EP3385215B9 - Hydraulischer hubantrieb einer mobilen arbeitsmaschine, insbesondere eines flurförderzeugs - Google Patents

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EP3385215B9
EP3385215B9 EP18164844.5A EP18164844A EP3385215B9 EP 3385215 B9 EP3385215 B9 EP 3385215B9 EP 18164844 A EP18164844 A EP 18164844A EP 3385215 B9 EP3385215 B9 EP 3385215B9
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EP
European Patent Office
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load
discharge pressure
pressure
lifting
control
Prior art date
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EP18164844.5A
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EP3385215A1 (de
EP3385215B1 (de
Inventor
Sebastian Schauer
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STILL GmbH
Original Assignee
STILL GmbH
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66F—HOISTING, LIFTING, HAULING OR PUSHING, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR, e.g. DEVICES WHICH APPLY A LIFTING OR PUSHING FORCE DIRECTLY TO THE SURFACE OF A LOAD
    • B66F9/00—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes
    • B66F9/06—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes movable, with their loads, on wheels or the like, e.g. fork-lift trucks
    • B66F9/075—Constructional features or details
    • B66F9/20—Means for actuating or controlling masts, platforms, or forks
    • B66F9/22—Hydraulic devices or systems

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic lifting drive of a mobile machine, in particular a truck, for lifting and lowering a lifting carriage, wherein the lifting drive has a lifting cylinder and a control valve for controlling the lowering operation of the lifting drive, wherein in a guided from the lifting cylinder to a container sink branch a discharge pressure balance is arranged, which is acted upon by a spring device in the direction of a flow position and by the pressure applied in a signal path of the discharge pressure compensator upstream of the control valve pressure in the direction of a blocking position.
  • Such hydraulic lifting drives are used in mobile machines, such as industrial trucks, for lifting and lowering a lifting carriage, to which a load-handling device is attached, for example a load fork, with a load located thereon.
  • a load-handling device for example a load fork, with a load located thereon.
  • a lowering branch guided by a lifting cylinder to a container is provided, in which a control valve controlling the lowering operation of the lifting carriage is arranged.
  • the maximum lowering speed of the lifting carriage with nominal load is limited by standards to the value of 0.6 m / s.
  • a lowering brake valve outside of a control way valve block in which the control valve for controlling the lowering operation of the lifting drive is arranged.
  • Such a lowering brake valve has a mechanical limitation of the outflow volume flow in order to maintain the maximum lowering speed.
  • such arranged outside of the control-way valve block lowering brake valve leads to an increased number of components of the linear actuator, an increased space requirement and requires additional piping or tubing, which increases the assembly costs and the risk of leakage is increased.
  • At one outside the control way valve block arranged lowering brake valve is also to ensure that the spring preload, which limits the drain volume flow and thus the sink speed, is secured against loosening, thereby increasing the manufacturing cost and process reliability is critical.
  • Senkbremsventile have a high flow resistance.
  • control directional control valve block in which the control valve for controlling the lowering operation of the lifting drive, in the lowering branch a discharge pressure compensator.
  • the discharge pressure balance arranged in the lowering branch regulates the lowering speed of the lifting drive via the outflow volume flow.
  • the installation of the pressure compensator in the control directional control valve block results in no additional space for the pressure compensator and it eliminates an additional piping or tubing, which reduces the installation effort and there is no risk of additional leakage points.
  • the discharge pressure balance usually has a full load independence from the load on the lifting carriage.
  • Such a discharge pressure balance can be arranged in the lowering arm upstream of the control valve and thus upstream of the control valve or arranged downstream of the control valve and thus be connected downstream of the control valve.
  • the usually designed as a slide valve with a spool control valve for controlling the lowering operation of the lifting carriage forms in such a lifting drive in dependence on the operation and deflection of the control valve variable orifice.
  • a discharge pressure compensator arranged upstream of the control valve and thus arranged upstream of the control valve is acted upon by a spring device in the direction of a flow position and by the pressure prevailing in the signal path of the discharge pressure balance upstream of the control valve and thus the load pressure of the lifting drive in the direction of a blocking position.
  • the signal path of the discharge pressure balance is connected to the lowering branch between the discharge pressure balance and the control valve and thus upstream of the measuring diaphragm formed by the control valve.
  • the load pressure of the lifting drive relaxes so far that a predetermined dynamic pressure is applied to the measuring diaphragm formed by the control valve and thus achieves a lowering speed independent of the applied load pressure by the deflection of the control valve and thus the opening cross section of the metering orifice becomes.
  • a downstream of the control valve and thus arranged downstream of the control valve discharge pressure compensator is acted upon by a spring means and the pending between the control valve and the discharge pressure scale pressure in the direction of a flow position and the upstream of the control valve load pressure of the linear actuator in the direction of a blocking position.
  • the maximum outflow volume flow flowing out in the sink branch is limited to the maximum load case of the linear actuator.
  • the maximum load case is the load case with nominal load on the lifting slide with maximum (lowest) viscosity of the pressure medium. The lift tends to oscillate during sink operation and the first overshoot should be below the cut-off point for triggering a down line branch line breaker provided on the lift cylinder.
  • the resulting flow rate flow at part load on the lifting or zero load on the lifting (empty lifting carriage without load) is determined by this and leads in a discharge pressure balance with additional bypass line and bypass diaphragm to a lower or maximum same lowering speed at partial load or no load as at rated load.
  • An operator of the truck noticed the variable sink behavior in the various load cases.
  • the handling line of the truck varies depending on the load and the load on the lifting carriage.
  • the drainage volume flow in the sink branch is heavily dependent on the viscosity of the pressure medium and decreases drastically with decreasing pressure medium temperature and thus increasing viscosity.
  • the handling of the truck thus continues to vary depending on the temperature and thus viscosity of the pressure medium.
  • the present invention has for its object to provide a linear actuator of the type mentioned, which avoids the disadvantages mentioned above.
  • the discharge pressure compensator is provided with a control range of the discharge pressure compensating control device with which the control range of the discharge pressure compensator in response to the load located on the lifting and / or in dependence on the viscosity of the pressure means of the lifting drive is variable ,
  • the handling capacity of the truck can be increased.
  • the control device is designed according to an advantageous embodiment of the invention such that starting from zero load up to a limit load on the lifting the discharge pressure balance has a large control range and starting from the limit load to the rated load on the lifting the discharge pressure compensator has a reduced control range.
  • zero load or partial load this can be achieved with the drain pressure scale maximizing the sink speed.
  • limit load this achieves the result that the discharge pressure compensator allows a standard-filling outflow volume flow to flow out to the container in order to comply with the maximum sink rate of 0.6 m / s prescribed by standards and not to exceed it.
  • the control device is designed according to an advantageous embodiment of the invention such that at high viscosity of the pressure medium, the discharge pressure compensator has a large control range and at low viscosity of the pressure medium, the discharge pressure compensator has a reduced control range. This makes it possible to increase the lowering speed at cold temperatures of the pressure medium and thus high viscosity of the pressure medium in order to accelerate the lowering process of the lifting carriage.
  • the control device comprises a discharge pressure in the direction of the locking position acting spring device whose spring bias is variable in dependence on the load on the lifting and / or in dependence on the viscosity of the pressure medium.
  • the spring device advantageously has a low spring preload, starting from zero load up to a limit load on the lifting carriage, and from the limit load to the rated load on the lifting carriage an increased spring preload.
  • the spring device advantageously has a low spring preload at high viscosity of the pressure medium and increased spring preload at low viscosity of the pressure medium. This achieves a simple way that the discharge pressure balance has a large control range at high viscosity of the pressure medium and at low viscosity of the pressure medium has a reduced control range.
  • a switching valve which has a blocking position and a Has flow position.
  • the switching valve is for this purpose advantageously controlled such that, starting from zero load up to a limit load on the lifting the switching valve is acted upon in the blocking position and from the limit load to the rated load on the lifting the switching valve is acted upon in the flow position.
  • the switching valve is for this purpose advantageously controlled such that at high viscosity of the pressure medium, the switching valve is acted upon in the blocking position and at low viscosity of the pressure medium, the switching valve is acted upon in the flow position.
  • control pressure is formed by the upcoming in the lifting cylinder load pressure.
  • the switching valve is electrically operable according to an advantageous embodiment of the invention and is connected to the operation with an electronic control device, wherein the electronic control device for detecting the load located on the lifting with a load pressure in the lifting cylinder detecting pressure sensor and / or for detecting the viscosity of Pressure medium is in communication with a temperature sensor of the pressure detecting temperature sensor.
  • the switching valve can be controlled in a simple manner as a function of the load on the lifting carriage and / or the viscosity of the pressure medium.
  • the control device changes the control range of the discharge pressure compensator as a function of the center of gravity of the load located on the lifting carriage and / or as a function of an allowable overturning torque of the industrial truck.
