EP2344700A1 - Vorrichtung zum ausgleich hydraulischer wirkdrücke - Google Patents

Vorrichtung zum ausgleich hydraulischer wirkdrücke

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EP2344700A1
EP2344700A1 EP09737365A EP09737365A EP2344700A1 EP 2344700 A1 EP2344700 A1 EP 2344700A1 EP 09737365 A EP09737365 A EP 09737365A EP 09737365 A EP09737365 A EP 09737365A EP 2344700 A1 EP2344700 A1 EP 2344700A1
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EP
European Patent Office
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pressure
hydraulic
valve
control
control valve
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EP09737365A
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Rüdiger HONSBEIN
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Hydac System GmbH
Original Assignee
Hydac System GmbH
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Publication date
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Publication of EP2344700B1 publication Critical patent/EP2344700B1/de
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    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B1/00—Installations or systems with accumulators; Supply reservoir or sump assemblies
    • F15B1/02—Installations or systems with accumulators
    • F15B1/021—Installations or systems with accumulators used for damping
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2203—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function
    • E02F9/2207—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function for reducing or compensating oscillations
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
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    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/625—Accumulators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/86—Control during or prevention of abnormal conditions
    • F15B2211/8616—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being noise or vibration

Definitions

  • the invention relates to a device for compensating hydraulic effective pressures in a hydraulic accumulator and a Hydroaktuator a hydraulic system.
  • hydraulic accumulator as hydraulically coupled to the actuator spring or damper element.
  • an unsprung, rigid operative connection between the actuator and the equipment operated by this is required, for example, if it is a hydraulically operated boom, which is to form a rigid support element, or a working device, the vibration-free controlled in use shall be.
  • the connection between the relevant actuator and the hydraulic accumulator must be blocked.
  • the differential pressure in the hydroactuator changes according to the working load to be provided by it. If now the system is transferred from the state of the locked suspension back into the state with a switched on hydraulic accumulator, a difference of the differential pressure between hydraulic accumulator and actuator leads to An uncontrolled movement on the actuator, which represents a threat to the system and a security risk for system operators.
  • the object of the invention is to provide a device which prevents such a security risk.
  • this object is achieved by a pressure compensation device, which has the features of claim 1 in its entirety.
  • the valve arrangement blocking the connection between the hydroactuator and the hydraulic accumulator has an additional control valve device which effects a pressure equalization when a predetermined difference of the effective pressures is exceeded. This avoids the risk of uncontrolled movement when transferring the system from the state of the locked suspension to the state with the suspension released, because the respective effective pressures of the hydraulic accumulator and of the hydroactuator are adapted to each other.
  • valve assembly comprises a directional valve, which establishes a direct fluid connection between the hydraulic actuator and hydraulic accumulator in its release state and interrupts this fluid connection in its blocking state, wherein the control valve device in dependence Transferring the directional control valve is activated in the blocking state and contains a drain valve that is controllable by a predetermined size exceeding difference of the effective pressures in its release state in which a pressure difference reducing drain path to the tank side of the hydraulic system is formed.
  • Hydroaktuator at least one lifting cylinder of a working machine, the lifting force generating piston side and the rod side are connected to a control block of the machine, wherein the piston side of the lift cylinder via the directional control valve with the hydraulic accumulator is connected and the control valve means a connection to the hydraulic accumulator and fluid paths to the piston side and the rod side of the lift cylinder, both of which fluid paths contain check valves that release the fluid path only to the higher effective pressure side leading the lift cylinder.
  • the arrangement can be made such that a discharge valve in the form of a pressure compensator is provided which, in the release state, leads the discharge path leading from the connection to the tank side the hydraulic accumulator ago and released from each shared, leading to the lifting cylinder fluid path forth.
  • the arrangement may be such that the discharge process from the reservoir to the tank side only occurs when the pressure difference is slightly greater than zero. It can be effective on the pressure compensator a the effect of the closing pressure amplifying bias.
  • the pressure compensator on a spool which is loaded for its displacement in the locking position on a piston surface both with the closing pressure from the hydraulic circuit and is loaded with the force of a biasing spring.
  • Fig. 1 is a schematically simplified side view drawn a mobile machine in the form of a wheel loader, provided with a
  • FIG. 2 shows a symbol representation of the circuit of the hydraulic system of the embodiment of the device according to the invention, shown in the operating state with released suspension.
  • FIG. 3 is a representation corresponding to FIG. 2, wherein the operating state is shown with an effective pressure in the hydraulic accumulator, which is smaller than the differential pressure on the piston side of the lifting cylinder;
  • Fig. 4 is a corresponding view, wherein the differential pressure in the memory is greater than on the piston side of the lifting cylinder;
  • 5 shows a corresponding representation in which the differential pressure on the rod side of the lifting cylinder is greater than on the piston side or in the hydraulic accumulator;
  • FIG. 6 shows a functional sketch of a pressure compensator serving as a discharge valve of the exemplary embodiment
  • Fig. 7 is a symbol view of the pressure compensator of Fig. 6 and Fig. 8 is a longitudinal section of a pressure compensator serving as a slide valve, which can be used in a valve block, not shown.
  • Fig. 1 shows a mobile machine in the form of a wheel bearing 1, with the blade 3, a lifting cylinder 5 is coupled.
  • FIGS. 2 to 5 show in a symbol representation the circuit of the hydraulic system in respectively different operating states.
  • Fig. 2 shows the
  • a main assembly of the hydraulic system forming valve assembly 1 1 has inputs 17 and 19, on which the piston side 7 and the rod side 15 of the lifting cylinder 5 are connected.
