WO2001086153A1 - Hydraulische steueranordnung - Google Patents

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WO2001086153A1
WO2001086153A1 PCT/DE2001/001255 DE0101255W WO0186153A1 WO 2001086153 A1 WO2001086153 A1 WO 2001086153A1 DE 0101255 W DE0101255 W DE 0101255W WO 0186153 A1 WO0186153 A1 WO 0186153A1
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WO
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valve
pressure
hydraulic
control
tank
Prior art date
Application number
PCT/DE2001/001255
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English (en)
French (fr)
Inventor
Edwin Harnischfeger
Manfred Mager
Original Assignee
Mannesmann Rexroth Ag
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Filing date
Publication date
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Application filed by Mannesmann Rexroth Ag filed Critical Mannesmann Rexroth Ag
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Priority to JP2001582726A priority patent/JP2003532848A/ja
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    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2203—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function
    • E02F9/2207—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function for reducing or compensating oscillations
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2217—Hydraulic or pneumatic drives with energy recovery arrangements, e.g. using accumulators, flywheels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B1/00—Installations or systems with accumulators; Supply reservoir or sump assemblies
    • F15B1/02—Installations or systems with accumulators

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control arrangement according to the preamble of patent claim 1.
  • Such control arrangements are used, for example, as a stabilization module in wheel loaders in order to dampen the pitching vibrations that occur when driving.
  • a stabilization module for wheel loaders is known, in which an extension arm is supported by hydrocyclic irides.
  • the cylinder spaces of the hydraulic cylinders that are effective in the support direction are connected to a hydraulic accumulator.
  • the rod-side annular spaces of the hydraulic cylinders are connected to the tank via a further logic valve.
  • a valve arrangement is disposed with a logic valve which locks the 'connection between the hydraulic accumulator and the hydraulic cylinders in its closed position.
  • An end face of a valve body of the logic valve that is effective in the closing direction can be relieved via an electrically operated directional control valve, so that the logic valve can be brought into its open position by the pressure in the hydraulic accumulator and in the cylinder spaces of the hydraulic cylinders that is effective in the opening direction.
  • DE 39 09 205 Cl shows a hydraulic control arrangement in which the cylinder spaces of the hydraulic cylinders are connected to a hydraulic accumulator via an electrically actuated directional valve and the rod-side annular spaces of the hydraulic cylinders are connected to the tank in the driving state of a work machine.
  • a pressure reducing valve is arranged between them and the hydraulic cylinders, by means of which the pressure in the hydraulic accumulator can be limited to a maximum value.
  • a non-return valve is provided between the pressure reducing valve and the hydraulic accumulator, via which a discharge of the hydraulic accumulator via the pressure reducing valve is prevented.
  • This pressure reducing valve is arranged in a filling line leading to the hydraulic reservoir, to which other consumers are also connected. With unfavorable operating conditions, it can happen that these other consumers generate pressure peaks which are passed on to the hydraulic accumulator due to a slow reaction of the pressure reducing valve. A reduction of these pressure peaks is not possible, so that damage to the hydraulic accumulators cannot be ruled out even with this construction.
  • the object of the invention is to create a hydraulic control arrangement for damping driving vibrations of mobile work equipment, by means of which damage to a hydraulic accumulator can be prevented with minimal expenditure on device technology.
  • a pressure relief valve is arranged in a line section between the hydraulic cylinders and the hydraulic accumulator, a non-return valve being connected upstream of the pressure limiting valve, as seen in the flow direction from the hydraulic cylinder to the hydraulic accumulator.
  • Another advantage of the solution according to the invention is that compared to the construction described at the beginning tion the device-related effort is lower with superior function.
  • the check valve according to the invention is preferably designed to be unlockable, the control pressure for unlocking being preferably tapped at the hydraulic cylinder or at the hydraulic accumulator. Tapping on the hydraulic accumulator has the advantage that, due to the higher pressure level, the gear ratio of the unlockable check valve can be selected to be lower.