  • the limit load as a function of the distance of the load center of gravity of the load from a tilting axis of the truck be adapted or be maximized in load cases with low tipping moment the sink speed.
  • an upstream of the control valve and upstream of the discharge pressure compensator from the sinking branch to the container guided bypass line is provided, in which a bypass aperture is arranged, wherein the bypass aperture is integrated into the discharge pressure compensator.
  • bypass line is shut off with the bypass diaphragm, so that a drain volume flow from the lifting cylinder to the container can only flow through the controlled by the discharge pressure scale sinking branch and compared to the large control range, a reduced maximum lowering speed is achieved.
  • the lifting drive 1 comprises a lifting cylinder 2 and a lowering branch 4 guided as a lowering line from the lifting cylinder 2 to a container 3.
  • the lifting cylinder 2 serves to raise and lower a lifting carriage 5, on which a load-receiving means 6, for example a load fork, is arranged.
  • a load m In the illustrated embodiment is located on the load receiving means 6, a load m.
  • the lifting cylinder 2 is connected to the lifting carriage 5 by means of a traction means 7, for example a lifting chain, in connection with the first end of the Lifting 5 and is attached to the second end of the lifting cylinder 2 and is guided over a arranged at the end of the extendable piston rod 2a of the lifting cylinder 2 guide roller 8.
  • a traction means 7 for example a lifting chain
  • a control valve 10 for controlling the lowering operation of the linear actuator 1 and a discharge pressure compensator 11 is arranged in the lowering branch 4.
  • the control valve 10 and the discharge pressure compensator 11 are arranged in a control way valve block 12.
  • the lowering branch 4 comprises a section 4 a guided by the lifting cylinder 2 to the control-way valve block 12, which may be designed as a hose line, and a section 4 b guided from the control-way valve block 12 to the container 3.
  • the lifting drive 1 further comprises an electronic control device 15, the input side with a load pressure in the lifting cylinder 2 detected pressure sensor 16 and / or with a temperature of the pressure medium detecting temperature sensor 17 is in communication.
  • the pressure sensor 16 detected in the illustrated embodiment, the pressure in the section 4a of the sinking arm 4 and thus the load pressure of the lifting cylinder 2.
  • the temperature sensor 17 detected in the illustrated embodiment, the temperature of the pressure medium in the container 3.
  • the electronic control device 15 With the pressure sensor 16, the electronic control device 15 on detect the load located on the lifting carriage 5 and determine the corresponding load case (zero load, partial load, nominal load). With the temperature sensor 17, the electronic control device 15 can determine the temperature of the pressure medium and thus the viscosity of the pressure medium.
  • the control valve 10 for controlling the lowering operation of the linear actuator 1 is - as in the FIG. 2 is shown in more detail - formed as a throttling in intermediate positions control valve with a blocking position 10a and formed as a lowered position flow position 10b and forms according to the operation and deflection of the control valve 10, a variable orifice 10c in the sinking branch. 4
  • the discharge pressure compensator 11 is arranged in the illustrated embodiment upstream of the control valve 10 in the lowering branch 4 and thus arranged between the lifting cylinder 2 and the control valve 10.
  • the discharge pressure compensator 11 is - as in the FIG. 2 is shown in more detail - designed as a throttling in intermediate positions control valve which is acted upon by a spring device 20 in the direction of a flow position 11a and of the pending in a signal path 21 of the discharge pressure compensator 11 pressure upstream of the control valve 10 in the direction of a blocking position 11b.
  • the signal path 21 is formed by a control pressure line which is connected to the sinking branch 4 between the control valve 10 and the discharge pressure compensator 11 and thus upstream of the metering orifice 10c and is guided to a control pressure chamber 22 of the discharge pressure compensator 11 acting in the direction of the blocking position 11b.
  • bypass line 30 is provided, which is branched off upstream of the control valve 10 and upstream of the discharge pressure compensator 11 from the sinking branch 4 to the container 3 and in which a bypass aperture 31 is arranged.
  • the bypass line 30 is connected to the sinking branch 4 between the lifting cylinder 2 and the discharge pressure compensator 11.
  • the bypass diaphragm 31 is integrated in the discharge pressure compensator 11, which is connected to the bypass line 30 for this purpose.
  • the discharge pressure compensator 11 is thus designed as a four-port valve and has a first flow path, which controls the sinking branch 4, and a second flow path, which controls the bypass line 30.
  • the cross section of the bypass diaphragm 31 is completely released.
  • the blocking position 11b of the discharge pressure compensator 11 the cross section of the bypass diaphragm 31 is shut off.
  • the discharge pressure compensator 11 is provided with a control region of the discharge pressure compensator 11 controlling control device 40, with which the control range of the discharge pressure compensator 11 in response to the load located on the lifting 5 and / or in dependence on the viscosity of the pressure means of the linear actuator 1 is variable.
  • the control device 40 comprises a spring pressure device 11 acting in the direction of the blocking position 11b spring device 41 whose spring preload is variable in dependence on the load located on the lifting slide 5 and / or in dependence on the viscosity of the pressure medium.
  • a pressure translating piston 42 of the control device 40 which is in operative connection with the spring device 41, which can be acted upon by a control pressure.
  • a switching valve 43 of the control device 40 is provided, which has a blocking position 43a and a flow position 43b. The discharge pressure compensator 11 is thus expanded by the pressure booster piston 43.
  • the pressure booster piston 42 is pilot-controlled by means of the switching valve 43.
  • the switching valve 43 is actuated in the illustrated embodiment by a spring device 44 in the blocking position 43a and by an electrical actuator 45, such as a magnet in the flow position 43b.
  • an electrical actuator 45 such as a magnet in the flow position 43b.
  • the electrical actuating device 45 is connected to the electronic control device 15, so that the electronic control device 15 can control the switching valve 43 between the blocking position 43a and the flow position 43b.
  • the control pressure which acts on the pressure booster piston 42 is formed in the illustrated embodiment of the pending in the lifting cylinder 2 load pressure.
  • the switching valve 43 is connected on the input side to a control line 46, which communicates with the section 4a of the sinking branch 4.
  • the switching valve 43 is in the blocking position 43 a, is the pressure booster piston 42 in the in the FIG. 2 clarified position X 0 . If the electrical actuator 45 is driven, the switching valve 43 is actuated in the flow position 43b, so that the pending in the control line 46 control pressure applied to the pressure booster piston 42 and in the in the FIG. 2 clarified position X 1 actuated.
  • the discharge pressure compensator 11 is designed as a proportional valve which, in the blocking position 11 b and thus in the closed state, does not lead any oil flow via the sink branch 4 and via the bypass line 30. As long as the discharge pressure compensator 11 is opened, a constant volume flow flows via the bypass line 30 into the container 3 in accordance with the diaphragm equation. This quantity of pressure medium via the bypass line 30 is independent of whether the pressure booster piston 42 is in the position X 0 or X 1 , since the cross section of the bypass aperture 31 is constant and is open, as long as the discharge pressure compensator 11 is not in the blocking position 11 b. A second volume flow, which is dependent on the valve deflection and has a variable opening cross-section, flows depending on the adjusted valve position via the sink branch 4 to the control valve 10th
  • the maximum flowing volume flow over the sink branch 4 is dependent on the balance of forces acting on the discharge pressure compensator 11 spring means 20, 41.
  • the outflow volume over the sink branch 4 to the control valve 10 is a maximum in the position state X 0 of the pressure booster piston 42 and is reduced in the position X 1 of the pressure booster piston 42, since the pressure booster piston 42, the spring means 41 further biases and the discharge pressure compensator 11 in the FIG. 2 moves left in the direction of the blocking position 11b and reduces the flow cross-section over the sinking branch 4.
  • the over the sink branch 4 to the control valve 10 effluent maximum flow is thus dependent on the position X 0 or X 1 of the pressure booster piston 42nd
  • the pressure booster piston 42 is in the position X 0 , the discharge pressure compensator 11 is in the flow position 11 a and has a large control range, the sinking arm 4 is opened to the maximum and additionally the bypass line 30 is opened with the bypass aperture 31, so that over Expiry scale 11 a maximum drain volume flow in the sink branch 4 to the control valve 10 and in the bypass line 30 to the container 3 can flow.
  • the pressure booster piston 42 is in the position X 1 , receives the spring means 41 by the displacement of the pressure booster piston 42 from the position X 0 in the position X 1 an additional spring bias, so that the discharge pressure compensator 11 is displaced in the direction of the blocking position 11b.
  • the flow cross-section is reduced via the lowering branch 4, the bypass line 30 with the bypass aperture 31 is further additionally opened.
  • the discharge pressure compensator 11 thus has a reduced control range. In the reduced control range, the maximum flow cross-section of the sinking branch 4 is reduced and via the discharge pressure compensator 11, a reduced outflow volume flow can flow via the sink branch 4 to the control valve 10.