  • At outputs 21 and 23 of the valve assembly 11 of the hydraulic accumulator 9 and the tank 25 of the hydraulic system are connected.
  • the state of the released suspension is shown.
  • a directional control valve 27 is in its release state due to its mechanical preload 29, the piston side 7 being connected directly to the hydraulic accumulator 9 at the outlet 1 7 and the rod side 15 of the lifting cylinder 5 being connected directly to the tank 25 via the inlet 19 are connected at the output 23.
  • the other hydraulic components are not involved in the operation, ie that the system causes a conventional suspension / damping of the activity of the lifting cylinder 5.
  • suspension is unfavorable or harmful in certain work situations.
  • a blade 3 of a loader 1 When a blade 3 of a loader 1 is actuated, for example, a compression or rebounding with regard to the accuracy of the position adjustment of the blade 3 has an unfavorable effect.
  • the transfer of the system in the state of the locked suspension happens in such a way that by supplying a hydraulic control pressure via a control line 50, the directional control valve 27 is brought against the bias voltage 29 in the blocking state, which will be explained in more detail below.
  • Figs. 3 to 5 illustrate three different modes with each locked suspension.
  • 3 relates to the state in which, due to the operation, a higher effective pressure prevails on the piston side 7 of the lifting cylinder 5 than in the hydraulic accumulator 9.
  • the thicker line shows the fluid connection leading to higher pressure. namely from the input 17 of the valve assembly 1 1 to the blocked directional control valve 27 via a branch line 31 and branched off from the line branch 31 via a dicklinig dashed Sch thoroughly horr- control line 33 to a control terminal 35 of a drain valve 37.
  • This control terminal 35 is referred to here as a second control terminal.
  • a further control connection 47 of the discharge valve 37 which is designated here as the first control connection, is connected via a control valve 49, when it is in its opening state shown in FIG. 3, to the storage line 43 which, in turn, corresponds to one or the other fluid path. of, that is, depending on which of the check valves 41 or 45 is opened, with the input 17 or the input 19 is connected.
  • the control valve 49 In the previously-mentioned state of the released suspension in Fig. 2, the control valve 49 is in its closed state, which is caused by the fact that its actuating magnet 51 is energized, so that the valve 49 is closed against its opening spring 52.
  • the first control connection 47 of the discharge valve 37 and the control line 50 of the directional valve 27 are depressurized by connection to the tank side 25.
  • the bias voltage 29 therefore keeps the directional valve 27 in its open state. If the energization of the actuating magnet 51 is interrupted and the control valve 49 is opened, then the control valve 50, the directional control valve 27 against its bias 29 hydraulically controlled in the locked state and the system goes into the state of the locked suspension, as shown in Fig. 3 to 5 is shown.
  • FIG. 4 shows a state in which, also with locked suspension, the differential pressure in the hydraulic accumulator 9 is higher than that due to operational conditions on the piston side 7 of the lifting cylinder 5 and thus over the piston Input 17 in the valve assembly 11 effective system pressure.
  • the storage line 43 is shown in the upper part with a thick solid line in the figure and with a thick dashed line in its lower half. According to the prevailing in the hydraulic accumulator 9 higher effective pressure than in the lifting cylinder 5, the check valve 41 is closed.
  • the higher effective pressure of the hydraulic accumulator 9 is thus applied to the first control connection 47 of the discharge valve 37 via the non-energized control valve 49 which is opened by the spring tension 52, while the second control connection 35 leads via the line branch 31 to the lower differential pressure of the input 17.
  • the discharge valve 37 has a pressure compensator, which is shown in FIG. 7 in symbol representation and in FIG. 6 in the form of a functional diagram.
  • Fig. 8 shows a longitudinal section of a practical embodiment. As can be seen, it is a slide valve with slide piston 65 axially displaceable in the valve housing 63, shown in the closed position, which is effected by a hydraulic closing pressure acting on the second control connection 35, reinforced by a mechanical biasing force, which is shown in FIGS 7 is designated 67.
  • the discharge valve 37 opens by an opening hydraulic pressure acting on the first control port 47, provided that the opening pressure at the spool 65 causes a higher opening force than the closing pressure prevailing at the control port 35, amplified by the biasing force 67.
  • condition is in that the discharge valve 37 opens to form a discharge path from the inlet port 53 to the outlet port 55 and thus to the tank 25, that for the forces acting on the spool 65, the closing force resulting from the pressure at the second control port 35 plus the mechanical preload 67 results, is less than the opening force, generated by the hydraulic pressure at the first control terminal 47th So:
  • FIG. 8 shows an exemplary embodiment in which two fferenfe- 69 and 71 engage on a two-part spool 65 for generating the biasing force 67, which bias the piston 65 in the figure to the right in the illustrated closed position in which the input port 53rd , which is located at the right in the Fig. Right axial end of the valve body 53, is locked relative to the output terminal 55.
  • the hydraulic pressure of the second control port 35 acts on the left side of the piston 65 in FIG ,
  • Fig. 5 refers to a further state in which at the input 19 of the valve assembly 1 1, the higher effective pressure prevails, compared with the pressure at the input 17 or the pressure in the hydraulic accumulator 9.
  • Such an operating condition results when operating a work machine with the suspension locked, equipment runs onto an obstacle. This may for example be the case when a mobile device, such as a wheel loader 1, runs with its blade 3 on an elevation forming an obstacle, whereby the standing on the blade 3 weight of the wheel loader 1, the piston of the respective lifting cylinder 5 in the rod side 15th shifts, creating an overpressure on the rod side 15.
