this over a
  • feed pressure line 34 To limit the maximum available feed pressure is the feed pressure line 34 by a
  • Supply pressure limiting valve 35 secured.
  • the feed pressure limiting valve 35 is acted upon in the direction of its closed position by a compression spring.
  • the pressure prevailing in the feed pressure line 34 acts on a measuring surface of the feed pressure limiting valve 35. If the feed pressure in the feed pressure line 34 exceeds a critical value predetermined by the pressure spring, the feed pressure limiting valve 35 is adjusted in the direction of its open position due to the hydrostatic force. In the open position, the feed pressure line 34 is connected via a further expansion line 36 to the inner tank volume 18 '.
  • the feed pressure line 34 of the feed device 31 is also connected via a first feed line 37 to the first working line 9. Furthermore, the
  • Supply pressure line 34 is connected via a second feed line 38 to the second working line 10.
  • a first and second check valve 39, 40 is arranged in the first supply line 37 and the second supply line 38 so that they open in the direction of the first working line 9 and on the second working line 10 back. If the pressure set in the feed device 31 by the feed pressure limiting valve 35 exceeds the pressure in the first working line 9 or in the second working line 10, then pressure medium from the feed device 31 will be in the first Working line 9 and the second working line 10 supplied.
  • a second connecting line 41 and a third connecting line 42 is provided parallel to the first feed line 37 and the second feed line 38.
  • the second connecting line 41 connects the first working line 9 with the feed pressure line 34.
  • a first pressure limiting valve 43 is provided in the second connecting line 41.
  • the first pressure relief valve 43 is biased as the feed pressure relief valve 35 in the direction of its closed position by means of a compression spring. The prevailing in the first working line 9 first working pressure acts in the opposite direction to the first pressure relief valve 43. If the first working pressure exceeds the set by the compression spring maximum pressure, the first pressure relief valve 43 is brought into its open position. In the open position of the
  • the first working line 9 is connected to the feed pressure line 34.
  • the first working line 9 is relaxed in the direction of the feed device 31.
  • a second pressure limiting valve 44 is arranged, which releases the second working line 10 into the feed device 31 when a critical pressure in the second working line 10 is exceeded.
  • a removal valve is provided in the hydrostatic drive 1. In the illustrated, preferred
  • the removal valve is designed as a purge valve 45.
  • the purge valve 45 is designed as a 3/3-way valve.
  • An output port of the purge valve 45 is connected to the feed pressure line 34.
  • the purge valve 45 is held in its middle position by a first centering spring 48 and a second centering spring 49.
  • the two input ports of the purge valve 45 are connected via a first extraction line 46 and a second extraction line 47 to the first working line 9 and the second working line 10. From the first extraction line 46 branches off a first line branch 50, which acts on a measuring surface on the purge valve 45 to the pressure of the first working line 9.
  • the hydrostatic force generated at the measuring surface by the first working pressure acts in the same direction as the first one
  • the second sampling line 47 is connected to the feed pressure line 34.
  • a flow-through connection is made from the second working line 10 into the feed device 31.
  • the purge valve 45 is constructed symmetrically in the illustrated embodiment. Accordingly, a second line branch 51 is provided, which connects the second removal line 47 with a further measuring surface of the purge valve 45, wherein the second working pressure acting there acts on the purge valve 45 in the same direction with the second centering spring 49. If the resulting force thus generated exceeds the force generated in the opposite direction by the first working pressure and the first centering spring 48, the purge valve 45 is brought into its second switching position. In the second switching position is a flow-through connection between the first extraction line 46 and the feed pressure line 34 made.
  • first piston surface 4 and the second piston surface 5 are in a relationship to one another, which is slightly smaller than 2.
  • first piston surface 4 and the second piston surface 5 are in a relationship to one another, which is slightly smaller than 2.
  • Hydraulic cylinders such as those used for generating the force on a boom and a stick of an excavator.
  • a compensation line 52 connected to the suction line 17.
  • a check valve 53 is arranged, which opens in the direction of the suction line 17 back.
  • the ratio of the total delivery volume of the hydraulic pumps 11, 12 to the delivery volume of the second hydraulic pump 12 deviates from the area ratio of the first piston surface 4 to the second piston surface 5.
  • the resulting difference volume flow is discharged via the removal valve, which is designed as a purge valve 45 in the illustrated embodiment.
  • the removal valve which is designed as a purge valve 45 in the illustrated embodiment.
  • pressure medium volume taken from the first working chamber 7 through the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 is too small in relation to the volume flow flowing into the second working chamber 8.
  • pressure medium is supplied to the instantaneous suction side of the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 by the feed pump 32 and the then opening first check valve 39.
  • a purge valve is generally provided in a closed hydraulic circuit to selectively remove pressure fluid from the circuit. This removed
  • the purge valve 45 is a hydraulically actuated 3/3-way valve.
  • the use of a purge valve 45 as a bleed valve allows the connection of any hydraulic cylinder 2.
  • FIG. 2 shows a second exemplary embodiment of the hydrostatic drive 1 'according to the invention.
  • the matching with the elements of the first embodiment components are provided with the same reference numerals, so that a further detailed description can be omitted.
  • one load-holding valve 55, 56 is provided in the first working line 9 and in the second working line 10.
  • the first load-holding valve 55 is arranged in the first working line 9.
  • the second load-holding valve 56 is arranged in the second working line 10.
  • the two load-holding valves 55, 56 are of identical construction.
  • the first load-holding valve 55 is held by a first biasing spring 57 in its initial position.
  • the check valve in the initial position of the first load-holding valve 55 opens in the direction of the first working chamber 7 and locks at a directed out of the first working chamber 7 volume flow.
  • the first load-holding valve 55 like the second load-holding valve 56, is pressure-compensated in order to enable the load-holding valves 55, 56 to be adjusted counter to the force of the first and second biasing springs 57, 58.
  • in each case acts on the side of the first working chamber 7 and the second working chamber 8 working pressure both in the same direction with the first and second biasing spring 57, 58 and in the opposite direction to the first and second load-holding valve 55, 56 in the opposite direction pressurized surfaces of the first
  • load holding valve 55 and the second load-holding valve 56 differ, so that a slight adjustment of the load-holding valves 55, 56 in their respective second switching position is possible.
  • Compensation lines 59 ', 59' ' provided. Accordingly, second compensation lines 60 ', 60 "are provided on the second load-holding valve 56.
  • a first control line 61 is provided.
  • the first control line 61 connects the first load-holding valve 55 with the first control pressure line 26.
  • the second control pressure line 27 is connected via a second control line 62 to the second load-holding valve 56.
  • the two load-holding valves 55, 56 are actuated hydraulically.
  • electrically control the load-holding valves The control with a corresponding control signal then takes place in accordance with the control of the control pressure control valve 25th
  • first extraction line 46 and the second extraction line 47 are connected to the first working line 9 and the second working line 10 with respect to the first pressure relief valve 43 and the second pressure relief valve 44 on the oriented to the hydraulic cylinder 2 section
  • the arrangement in the embodiment of FIG. 2 is reversed.
  • the second connecting line 41, the first removal line 46 and the first feed line 37 are connected in series with the first working line 9.