  • the damping valve arrangement according to the invention is advantageously implemented with a directional control valve via which, in the driving state, for example the rod-side annular space with a tank and / or the control connection of the check valve can be connected to one cylinder space (lifting cylinder bottom side) or the hydraulic accumulator.
  • connection of the annular space of the hydraulic cylinder to the tank can alternatively also take place via a control valve or via another unlockable check valve.
  • the control connection of the further unlockable check valve is pressurized with the same pressure as the first-mentioned check valve.
  • the control valve on the one hand connects the annular space of the hydraulic cylinder to the tank and on the other hand also unlocks the non-return valve by mechanical or hydraulic coupling, so that the pressure accumulator is connected to one cylinder space of the hydraulic cylinder.
  • a piston of the control valve also acts as an impact piston for the check valve, so that compared to conventional solutions, a separate push piston for the unlockable check valve can be saved.
  • the operational safety of the hydraulic circuit is increased by the shut-off device being assigned to the directional control valve, via which it is switched back to its rest position when pressure peaks occur, so that the damping system can be practically overridden and damage to the hydraulic accumulator can be prevented.
  • the damping valve arrangement is realized by a pressure control valve with a tank connection, a pressure connection connected to the pressure accumulator and an input connection connected to the cylinder chamber.
  • the valve spool of the pressure control valve is acted upon by the pressure in the hydraulic accumulator on the one hand and by the force of a compression spring and the pressure in the first cylinder chamber on the other.
  • the valve slide can be brought into a pressure-limiting position in which the pressure in the hydraulic accumulator can be limited to a maximum value.
  • the pressure valve arrangement can be bypassed via a bypass line in which a manually operated shut-off valve is arranged.
  • the hydraulic accumulator towards the tank can be relieved by opening this shut-off valve.
  • the pressure control valve according to the invention is of particularly compact design if the piston slide is assigned a measuring piston supported on the housing, which is guided in the piston slide and can be acted upon with the pressure in the hydraulic accumulator on the face side.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a first exemplary embodiment of a control arrangement according to the invention
  • FIG. 2 shows a section through an exemplary embodiment of a pressure limiting / pressure reducing valve of the damping valve arrangement from FIG. 1 /
  • FIG. 5 a switching diagram of a variant of the exemplary embodiment shown in FIG. 3,
  • FIG. 6 shows a circuit diagram of an exemplary embodiment that is simplified compared to the previously described solutions; and FIG. 7 shows a section through a directional valve, as can be used in the circuit diagrams according to FIGS. 1, 3, 4, 5 and 6.
  • FIG. 1 shows a greatly simplified circuit diagram of a control arrangement for controlling a hydraulic cylinder supporting a boom of a mobile working device, for example a wheel loader, hereinafter referred to as lifting cylinder 2.
  • This can be connected to a hydraulic pump 6 or a tank T via a charger control block 4 indicated by dash-dotted lines.
  • the control arrangement shown has a damping valve arrangement 8, likewise indicated by dash-dotted lines, by means of which vibrations, for example pitching vibrations, which occur during the travel of the wheel loader are damped.
  • This damping valve arrangement 8 is such designed that the lifting cylinder 2 is connected to a hydraulic accumulator 10 during the driving state, so that the lifting cylinder 2 is acted upon by the pressure in the hydraulic accumulator 10 in the supporting direction.
  • the charger control block 4 has a pressure port P to which the hydraulic pump 6 is connected.
  • Two working connections A, B of the loader control block 4 can be connected via the steaming valve arrangement 8 to a cylinder chamber 12 or an annular chamber 14 on the rod side of the hydraulic cylinder -2.
  • the tank T is connected to a tank connection S.
  • the loader control block 4 has a 4/3-way valve, an electrically actuable control valve 16 which, in its spring-loaded basic position, shuts off the work connections A, B from the pressure connection P and the tank connection S.
  • a In a first switching position a, the pressure port P is connected to the working port B and the working port A is connected to the tank port S to extend the hydraulic cylinder 2, so that pressure medium is conveyed into the cylinder space 12 and from the annular space 14 to the tank T.