  • this overpressure is effective, as well as via the open control valve 49 at the first control connection 47 of the discharge valve 37, so that upon fulfillment of the opening condition, i. a higher pressure at the port 53 opposite the control port 35, which is connected via the line branch 31 to the input 17, the discharge valve 37 opens, which in turn the discharge path to the tank 25 is opened, whereby the pressure relief of the storage line 43 takes place.
  • the higher pressure in the control port 47 ensures that the valve 37 is not in the locked position.
  • the actual pressure compensator is formed by the coil spring 69 and by the effective pressure surfaces of the axially displaceable spool 65.
  • the locking piston is designed as a spool is in turn formed by the coil spring 71 and the effective piston surface 81 of said locking piston part ,
  • the piston designated by 65 in FIG. 6 can be made of several parts, as shown in FIG.
  • the multi-part design prevents, when at the port 55, a higher pressure than the pressure of the is formed by the biasing forces of the coil springs 69 and 71 plus the effective pressure force by the pressure at the second control port 35, it comes to an opening of the valve seat 55 and insofar to an unwanted backflow of the fluid into the system. If one would like to dispense with the pertinent check valve function, the indicated slide piston arrangement can also be in one piece (not shown).
  • the construction of the drain valve 37 is not mandatory. Any valve construction whose function corresponds to the above-mentioned opening and closing conditions can be used.
  • the construction of the two-part slide piston 65 shown in FIG. 8 is also not mandatory, in which the piston part located on the right in this figure forms a check valve at the inlet connection 53, which is loaded by the spring with a low closing force designated by 69.
  • the closing spring denoted by 71 forms the main part of the in Fig. 6 and 7 designated at 67 bias, which increases the closing force of the valve.

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Abstract

Vorrichtung zum Ausgleich hydraulischer Wirkdrücke in einem Hydrospeicher (9) und einem Hydroaktuator (5) eines Hydrauliksystems (11, 13), mit einer Ventilanordnung (27) zum Sperren einer Verbindung zwischen Hydroaktuator (5) und Hydrospeicher (9) und mit einer Steuerventileinrichtung (11) die bei Übersteigen einer vorbestimmten Differenz der Wirkdrücke einen Druckausgleich vornimmt.

Description

Vorrichtung zum Ausgleich hydraulischer Wirkdrücke
Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum Ausgleich hydraulischer Wirkdrücke in einem Hydrospeicher und einem Hydroaktuator eines Hydrauliksystems.
In Hydrauliksystemen, bei denen Hydroaktuatoren benutzt werden, beispielsweise für Abstütz- oder Hubsysteme, ist es Stand der Technik, zur Abfederung oder Bewegungsdämpfung von durch den Hydroaktuator bewegten Bauteilen, Hydrospeicher als mit dem Aktuator hydraulisch gekoppeltes Feder- oder Dämpferelement einzusetzen. Bei manchen Arbeitssituationen solcher Systeme ist jedoch eine ungefederte, starre Wirkverbindung zwischen Aktuator und der von diesem betätigten Gerätschaft erforderlich, beispielsweise wenn es sich um einen hydraulisch betätigten Ausleger handelt, der ein starres Abstützelement bilden soll, oder um ein Arbeitsgerät, das beim Einsatz schwingungsfrei gesteuert werden soll. Im Hinblick auf diese Erfordernisse muss die Verbindung zwischen dem betreffenden Aktuator und dem Hydrospeicher gesperrt werden.
Beim Arbeitsbetrieb mit gesperrter Federung ändert sich der Wirkdruck im Hydroaktuator entsprechend der von diesem zu erbringenden Arbeitsleis- tung. Wenn nun das System vom Zustand der gesperrten Federung wieder in den Zustand mit zugeschaltetem Hydrospeicher überführt wird, führt eine Differenz des Wirkdruckes zwischen Hydrospeicher und Aktuator zu einer unkontrollierten Bewegung am Aktuator, was eine Gefährdung des Systems sowie ein Sicherheitsrisiko für Systembediener darstellt.
Im Hinblick hierauf liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Vorrich- tung zur Verfügung zu stellen, die ein derartiges Sicherheitsrisiko verhindert.
Erfindungsgemäß ist diese Aufgabe durch eine Druckausgleichsvorrichtung gelöst, die die Merkmale des Patentanspruches 1 in seiner Gesamtheit auf- weist.
Danach ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass die die Verbindung zwischen Hydroaktuator und Hydrospeicher sperrende Ventilanordnung eine zusätzliche Steuerventileinrichtung aufweist, die bei Übersteigen einer vorbe- stimmten Differenz der Wirkdrücke einen Druckausgleich vornimmt. Dadurch ist die Gefahr einer unkontrollierten Bewegung beim Überführen des Systems aus dem Zustand der gesperrten Federung in den Zustand mit freigegebener Federung vermieden, weil die jeweiligen Wirkdrücke des Hyd- rospeichers und des Hydroaktuators aneinander angepaßt sind.
Wenn im Zustand der gesperrten Federung der im Hydrospeicher wirksame Druck geringer ist als der bei der jeweiligen Arbeitssituation gegebene Wirkdruck im Hydroaktuator, kann ein Druckausgleich in an sich bekannter Weise einfach dadurch stattfinden, dass der Hydroaktuator über ein Rück- schlagventil den Hydrospeicher bis zum Gleichdruck auflädt, wobei das Rückschlagventil bei Druckgleichheit schließt.