  • the first load-holding valve 55 is arranged between the connection points of the first extraction line 46 and the second connection line 41. The arrangement with respect to the second working line 10 is accordingly.
  • the modified arrangement is also taken into account by connecting the second and third connecting lines 41, 42 to the feed pressure line 34 via a feed pressure line section 34 'and the first connecting line 28.
  • first load-holding valve 55 and the second load-holding valve 56 By providing the first load-holding valve 55 and the second load-holding valve 56 in the first working line 9 or the second working line 10, it is possible to clamp the working piston 3 hydraulically in any position and thus to prevent an unwanted movement. In the initial positions of the first load-holding valve 55 and the second load-holding valve 56, escape of pressure medium from the first working chambers 7 or the second working chamber 8 is not possible due to the non-return valve arranged in the load-holding valve 55, 56. Once the actuator piston 22 returns to its original position and the
  • Control pressure chambers 23, 24 are relaxed, is on the first control line 61 and the second control line 62 is no sufficient control pressure to the first load-holding valve 55 and the second load-holding valve 56 to bring the respective load-holding valve 55 and 56 in its open position. If, in contrast, an actuating pressure chamber of the adjusting device 20 is subjected to an actuating pressure, the first load-holding valve 55 will be moved into its second position when the first actuating pressure chamber 23 is acted upon via the first control line 61
  • Hydraulic accumulator 63 and the first hydraulic pump 11 is preferably arranged a check valve 64.
  • the check valve 64 is in turn pressure compensated via third compensation lines 65 ', 65' '.
  • the control of the blocking valve 64 via a third control line 66, which branches off from the second control line 62.
  • the check valve 64 is thus brought in a promotion of pressure medium in the direction of the first working chamber 7 in its open position.
  • the check valve 64 may be like the two
  • Load holding valves 55, 56 are also electrically controlled.
  • a hydraulic accumulator 63 which is embodied, for example, as a hydraulic diaphragm accumulator, has the advantage that when pumping pressure medium from the first working chamber 7 out towards the second working chamber 8, it is not necessary to work only against the counterpressure by the second hydraulic pump 12 , but due to the hydraulic accumulator 63 and by the first hydraulic pump 11 must be promoted against pressure. This improves the uniformity of the load for the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12.
  • the removal of pressure medium from the first working chamber 7 given the opportunity to part of the energy released, for example, when lowering a load in the form of pressure energy in to store the first hydraulic accumulator 63. In a reversal of the conveying direction, this pressure energy is released, so that only a reduced pressure difference must be generated by the first hydraulic pump 11.
  • a second hydraulic accumulator 67 is provided in FIG. 4. With the second hydraulic accumulator 64, the first connecting line 28 is connected.
  • the second pressure accumulator 67 serves to reduce pressure fluctuations in the feed device 31. Such pressure fluctuations can occur in particular at low speeds of the engine, since the funded by the feed pump 32 pressure fluid quantity is directly related to the speed of the drive machine.

Abstract

Die Erfindung betrifft einen hydrostatischen Antrieb mit einer ersten und einer zweiten Hydropumpe (11, 12) und einem doppelt wirkenden Hydraulikzylinder (2) . Der doppelt wirkende Hydraulikzylinder (2) weist eine erste Arbeitskammer (7) und eine zweite Arbeitskammer (8) auf . Die erste Arbeitskammer (7) wird durch eine erste Kolbenfläche (4) eines Arbeitskolbens (3) und die zweite Arbeitskammer (8) durch eine zweite Kolbenfläche (5) des Arbeitskolbens (3) begrenzt. Die erste Arbeits kammer (7) ist mit einem ersten Anschluss (13) der ersten Hydropumpe (11) und einem ersten Anschluss (14) der zweiten Hydropumpe (12) verbunden. Die zweite Arbeitskammer (8) ist mit einem zweiten Anschluss (16) der zweiten Hydropumpe (12) verbunden. Ein zweiter Anschluss (15) der ersten Hydropumpe (11) ist mit einem Druckmittelreservoir verbunden. Das Verhältnis von der ersten Kolbenfläche (4) zur zweiten Kolbenfläche (5) unterscheidet sich vom Verhältnis des Gesamtfördervolumens der beiden Hydropumpen (11, 12) zu dem Fördervolumen der zweiten Hydropumpe (12) . Zum Volumenstromausgleich ist ein Entnahmeventil (45) zur Entnahme von Druckmittel vorgesehen.

Description

Hydrostatischer Antrieb mit Volumenstromausgleich
Die Erfindung betrifft einen hydrostatischen Antrieb mit einem doppelt wirkenden Hydraulikzylinder und einem Volumenstromausgleich.
Aus der DE 103 43 016 Al ist es bekannt, einen doppelt wirkenden Hydraulikzylinder mittels einer ersten Hydropumpe und einer zweiten Hydropumpe zu betätigen. Eine der beiden Hydropumpen ist dabei mit den beiden
Arbeitskammern des doppelt wirkenden Hydraulikzylinders in einem geschlossenen Kreislauf verbunden. Die zweite Hydropumpe ist dagegen nur mit der kolbenseitigen Arbeitskammer in einem offenen Kreislauf verbunden. Die beiden Hydropumpen sind jeweils in ihrem Fördervolumen verstellbar. Durch Einstellung eines entsprechenden Fördervolumenverhältnisses wird dem unterschiedlichen Volumenstrom in der kolbenseitigen Arbeitskammer und der kolbenstangenseitigen Arbeitskammer Rechnung getragen.
Nachteilig an dem aus der DE 103 43 016 Al bekannten hydrostatischen Antrieb ist es, dass das Verhältnis zwischen der Summe der Fördervolumina der beiden Hydropumpen und dem Fördervolumen der Hydropumpe im geschlossenen Kreis jeweils in demselben Verhältnis stehen muss, wie die Kolbenflächen des Arbeitskolbens zueinander stehen. Werden folglich zwei identische Hydropumpen eingesetzt, so muss deren jeweiliges Fördervolumen durch die entsprechenden Verstellvorrichtungen so eingestellt werden, dass diese Bedingung erfüllt ist. Umgekehrt ist es erforderlich, bei Verwendung von zwei identischen Hydropumpen, wie dies vorteilhaft durch Einsatz einer Doppelpumpe realisiert werden kann, einen doppelt wirkenden Hydraulikzylinder zu verwenden, dessen Kolbenflächen ein entsprechendes Verhältnis aufweisen. In der Regel sind die beiden Hydropumpen einer Doppelpumpeneinheit identisch ausgeführt, so dass das Flächenverhältnis der beiden Kolbenflächen 2:1 betragen müsste. Handelsübliche doppelt wirkende Hydraulikzylinder haben jedoch meist ein davon abweichendes Flächenverhältnis der Kolbenflächen und somit unterschiedliche Volumenströme bei Verschiebung des Arbeitskolbens .
Es ist die Aufgabe, einen hydrostatischen Antrieb zu schaffen, der bei vorgegebenem festem Förderverhältnis einer ersten und einer zweiten Hydropumpe eine weitgehend freie Auswahl des zu verwendenden Hydraulikzylinders zulässt. Die Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Die Unteransprüche enthalten vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung.