  • the control device 40 is designed such that, starting from zero load to a limit load on the lifting slide 5, the discharge pressure compensator 11 has the large control range and starting from the limit load to the nominal load on the lifting slide 5, the discharge pressure compensator 11 has the reduced control range.
  • the limit load corresponds to a limit load pressure value which is determined by means of the pressure sensor 16 from the electronic control device 15.
  • the control device 40 is additionally or alternatively designed such that at high viscosity of the pressure medium, the discharge pressure compensator 11 has the large control range and at low viscosity of the pressure medium, the discharge pressure compensator 11 has the reduced control range.
  • the spring device 41 of the control device 40 starting from zero load up to the limit load on the lifting carriage 5, has a low spring preload and, starting from the limit load up to the rated load on the lifting carriage 5, an increased preload.
  • the spring device 41 additionally or alternatively has a low spring preload with a high viscosity of the pressure medium and an increased spring preload with a low viscosity of the pressure medium.
  • the switching valve 43 of the control device 40 is in this case controlled by the electronic control device 15, that from zero load to the limit load on the lifting 5, the switching valve 43 is acted upon in the blocking position 43 a and starting from the limit load to the rated load on the lifting 5 the Switching valve 43 is applied in the flow position 43b.
  • the switching valve 43 of the control device 40 is controlled by the electronic control device 15 that at high viscosity of the pressure medium, the switching valve 43 is acted upon in the blocking position 43a and at low viscosity of the pressure medium, the switching valve 43 is acted upon in the flow position 43b.
  • the switching valve 43 is operated at no load or partial load (limit load) on the lifting 5 or at high viscosity of the pressure medium by not energizing the electrical actuator 45 in the blocking position 43a, the pending in the control line 46 load pressure of the lifting cylinder 2 is not to Pressure booster piston 42 forwarded so that the pressure booster piston 42 is in the position X 0 .
  • the spring device 41 receives no additional spring preload and the discharge pressure compensator 11 has the large control range in which the discharge pressure compensator 11 has a maximum flow cross-section and 30 via the sink branch 4 and the bypass line a high, maximum drain volume flow from the lifting cylinder 2 to the container 3 can flow , It is thereby achieved that the lifting carriage 5 is lowered even at no load or partial load on the lifting carriage 5 or at high viscosity of the pressure medium with a maximum lowering speed of 0.6 m / s or a lowering speed greater than 0.6 m / s.
  • the spring device 41 receives an additional spring preload and the discharge pressure compensator 11 is moved in the direction of the blocking position 11b, so that the discharge pressure compensator 11 has a reduced control range in which the discharge pressure compensator 11 a smaller flow cross-section than the maximum flow cross-section has a large control range.
  • a drain volume flow can only flow away from the lifting cylinder 2 to the container 3 via the sink branch 4.
  • the bypass line 30 is shut off.
  • the flow cross-section at reduced control range of the discharge pressure compensator 11 is designed such that only a so large normer Jewishder drain volume flow can flow through the discharge pressure compensator 11, that the limited by standards maximum lowering speed of 0.6 m / s is maintained. This ensures that above the limit load and rated load or at low viscosity of the pressure medium, the maximum lowering speed of 0.6 m / s of the lifting carriage 5 is maintained and not exceeded.
  • the discharge pressure compensator 11 thus has in the position X 0 of the pressure booster piston 42 in the operating state empty load or partial load or high viscosity of the pressure medium on a large control range, so that through the open bypass line 30 via the bypass aperture 31, a maximum drain volume flow from the lifting cylinder 2 to the container 3 can flow out.
  • the bypass line 30 is open, the flow resistance of the discharge pressure compensator 11 decreases, so that at low temperatures of the pressure medium and thus high viscosity of the pressure medium and up to the limit load on the lifting carriage 5, the lifting carriage 5 is lowered at the highest possible lowering speed.
  • the discharge pressure compensator 11 has a reduced control range and operates as usual to the standards-limited maximum lowering speed of 0.6 m / s to comply with the lifting carriage 5.
  • the control device 40 the control range of the discharge pressure compensator 11 in addition to change depending on the load center of the load located on the lifting 5 and / or in dependence on an allowable overturning torque of the truck.
  • the maximum lowering speed of the rated load lift 5 is limited by standards to the value of 0.6 m / s to prevent sinking, i. a stop of the lowering movement of the lifting slide 5 such an impulse introduced into the truck, which causes a tilting moment about the front of the truck and would lead to tipping the truck forward.
  • the maximum lowering speed of the lifting carriage 5 is limited by standards to the value of 0.6 m / s in order to prevent the incidence of arranged on the lifting cylinder 2 line rupture protection.
  • the tipping moment introduced into the truck during the lowering stop reduces the residual load capacity and thus the stability of the truck in the short term and, in the event of an abrupt stopping of the lifting carriage 5, can lead to tilting of the truck to the front.
  • the delay of the lifting carriage 5 at the lowering stop and thus the pulse generated is proportional to the force acting on the lifting 5 by the load recorded weight. With reduction of the weight and thus the load on the lifting 5 or the Load pressure in the lifting cylinder 2 reduces the delay in lowering stop.
  • the truck has a lower load or no load on the lifting 5 a much higher stability. In the load case without load on the lifting 5 tilting the truck to the front when lowering stop is not provoked.
  • the lowering speed can be increased to the limited by the standards value of 0.6 m / s or a value beyond (> 0.6 m / s) as long as the line break safety device is not triggered.
  • the load on the lifting 5 has a small distance of the center of gravity of the truck's tilting axis, the load generates a low tilting moment, so that the limit load can be increased up to which the switching valve 43 is actuated in the flow position 43b and thus the discharge pressure balance 11 has the large control range with high sink speed.
  • the lowering speed can be increased by determining the load case of the lifting slide 5 to the value of 0.6 m / s or beyond, as long as an allowable overturning moment during lowering stop is not exceeded and thus the stability of the truck is not endangered.
  • the invention has a number of advantages: With the discharge pressure compensator 11 according to the invention, the lifting slide 5 can be lowered at no load or at partial load and at high viscosity of the pressure medium with the highest possible lowering speed.
  • the lowering speed in particular when the lifting carriage 5 is unloaded, can be maximized.
  • sluggish drain operations can be accelerated due to high viscosity of the pressure medium.
  • an increase in the handling capacity of the truck can be achieved, in particular in a load cycle lifting the lift with rated load and lowering the lifting with unloading, since each lowering operation of the lifting can be performed faster.
  • the invention is not limited to the illustrated embodiment with an upstream of the control valve 10 arranged discharge pressure compensator 11.
  • the discharge pressure compensator 11 can be arranged in the lower branch 4 downstream of the control valve 10.

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Description

  • Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Hubantrieb einer mobilen Arbeitsmaschine, insbesondere eines Flurförderzeugs, zum Anheben und Absenken eines Hubschlittens, wobei der Hubantrieb einen Hubzylinder und ein Steuerventil zur Steuerung des Senkenbetriebs des Hubantriebs aufweist, wobei in einem von dem Hubzylinder zu einem Behälter geführten Senkenzweig eine Ablaufdruckwaage angeordnet ist, die von einer Federeinrichtung in Richtung einer Durchflussstellung und von dem in einem Signalpfad der Ablaufdruckwaage stromauf des Steuerventils anstehenden Druck in Richtung einer Sperrstellung beaufschlagt ist.
  • Derartige hydraulische Hubantriebe werden in mobilen Arbeitsmaschinen, beispielsweise Flurförderzeugen, zum Heben und Senken eines Hubschlittens, an dem ein Lastaufnahmemittel angebaut ist, beispielsweise eine Lastgabel, mit einer darauf befindlichen Last verwendet. Zur Steuerung der Senkenbewegung ist ein von einem Hubzylinder zu einem Behälter geführter Senkenzweig vorgesehen, in dem ein den Senkenbetrieb des Hubschlittens steuerndes Steuerventil angeordnet ist.
  • Die maximale Senkengeschwindigkeit des Hubschlittens mit Nennlast ist durch Normen auf den Wert von 0,6 m/s beschränkt.
  • Um diese maximale Senkengeschwindigkeit einzuhalten, ist es bekannt, ein Senkbremsventil außerhalb eines Steuerwegeventilblocks, in dem das Steuerventil zur Steuerung des Senkenbetriebs des Hubantriebs angeordnet ist, vorzusehen. Ein derartiges Senkbremsventil weist eine mechanische Limitierung des Ablaufvolumenstroms auf, um die maximale Senkengeschwindigkeit einzuhalten. Ein derartiges außerhalb des Steuerwegeventilblocks angeordnetes Senkbremsventil führt jedoch zu einer erhöhten Bauteileanzahl des Hubantriebs, einem vergrößerten Platzbedarf und erfordert einen zusätzlichen Verrohrungs- bzw. Verschlauchungsaufwand, wodurch sich der Montageaufwand erhöht und die Gefahr von Leckagestellen erhöht wird. Bei einem außerhalb des Steuerwegeventilblocks angeordneten Senkbremsventil ist zudem sicherzustellen, dass die Federvorspannung, die den Ablaufvolumenstrom und damit die Senkengeschwindigkeit limitiert, gegen Lösen gesichert ist, wodurch die Fertigungsaufwand erhöht und die Prozesssicherheit kritisch wird. Zudem weisen derartige Senkbremsventile einen hohen Durchflusswiderstand auf.