Der besondere Vorteil der Erfindung besteht jedoch darin, dass bei im Hydrospeicher herrschendem höheren Druck dieser durch Druckablass zur Tankseite des Hydrauliksystems hin abgebaut wird. Entsprechend besonders vorteilhafter Ausführungsbeispiele ist zu diesem Zweck die Anordnung so getroffen, dass die Ventilanordnung ein Wegeventil aufweist, das in seinem Freigabezustand eine unmittelbare Fluidverbin- dung zwischen Hydroaktuator und Hydrospeicher herstellt und diese Fluid- Verbindung in seinem Sperrzustand unterbricht, wobei die Steuerventileinrichtung in Abhängigkeit vom Überführen des Wegeventils in den Sperrzustand aktivierbar ist und ein Ablassventil enthält, dass durch eine die vorgegebene Größe übersteigende Differenz der Wirkdrücke in seinen Freigabezustand steuerbar ist, in dem ein die Druckdifferenz verringernder Ablass- pfad zur Tankseite des Hydrauliksystems gebildet ist. Dadurch ist sichergestellt, dass das Angleichen der Wirkdrücke nicht nur durch Aufladen des Hydrospeichers erfolgt, sondern ein Aufladen des Hydrospeichers nur bis zu einem Druckniveau erfolgen kann, bei dem die vorgeschriebene Druckdifferenz nicht überschritten ist, weil bei Erreichen dieser Druckdifferenz der Druckausgleich über das Ablassventil zur Tankseite des Systems hin erfolgt.
In einem bevorzugten Anwendungsfall der Erfindung ist als Hydroaktuator mindestens ein Hubzylinder einer Arbeitsmaschine vorgesehen, dessen die Hubkraft erzeugende Kolbenseite und dessen Stangenseite mit einem Steuerblock der Arbeitsmaschine verbunden sind, wobei die Kolbenseite des Hubzylinders über das Wegeventil mit dem Hydrospeicher verbindbar ist und die Steuerventileinrichtung eine Verbindung zum Hydrospeicher sowie Fluidpfade zur Kolbenseite und zur Stangenseite des Hubzylinders aufweist, welch beide Fluidpfade Rückschlagventile enthalten, die den Fluidpfad nur zu der den höheren Wirkdruck führenden Seite des Hubzylinders freigeben.
In besonders vorteilhafter Weise kann die Anordnung so getroffen sein, dass ein Ablassventil in Form einer Druckwaage vorgesehen ist, die im Freigabe- zustand den zur Tankseite führenden Ablasspfad von der Verbindung mit dem Hydrospeicher her und vom jeweils freigegebenen, zum Hubzylinder führenden Fluidpfad her freigibt.
Um eine Geräuschentwicklung oder Beschädigung des Hydrospeichers zu vermeiden, kann die Anordnung so getroffen sein, dass der Ablassvorgang aus dem Speicher zur Tankseite hin nur erfolgt, wenn die Druckdifferenz etwas größer als Null ist. Dabei kann an der Druckwaage eine die Wirkung des Schließdruckes verstärkende Vorspannung wirksam sein.
Bei besonders vorteilhaften Ausführungsbeispielen weist die Druckwaage einen Schieberkolben auf, der für seine Verschiebung in die Sperrstellung an einer Kolbenfläche sowohl mit dem Schließdruck aus dem hydraulischen Arbeitskreis belastbar ist als auch mit der Kraft einer Vorspannfeder belastet ist.
Nachstehend ist die Erfindung anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispieles im Einzelnen erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematisch vereinfacht gezeichnete Seitenansicht einer mobilen Arbeitsmaschine in Form eines Radladers, versehen mit einem
Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Vorrichtung; Fig. 2 eine Symboldarstellung der Schaltung des Hydrauliksystems des Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Vorrichtung, dargestellt im Betriebszustand mit freigegebener Federung; - Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung, wobei der Betriebszustand mit einem Wirkdruck im Hydrospeicher, der kleiner ist als der Wirkdruck auf der Kolbenseite des Hubzylinders, eingezeichnet ist; Fig. 4 eine entsprechende Darstellung, wobei der Wirkdruck im Speicher größer als auf der Kolbenseite des Hubzylinders ist; Fig. 5 eine entsprechende Darstellung, bei der der Wirkdruck auf der Stangenseite des Hubzylinders größer als auf der Kolbenseite oder im Hydrospeicher ist;
Fig. 6 eine Funktionsskizze einer als Ablassventil des Ausführungsbei- spieles dienenden Druckwaage;
Fig. 7 eine Symboldarstellung der Druckwaage von Fig. 6 und Fig. 8 einen Längsschnitt eines als Druckwaage dienenden Schieberventils, das in einen nicht dargestellten Ventilblock einsetzbar ist.
Die Fig. 1 zeigt eine mobile Arbeitsmaschine in Form eines Radlagers 1, mit dessen Schaufel 3 ein Hubzylinder 5 gekoppelt ist. Dieser bildet den Hydroaktuator des hier zu beschreibenden Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Vorrichtung. Demgemäß ist die bei Druckversorgung die Hubkraft für die Schaufel 3 erzeugende Kolbenseite 7 des Hubzylinders 5 über die in Fig. 1 nicht eingezeichneten Hydraulikkomponenten mit einem in Fig. 1 lediglich symbolhaft angedeuteten Hydrospeicher 9 in Verbindung.