Erfindungsgemäß wird die Aufgabe dadurch gelöst, dass ein Entnahmeventil zum Volumenstromausgleich vorgesehen ist. Der hydrostatische Antrieb umfasst eine erste Hydropumpe und eine zweite Hydropumpe und einen doppelt wirkenden Hydraulikzylinder. Die jeweils ersten Anschlüsse der ersten und der zweiten Hydropumpe sind gemeinsam mit einer ersten Arbeitskammer des Hydraulikzylinders verbunden. Mit einer zweiten Arbeitskammer ist dagegen nur der zweite Anschluss der zweiten Hydropumpe verbunden. Der zweite Anschluss der ersten Hydropumpe ist dagegen mit einem Druckmittelreservoir verbunden. Zum Erzeugen einer Bewegung des Arbeitskolbens fördern beide Hydropumpen gemeinsam Druckmittel in die erste Arbeitdruckkammer. In umgekehrter Förderrichtung und damit umgekehrter Bewegungsrichtung des Arbeitskolbens wird lediglich durch die zweite Hydropumpe Druckmittel in die zweite Arbeitskammer gefördert. Das Verhältnis des gesamten
Fördervolumens beider Hydropumpen zu dem Fördervolumen der zweiten Hydropumpe kann von dem Flächenverhältnis der ersten Kolbenfläche zu der zweiten Kolbenfläche abweichen. Infolgedessen kann es zu einer Differenz in der Ölmengenbilanz kommen. Erfindungsgemäß ist ein
Entnahmeventil vorgesehen, durch welches diese Differenz in der Ölmengenbilanz ausgeglichen und Druckmittel bei einer ersten Förderrichtung abgeführt wird und somit ein Volumenstromausgleich erreicht wird. Vorzugsweise verbindet das Entnahmeventil die erste Arbeitskämmer oder die zweite Arbeitskammer mit einem Druckmittelreservoir .
Dabei ist es insbesondere vorteilhaft, als Entnahmeventil ein Spülventil vorzusehen. Das Spülventil ist in Abhängigkeit von den Drücken in der ersten bzw. der zweiten Arbeitskammer so geschaltet, dass es die zweite oder die erste Arbeitskammer mit dem Druckmittelreservoir verbindet. Ein Volumenstromausgleich durch Entnahme von Druckmittel kann durch das Spülventil somit jeweils auf der mit der momentanen Saugseite der Hydropumpen verbundenen Seite des hydrostatischen Antriebs erfolgen.
Dabei kann vorteilhafterweise eine Speiseeinrichtung benutzt werden, um die erste oder die zweite Arbeitskammer mit dem Druckmittelreservoir zu verbinden.
Um bei umgekehrter Förderrichtung des hydrostatischen Antriebs den fehlenden Volumenstrom zu ergänzen, wird vorzugsweise eine Speisepumpe vorgesehen. • Diese fördert insbesondere auf der Saugseite der ersten und der zweiten Hydropumpe eine zum Volumenstromausgleich benötigte Druckmittelmenge in den hydrostatischen Kreislauf des hydrostatischen Antriebs. Besonders bevorzugt sind die erste und die zweite Hydropumpe gemeinsam in ihrem Fördervolumen einstellbar. Sie bilden insbesondere gemeinsam eine Hydropumpeneinheit aus, wobei eine solche Hydropumpeneinheit besonders bevorzugt eine Doppelpumpe ist, deren beide Hydropumpen ein identisches, einstellbares Fördervolumen besitzen.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform ist das Entnahmeventil über eine erste Arbeitsleitung und/oder über eine zweite Arbeitsleitung mit der ersten und/oder der zweiten Arbeitskammer verbunden und es ist zumindest in einer der beiden Arbeitsleitungen ein Lasthalteventil vorgesehen, durch welches der Arbeitskolben des Hydraulikzylinders in einer bestimmten Position festgesetzt werden kann. Das Lasthalteventil unterbricht hierzu die Arbeitsleitung vorzugsweise in zumindest einer Richtung, so dass ein Abfließen von Druckmittel aus der ersten Arbeitskammer und/oder der zweiten Arbeitskammer verhindert wird.
Besonders vorteilhaft ist es, dass zumindest ein Lasthalteventil durch Verwendung eines Stelldrucks einer Verstellvorrichtung in seine geöffnete Position gebracht werden kann. Der Stelldruck wird hierzu der Verstellvorrichtung zum Einstellen des Fördervolumens der ersten Hydropumpe und der zweiten Hydropumpe entnommen. Das Aufsteuern des Lasthalteventils erfolgt somit förderrichtungsabhängig automatisch.
Es wird vorzugsweise ein druckkompensiertes Lasthalteventil eingesetzt, um die erforderlichen Betätigungskräfte und damit die Stelldrücke gering zu halten. Die Stelldrücke sind in der Regel eine
Größenordnung kleiner als die erreichbaren Arbeitsdrücke.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist das Druckmittelreservoir als Hydrospeicher ausgeführt. Die Verwendung eines Hydrospeichers als Druckmittelreservoir erlaubt es z. B. einen Teil der aufgewendeten Energie beim Betätigen des Hydraulikzylinders beispielsweise beim Heben einer Last im Anschluss daran während des Absenkens der Last zurückzugewinnen. Zudem bietet ein solcher Hydrospeicher den Vorteil, dass das in ihm gespeicherte Druckmittel unter einem Druck steht, der das mögliche Auftreten von Kavitation auf der Saugseite der daran angeschlossenen Hydropumpe verhindert. Um einen unnötigen Druckverlust zu verhindern, ist die Verbindung zwischen dem Hydrospeicher und der ersten Hydropumpe vorzugsweise mit einem Sperrventil versehen, welches durch einen Stelldruck der Verstellvorrichtung beaufschlagbar und somit zwischen seiner geöffneten und geschlossenen Position verstellbar ist. Die Betätigung erfolgt durch Verwendung des Stelldrucks wiederum automatisch und unter Berücksichtigung der Förderrichtung.
Eine besonders kompakte Anordnung ergibt sich, wenn zumindest das Entnahmeventil und/oder das zumindest eine Lasthalteventil und/oder das Sperrventil in einer Pumpeneinheit angeordnet sind, welche die erste und die zweite Hydropumpe umfasst.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele des erfindungsgemäßen hydrostatischen Antriebs sind in der Zeichnung dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein erstes Ausführungsbeispiel für einen erfindungsgemäßen hydrostatischen Antrieb;
Fig. 2 ein zweites Ausführungsbeispiel für einen erfindungsgemäßen hydrostatischen Antrieb mit Lasthalteventilen;
Fig. 3 ein drittes Ausführungsbeispiel für einen erfindungsgemäßen hydrostatischen Antrieb mit einem Hydrospeicher als Druckmittelreservoir; und
Fig. 4 ein viertes Ausführungsbeispiel für einen erfindungsgemäßen hydrostatischen Antrieb mit einem zusätzlichen Hydrospeicher zur Verringerung von Druckschwankungen.
Der in Fig. 1 gezeigte hydrostatische Antrieb 1 umfasst einen doppelt wirkenden Hydraulikzylinder 2, in dem ein Arbeitskolben 3 verschieblich angeordnet ist. Der Arbeitskolben 3 weist eine erste Kolbenfläche 4 und eine zweite Kolbenfläche 5 auf. Die erste Kolbenfläche 4 und die zweite Kolbenfläche 5 sind in entgegengesetzter Richtung orientiert. Auf der Seite der zweiten Kolbenfläche 5 ist mit dem Arbeitskolben 3 eine Kolbenstange 6 verbunden. Infolgedessen ist die zweite Kolbenfläche 5 kleiner als die erste Kolbenfläche 4.