  • Um diese maximale Senkengeschwindigkeit einzuhalten, ist es weiterhin bekannt, in den Steuerwegeventilblock, in dem das Steuerventil zur Steuerung des Senkenbetriebs des Hubantriebs angeordnet ist, im Senkenzweig eine Ablaufdruckwaage anzuordnen. Die in dem Senkenzweig angeordnete Ablaufdruckwaage regelt die Senkengeschwindigkeit des Hubantriebs über den Ablaufvolumenstrom. Durch den Einbau der Ablaufdruckwaage in den Steuerwegeventilblock ergibt sich kein zusätzlicher Platzbedarf für die Ablaufdruckwaage und es entfällt ein zusätzlichen Verrohrungs- bzw. Verschlauchungsaufwand, wodurch sich der Montageaufwand verringert und keine Gefahr von zusätzlichen Leckagestellen besteht. Die Ablaufdruckwaage weist in der Regel eine volle Lastunabhängigkeit von der auf dem Hubschlitten befindlichen Last auf.
  • Eine derartige Ablaufdruckwaage kann in dem Senkenzweig stromauf des Steuerventils angeordnet und somit dem Steuerventil vorgeschaltet sein oder stromab des Steuerventils angeordnet und somit dem Steuerventil nachgeschaltet sein.
  • Das in der Regel als Schieberventil mit einem Steuerschieber ausgebildete Steuerventil zur Steuerung des Senkenbetriebs des Hubschlittens bildet bei einem derartigen Hubantrieb eine in Abhängigkeit von der Betätigung und Auslenkung des Steuerventils variable Messblende.
  • Eine dem Steuerventil vorgeschaltete und somit stromauf des Steuerventils angeordnete Ablaufdruckwaage ist hierbei von einer Federeinrichtung in Richtung einer Durchflussstellung und von dem in dem Signalpfad der Ablaufdruckwaage anstehenden Druck stromauf des Steuerventils und somit dem Lastdruck des Hubantriebs in Richtung einer Sperrstellung beaufschlagt. Bei einer dem Steuerventil vorgeschalteten Ablaufdruckwaage ist der Signalpfad der Ablaufdruckwaage hierzu an den Senkenzweig zwischen der Ablaufdruckwaage und dem Steuerventil und somit stromauf der von dem Steuerventil gebildeten Messblende angeschlossen. Im Senkenbetrieb bei entsprechend ausgelenktem Steuerventil staut sich an dieser Stelle der Ablaufvolumenstrom vom Hubantrieb zum Behälter in Abhängigkeit seiner Größe und des durch die Betätigung des Steuerventils freigegebenen Öffnungsquerschnitts der Messblende. Über den Signalpfad wird dieser Staudruck an eine entsprechende Steuerdruckfläche der Ablaufdruckwaage geführt und beaufschlagt die Ablaufdruckwaage entgegen der Kraft der Federeinrichtung in Richtung der Sperrstellung. Durch entsprechende Betätigung der Ablaufdruckwaage in Richtung der Sperrstellung entspannt sich der Lastdruck des Hubantriebs soweit, dass an der von dem Steuerventil gebildeten Messblende ein vorgegebener Staudruck ansteht und somit durch die Auslenkung des Steuerventils und somit den Öffnungsquerschnitt der Messblende eine Senkengeschwindigkeit unabhängig von dem anstehenden Lastdruck erzielt wird.
  • Eine dem Steuerventil nachgeschaltete und somit stromab des Steuerventils angeordnete Ablaufdruckwaage ist von einer Federeinrichtung und von dem zwischen dem Steuerventil und der Ablaufdruckwaage anstehenden Druck in Richtung einer Durchflussstellung sowie dem stromauf des Steuerventils anstehenden Lastdruck des Hubantriebs in Richtung einer Sperrstellung beaufschlagt. Mit einer derartigen Beaufschlagung der stromab des Steuerventils und somit stromab der Messblende angeordneten Ablaufdruckwaage wird ebenfalls erzielt, dass durch die Auslenkung des Steuerventils und somit den Öffnungsquerschnitt der Messblende eine Senkengeschwindigkeit unabhängig von dem anstehenden Lastdruck erzielt wird. Die Ablaufdruckwaage arbeitet somit selbstregelnd.
  • Ein gattungsgemäßer Hubantrieb eines Flurförderzeugs mit einer Ablaufdruckwaage im Senkenzweig ist aus der DE 10 2012 107 256 A1 bekannt. Bei dem aus der DE 10 2012 107 256 A1 bekannten Hubantrieb ist die Ablaufdruckwaage zusätzlich mit einer Bypassleitung und in einer in der Bypassleitung angeordneten Bypassblende versehen. Durch die Bypassleitung mit der Bypassblende ist jedoch die aus der DE 10 2012 107 256 A1 bekannte Ablaufdruckwaage mit dem negativen Einfluss der Lastabhängigkeit behaftet. Die Bypassleitung mit der Bypassblende führt gemäß der Blendengleichung Q = α 0 ⋅ A 0 2 ρ ⋅ p 1 − p 2
    Figure imgb0001
     wobei:
    • Q : Volumenstrom [m3/s]
    • α : Durchflusskoeffizient
    • A0: Strömungsquerschnitt der Blende [m2]
    • ρ : Dichte des Fluids in [kg/m3]
    • Δp = p1 - p2 : Druckdifferenz in [bar]
    zu einem lastabhängigen und viskositätsabhängigen Ablaufvolumenstrom.
  • Bei gattungsgemäßen hydraulischen Hubantrieben mit einer im Senkenzweig angeordneten Ablaufdruckwaage ist einschränkend, dass der maximal im Senkenzweig abströmende Ablaufvolumenstrom limitiert ist auf den maximalen Belastungsfall des Hubantriebs. Der maximale Belastungsfall ist der Lastfall mit Nennlast auf dem Hubschlitten bei maximalster (niedrigster) Viskosität des Druckmittels. Der Hubschlitten neigt während des Senkenbetriebs zum Schwingen und der erste Überschwinger sollte unterhalb des Grenzpunktes zum Auslösen einer im Senkenzweig angeordneten Leitungsbruchsicherung sein, die am Hubzylinder vorgesehen ist. Der sich daraus ergebende Ablaufvolumenstrom bei Teillast auf dem Hubschlitten oder bei Nulllast auf dem Hubschlitten (leerer Hubschlitten ohne Last) ist hierdurch bestimmt und führt bei einer Ablaufdruckwaage mit zusätzlicher Bypassleitung und Bypassblende zu einer geringeren oder maximal gleichen Senkengeschwindigkeit bei Teillast oder Nulllast wie bei Nennlast. Eine Bedienperson des Flurförderzeugs bemerkt das wechselhafte Senkenverhalten bei den verschiedenen Lastfällen. Zudem variiert die Umschlagsleitung des Flurförderzeugs je nach Lastfall und Last auf dem Hubschlitten.
  • Zudem ist der Ablaufvolumenstrom in dem Senkenzweig stark von der Viskosität des Druckmittels abhängig und verringert sich mit sinkender Druckmitteltemperatur und somit zunehmender Viskosität drastisch. Die Umschlagsleitung des Flurförderzeugs variiert somit weiterhin je nach Temperatur und somit Viskosität des Druckmittels.
  • Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Hubantrieb der eingangs genannten Gattung zur Verfügung zu stellen, der die oben genannten Nachteile vermeidet.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, dass die Ablaufdruckwaage mit einer den Regelbereich der Ablaufdruckwaage steuernden Steuervorrichtung versehen ist, mit der der Regelbereich der Ablaufdruckwaage in Abhängigkeit von der auf dem Hubschlitten befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit von der Viskosität des Druckmittels des Hubantriebs veränderbar ist. Dies ermöglicht es bei Nulllast oder Teillast bzw. bei hoher Viskosität des Druckmittels die Ablaufdruckwaage derart zu steuern, das ein maximal möglicher Ablaufvolumenstrom von dem Hubzylinder zu dem Behälter abströmt, um eine hohe Senkengeschwindigkeit zu erzielen. Die Umschlagsleistung des Flurförderzeugs kann dadurch erhöht werden.