Die Fig. 2 bis 5 zeigen in Symboldarstellung die Schaltung des Hydraulik- Systems in jeweils unterschiedlichen Betriebszuständen. Fig. 2 zeigt den
Zustand bei freigegebener Federung. Ein Steuerblock 13 der Arbeitsmaschine (Radlader 1) mit einer Druckversorgungseinrichtung, die nicht dargestellt ist, ist zur gesteuerten Versorgung des Hubzylinders 5 mit dessen Kolbenseite 7 und dessen Stangenseite 15 verbunden. Eine den Hauptteil des Hydrauliksystemes bildende Ventilanordnung 1 1 weist Eingänge 17 und 19 auf, an denen die Kolbenseite 7 bzw. die Stangenseite 15 des Hubzylinders 5 angeschlossen sind. An Ausgängen 21 und 23 der Ventilanordnung 11 sind der Hydrospeicher 9 bzw. der Tank 25 des Hydrauliksystems angeschlossen. Wie erwähnt ist in Fig. 2 der Zustand der freigegebenen Federung dargestellt. Dabei befindet sich ein Wegeventil 27 aufgrund seiner mechanischen Federvorspannung 29 in seinem Freigabezustaπd, wobei die Kolbenseite 7 am Anschluss 1 7 unmittelbar dem Hydrospeicher 9 am Ausgang 21 ver- bunden ist und die Stangenseite 15 des Hubzylinders 5 über den Eingang 19 unmittelbar mit dem Tank 25 am Ausgang 23 verbunden sind. Bei diesem Betriebszustand sind die übrigen hydraulischen Bauelemente am Betriebsablauf nicht beteiligt, d.h. dass das System eine übliche Federung/Dämpfung der Tätigkeit des Hubzylinders 5 bewirkt.
Wie erwähnt, ist in bestimmten Arbeitssituationen eine Federung ungünstig oder schädlich. Bei der Betätigung einer Schaufel 3 eines Laders 1 wirkt sich beispielsweise ein Ein- oder Ausfedern hinsichtlich der Genauigkeit der Lageeinstellung der Schaufel 3 ungünstig aus. Das Überführen des Systems in den Zustand der gesperrten Federung geschieht in der Weise, dass durch Zufuhr eines hydraulischen Steuerdruckes über eine Steuerleitung 50 das Wegeventil 27 gegen die Vorspannung 29 in den Sperrzustand gebracht wird, was unten näher erläutert wird.
Die Fig. 3 bis 5 verdeutlichen drei verschiedene Betriebsarten bei jeweils gesperrter Federung. Dabei bezieht sich die Fig. 3 auf den Zustand, bei dem betriebsbedingt auf der Kolbenseite 7 des Hubzylinders 5 ein höherer Wirkdruck herrscht als im Hydrospeicher 9. Entsprechend sind in Fig. 3 mit dicker gezeichneter Linie die den höheren Druck führenden Fluidverbin- düngen dargestellt, nämlich vom Eingang 17 der Ventilanordnung 1 1 zum gesperrten Wegeventil 27 über einen Leitungszweig 31 sowie vom Leitungszweig 31 abzweigend über eine dicklinig gestrichelte Schließdruck- Steuerleitung 33 zu einem Steueranschluss 35 eines Ablassventils 37. Dieser Steueranschluss 35 ist hier als zweiter Steueranschluss bezeichnet. Ent- sprechend dem im Leitungszweig 31 herrschenden Wirkdruck, der höher ist als derjenige in dem mit dünner Linie eingezeichneten Leitungszweig 39 am Eingang 19 und an der Stangenseite 15 des Hubzylinders 5, ist ein am Leitungszweig 31 angeschlossenes Rückschlagventil 41 geöffnet, so dass über eine Speicherleitung 43 der Speicher 9 am Ausgang 21 auf den Druck der Kolbenseite 7 aufgeladen wird. Bei diesem Zustand ist das zwischen Speicherleitung 43 und Eingang 19 gleichsinnig wie das erstgenannte Rückschlagventil 41 eingeschaltete Rückschlagventil 45 geschlossen. Diese Anordnung der Rückschlagventile 41 und 45 bewirkt, dass von den Eingängen 17 und 19 her jeweils der höhere Wirkdruck über einen jeweiligen FIu- idpfad, der durch Öffnen des einen oder anderen Rückschlagventiles gebil- det ist, im System wirksam wird. Des weiteren ist in der Verbindungsleitung zum Speicher 9 zwischen den beiden Anschlussstellen der Rückschlagventile 41 und 45 ein weiteres Rückschlagventil 46 geschaltet, das zum Speicher 9 gerichtet in seine dahingehende Schließstellung geht.
Ein weiterer Steueranschluss 47 des Ablassventiles 37, der hier als erster Steueranschluss bezeichnet ist, ist über ein Steuerventil 49, wenn dieses in seinem in Fig. 3 gezeigten Öffnungszustand ist, mit der Speicherleitung 43 verbunden, die wiederum, entsprechend des einen oder anderen Fluidpfa- des, also je nachdem welches der Rückschlagventile 41 oder 45 geöffnet ist, mit dem Eingang 17 oder dem Eingang 19 verbunden ist. Bei dem in
Fig. 3 gezeigten Zustand ist dies der über das Rückschlagventil 41 führende Fluidpfad zu dem den höheren Wirkdruck führenden Eingang 17. Der über das geöffnete Steuerventil 49 am ersten Steueranschluss 47 herrschende Druck dient auch als hydraulischer Steuerdruck, der das Wegeventil 27, das durch seine Federspannung 29 in den Öffnungszustand vorgespannt ist, hydraulisch in den in Fig. 3 gezeigten Schließzustand überführt und damit das Gesamtsystem in den Zustand der gesperrten Federung bringt.