Die erste Kolbenfläche 4 ist in einer ersten Arbeitskämmer 7 des Hydraulikzylinders 2 mit einem dort wirkenden ersten Arbeitsdruck beaufschlagbar. Dementsprechend ist die zweite Kolbenfläche 5 in einer zweiten Arbeitskammer 8 des Hydraulikzylinders 2 mit einem zweiten Arbeitsdruck beaufschlagbar. Die erste Arbeitskammer 7 ist mit einer ersten Arbeitsleitung 9 und die zweite Arbeitskammer 8 ist mit einer zweiten Arbeitsleitung 10 verbunden.
Zum Erzeugen von Volumenströmen zur Betätigung des Hydraulikzylinders 2 sind eine erste Hydropumpe 11 und eine zweite Hydropumpe 12 vorgesehen. Die erste Hydropumpe
11 und die zweite Hydropumpe 12 sind gemäß einer bevorzugten Ausführungsform in Form einer Doppelpumpe realisiert, so dass die Verstellung des Fördervolumens der ersten Hydropumpe 11 und der Hydropumpe 12 gemeinsam erfolgt. Die erste Hydropumpe 11 und die zweite Hydropumpe
12 sind mit ihrem jeweils ersten Anschluss 13 bzw. 14 über die erste Arbeitsleitung 9 mit der ersten Arbeitskammer 7 verbunden. Die erste Arbeitsleitung 9 verzweigt sich zu der ersten und der zweiten Hydropumpe 11, 12 hin in einen ersten Arbeitsleitungszweig 9a und einen zweiten
Arbeitsleitungszweig 9b. Der erste Arbeitsleitungszweig 9a ist mit dem ersten Anschluss 13 der ersten Hydropumpe 11 verbunden. Entsprechend ist der zweite Arbeitsleitungszweig 9b mit dem ersten Anschluss 14 der zweiten Hydropumpe 12 verbunden.
Während die ersten Anschlüsse 13, 14 der ersten Hydropumpe 11 und der zweiten Hydropumpe 12 parallel mit der ersten Arbeitskämmer 7 verbunden sind, sind die jeweils zweiten Anschlüsse 15, 16 der ersten Hydropumpe 11 und der zweiten Hydropumpe 12 nicht beide mit der zweiten Arbeitskammer 8 verbunden. Mit der zweiten Arbeitskammer 8 ist lediglich der zweite Anschluss 16 der zweiten Hydropumpe 12 verbunden. Somit ergibt sich ein geschlossener hydraulischer Kreislauf, der die erste Arbeitskammer 7 und die zweite Arbeitskammer 8 über die zweite Hydropumpe 12 verbindet.
Die erste Arbeitskammer 7 ist dagegen über die erste
Arbeitsleitung 9 und die erste Hydropumpe 11 zusätzlich in einem offenen Kreislauf angeordnet. Der zweite Anschluss 15 der ersten Hydropumpe 11 ist hierzu über eine Saugleitung 17 mit einem Tankvolumen 18 verbindbar.
Die erste Hydropumpe 11 und die zweite Hydropumpe 12 werden über eine gemeinsame Antriebswelle 19 durch eine nicht dargestellte Antriebsmaschine angetrieben. Zur Einstellung des ersten Fördervolumens der ersten Hydropumpe 11 und des zweiten Fördervolumens der zweiten Hydropumpe 12 sind die jeweiligen Verstellmechanismen der ersten Hydropumpe 11 und der zweiten Hydropumpe 12 mit einer Verstellvorrichtung 20 verbunden. Die Verstellvorrichtung 20 umfasst einen Stellzylinder 21, in dem ein Stellkolben 22 verschieblich angeordnet ist. Der
Stellkolben 22 wird durch einen ersten Stelldruck in einer ersten Stelldruckkammer 23 des Stellzylinders 21 und einen zweiten Stelldruck in einer zweiten Stelldruckkammer 24 in entgegengesetzter Richtung beaufschlagt. Infolge der sich einstellenden an dem Stellkolben 22 angreifenden
Kraftdifferenz werden die erste Hydropumpe 11 und die zweite Hydropumpe 12 gemeinsam in ihrem Fördervolumen verändert. Das eingestellte Fördervolumen der ersten Hydropumpe 11 und der zweiten Hydropumpe 12 stehen dabei immer in einem fest vorgegebenen Verhältnis zueinander. Bei der bevorzugten Ausführung der ersten Hydropumpe 11 und der zweiten Hydropumpe 12 gemeinsam in Form einer Doppelpumpe ist insbesondere das Fördervolumen der ersten Hydropumpe 11 gleich dem Fördervolumen der zweiten Hydropumpe 12.
Zur Einstellung des ersten Stelldrucks und des zweiten Stelldrucks in der ersten Stelldruckkammer 23 bzw. der zweiten Stelldruckkammer 24 ist ein Steildruckregelventil 25 vorgesehen. Das Stelldruckregelventil 25 ist in dem dargestellten Ausführungsbeispiel ein 4/3-Wegeventil, welches durch einen Satz Federn zentriert wird. Aus dieser zentrierten Position, in der alle vier Anschlüsse des Stelldruckregelventils 25 voneinander getrennt sind, kann das Stelldruckregelventil 25 in Richtung einer ersten Endposition oder in Richtung einer zweiten Endposition durch Elektromagneten ausgelenkt werden. In Abhängigkeit von der Einstellung des Stelldruckregelventils 25 ist eine erste Stelldruckleitung 26 oder eine zweite
Stelldruckleitung 27 mit einer ersten Verbindungsleitung 28 oder einer Entspannungsleitung 29 verbindbar. Die erste Stelldruckleitung 26 ist mit der ersten Stelldruckkammer 23 verbunden. Die zweite Stelldruckleitung 27 ist mit der zweiten Stelldruckkammer 24 verbunden. Je nach Einstellung des Stelldruckregelventils 25 wird folglich die erste Stelldruckkammer 23 über die erste Verbindungsleitung 28 mit einem Stelldruck beaufschlagt und die zweite Stelldruckkammer 24 über die zweite Stelldruckkammer 27 in ein inneres Tankvolumen 18' entspannt, das vorzugsweise mit dem Tankvolumen 18 verbunden ist. Bei umgekehrter Betätigung des Stelldruckregelventils 25 wird dagegen die zweite Stelldruckkammer 24 mit der ersten Verbindungsleitung 28 und die erste Stelldruckkammer 23 mit der Entspannungsleitung 29 verbunden.