  • Die Steuervorrichtung ist gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung derart ausgebildet, dass ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten die Ablaufdruckwaage einen großen Regelbereich aufweist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten die Ablaufdruckwaage einen verringerten Regelbereich aufweist. Bei Nulllast oder Teillast (Grenzlast) kann hierdurch mit der Ablaufdruckwaage eine Maximierung der Senkengeschwindigkeit erzielt werden. Oberhalb der Grenzlast wird hierdurch erzielt, dass die Ablaufdruckwaage einen normerfüllenden Ablaufvolumenstrom zum Behälter abströmen lässt, um die durch Normen vorgeschriebene maximale Senkengeschwindigkeit von 0,6 m/s einzuhalten und nicht zu überschreiten.
  • Die Steuervorrichtung ist gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung derart ausgebildet, dass bei hoher Viskosität des Druckmittels die Ablaufdruckwaage einen großen Regelbereich aufweist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels die Ablaufdruckwaage einen verringerten Regelbereich aufweist. Dies ermöglicht es, die Senkengeschwindigkeit bei kalten Temperaturen des Druckmittels und somit hoher Viskosität des Druckmittels zu erhöhen, um den Senkenvorgang des Hubschlittens zu beschleunigen.
  • Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung umfasst die Steuervorrichtung eine die Ablaufdruckwaage in Richtung der Sperrstellung beaufschlagende Federeinrichtung, deren Federvorspannung in Abhängigkeit von der auf dem Hubschlitten befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit von der Viskosität des Druckmittels veränderbar ist. Mit einer derartigen in Richtung der Sperrstellung wirkenden Federeinrichtung kann auf einfache Weise der Betätigungsweg eines Steuerschiebers der Ablaufdruckwaage und somit der Regelbereich der Ablaufdruckwaage gesteuert und verändert werden kann.
  • Die Federeinrichtung weist hierzu vorteilhafterweise ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten eine geringe Federvorspannung auf und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten eine erhöhte Federvorspannung auf. Hierdurch wird auf einfache Weise erzielt, dass die Ablaufdruckwaage ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten die Ablaufdruckwaage einen großen Regelbereich aufweist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten die Ablaufdruckwaage einen verringerten Regelbereich aufweist.
  • Die Federeinrichtung weist vorteilhafterweise bei hoher Viskosität des Druckmittels eine geringe Federvorspannung auf und bei niedriger Viskosität des Druckmittels eine erhöhte Federvorspannung auf. Hierdurch wird auf einfache Weise erzielt, dass die Ablaufdruckwaage bei hoher Viskosität des Druckmittels einen großen Regelbereich aufweist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels einen verringerten Regelbereich aufweist.
  • Zur Veränderung der Federvorspannung der Federeinrichtung ist gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ein mit der Federeinrichtung in Wirkverbindung stehender Druckübersetzerkolben vorgesehen, der von einem Steuerdruck beaufschlagbar ist, wobei zur Steuerung der Beaufschlagung des Druckübersetzerkolbens mit dem Steuerdruck ein Schaltventil vorgesehen ist, das eine Sperrstellung und eine Durchflussstellung aufweist. Mit einem von einem Schaltventil gesteuerten Druckübersetzer kann auf einfache Weise die Federvorspannung der die Ablaufdruckwaage beaufschlagenden Federeinrichtung verändert werden.
  • Das Schaltventil ist hierzu vorteilhafterweise derart angesteuert, dass ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten das Schaltventil in die Sperrstellung beaufschlagt ist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten das Schaltventil in die Durchflussstellung beaufschlagt ist. Dies ermöglicht es auf einfache Weise, dass bis zur Grenzlast auf dem Hubschlitten die Federeinrichtung eine geringe Federvorspannung aufweist und oberhalb der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten die Federeinrichtung eine erhöhte Federvorspannung aufweist.
  • Das Schaltventil ist hierzu vorteilhafterweise derart angesteuert, dass bei hoher Viskosität des Druckmittels das Schaltventil in die Sperrstellung beaufschlagt ist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels das Schaltventil in die Durchflussstellung beaufschlagt ist. Dies ermöglicht es auf einfache Weise, dass die Federeinrichtung bei hoher Viskosität des Druckmittels eine geringe Federvorspannung und bei niedriger Viskosität des Druckmittels eine erhöhte Federvorspannung aufweist.
  • Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung ist der Steuerdruck von dem in dem Hubzylinder anstehenden Lastdruck gebildet.
  • Das Schaltventil ist gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung elektrisch betätigbar und steht zur Betätigung mit einer elektronischen Steuereinrichtung in Verbindung, wobei die elektronische Steuereinrichtung zur Erfassung der auf dem Hubschlitten befindlichen Last mit einem den Lastdruck im Hubzylinder erfassenden Drucksensor und/oder zur Erfassung der Viskosität des Druckmittels mit einem die Temperatur des Druckmittels erfassenden Temperatursensor in Verbindung steht. Hierdurch kann das Schaltventil auf einfache Weise in Abhängigkeit von der auf dem Hubschlitten befindlichen Last und/oder der Viskosität des Druckmittels gesteuert werden.
  • Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung verändert die Steuervorrichtung den Regelbereich der Ablaufdruckwaage in Abhängigkeit von dem Lastschwerpunkt der auf dem Hubschlitten befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit eines zulässigen Kippmoments des Flurförderzeugs. Dadurch kann die Grenzlast in Abhängigkeit von dem Abstand des Lastschwerpunkts der Last von einer Kippachse des Flurförderzeugs angepasst werden bzw. in Lastfällen mit geringem Kippmoment die Senkengeschwindigkeit maximiert werden.
  • Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist eine stromauf des Steuerventils und stromauf der Ablaufdruckwaage von dem Senkenzweig zum Behälter geführte Bypassleitung vorgesehen, in der eine Bypassblende angeordnet ist, wobei die Bypassblende in die Ablaufdruckwaage integriert ist. Mit der Bypassleitung mit der darin angeordneten Bypassblende kann auf einfache Weise der große Regelbereich der Ablaufdruckwaage erzielt und gebildet werden, wobei über die Bypassleitung mit der darin angeordneten Bypassblende bei Nulllast, Teillast und/oder bei hoher Viskosität des Druckmittels ein zusätzlicher Ablaufvolumenstrom vom Hubzylinder zum Behälter abströmen kann, um eine hohe Senkengeschwindigkeit des Hubschlittens zu erzielen. Bei verringertem Regelbereich der Ablaufdruckwaage ist die Bypassleitung mit der Bypassblende abgesperrt, so dass ein Ablaufvolumenstrom vom Hubzylinder zum Behälter nur über den von der Ablaufdruckwaage gesteuerten Senkenzweig abströmen kann und gegenüber dem großen Regelbereich eine verringerte maximale Senkengeschwindigkeit erzielt wird.
  • Weitere Vorteile und Einzelheiten der Erfindung werden anhand des in den schematischen Figuren dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Hierbei zeigt
    • Figur 1
    einen Hydraulikschaltplan eines erfindungsgemäßen Hubantriebs,
    Figur 2
    den Steuerwegeventilblock der Figur 1 in einer vergrößerten Darstellung.
  • Der erfindungsgemäße Hubantrieb 1 umfasst einen Hubzylinder 2 und einen als Senkenleitung von dem Hubzylinder 2 zu einem Behälter 3 geführten Senkenzweig 4. Der Hubzylinder 2 dient zum Anheben und Absenken eines Hubschlittens 5, an dem ein Lastaufnahmemittel 6, beispielsweise eine Lastgabel, angeordnet ist. Im dargestellten Ausführungsbeispiel befindet sich auf dem Lastaufnahmemittel 6 eine Last m.
  • Der Hubzylinder 2 steht mit dem Hubschlitten 5 mittels eines Zugmittels 7, beispielsweise einer Hubkette, in Verbindung, das mit einem ersten Ende an dem Hubschlitten 5 und mit dem zweiten Ende an dem Hubzylinder 2 befestigt ist und über eine am Ende der ausfahrbaren Kolbenstange 2a des Hubzylinder 2 angeordneten Umlenkrolle 8 geführt ist.
  • In dem Senkenzweig 4 ist ein Steuerventil 10 zur Steuerung des Senkenbetriebs des Hubantriebs 1 und eine Ablaufdruckwaage 11 angeordnet. Das Steuerventil 10 und die Ablaufdruckwaage 11 sind in einem Steuerwegeventilblock 12 angeordnet.
  • Der Senkenzweig 4 umfasst einen von dem Hubzylinder 2 zu dem Steuerwegeventilblock 12 geführten Abschnitt 4a, der als Schlauchleitung ausgeführt sein kann, und einen von dem Steuerwegeventilblock 12 zu dem Behälter 3 geführten Abschnitt 4b.