Bei dem in Fig. 2 zuvor erwähnten Zustand der freigegebenen Federung befindet sich das Steuerventil 49 in seinem Schließzustand, der dadurch bewirkt ist, dass sein Betätigungsmagnet 51 bestromt ist, so dass das Ventil 49 gegen seine Öffnungsfeder 52 geschlossen wird. Dadurch sind beim Zustand der freigegebenen Federung der erste Steueranschluss 47 des Ablassventils 37 und die Steuerleitung 50 des Wegeventils 27 durch Verbinden mit der Tankseite 25 drucklos. Die Vorspannung 29 hält daher das We- geventil 27 in seinem Öffnungszustand. Wird die Bestromung des Betätigungsmagneten 51 unterbrochen und das Steuerventil 49 geöffnet, dann wird über die Steuerleitung 50 das Wegeventil 27 gegen seine Vorspannung 29 hydraulisch in den Sperrzustand gesteuert und das System geht in den Zustand der gesperrten Federung über, wie er in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist.
Bei dem in Fig. 3 gezeigten Zustand, wo der im Leitungszweig 31 herrschende höhere Wirkdruck über das Rückschlagventil 41 und die Speicherleitung 43 den Hydrospeicher 9 lädt, herrschen am ersten Steueranschluss 47 und am zweiten Steueranschluss 35 des Ablassventils 37 jeweils gleiche Drücke, nämlich über die Steuerleitung 33 vom Eingang 17 her und über das geöffnete Rückschlagventil 41 sowie das geöffnete Steuerventil 49 ebenfalls vom Eingang 17 her. Als Ablassventil 37 ist eine Druckwaage vorgesehen, die sich bei diesem Gleichdruck an den Steueranschlüssen 47 und 35 im Schließzustand befindet. Das Ablassventil 47 bildet in diesem Schließzustand keinen Ablasspfad vom Eingangsanschluss 53 her zu einem Ausgangsanschi uss 55 hin, der über eine Ablassleitung 57 über den Ausgang 23 zum Tank 25 führt. Aus der Speicherleitung 43, die über ein eine Überdrucksicherung bildendes Druckbegrenzungsventil 59 mit dem Ausgang 23 und dem Tank 25 verbunden ist, findet daher kein Ablassvorgang statt. Ein an der Speicherleitung 43 ebenfalls angeschlossenes Ablassventil, das lediglich zu Wartungszwecken manuell geöffnet wird, ist mit 61 bezeichnet.
Die Fig. 4 zeigt demgegenüber einen Zustand, bei dem, ebenfalls mit ge- sperrter Federung, der Wirkdruck im Hydrospeicher 9 höher ist als der betriebsbedingt auf der Kolbenseite 7 des Hubzylinders 5 und damit über den Eingang 17 in der Ventilanordnung 11 wirksame Systemdruck. Um dies in Fig. 4 zu verdeutlichen, ist die Speicherleitung 43 im in der Fig. oberen Teil mit dicker ausgezogener Linie und in ihrem unteren Le/tuπgsterl mit dick gezeichneter gestrichelter Linie dargestellt. Entsprechend dem im Hydro- Speicher 9 herrschenden höheren Wirkdruck als im Hubzylinder 5 ist das Rückschlagventil 41 geschlossen.
Über das nicht bestromte, durch die Federspannung 52 geöffnete Steuerventil 49 liegt somit der höhere Wirkdruck des Hydrospeichers 9 am ersten Steueranschluss 47 des Ablassventils 37 an, während der zweite Steueran- schluss 35 demgegenüber über den Leitungszweig 31 den niedrigeren Wirkdruck des Eingangs 17 führt.
Wie bereits erwähnt, weist das Ablassventil 37 eine Druckwaage auf, die in Fig. 7 in Symboldarstellung und in Fig. 6 in Form einer Funktionsskizze gezeigt ist. Fig. 8 zeigt einen Längsschnitt eines praktischen Ausführungsbeispiels. Wie ersichtlich, handelt es sich um ein Schieberventil mit im Ventilgehäuse 63 axial verschiebbaren Schieberkolben 65, dargestellt in der Schliessstellung, was durch einen am zweiten Steueranschluss 35 wirken- den hydraulischen Schließdruck bewirkt ist, verstärkt durch eine mechanische Vorspannkraft, die in Fig. 6 und 7 mit 67 bezeichnet ist. Das Ablassventil 37 öffnet durch einen am ersten Steueranschluss 47 wirksamen hydraulischen Öffnungsdruck, vorausgesetzt, dass der Öffnungsdruck am Schieberkolben 65 eine höhere Öffnungskraft verursacht als der am Steuer- anschluss 35 herrschende Schließdruck, verstärkt durch die Vorspannkraft 67. Mit anderen Worten gesagt, ist Bedingung dafür, dass das Ablassventil 37 öffnet, um einen Ablasspfad vom Eingangsanschluss 53 zum Ausgangs- anschluss 55 und damit zum Tank 25 zu bilden, dass für die am Schieberkolben 65 wirkenden Kräfte gilt, dass die Schließkraft, die aus dem Druck am zweiten Steueranschluss 35, zuzüglich der mechanischen Vorspannung 67 resultiert, geringer ist als die Öffnungskraft, erzeugt durch den hydraulischen Druck am ersten Steueranschluss 47. Also:
Fvorspa. + FDruck35 < FDruck47
Bei dem Zustand von Fig. 4 wird demgemäß der Druck vom Hydrospeicher 9 soweit abgelassen, bis entsprechend der Auslegung der das Ablassventil 37 bildenden Druckwaage, nämlich der wirksamen Kolbenflächen und der wirksamen Vorspannkraft 67, lediglich noch ein gegebener, gewollter, ge- ringer Drucküberschuss zwischen Speicher 9, und damit dem Eingangsan- schluss 53, gegenüber dem Steueranschluss 35, d. h. dem Hubzylinder 5, verbleibt. Dies bedeutet, dass ein Ablassvorgang nicht zur Absenkung des Druckes im Hydrospeicher 9 auf den Wert Null führen kann.