Der maximal verfügbare Stelldruck wird dem Stelldruckregelventil 25 in bereits erwähnter Weise über die erste Verbindungsleitung 28 zugeführt. Zusätzlich zu der ersten Hydropumpe 11 und der zweiten Hydropumpe 12, die in bereits erwähnter Weise bevorzugt als Doppelpumpe ausgeführt sind, umfasst die so gebildete
Hydropumpeneinheit 30 zusätzlich eine Speiseeinrichtung 31 mit einer Speisepumpe 32. Die Speiseeinrichtung 31 dient dem Nachfördern von durch Leckage aus dem Kreislauf entwichenen Druckmittel, sowie dem Erzeugen eines Anfangsdrucks bei Inbetriebnahme des Antriebs 1. Die Speisepumpe 32 ist ebenfalls über die Antriebswelle 19 mit der Antriebsmaschine verbunden und ist als Konstantpumpe zur Förderung in lediglich einer Richtung vorgesehen. Die Speisepumpe 32 saugt hierzu über eine
Speisepumpensaugleitung 33 Druckmittel aus dem Tankvolumen 18 an und fördert es in eine Speisedruckleitung 34. Zum Begrenzen des maximal verfügbaren Speisedrucks ist die Speisedruckleitung 34 durch ein
Speisedruckbegrenzungsventil 35 abgesichert. Das Speisedruckbegrenzungsventil 35 ist in Richtung seiner geschlossenen Position durch eine Druckfeder beaufschlagt.
In entgegengesetzter Richtung greift an einer Messfläche des Speisedruckbegrenzungsventils 35 der in der Speisedruckleitung 34 herrschende Druck an. Überschreitet der Speisedruck in der Speisedruckleitung 34 einen durch die Druckfeder vorgegebenen kritischen Wert, so wird aufgrund der hydrostatischen Kraft das Speisedruckbegrenzungsventil 35 in Richtung seiner geöffneten Position verstellt. In der geöffneten Position ist die Speisedruckleitung 34 über eine weitere Entspannungsleitung 36 mit dem inneren Tankvolumen 18' verbunden.
Die Speisedruckleitung 34 der Speiseeinrichtung 31 ist ferner über eine erste Speiseleitung 37 mit der ersten Arbeitsleitung 9 verbunden. Ferner ist die
Speisedruckleitung 34 über eine zweite Speiseleitung 38 mit der zweiten Arbeitsleitung 10 verbunden. In der ersten Speiseleitung 37 und in der zweiten Speiseleitung 38 ist ein erstes bzw. zweites Rückschlagventil 39, 40 angeordnet. Die beiden Rückschlagventile 39, 40 sind so in der ersten Speiseleitung 37 bzw. der zweiten Speiseleitung 38 angeordnet, dass sie in Richtung auf die erste Arbeitsleitung 9 hin bzw. auf die zweite Arbeitsleitung 10 hin öffnen. Übersteigt der durch das Speisedruckbegrenzungsventil 35 in der Speiseeinrichtung 31 eingestellte Druck den Druck in der ersten Arbeitsleitung 9 bzw. in der zweiten Arbeitsleitung 10, so wird Druckmittel aus der Speiseeinrichtung 31 in die erste Arbeitsleitung 9 bzw. die zweite Arbeitsleitung 10 zugeführt .
Parallel zu der ersten Speiseleitung 37 bzw. der zweiten Speiseleitung 38 ist eine zweite Verbindungsleitung 41 bzw. eine dritte Verbindungsleitung 42 vorgesehen. Die zweite Verbindungsleitung 41 verbindet die erste Arbeitsleitung 9 mit der Speisedruckleitung 34. In der zweiten Verbindungsleitung 41 ist ein erstes Druckbegrenzungsventil 43 vorgesehen. Das erste Druckbegrenzungsventil 43 ist wie das Speisedruckbegrenzungsventil 35 in Richtung seiner geschlossenen Position mit Hilfe einer Druckfeder vorgespannt. Der in der ersten Arbeitsleitung 9 herrschende erste Arbeitsdruck wirkt in entgegengesetzter Richtung auf das erste Druckbegrenzungsventil 43. Übersteigt der erste Arbeitsdruck den durch die Druckfeder eingestellten Maximaldruck, so wird das erste Druckbegrenzungsventil 43 in seine geöffnete Position gebracht. In der geöffneten Position des
Druckbegrenzungsventils 43 ist die erste Arbeitsleitung 9 mit der Speisedruckleitung 34 verbunden. Infolgedessen wird bei Überschreiten eines kritischen Drucks in der ersten Arbeitsleitung 9 die erste Arbeitsleitung 9 in Richtung der Speiseeirichtung 31 entspannt. In gleicher
Weise ist in der dritten Verbindungsleitung 42 ein zweites Druckbegrenzungsventil 44 angeordnet, das bei Überschreiten eines kritischen Drucks in der zweiten Arbeitsleitung 10 die zweite Arbeitsleitung 10 in die Speiseeinrichtung 31 entspannt.
Bei einer Verschiebung des Arbeitskolbens 3 stehen die sich ergebenden Volumenströme aus/in die erste bzw. zweite Arbeitskammer 7, 8 in einem durch das Verhältnis der Kolbenflächen 4, 5 festgelegten Verhältnis. Weicht hiervon das Verhältnis des Gesamtfördervolumens der ersten und zweiten Hydropumpe 11, 12 zu dem Fördervolumen der zweiten Hydropumpe 12 ab, so ist ein Volumenstromausgleich erforderlich. Zur Entnahme von Druckmittel aus der ersten bzw. der zweiten Arbeitsleitung 9 bzw. 10 zum Volumenstromausgleich ist ein Entnahmeventil in dem hydrostatischen Antrieb 1 vorgesehen. In dem dargestellten, bevorzugten
Ausführungsbeispiel ist das Entnahmeventil als Spülventil 45 ausgeführt. Das Spülventil 45 ist als 3/3-Wegeventil ausgeführt. Ein Ausgangsanschluss des Spülventils 45 ist mit der Speisedruckleitung 34 verbunden. Das Spülventil 45 wird durch eine erste Zentrierfeder 48 und eine zweite Zentrierfeder 49 in seiner mittleren Position gehalten. Die beiden Eingangsanschlüsse des Spülventils 45 sind über eine erste Entnahmeleitung 46 bzw. eine zweite Entnahmeleitung 47 mit der ersten Arbeitsleitung 9 bzw. der zweiten Arbeitsleitung 10 verbunden. Von der ersten Entnahmeleitung 46 zweigt ein erster Leitungszweig 50 ab, der eine Messfläche an dem Spülventil 45 mit dem Druck der ersten Arbeitsleitung 9 beaufschlagt. Die an der Messfläche durch den ersten Arbeitsdruck erzeugte hydrostatische Kraft wirkt gleichsinnig mit der ersten
Zentrierfeder auf das Spülventil 45 und beaufschlagt dies in Richtung einer ersten Schaltposition.
In der ersten Schaltposition des Spülventils 45 ist die zweite Entnahmeleitung 47 mit der Speisedruckleitung 34 verbunden. Somit ist eine durchströmbare Verbindung von der zweiten Arbeitsleitung 10 in die Speiseeinrichtung 31 hergestellt. Das Spülventil 45 ist in dem dargestellten Ausführungsbeispiel symmetrisch aufgebaut. Dementsprechend ist ein zweiter Leitungszweig 51 vorgesehen, welcher die zweite Entnahmeleitung 47 mit einer weiteren Messfläche des Spülventils 45 verbindet, wobei der dort wirkende zweite Arbeitsdruck das Spülventil 45 gleichsinnig mit der zweiten Zentrierfeder 49 beaufschlagt. Übersteigt die so erzeugte resultierende Kraft die in entgegengesetzter Richtung durch den ersten Arbeitsdruck und die erste Zentrierfeder 48 erzeugte Kraft, so wird das Spülventil 45 in seine zweite Schaltposition gebracht. In der zweiten Schaltposition ist eine durchströmbare Verbindung zwischen der ersten Entnahmeleitung 46 und der Speisedruckleitung 34 hergestellt.