  • the working port A In the further switching position b, the working port A is connected to the pressure port P and the tank port S is connected to the working port B to retract the hydraulic cylinder 2.
  • the charger control block 4 has a pressure limiting valve 18, via which the working connection B can be connected to the tank connection S when a maximum pressure, for example 330 bar, is exceeded.
  • the steaming valve arrangement 8 has two input connections R, U connected to the working connections A, B and two working connections A 'and B 1 and a tank connection T.
  • the two input connections R, U are connected via channels 20, 22 to the input connections of an electrically operated 4/2 -Way valve 24 connected. This is biased by a compression spring into a basic position in which the channels 20, 22 are blocked.
  • the directional control valve 24 can be brought into its second switching position, in which the channel 20 is connected to a tank channel 26 connected to the tank connection T and the channel 22 is connected to a control channel 28 indicated by dashed lines.
  • the latter leads to the control connection of an unlockable check valve 30 which is arranged in a pressure channel 32 branching off from the channel 22.
  • This leads to a pressure connection P 'to which the hydraulic accumulator 10 is connected.
  • a control valve 34 with a pressure reducing and pressure limiting function is arranged, which will be described in more detail below.
  • the control valve 34 is acted upon by a compression spring 36 and the pressure tapped from the control channel 28 via a branch channel 38 into its basic position shown and via the pressure acting in the hydraulic accumulator 10 in the opposite direction.
  • This pressure is tapped via a control line 40 in the region of the pressure connection P ′ and is led to the end face of the valve spool which acts against the compression spring 36.
  • the damping valve arrangement 8 is assigned a shut-off valve 42, which is arranged in a bypass line 44, via which the pressure connection P ′ can be connected to the tank channel 26 when the control valve 34 is bypassed.
  • this check valve 42 is closed. It is assumed that when the wheel loader is started up, the bucket articulated on the boom rests on the ground. After starting the engine, the control valve 16 is brought into its switching position designated a, so that the cylinder space 12 of the lifting cylinder 2 is supplied with pressure medium via the pump 6, while the annular space 14 is connected to the tank T - the lifting cylinder 2 extends and the bucket is lifted off the ground.
  • the pressure effective in the cylinder chamber 12 propagates through the pressure channel 32, the check valve 30 and the control valve 34 located in its illustrated basic position to the hydraulic accumulator 10.
  • the carrying pressure of the lifting cylinder 2 is approximately 30 to 50 bar in the unloaded state, depending on the bucket weight. This pressure is then also present in the hydraulic accumulator 10.
  • control valve 34 is shifted from its spring-biased basic position by the control pressure prevailing in the control line 40 into a control position pressure-reducing function in which the pressure led to the hydraulic accumulator 10 reaches a limit value, for example 120 bar is reduced.
  • the effective control pressure in the branch channel 38 in the direction of the compression spring 36 is equal to the tank pressure, since the directional control valve 24 is still in its basic position shown.
  • Control valve 34 are brought into a pressure-limiting position by the pressure in the control line 40, in which the hydraulic accumulator 10 is connected to the tank channel 26, so that a maximum pressure limitation of, for example, 150 bar is realized.
  • the check valve 30 prevents the pressure in the hydraulic accumulator 10 from relaxing via the pressure channel 32.
  • the control valve 16 is first brought into its central neutral position, in which the connections A, B and P, S are shut off from one another. Furthermore, the directional control valve 24 is switched over so that the annular space 14 of the lifting cylinder 2 is connected to the tank connection T. Furthermore, in this switching position of the directional control valve 24, the control channel 28 is connected to the channel 22 in which the pressure in the cylinder chamber 12 is present. By appropriately setting the transmission ratio of the check valve 30, this pressure in the control channel 28 is sufficient to unlock the check valve 30 so that the hydraulic accumulator 10 is connected to the cylinder chamber 12 via the control valve 34, the open check valve 30 and the pressure channel 32. the lifting cylinder 2 is held in its supporting position by the pressure in the accumulator 10.