Bei einem vorteilhaften Ausführungsbeispiel kann hierbei vorgesehen sein, dass als durch die Kolbengeometrie und die Vorspannkraft 67 vorgegebene Öffnungs-Druckdifferenz ein Druckniveau von etwa 8 bar vorhanden ist. Die Fig. 8 zeigt ein Ausführungsbeispiel, bei dem an einem zweiteiligen Schieberkolben 65 zur Erzeugung der Vorspannkraft 67 zwei Schraubenfe- dem 69 und 71 angreifen, die den Kolben 65 in der Fig. nach rechts in die dargestellte Schließposition vorspannen, in der der Eingangsanschluss 53, der sich am in der Fig. rechtseitigen axialen Ende des Schiebergehäuses 53 befindet, gegenüber dem Ausgangsanschluss 55 gesperrt ist. Zusätzlich zur Vorspannkraft 67 wirkt auf der in der Fig. linken Seite des Kolbens 65 der hydraulische Druck des zweiten Steueranschlusses 35. Als Öffnungsdruck zur Verschiebung des Kolbens 65 in der Fig. nach links ist die rechte Kolbenfläche über den ersten Steueranschluss 47 mit dem Öffnungsdruck beaufschlagt.
Um sicherzustellen, dass am Eingangsanschluss 53 anstehender Druck nicht als wirksamer Steuerdruck, der das Verhalten der Druckwaage bestimmt, wirksam wird, ist es wesentlich, dass die in Fig. 6 bei 73 angedeutete Kolbenfläche, an die die Steuerkanten 75 und 77 zwischen den Anschlüssen 53 und 55 angrenzen, wesentlich kleiner ist als die wirksamen Kolbenflächen 79, 79a und 81 an den Druckräumen am Steueranschluss 47 bzw. Steueranschluss 35.
Die Fig. 5 bezieht sich auf einen weiteren Zustand, bei dem am Eingang 19 der Ventilanordnung 1 1 der höhere Wirkdruck herrscht, verglichen mit dem Druck am Eingang 17 oder dem Druck im Hydrospeicher 9. Ein solcher Betriebszustand ergibt sich, wenn bei Betrieb einer Arbeitsmaschine mit gesperrter Federung eine Gerätschaft auf ein Hindernis aufläuft. Dies kann beispielsweise der Fall sein, wenn ein mobiles Gerät, wie ein Radlader 1, mit seiner Schaufel 3 auf ein eine Erhebung bildendes Hindernis aufläuft, wodurch das auf der Schaufel 3 aufstehende Gewicht des Radladers 1 den Kolben des betreffenden Hubzylinders 5 in die Stangenseite 15 verschiebt, wodurch auf der Stangenseite 15 ein Überdruck entsteht. Über den Eingang 19 und das bei diesem Zustand öffnende Rückschlagventil 45 ist dieser Überdruck wirksam, als auch über das geöffnete Steuerventil 49 am ersten Steueranschluss 47 des Ablassventils 37, so dass bei der Erfüllung der Öfi- nungsbedingung, d.h. einem höheren Druck am Anschluss 53 gegenüber dem Steueranschluss 35, der über den Leitungszweig 31 mit dem Eingang 17 verbunden ist, das Ablassventil 37 öffnet, wodurch wiederum der Ablasspfad zum Tank 25 geöffnet wird, wodurch die Druckentlastung der Speicherleitung 43 erfolgt. Der höhere Druck in dem Steueranschluss 47 gewährleistet, dass das Ventil 37 sich nicht in Sperrstellung befindet.
Wie insbesondere die Fig. 6 und 8 zeigen, ist die eigentliche Druckwaage durch die Schraubenfeder 69 gebildet sowie durch die wirksamen Druckflächen des axial verschiebbaren Schieberkolbens 65. Der Sperrkolben als Steuerschieber ausgebildet ist wiederum durch die Schraubenfeder 71 gebildet und die wirksame Kolbenfläche 81 des genannten Sperrkolbenteils. Der mit 65 in Fig. 6 bezeichnete Kolben kann, wie in Fig. 6 abgebildet, mehrteilig ausgeführt werden, um dergestalt ein Rückschlagventil zu bilden, d. h. die mehrteilige Ausführung verhindert, dass, wenn am Anschluss 55 ein höherer Druck, ansteht als derjenige Druck der gebildet ist durch die Vorspannkräfte der Schraubenfedern 69 und 71 zuzüglich der wirksamen Druckkraft durch den Druck am zweiten Steueranschluss 35, es zu einem Öffnen des Ventilsitzes 55 und insoweit zu einem ungewollten Rückströmen des Fluids ins System kommt. Sofern man auf die dahingehende Rückschlagventilfunktion verzichten möchte, kann die aufgezeigte Schieberkol- benanordnung auch einteilig (nicht dargestellt) ausgebildet sein.