Für die nachfolgenden Ausführungen sei angenommen, dass die erste Kolbenfläche 4 und die zweite Kolbenfläche 5 in einem Verhältnis zueinander stehen, welches geringfügig kleiner als 2 ist. Beispielsweise ist das
Flächenverhältnis der ersten Kolbenfläche 4 zu der zweiten Kolbenfläche 5 1,8 bis 1,9:1. Solche Flächenverhältnisse sind typisch für handelsübliche doppelt wirkende
Hydraulikzylinder, wie sie beispielsweise zum Erzeugen der Stellkraft an einem Ausleger und Stiel eines Baggers verwendet werden.
Wird durch die erste Hydropumpe 11 und die zweite
Hydropumpe 12 Druckmittel in die erste Arbeitsleitung 9 hineingefördert, so ergibt sich unter Lasteinfluss eine Druckdifferenz in der ersten Arbeitsleitung 9 und der zweiten Arbeitsleitung 10. Aufgrund des ersten Arbeitsdrucks, der größer ist als der zweite Arbeitsdruck in der zweiten Arbeitsdruckleitung 10, wird das Spülventil 45 in seine erste Schaltposition gebracht. In der ersten Schaltposition ist in bereits beschriebener Weise die zweite Arbeitsleitung 10 mit der Speisedruckleitung 34 verbunden. Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel wird in die erste Arbeitskammer 7 ein erster Volumenstrom V7 erzeugt. Aus der zweiten Arbeitskammer 8 strömt gleichzeitig ein Volumenstrom der Größe V8 aus. Die Volumenströme stehen im Verhältnis — =1,8 zueinander. 8
Da die beiden durch die erste Hydropumpe 11 und die zweite Hydropumpe 12 erzeugten Teilvolumenströme gleich groß sind, wird durch die erste und die zweite Hydropumpe 11, 12 lediglich ein Teilvolumenstrom der Größe 0,9-Vs angesaugt. Dies ergibt einen förderseitigen
Gesamtvolumenstrom von 2-0, 9V8=I, 8V8, der in die erste Arbeitskammer 7 gefördert wird. Da jedoch durch das Spülventil 45 die zweite Arbeitsleitung 10 mit der Speisedruckleitung 34 verbunden ist, kann der aufgrund der Ölmengenbilanz erforderliche Differenzvolumenstorm (0,1-V8) in die Speiseeinrichtung 31 abgeführt werden. Die Speiseeinrichtung 31 kann in nicht dargestellter Weise mit dem Tankvolumen 18 verbunden sein, das allgemein als Druckmittelreservoir dient. Hierzu ist die erste
Verbindungsleitung 28 über eine Ausgleichsleitung 52 mit der Saugleitung 17 verbunden. In der Ausgleichsleitung 52 ist ein Rückschlagventil 53 angeordnet, welches in Richtung auf die Saugleitung 17 hin öffnet.
Das Verhältnis des Gesamtfördervolumens der Hydropumpen 11, 12 zu dem Fördervolumen der zweiten Hydropumpe 12 weicht von dem Flächenverhältnis der ersten Kolbenfläche 4 zu der zweiten Kolbenfläche 5 ab. Der daraus resultierende Differenzvolumenstrom wird über das Entnahmeventil, welches in dem dargestellten Ausführungsbeispiel als Spülventil 45 ausgebildet ist, abgeführt. Bei einer Förderung in umgekehrter Richtung ergibt sich dagegen, dass das aus der ersten Arbeitskammer 7 durch die erste Hydropumpe 11 und die zweite Hydropumpe 12 angesaugte Druckmittelvolumen im Verhältnis zu dem in die zweite Arbeitskammer 8 strömenden Volumenstrom zu klein ist. In diesem Fall wird durch die Speisepumpe 32 und das sich dann öffnende erste Rückschlagventil 39 Druckmittel auf der momentanen Saugseite der ersten Hydropumpe 11 und der zweiten Hydropumpe 12 zugeführt.
Ein Spülventil ist allgemein in einem geschlossenen hydraulischen Kreislauf vorgesehen, um gezielt Druckmittel aus dem Kreislauf zu entnehmen. Dieses entnommene
Druckmittel wird durch durch die Speiseeinrichtung 31 zugeführtes Druckmittel ersetzt. Das entnommene Druckmittel wird gekühlt, bevor es wieder dem Kreislauf zugeführt wird. Durch das Spülventil 45 wird die den niedrigeren Druck führende Arbeitsleitung 9 oder 10 mit der Speiseeinrichtung 31 verbunden. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Spülventil 45 ein hydraulisch betätigtes 3/3-Wegeventil. Die Verwendung eines Spülventils 45 als Entnahmeventil ermöglicht den Anschluss eines beliebigen Hydraulikzylinders 2. Insbesondere ist es wegen der Symmetrie des Spülventils 45 möglich, die Hydropumpeneinheit 30 mit einem beliebigen
Hydraulikzylinder 2 zu betreiben. So kann auch die erste Kolbenfläche 4 im Verhältnis von z. B. 2,2:1 zur zweiten Kolbenfäche 5 stehen. In diesem Fall kehrt sich die Entnahme bzw. das Zuführen von Druckmittel bei Betätigung des hydrostatischen Antriebs 1 um. Wird dann durch die erste Hydropumpe 11 und die zweite Hydropumpe 12 Druckmittel in die erste Arbeitskammer 7 hineingefördert, so wird durch die Speisepumpe 32 bei einem Flächenverhältnis von 2,2:1 eine Druckmittelmenge zusätzlich in die zweite Arbeitsleitung 10 hineingefördert. Bei umgekehrter Förderrichtung wird dagegen durch das Spülventil 45 aus der ersten Arbeitsdruckleitung 9 Druckmittel in die Speiseeinrichtung 31 und letztlich in das Tankvolumen 18 abgeführt. Durch die Verwendung des Spülventils 45 mit seiner symmetrischen Anbindung an die erste Arbeitsleitung 9 und die zweite Arbeitsleitung 10 kann somit eine einheitliche Hydropumpeneinheit 30 verwendet werden, an die beliebige Hydraulikzylinder 2 anschließbar sind.