  • the control valve 34 is in its basic position shown. Since the hydraulic accumulator 10 is always pressurized when the system is switched on, a lowering of the boom is reliably prevented. Since the right end face of the valve spool of the control valve 34 is acted upon by the pressure present in the cylinder chamber 12, it is held in its basic position shown. Since the hydraulic accumulator 10 is always subjected to the same pressure when the system is switched on, the bucket is prevented from sagging.
  • the pressure limiting function of the control valve 34 is assumed in the driving state by the pressure limiting valve 18, by means of which the pressure in the pressure channel 32 is limited. This pressure relief valve 18 is designed with a suction function.
  • control valve 34 In the solution according to the invention, the pressure reducing and pressure limiting functions of the control valve 34 are combined in a single valve, the structure of which is described with reference to FIG. 2.
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through a preferred embodiment of the control valve 40 from FIG. 1, which is designed as a combined pressure reducing / pressure limiting valve.
  • the control valve 34 has a valve housing 46 which is penetrated by a valve bore 48.
  • a valve slide 50 is guided in the valve bore 48, which - in its basic position (not shown) via the compression spring 36 against 'one' Stop screw 52 is biased, which is screwed into the right end face portion of the valve bore 48 in FIG.
  • the compression spring 36 is arranged in a spring space 56 which is radially enlarged with respect to the valve bore 48 and is supported on a connecting bush 54 which is penetrated by the control connection X and which is in the mouth region of the
  • Spring chamber 56 or the valve bore 48 in the housing 46 is screwed in.
  • the compression spring 36 engages the valve slide 50 via a spring plate 57.
  • the latter In its central region, the latter has a plurality of pockets 58 distributed around the circumference, through the end faces of which two control edges 60 and 62 are formed.
  • connection between a pressure space 64 opening in the pressure connection P and a storage space 66 opening in the storage connection A can be opened or closed.
  • the connection between the storage space 66 and a tank space 68 opening in the tank connection T is opened or closed via the control edge 60.
  • valve slide 50 is penetrated in the area of the web remaining between the pockets 58 by radial bores 70 which open into an axial blind hole 72 in which a volumetric piston 74 is guided.
  • An end section of the measuring piston 74 protruding from the valve slide 50 is supported on the end face of the stop screw 52.
  • pressure medium can enter from the storage space 66 via the radial bore 70 into the space delimited by the volumetric piston 74 and the axial blind bore 72, so that the valve slide 50 is acted upon by the pressure acting on the end face 76 of the axial blind bore 72 against the force of the compression spring 36.
  • valve slide 50 In its spring-biased basic position, the valve slide 50 rests on the stop screw 52, so that the connection from the pressure connection P to the storage connection A is opened via the control edge 62, while the connection to the tank connection T is blocked. This corresponds to the first switching position of the control valve 34 shown in FIG. 1.
  • the pressure in the hydraulic accumulator 10 is reported via the control connection X in the spring chamber 56, so that the pressure force component resulting from the pressure in the spring chamber 56 prestresses the valve slide 50 in addition to the force of the compression spring 36 in the closed position, while the resultant pressure force acting on the end face 76 acts on the valve slide 50 in the opposite direction.
  • the space 78 remaining between the stop screw 52 and the end face of the valve slide 50 is connected to the tank connection T via a connection bore (not shown).
  • the pressure connection P is connected to the pressure channel 32
  • the storage connection A is connected to the hydraulic accumulator 10
  • the tank connection T is connected to the tank channel 26, while the branch channel 38 opens into the control connection X.
  • this branch channel 38 is connected to the tank connection T via the directional control valve 24, so that the tank pressure is present in the spring chamber 56.
  • the control valve 16 For lifting the bucket, i.e. to extend the lifting cylinder 2, the control valve 16 is brought into the switching position a in the manner described above. Pressure medium flows through the pressure channel 32 to the pressure port P and from there via the open connection between the pressure chamber 64 and the storage chamber 66 to the hydraulic accumulator 10, so that it is extended as a function of the pressure on the lifting cylinder 2.