Durch die Erfindung ist somit sichergestellt, dass als Sicherheitsfunktion der Druckausgleich bei sämtlichen Betriebsweisen gegeben ist. Es versteht sich, dass die Bauweise des Ablassventils 37, wie sie anhand der Fig. 6 und 8 dargestellt ist, nicht zwingend ist. Jede Ventilkonstruktion, deren Funktion den oben genannten Öffnungs- und Schließbedingungen entspricht, kann benutzt werden. Auch ist die in Fig. 8 gezeigte Bauweise des zweiteilig ausgeführten Schieberkolbens 65 nicht zwingend, bei der das in dieser Figur rechts gelegene Kolbenteil am Eingangsanschluss 53 ein Rückschlag- ventil bildet, das durch die mit 69 bezeichnete Feder mit geringer Schließkraft belastet ist. Bei dieser Bauweise bildet die mit 71 bezeichnete Schließfeder den Hauptteil der in Fig. 6 und 7 mit 67 bezeichneten Vorspannung, die die Schließkraft des Ventils verstärkt.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Vorrichtung zum Ausgleich hydraulischer Wirkdrücke in einem Hydro- speicher (9) und einem Hydroaktuator (5) eines Hydrauliksystems (11 , 13), mit einer Ventilanordnung (27) zum Sperren einer Verbindung zwischen Hydroaktuator (5) und Hydrospeicher (9) und mit einer Steuerventileinrichtung (1 1) die bei Übersteigen einer vorbestimmten Differenz der Wirkdrücke einen Druckausgleich vornimmt.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung ein Wegeventil (27) aufweist, das in seinem Freigabezustand eine unmittelbare Fluidverbindung zwischen Hydroaktuator (5) und Hydrospeicher (9) herstellt und diese Fluidverbindung in seinem Sperrzustand unterbricht, und dass die Steuerventileinrichtung (11) in Abhän- gigkeit vom Überführen des Wegeventils (27) in den Sperrzustand aktivierbar ist und ein Ablassventil (37) enthält, das durch eine die vorgegebene Größe übersteigende Differenz der Wirkdrücke in seinen Freigabezustand steuerbar ist, in dem ein die Druckdifferenz verringernder Ablasspfad (57) zur Tankseite (25) des Hydrauliksystems (1 1, 13) gebildet ist.
3. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass als Hydroaktuator mindestens ein Hubzylinder (5) einer Arbeitsmaschine (1) vorgesehen ist, dessen die Hubkraft erzeu- gende Kolbenseite (7) und dessen Stangenseite (15) mit einem Steuerblock (13) der Arbeitsmaschine (1) verbunden sind, dass die Kolbenseite (7) des Hubzylinders (5) über das Wegeventil (27) mit dem Hydrospeicher (9) verbindbar ist und dass die Steuerventileinrichtung (1 1) eine Verbindung (43) zum Hydrospeicher (9) und Fluidpfade (41 , 45) zur Kolbenseite (7) und zur Stangenseite (15) des Hubzylinders (5) aufweist, welch beide Fluidpfade Rückschlagventile (41, 45) enthalten, die den Pfad nur von den höheren Wirkdruck führenden Leitungen des Hubzylinders (5) freigeben.
4. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch ge- kennzeichnet, dass ein Ablassventil in Form einer Druckwaage (37) vorgesehen ist, die im Freigabezustand den zur Tankseite (25) führenden Ablasspfad (57) von der Verbindung (43) mit dem Hydrospeicher (9) her und vom jeweils freigegebenen zum Hubzylinder (5) führenden FIu- idpfad (41 , 45) her freigibt.
5. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckwaage (37) einen mit dem Hydrospeicher (9) verbundenen Eingangsanschluss (53), einen mit dem Tank (25) verbundenen Ausgangsanschluss (55), einen ersten Steueranschluss (47) für die Zufuhr eines Entsperrdruckes und einen zweiten Steueranschluss
(35) für die Zufuhr eines Schließdruckes aufweist.
6. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Steueranschluss (35) mit der Kolbenseite (7) des Hubzylinders (5) verbunden ist.
7. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an der Druckwaage (37) eine die Wirkung des Schließdruckes am zweiten Steueranschluss (35) verstärkende Vorspan- nung (67) wirksam ist.
8. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckwaage (37) einen Schieberkolben (65) aufweist, der für seine Verschiebung in die Sperrstellung an einer KoI- benfläche (81) sowohl mit dem am zweiten Steueranschluss (35) anstehenden Schließdruck belastbar ist als auch mit der Kraft einer Vorspann- feder (69, 71) belastet ist, und dass die andere Kolbenfläche (79a) mit dem am ersten Steueranschluss (47) anstehenden Entsperrdruck belastbar ist.
9. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die an den zweiten Steueranschluss (35) angrenzende wirksame Kolbenfläche (81 ) des Schieberkolbens (65) größer als die wirksame Kolbenfläche (79) ist, die an den ersten Steueranschluss (47) angrenzt.
10. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Eingangsanschluss (53) der Druckwaage (37) an dem der Vorspannfeder (69, 71) entgegengesetzten Ende des Schieberkolbens (65) durch die axiale, endseitige Öffnung des Schiebergehäuses (63) gebildet ist und dass je eine Steuerkante (77, 75) am zugeordneten
Endbereich des Schieberkolbens (65) und am Schiebergehäuse (63) zwischen dessen endseitiger Öffnung und dem im Gehäuse (63) axial nach innen versetzten ersten Steueranschluss (47) vorgesehen ist.
1 1.Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Wegeventil (27) mechanisch in den Freigabezustand vorgespannt und hydraulisch in den Sperrzustand steuerbar ist.
12. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch ge- kennzeichnet, dass ein Steuerventil (49) im Öffnungszustand den den höheren Wirkdruck führenden Fluidpfad (41 , 45) der Steuerventileinrichtung (1 1 ) mit dem ersten Steueranschluss (47) der Druckwaage (37) verbindet und dem Wegeventil (27) den es sperrenden hydraulischen Druck liefert.
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