In der Fig. 2 ist ein zweites Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen hydrostatischen Antriebs 1' dargestellt. Die mit den Elementen des ersten Ausführungsbeispiels übereinstimmenden Bauteile sind mit denselben Bezugszeichen versehen, so dass auf eine erneute detaillierte Beschreibung verzichtet werden kann. Im Unterschied zu dem ersten Ausführungsbeispiel der Fig. 1 ist in der ersten Arbeitsleitung 9 und in der zweiten Arbeitsleitung 10 jeweils ein Lasthalteventil 55, 56 vorgesehen. Das erste Lasthalteventil 55 ist in der ersten Arbeitsleitung 9 angeordnet. Entsprechend ist in der zweiten Arbeitsleitung 10 das zweite Lasthalteventil 56 angeordnet. Die beiden Lasthalteventile 55, 56 sind von identischer Bauweise. Das erste Lasthalteventil 55 wird durch eine erste Vorspannfeder 57 in seiner Ausgangsposition gehalten. In der Ausgangsposition des ersten Lasthalteventils 55 ist eine in eine Richtung durchströmbare Verbindung der ersten Arbeitsleitung 9 erzeugt. Dies wird durch eine Rückschlagventilfunktion des ersten Lasthalteventils 55 in seiner Ausgangsposition erreicht. Wird dagegen das erste Lasthalteventil 55 in seine zweite Schaltposition gebracht, so ist eine durchstörmbare Verbindung in der entgegengesetzten Richtung möglich.
Das Rückschlagventil in der Ausgangsposition des ersten Lasthalteventils 55 öffnet in Richtung auf die erste Arbeitskammer 7 hin und sperrt bei einem aus der ersten Arbeitkammer 7 herausgerichteten Volumenstrom. Das erste Lasthalteventil 55 ist ebenso wie das zweite Lasthalteventil 56 druckkompensiert, um ein Verstellen der Lasthalteventile 55, 56 entgegen der Kraft der ersten bzw. zweiten Vorspannfeder 57, 58 zu ermöglichen. Hierzu wirkt jeweils der auf Seiten der ersten Arbeitskammer 7 bzw. der zweiten Arbeitskammer 8 herrschende Arbeitsdruck sowohl gleichsinnig mit der ersten bzw. zweiten Vorspannfeder 57, 58 als auch in entgegensetzter Richtung auf das erste bzw. zweite Lasthalteventil 55, 56. Die in entgegengesetzter Richtung druckbeaufschlagten Flächen des ersten
Lasthalteventils 55 bzw. des zweiten Lasthalteventils 56 unterscheiden sich jedoch, so dass ein leichtes Verstellen der Lasthalteventile 55, 56 in ihre jeweils zweite Schaltposition möglich ist. Zum Zuführen der Arbeitsdrücke der ersten Arbeitsleitung 9 sind erste
Kompensationsleitungen 59', 59'' vorgesehen. Dementsprechend sind zweite Kompensationsleitungen 60' , 60'' an dem zweiten Lasthalteventil 56 vorgesehen.
Um das erste Lasthaltenventil 55 aus seiner
Ausgangsposition entgegen der Kraft der ersten Vorspannfeder 57 in seine zweite Schaltposition zu bringen, ist eine erste Steuerleitung 61 vorgesehen. Die erste Steuerleitung 61 verbindet das erste Lasthalteventil 55 mit der ersten Stelldruckleitung 26. In gleicher Weise ist die zweite Stelldruckleitung 27 über eine zweite Steuerleitung 62 mit dem zweiten Lasthalteventil 56 verbunden.
In dem dargestellten Ausführungsbeispiel werden die beiden Lasthalteventile 55, 56 hydraulisch betätigt. Es ist jedoch in einer alternativen Ausführungsform auch möglich, die Lasthalteventile elektrisch anzusteuern. Die Ansteuerung mit einem entsprechenden Steuersignal erfolgt dann entsprechend der Ansteuerung des Stelldruckregelventils 25.
Während in dem ersten Ausführungsbeispiel der Fig. 1 die erste Entnahmeleitung 46 und die zweite Entnahmeleitung 47 mit der ersten Arbeitsleitung 9 bzw. der zweiten Arbeitsleitung 10 bezüglich des ersten Druckbegrenzungsventils 43 und des zweiten Druckbegrenzungsventils 44 auf der zu dem Hydraulikzylinder 2 hin orientierten Abschnitt verbunden sind, ist die Anordnung in dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2 vertauscht. Ausgehend von dem Hydraulikzylinder 2 ist mit der ersten Arbeitsleitung 9 nacheinander die zweite Verbindungsleitung 41, die erste Entnahmeleitung 46 und die erste Speiseleitung 37 verbunden. Das erste Lasthalteventil 55 ist dabei zwischen den Verbindungsstellen der ersten Entnahmeleitung 46 und der zweiten Verbindungsleitung 41 angeordnet. Die Anordnung bezüglich der zweiten Arbeitsleitung 10 ist dementsprechend.
Der veränderten Anordnung wird auch dadurch Rechnung getragen, dass die zweite und dritte Verbindungsleitung 41, 42 über einen Speisedruckleitungsabschnitt 34' und die erste Verbindungsleitung 28 mit der Speisedruckleitung 34 verbunden sind.
Durch das Vorsehen des ersten Lasthalteventils 55 und des zweiten Lasthalteventils 56 in der ersten Arbeitsleitung 9 bzw. der zweiten Arbeitsleitung 10 ist es möglich, in einer beliebigen Position den Arbeitskolben 3 hydraulisch einzuspannen und somit eine ungewollte Bewegung zu verhindern. In den Ausgangsstellungen des ersten Lasthalteventils 55 und des zweiten Lasthalteventils 56 ist ein Entweichen von Druckmittel aus der ersten Arbeitskämmer 7 bzw. der zweiten Arbeitskammer 8 aufgrund des in dem Lasthalteventil 55, 56 angeordneten Rückschlagventils nicht möglich. Sobald der Stellkolben 22 in seine Ausgangsposition zurückkehrt und die
Stelldruckkammern 23, 24 entspannt sind, liegt über die erste Steuerleitung 61 und die zweite Steuerleitung 62 kein ausreichender Steuerdruck an dem ersten Lasthalteventil 55 und dem zweiten Lasthalteventil 56 an, um das jeweilige Lasthalteventil 55 bzw. 56 in seine geöffnete Position zu bringen. Wird dagegen eine Stelldruckkammer der Verstellvorrichtung 20 mit einem Stelldruck beaufschlagt, so wird bei Beaufschlagen der ersten Stelldruckkammer 23 über die erste Steuerleitung 61 das erste Lasthalteventil 55 in seine zweite
Schaltposition gebracht und ein Abströmen von Druckmittel aus der ersten Arbeitskammer 7 ist möglich. Wird die Verstellvorrichtung 20 in entgegengesetzter Richtung zum Erzeugen einer umgekehrten Förderrichtung beaufschlagt, so geht das erste Lasthalteventil 55 wieder in seine Ausgangsposition aufgrund der Kraft der ersten Vorspannfeder 57 zurück. Gleichzeitig öffnet das zweite Lasthalteventil 56 und gibt einen Strömungsweg zum Abströmen von Druckmittel aus der zweiten Arbeitskammer 8 in die zweite Arbeitsleitung 10 frei.