  • Der erfindungsgemäße Hubantrieb 1 umfasst weiterhin eine elektronische Steuereinrichtung 15, die eingangsseitig mit einem den Lastdruck im Hubzylinder 2 erfassenden Drucksensor 16 und/oder mit einem die Temperatur des Druckmittels erfassenden Temperatursensor 17 in Verbindung steht. Der Drucksensor 16 erfasst im dargestellten Ausführungsbeispiel den Druck in dem Abschnitt 4a des Senkenzweigs 4 und somit den Lastdruck des Hubzylinders 2. Der Temperatursensor 17 erfasst im dargestellten Ausführungsbeispiel die Temperatur des Druckmittels im Behälter 3. Mit dem Drucksensor 16 kann die elektronische Steuereinrichtung 15 die auf dem Hubschlitten 5 befindliche Last erfassen und den entsprechenden Lastfall (Nulllast, Teillast, Nennlast) ermitteln. Mit dem Temperatursensor 17 kann die elektronische Steuereinrichtung 15 die Temperatur des Druckmittels und damit die Viskosität des Druckmittels ermitteln.
  • Das Steuerventil 10 zur Steuerung des Senkenbetriebs des Hubantriebs 1 ist - wie in der Figur 2 näher dargestellt ist - als in Zwischenstellungen drosselndes Steuerventil mit einer Sperrstellung 10a und einer als Senkenstellung ausgebildete Durchflussstellung 10b ausgebildet und bildet entsprechend der Betätigung und Auslenkung des Steuerventils 10 eine variable Messblende 10c im Senkenzweig 4.
  • Die Ablaufdruckwaage 11 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel stromauf des Steuerventils 10 im Senkenzweig 4 angeordnet und somit zwischen dem Hubzylinder 2 und dem Steuerventil 10 angeordnet. Die Ablaufdruckwaage 11 ist - wie in der Figur 2 näher dargestellt ist - als in Zwischenstellungen drosselndes Steuerventil ausgebildet, das von einer Federeinrichtung 20 in Richtung einer Durchflussstellung 11a und von dem in einem Signalpfad 21 der Ablaufdruckwaage 11 anstehenden Druck stromauf des Steuerventils 10 in Richtung einer Sperrstellung 11b beaufschlagt. Der Signalpfad 21 ist von einer Steuerdruckleitung gebildet, die an den Senkenzweig 4 zwischen dem Steuerventil 10 und der Ablaufdruckwaage 11 und somit stromauf der Messblende 10c angeschlossen ist und zu einem in Richtung der Sperrstellung 11b wirkenden Steuerdruckraum 22 der Ablaufdruckwaage 11 geführt ist.
  • Weiterhin ist eine Bypassleitung 30 vorgesehen, die stromauf des Steuerventils 10 und stromauf der Ablaufdruckwaage 11 von dem Senkenzweig 4 abzweigt zu dem Behälter 3 geführt ist und in der eine Bypassblende 31 angeordnet ist. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Bypassleitung 30 an den Senkenzweig 4 zwischen dem Hubzylinder 2 und der Ablaufdruckwaage 11 angeschlossen.
  • Die Bypassblende 31 ist in die Ablaufdruckwaage 11 integriert, die hierzu an die Bypassleitung 30 angeschlossen ist. Die Ablaufdruckwaage 11 ist somit als Vieranschlussventil ausgebildet und weist eine ersten Strömungspfad auf, der den Senkenzweig 4 steuert, und einen zweiten Strömungspfad auf, der die Bypassleitung 30 steuert. In der Durchflussstellung 11a der Ablaufdruckwaage 11 ist der Querschnitt der Bypassblende 31 vollständig freigegeben. In der Sperrstellung 11b der Ablaufdruckwaage 11 ist der Querschnitt der Bypassblende 31 abgesperrt.
  • Die Ablaufdruckwaage 11 ist mit einer den Regelbereich der Ablaufdruckwaage 11 steuernden Steuervorrichtung 40 versehen, mit der der Regelbereich der Ablaufdruckwaage 11 in Abhängigkeit von der auf dem Hubschlitten 5 befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit von der Viskosität des Druckmittels des Hubantriebs 1 veränderbar ist.
  • Die Steuervorrichtung 40 umfasst eine die Ablaufdruckwaage 11 in Richtung der Sperrstellung 11b beaufschlagende Federeinrichtung 41, deren Federvorspannung in Abhängigkeit von der auf dem Hubschlitten 5 befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit von der Viskosität des Druckmittels veränderbar ist.
  • Zur Veränderung der Federvorspannung der Federeinrichtung 41 ist ein mit der Federeinrichtung 41 in Wirkverbindung stehender Druckübersetzerkolben 42 der Steuervorrichtung 40 vorgesehen, der von einem Steuerdruck beaufschlagbar ist. Zur Steuerung der Beaufschlagung des Druckübersetzerkolbens 42 mit dem Steuerdruck ist ein Schaltventil 43 der Steuervorrichtung 40 vorgesehen, das eine Sperrstellung 43a und eine Durchflussstellung 43b aufweist. Die Ablaufdruckwaage 11 ist somit um den Druckübersetzerkolben 43 erweitert. Der Druckübersetzerkolben 42 ist mittels des Schaltventils 43 vorgesteuert.
  • Das Schaltventil 43 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel von einer Federeinrichtung 44 in die Sperrstellung 43a und von einer elektrischen Betätigungseinrichtung 45, beispielsweise einem Magneten, in die Durchflussstellung 43b betätigbar. Die elektrische Betätigungseinrichtung 45 steht ausgangsseitig mit der elektronischen Steuereinrichtung 15 in Verbindung, so dass die elektronische Steuereinrichtung 15 das Schaltventil 43 zwischen der Sperrstellung 43a und der Durchflussstellung 43b steuern kann.
  • Der Steuerdruck, der den Druckübersetzerkolben 42 beaufschlagt, ist im dargestellten Ausführungsbeispiel von dem in dem Hubzylinder 2 anstehenden Lastdruck gebildet. Das Schaltventil 43 ist hierzu eingangsseitig an eine Steuerleitung 46 angeschlossen, die mit dem Abschnitt 4a des Senkenzweigs 4 in Verbindung steht.
  • Sofern die elektrische Betätigungseinrichtung 45 nicht angesteuert ist und sich somit das Schaltventil 43 in der Sperrstellung 43a befindet, befindet sich der Druckübersetzerkolben 42 in der in der Figur 2 verdeutlichte Stellung X0. Sofern die elektrische Betätigungseinrichtung 45 angesteuert wird, wird das Schaltventil 43 in die Durchflussstellung 43b betätigt, so dass der in der Steuerleitung 46 anstehende Steuerdruck den Druckübersetzerkolben 42 beaufschlagt und in die in der Figur 2 verdeutlichte Stellung X1 betätigt.
  • Die Ablaufdruckwaage 11 ist als Proportionalventil ausgebildet, die in der Sperrstellung 11b und somit im geschlossenen Zustand keinen Ölfluss über den Senkenzweig 4 sowie über die Bypassleitung 30 führt. Solange die Ablaufdruckwaage 11 geöffnet ist, fließt entsprechend der Blendengleichung ein konstanter Volumenstrom über die Bypassleitung 30 in den Behälter 3. Diese Druckmittelmenge über die Bypassleitung 30 ist unabhängig davon, ob sich der Druckübersetzerkolben 42 in der Stellung X0 oder X1 befindet, da der Querschnitt der Bypassblende 31 konstant ist und geöffnet ist, solange sich die Ablaufdruckwaage 11 nicht in der Sperrstellung 11b. Ein zweiter Volumenstrom, der abhängig von der Ventilauslenkung ist und einen variablen Öffnungsquerschnitt aufweist, fließt je nach eingeregelter Ventilposition über den Senkenzweig 4 zu dem Steuerventil 10.
  • Der maximal fließende Volumenstrom über den Senkenzweig 4 ist abhängig von dem Kräfteverhältnis der auf die Ablaufdruckwaage 11 wirkenden Federneinrichtungen 20, 41. Der abfließende Volumenstrom über den Senkenzweig 4 zu dem Steuerventil 10 ist maximal in der Stellung Zustand X0 des Druckübersetzerkolbens 42 und wird reduziert in der Stellung X1 des Druckübersetzerkolbens 42, da der Druckübersetzerkolben 42 die Federeinrichtung 41 weiter vorspannt und die Ablaufdruckwaage 11 nach in der Figur 2 links in Richtung der Sperrstellung 11b bewegt und den Durchflussquerschnitt über den Senkenzweig 4 reduziert. Der über den Senkenzweig 4 zu dem Steuerventil 10 abfließende maximale Volumenstrom ist somit abhängig von der Stellung X0 bzw. X1 des Druckübersetzerkolbens 42.
  • Befindet sich der Druckübersetzerkolben 42 in der Stellung X0, befindet sich die Ablaufdruckwaage 11 in der Durchflussstellung 11a und weist einen großen Regelbereich auf, wobei der Senkenzweig 4 maximal geöffnet ist und zusätzlich die Bypassleitung 30 mit der Bypassblende 31 geöffnet ist, so dass über die Ablaufdruckwaage 11 ein maximaler Ablaufvolumenstrom in dem Senkenzweig 4 zu dem Steuerventil 10 und in der Bypassleitung 30 zu dem Behälter 3 abströmen kann.