Bei rein einseitigen Anwendungen, beispielsweise dem hydraulischen Heben von Lasten, bei dem in stationärem Zustand ein Abströmen nur aus einer der beiden Arbeitskammern 7, 8 zu erwarten ist, ist es auch möglich, lediglich ein Lasthalteventil 55 oder 56 in der entsprechenden Arbeitsleitung 9, 10 vorzusehen. Ausgehend von dem zweiten Ausführungsbeispiel der Fig. 2 ist das Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 dahingehend erweitert, dass die Saugleitung 17 der ersten Hydropumpe 11 mit einem Hydrospeicher 63 als Druckmittelreservoir verbunden ist. In der Saugleitung 17 ist zwischen dem
Hydrospeicher 63 und der ersten Hydropumpe 11 vorzugsweise ein Sperrventil 64 angeordnet. Das Sperrventil 64 ist wiederum druckkompensiert über dritte Kompensationsleitungen 65' , 65' ' . Die Ansteuerung des Sperrventils 64 erfolgt über eine dritte Steuerleitung 66, welche von der zweiten Steuerleitung 62 abzweigt. Das Sperrventil 64 wird so bei einer Förderung von Druckmittel in Richtung der ersten Arbeitskammer 7 in seine geöffnete Position gebracht. In einer alternativen Ausführungsform kann das Sperrventil 64 wie schon die beiden
Lasthalteventile 55, 56 ebenfalls elektrisch angesteuert werden.
Die Verwendung eines Hydrospeichers 63, welcher beispielsweise als Hydromembranspeicher ausgeführt ist, hat den Vorteil, dass bei einer Förderung von Druckmittel aus der ersten Arbeitskammer 7 heraus in Richtung auf die zweite Arbeitskammer 8 zu nicht nur durch die zweite Hydropumpe 12 gegen einen Gegendruck gearbeitet werden muss, sondern aufgrund des Hydrospeichers 63 auch durch die erste Hydropumpe 11 entgegen eines Drucks gefördert werden muss. Dies verbessert die Gleichmäßigkeit der Belastung für die erste Hydropumpe 11 und die zweite Hydropumpe 12. Zudem ist bei der Entnahme von Druckmittel aus der ersten Arbeitskammer 7 die Möglichkeit gegeben, einen Teil der frei werdenden Energie, beispielsweise beim Senken einer Last in Form von Druckenergie in dem ersten Hydrospeicher 63 zu speichern. Bei einer Umkehrung der Förderrichtung wird diese Druckenergie frei, so dass lediglich eine verringerte Druckdifferenz durch die erste Hydropumpe 11 erzeugt werden muss.
Ausgehend von dem Ausführungsbeispiel der Fig. 3 ist in der Fig. 4 ein zweiter Hydrospeicher 67 vorgesehen. Mit dem zweiten Hydrospeicher 64 ist die erste Verbindungsleitung 28 verbunden. Der zweite Druckspeicher 67 dient dazu, Druckschwankungen in der Speiseeinrichtung 31 zu verringern. Solche Druckschwankungen können insbesondere bei niedrigen Drehzahlen der Antriebsmaschine auftreten, da die von der Speisepumpe 32 geförderte Druckmittelmenge unmittelbar mit der Drehzahl der Antriebsmaschine zusammenhängt.
Die Erfindung ist nicht auf die dargestellten Ausführungsbeispiele beschränkt. Vielmehr sind vorteilhafte Kombinationen einzelner in den unterschiedlichen Ausführungsbeispielen gezeigter Merkmale möglich.

Claims

Ansprüche
1. Hydrostatischer Antrieb mit einer ersten Hydropumpe (11) und mit einer zweiten Hydropumpe (12) und mit einem doppelt wirkenden Hydraulikzylinder (2) mit einem Arbeitskolben (3), der eine erste Arbeitskammer (7) mit einer ersten Kolbenfläche (4) eines Arbeitskolbens (3) und eine zweite Arbeitskammer (8) mit einer zweiten Kolbenfläche (5) begrenzt, wobei die erste und die zweite Hydropumpe (11, 12) mit ihrem jeweils ersten Anschluss (13, 14) mit der ersten Arbeitskammer (7) verbunden sind, die erste Hydropumpe (11) mit ihrem zweiten Anschluss (15) mit einem Druckmittelreservoir (18, 63) und die zweite Hydropumpe (12) mit ihrem zweiten Anschluss (16) mit der zweiten Arbeitskammer (8) verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Antrieb ein Entnahmeventil (45) zur Entnahme von Druckmittel bei einer ersten Förderrichtung der Hydropumpen (11, 12) umfasst.
2. Hydrostatischer Antrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis der ersten Kolbenfläche (4) zur zweiten Kolbenfläche (5) sich vom Verhältnis der Summe der Fördervolumina der beiden Hydropumpen (11, 12) zum zweiten Fördervolumen unterscheidet.
3. Hydrostatischer Antrieb nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Anschluss (15) der ersten Hydropumpe (11) mit einem Druckmittelreservoir (18, 63) verbunden ist und durch das Entnahmeventil (45) die erste Arbeitskammer (7) oder die zweite Arbeitskammer (8) mit dem Druckmittelreservoir (18, 63) verbindbar ist.
4. Hydrostatischer Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Entnahmeventil ein Spülventil (45) ist, das in Abhängigkeit von einem in der ersten und der zweiten Arbeitskämmer (7, 8) herrschenden Arbeitsdruck die erste oder die zweite Arbeitsdkammer (7, 8) mit dem Druckmittelreservoir (18, 63) verbindet.
5. Hydrostatischer Antrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Spülventil (45) die erste oder die zweite Arbeitskammer (7, 8) über eine Speiseeinrichtung (31) mit dem Druckmittelreservoir (18, 63) verbindet.
6. Hydrostatischer Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis
5, dadurch gekennzeichnet, dass zum Volumenstromausgleich bei umgekehrter Förderrichtung der ersten und der zweiten Hydropumpe (11, 12) eine Speisepumpe (32) vorgesehen ist.
7. Hydrostatischer Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis
6, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und die zweite Hydropumpe (11, 12) gemeinsam in ihrem Fördervolumen einstellbar sind.
8. Hydrostatischer Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und die zweite Hydropumpe (11, 12) gemeinsam eine Hydropumpeneinheit (30) bilden.
9. Hydrostatischer Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Entnahmeventil (45) über eine erste
Arbeitsleitung (9) mit der ersten Arbeitskammer (7) und/oder über eine zweite Arbeitsleitung (10) mit der zweiten Arbeitskammer (8) verbunden ist und dass in zumindest der ersten oder der zweiten Arbeitsleitung (9, 10) ein Lasthalteventil (55, 56) vorgesehen ist.
10. Hydrostatischer Antrieb nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und die zweite Hydropumpe (11, 12) durch eine mit zumindest einem ersten Stelldruck beaufschlagbare Verstellvorrichtung (20) in ihrem Fördervolumen veränderbar sind und dass das zumindest eine
Lasthalteventil (55, 56) mit dem zumindest einen Stelldruck in Öffnungsrichtung beaufschlagbar ist.
11. Hydrostatischer Antrieb nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass das zumindest eine Lasthalteventil (55, 56) druckkompensiert ist.
12. Hydrostatischer Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckmittelreservoir (18, 63) ein Hydrospeicher (63) ist.
13. Hydrostatischer Antrieb nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Hydrospeicher (63) und der ersten Hydropumpe (11) ein Sperrventil (64) angeordnet ist, das durch einen Stelldruck einer Verstellvorrichtung (20) beaufschlagbar ist.
14. Hydrostatischer Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis
13, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest das Entnahmeventil (45) und/oder das zumindest eine Lasthalteventil (55, 56) und/oder das Sperrventil (64) in einer die erste und die zweite Hydropumpe (11, 12) umfassenden Hydropumpeneinheit (30) angeordnet sind.
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