  • Befindet sich der Druckübersetzerkolben 42 in der Stellung X1, erhält die Federeinrichtung 41 durch den Verschiebeweg des Druckübersetzerkolbens 42 von der Stellung X0 in die Stellung X1 eine zusätzliche Federvorspannung, so dass die Ablaufdruckwaage 11 in Richtung der Sperrstellung 11b verschoben wird. Hierdurch wird der Durchflussquerschnitt über den Senkenzweig 4 verringert, die Bypassleitung 30 mit der Bypassblende 31 ist weiterhin zusätzlich geöffnet. Die Ablaufdruckwaage 11 weist somit einen verringerten Regelbereich auf. In dem verringerten Regelbereich ist der maximale Durchflussquerschnitt des Senkenzweiges 4 verringert und über die Ablaufdruckwaage 11 kann ein reduzierter Ablaufvolumenstrom über den Senkenzweig 4 zu dem Steuerventil 10 abströmen.
  • Die Steuervorrichtung 40 ist derart ausgebildet, dass ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten 5 die Ablaufdruckwaage 11 den großen Regelbereich aufweist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten 5 die Ablaufdruckwaage 11 den verringerten Regelbereich aufweist. Die Grenzlast entspricht einem Grenzlastdruckwert, der mittels des Drucksensors 16 von der elektronischen Steuereinrichtung 15 ermittelt wird.
  • Die Steuervorrichtung 40 ist zusätzlich oder alternativ derart ausgebildet, dass bei hoher Viskosität des Druckmittels die Ablaufdruckwaage 11 den großen Regelbereich aufweist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels die Ablaufdruckwaage 11 den verringerten Regelbereich aufweist.
  • Die Federeinrichtung 41 der Steuervorrichtung 40 weist hierzu ausgehend von Nulllast bis zu der Grenzlast auf dem Hubschlitten 5 eine geringe Federvorspannung auf und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten 5 eine erhöhte Federvorspannung auf.
  • Die Federeinrichtung 41 weist hierzu zusätzlich oder alternativ bei hoher Viskosität des Druckmittels eine geringe Federvorspannung auf und bei niedriger Viskosität des Druckmittels eine erhöhte Federvorspannung auf.
  • Das Schaltventil 43 der Steuervorrichtung 40 ist hierbei derart von der elektronischen Steuereinrichtung 15 angesteuert, dass ausgehend von Nulllast bis zu der Grenzlast auf dem Hubschlitten 5 das Schaltventil 43 in die Sperrstellung 43a beaufschlagt ist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten 5 das Schaltventil 43 in die Durchflussstellung 43b beaufschlagt wird.
  • Zusätzlich oder alternativ ist das Schaltventil 43 der Steuervorrichtung 40 derart von der elektronischen Steuereinrichtung 15 angesteuert, dass bei hoher Viskosität des Druckmittels das Schaltventil 43 in die Sperrstellung 43a beaufschlagt ist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels das Schaltventil 43 in die Durchflussstellung 43b beaufschlagt ist.
  • Sofern das Schaltventil 43 bei Leerlast oder Teillast (Grenzlast) auf dem Hubschlitten 5 bzw. bei hoher Viskosität des Druckmittels durch nicht Bestromen der elektrischen Betätigungseinrichtung 45 in die Sperrstellung 43a betätigt ist, wird der in der Steuerleitung 46 anstehende Lastdruck des Hubzylinders 2 nicht an den Druckübersetzerkolben 42 weitergeleitet, so dass sich der Druckübersetzerkolben 42 in der Position X0 befindet. Dadurch erhält die Federeinrichtung 41 keine zusätzliche Federvorspannung und die Ablaufdruckwaage 11 weist den großen Regelbereich auf, in der die Ablaufdruckwaage 11 einen maximal großen Ablaufquerschnitt aufweist und über den Senkenzweig 4 und die Bypassleitung 30 ein hoher, maximaler Ablaufvolumenstrom vom Hubzylinder 2 zum Behälter 3 abströmen kann. Dadurch wird erzielt, dass der Hubschlitten 5 auch bei Leerlast oder Teillast auf dem Hubschlitten 5 bzw. bei hoher Viskosität des Druckmittels mit maximaler Senkengeschwindigkeit von 0,6 m/s oder einer Senkengeschwindigkeit größer von 0,6 m/s abgesenkt wird.
  • Bei einer Last auf dem Hubschlitten 5, die oberhalb der Grenzlast ist bzw. bei niedriger Viskosität des Druckmittels wird von der elektronischen Steuereinrichtung 15 die elektrische Betätigungseinrichtung 45 des Schaltventils 43 bestromt und somit das Schaltventil 43 in die Durchflussstellung 43b betätigt. Der in der Steuerleitung 46 anstehende Lastdruck des Hubzylinders 2 wird dadurch an den Druckübersetzerkolben 42 weitergeleitet, so dass sich der Druckübersetzerkolben 42 von der Position X0 in die Position X1 verschiebt. Durch diesen Verfahrweg des Drückübersetzerkolbens 42 von der Position X0 zur Position X1 erhält die Federeinrichtung 41 eine zusätzliche Federvorspannung und die Ablaufdruckwaage 11 wird in Richtung der Sperrstellung 11b bewegt, so dass die Ablaufdruckwaage 11 einen verringerten Regelbereich aufweist, in der die Ablaufdruckwaage 11 einen kleineren Ablaufquerschnitt als den maximal großen Ablaufquerschnitt bei großem Regelbereich aufweist. Bei verringertem Regelbereich kann nur über den Senkenzweig 4 ein Ablaufvolumenstrom vom Hubzylinder 2 zum Behälter 3 abströmen. Die Bypassleitung 30 ist abgesperrt. Der Ablaufquerschnitt bei verringertem Regelbereich der Ablaufdruckwaage 11 ist derart ausgelegt, dass über die Ablaufdruckwaage 11 nur ein so großer normerfüllender Ablaufvolumenstrom abströmen kann, dass die durch Normen beschränkte maximale Senkengeschwindigkeit von 0,6 m/s eingehalten wird. Dadurch wird erzielt, dass oberhalb der Grenzlast und bei Nennlast bzw. bei niedriger Viskosität des Druckmittels die maximale Senkengeschwindigkeit von 0,6 m/s des Hubschlittens 5 eingehalten und nicht überschritten wird.
  • Die Ablaufdruckwaage 11 weist somit in der Position X0 des Druckübersetzerkolbens 42 im Betriebszustand Leerlast bzw. Teillast bzw. bei hoher Viskosität des Druckmittels einen großen Regelbereich auf, so dass durch die geöffnete Bypassleitung 30 über die Bypassblende 31 ein maximaler Ablaufvolumenstrom vom Hubzylinder 2 zum Behälter 3 abströmen kann. Bei geöffneter Bypassleitung 30 verringert sich der Durchflusswiderstand der Ablaufdruckwaage 11, so dass bei niedrigen Temperaturen des Druckmittels und somit hoher Viskosität des Druckmittels sowie bis zur Grenzlast auf dem Hubschlitten 5 der Hubschlitten 5 mit höchstmöglicher Senkengeschwindigkeit abgesenkt wird. Oberhalb der Teillast bzw. bei niedriger Viskosität des Druckmittels, wobei sich der Druckübersetzerkolben 2 in der Position X1 befindet, weist die Ablaufdruckwaage 11 einen verringerten Regelbereich auf und arbeitet wie üblich, um die durch Normen beschränkte maximale Senkengeschwindigkeit von 0,6 m/s des Hubschlittens 5 einzuhalten.
  • Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung kann die Steuervorrichtung 40 den Regelbereich der Ablaufdruckwaage 11 zusätzlich in Abhängigkeit von dem Lastschwerpunkt der auf dem Hubschlitten 5 befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit eines zulässigen Kippmoments des Flurförderzeugs verändern. Die maximale Senkengeschwindigkeit des Hubschlittens 5 mit Nennlast ist durch Normen auf den Wert von 0,6 m/s beschränkt, um zu verhindern, dass beim Senkenstopp, d.h. einem Stopp der Senkenbewegung des Hubschlittens 5 ein derartiger Impuls in das Flurförderzeug eingeleitet, der ein Kippmoment um die Vorderachse des Flurförderzeugs bewirkt und zum Kippen des Flurförderzeugs nach Vorne führen würde. Zudem ist die maximale Senkengeschwindigkeit des Hubschlittens 5 durch Normen auf den Wert von 0,6 m/s beschränkt, um den Einfall einer an dem Hubzylinder 2 angeordneten Leitungsbruchsicherung zu verhindern.
  • Das beim Senkenstopp in das Flurförderzeug eingeleitete Kippmoment verringert die Resttragfähigkeit und somit die Standsicherheit des Flurförderzeugs kurzfristig und kann bei einem abrupten Abstoppen des Hubschlittens 5 zum Kippen des Flurförderzeugs nach Vorne führen. Die Verzögerung des Hubschlittens 5 beim Senkenstopp und damit der erzeugte Impuls ist proportional zu der auf dem Hubschlitten 5 durch die aufgenommene Last wirkenden Gewichtskraft. Mit Reduzierung der Gewichtskraft und damit der Last auf dem Hubschlitten 5 bzw. dem Lastdruck in dem Hubzylinder 2 verringert sich die Verzögerung beim Senkenstopp. Das Flurförderzeug hat bei geringer Last bzw. ohne Last auf dem Hubschlitten 5 eine deutlich höhere Standsicherheit. Im Belastungsfall ohne Last auf dem Hubschlitten 5 ist ein Kippen des Flurförderzeugs nach Vorne beim Senkenstopp nicht zu provozieren. Hieraus lässt sich ableiten, dass eine höhere Senkengeschwindigkeit in den Belastungsfällen Nulllast oder Teillast des Hubschlittens zulässig wäre. Mit der Ermittlung des Belastungsfalles des Hubschlittens mit den geringsten Kippmomenten, beispielsweise dem Belastungsfall Leerlast, kann daher die Senkengeschwindigkeit auf den durch die Normen beschränkten Wert von 0,6 m/s oder einen Wert darüber hinaus (>0,6 m/s) erhöht werden, solange die Leitungsbruchsicherung nicht ausgelöst wird.
  • Sofern die Last auf dem Hubschlitten 5 einen geringen Abstand des Lastschwerpunkts von der Kippachse des Flurförderzeugs aufweist, erzeugt die Last ein geringes Kippmoment, so dass die Grenzlast erhöht werden kann, bis zu der das Schaltventil 43 in die Durchflussstellung 43b betätigt ist und somit die Ablaufdruckwaage 11 den großen Regelbereich mit hoher Senkengeschwindigkeit aufweist.
  • Mit der erfindungsgemäßen Ablaufdruckwaage 11 kann die Senkengeschwindigkeit durch Ermittlung des Belastungsfalles des Hubschlittens 5 auf den Wert von 0,6 m/s oder darüber hinaus erhöht werden, solange ein zulässiges Kippmoment beim Senkenstopp nicht überschritten und somit die Standsicherheit des Flurförderzeugs nicht gefährdet ist.
  • Die Erfindung weist eine Reihe von Vorteilen auf:
    Mit der erfindungsgemäßen Ablaufdruckwaage 11 kann der Hubschlitten 5 bei Leerlast oder bei Teillast sowie bei hoher Viskosität des Druckmittels mit höchstmöglicher Senkengeschwindigkeit abgesenkt werden. Die Senkengeschwindigkeit insbesondere bei Leerlast des Hubschlittens 5 kann maximiert werden. Zudem können träge Senkenvorgänge aufgrund hoher Viskosität des Druckmittels beschleunigt werden. Dadurch ist eine Erhöhung der Umschlagsleistung des Flurförderzeugs erzielbar, insbesondere bei einem Lastspiel Anheben des Hubschlittens mit Nennlast und Absenken des Hubschlittens mit Leerlast, da jeder Senkenvorgang des Hubschlittens schneller ausgeführt werden kann.
  • Die Erfindung ist nicht auf die dargestellte Ausführungsform mit einer stromauf des Steuerventils 10 angeordneten Ablaufdruckwaage 11 beschränkt. Alternativ kann die Ablaufdruckwaage 11 im Senkenzweig 4 stromab des Steuerventils 10 angeordnet werden.

Claims (13)

  1. Hydraulischer Hubantrieb (1) einer mobilen Arbeitsmaschine, insbesondere eines Flurförderzeugs, zum Anheben und Absenken eines Hubschlittens (5), wobei der Hubantrieb (1) einen Hubzylinder (2) und ein Steuerventil (10) zur Steuerung des Senkenbetriebs des Hubantriebs (1) aufweist, wobei in einem von dem Hubzylinder (2) zu einem Behälter (3) geführten Senkenzweig (4) eine Ablaufdruckwaage (11) angeordnet ist, die von einer Federeinrichtung (20) in Richtung einer Durchflussstellung (11a) und von dem in einem Signalpfad (21) der Ablaufdruckwaage (11) stromauf des Steuerventils (10) anstehenden Druck in Richtung einer Sperrstellung (11b) beaufschlagt ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Ablaufdruckwaage (11) mit einer den Regelbereich der Ablaufdruckwaage (11) steuernden Steuervorrichtung (40) versehen ist, mit der der Regelbereich der Ablaufdruckwaage (11) in Abhängigkeit von der auf dem Hubschlitten (5) befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit von der Viskosität des Druckmittels des Hubantriebs (1) veränderbar ist.
  2. Hydraulischer Hubantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuervorrichtung (40) derart ausgebildet ist, dass ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten (5) die Ablaufdruckwaage (11) einen großen Regelbereich aufweist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten (5) die Ablaufdruckwaage (11) einen verringerten Regelbereich aufweist.
  3. Hydraulischer Hubantrieb nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuervorrichtung (40) derart ausgebildet ist, dass bei hoher Viskosität des Druckmittels die Ablaufdruckwaage (11) einen großen Regelbereich aufweist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels die Ablaufdruckwaage (11) einen verringerten Regelbereich aufweist.
  4. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuervorrichtung (40) eine die Ablaufdruckwaage (11) in Richtung der Sperrstellung (11b) beaufschlagende Federeinrichtung (41) umfasst, deren Federvorspannung in Abhängigkeit von der auf dem Hubschlitten (5) befindlichen Last und/oder in Abhängigkeit von der Viskosität des Druckmittels veränderbar ist.
  5. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (41) ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten (5) eine geringe Federvorspannung aufweist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten (5) eine erhöhte Federvorspannung aufweist.
  6. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (41) bei hoher Viskosität des Druckmittels eine geringe Federvorspannung aufweist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels eine erhöhte Federvorspannung aufweist.
  7. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 4 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass zur Veränderung der Federvorspannung der Federeinrichtung (41) ein mit der Federeinrichtung (41) in Wirkverbindung stehender Druckübersetzerkolben (42) vorgesehen ist, der von einem Steuerdruck beaufschlagbar ist, wobei zur Steuerung der Beaufschlagung des Druckübersetzerkolbens (42) mit dem Steuerdruck ein Schaltventil (43) vorgesehen ist, das eine Sperrstellung (43a) und eine Durchflussstellung (43b) aufweist.
  8. Hydraulischer Hubantrieb nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Schaltventil (43) derart angesteuert ist, dass ausgehend von Nulllast bis zu einer Grenzlast auf dem Hubschlitten (5) das Schaltventil (43) in die Sperrstellung (43a) beaufschlagt ist und ausgehend von der Grenzlast bis zur Nennlast auf dem Hubschlitten (5) das Schaltventil (43) in die Durchflussstellung (43b) beaufschlagt ist.
  9. Hydraulischer Hubantrieb nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Schaltventil (43) derart angesteuert ist, dass bei hoher Viskosität des Druckmittels das Schaltventil (43) in die Sperrstellung (43a) beaufschlagt ist und bei niedriger Viskosität des Druckmittels das Schaltventil (43) in die Durchflussstellung (43b) beaufschlagt ist.
  10. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerdruck von dem in dem Hubzylinder (2) anstehenden Lastdruck gebildet ist.
  11. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Schaltventil (43) elektrisch betätigbar ist und zur Betätigung mit einer elektronischen Steuereinrichtung (15) in Verbindung steht, wobei die elektronische Steuereinrichtung (15) zur Erfassung der auf dem Hubschlitten (5) befindlichen Last (m) mit einem den Lastdruck im Hubzylinder (2) erfassenden Drucksensor (16) und/oder zur Erfassung der Viskosität des Druckmittels mit einem die Temperatur des Druckmittels erfassenden Temperatursensor (17) in Verbindung steht.
  12. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuervorrichtung (40) den Regelbereich der Ablaufdruckwaage (11) in Abhängigkeit von dem Lastschwerpunkt der auf dem Hubschlitten (5) befindlichen Last (m) und/oder in Abhängigkeit eines zulässigen Kippmoments des Flurförderzeugs verändert.
  13. Hydraulischer Hubantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass eine stromauf des Steuerventils (10) und stromauf der Ablaufdruckwaage (11) von dem Senkenzweig (4) zum Behälter geführte Bypassleitung (30) vorgesehen ist, in der eine Bypassblende (31) angeordnet ist, wobei die Bypassblende (31) in die Ablaufdruckwaage (11) integriert ist.
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