  • This storage pressure is also in the axial blind bore 72, so that the
  • Valve slide is acted upon by the resulting pressure force component in the opposite direction to the force of the compression spring 36.
  • the accumulator pressure increases, so that, due to the pressure acting on the end face 76, the valve slide 50 counteracts the force of the compression spring 36 is shifted to the left so that the connection between the pressure chamber 64 and the storage chamber 66 is reduced via the control edge 62 - the control valve 34 is in its pressure reducing function.
  • valve slide is brought to the left into the position shown in FIG. 2 by the increased accumulator pressure beyond the position described above, in which The connection between the storage space 66 and the tank space 68 is opened via the control edge 60 - the valve is in its pressure-limiting function, by means of which the maximum pressure of the hydraulic accumulator can be limited to a preset limit value, for example 150 bar.
  • a preset limit value for example 150 bar.
  • the directional control valve 24 When driving, the directional control valve 24 is switched so that a control pressure corresponding to the pressure in the cylinder chamber 12 is provided via the control channel 28 and the branch channel 38 is led to the control connection X.
  • the valve spool when driving, the valve spool is moved back to its basic position by this control pressure and the force of the compression spring 36 against the compressive force resultant on the end face 76, in which the pressure chamber 64 is connected to the storage chamber 66 via the control edge 62 while the connection to the tank room 68 is blocked off via the control edge 60.
  • control valve 34 can also be used in the variants of the system according to the invention described below.
  • the directional control valve 24 is designed as a 4/2-way valve, the annular space 14 of the lifting cylinder 2 being connected to the tank channel 26 via the directional control valve 24 in the driving state.
  • FIG. 3 shows a variant of the control arrangement according to the invention, in which the directional valve 24 is designed as a 3/2-way valve. In its spring-loaded basic position, this directional control valve 24 shuts off the channel 22 connected to the cylinder chamber 12 with respect to the tank channel 26 and the control channel 28. When driving, the directional valve 24 is switched so that the channel 22 is connected to the control channel 28 and the check valve 30 is unlocked. In this switching position of the directional control valve 24, the tank channel 26 is blocked.
  • the annular space 14 of the lifting cylinder 2 is connected to the tank T via a control valve 80 of the loader control block 4.
  • This control valve 80 is arranged in a tank line 82 which connects the channel 20 to the tank connection S.
  • the tank line 82 is blocked.
  • the control valve 80 is switched to the open position by means of a switching magnet, so that the connection between the annular space 14 and the tank T is opened.
  • FIG. 3 corresponds to the exemplary embodiment explained with reference to FIG. 1, so that for the sake of simplicity reference is made to the relevant statements.
  • FIG. 4 shows a further, simplified exemplary embodiment in which, similar to FIG. 3, the directional valve 24 is designed as a 3/2-way valve, via which the control channel 28 is connected to the tank channel 26 in the spring-loaded basic position.
  • the channel 20 leading to the annular space 14 is connected to the tank channel via a further unlockable check valve 84.
  • the pressure at the outlet of the directional control valve 24, i.e. the pressure in the control channel 28 can be tapped.
  • the two check valves 30 and 84 are unlocked by switching the directional valve 24 by the pressure in the cylinder space 12 of the lifting cylinder 2.
  • the hydraulic accumulator 10 with the. Cylinder chamber 12 and, on the other hand, annular chamber 14 of the lifting cylinder are connected to tank channel 26 via channel 20 and check valve 84.
  • the further check valve 84 enables pressure medium to be sucked into the annular space 14.
  • FIG. 4 corresponds to that from FIG. 1, so that further explanations are unnecessary.
  • the pressure present in the cylinder space 12 of the lifting cylinder 2 is switched through. Under certain operating conditions, this pressure can be significantly lower than the pressure in the hydraulic accumulator 10 to which it was charged during the working cycle.
  • the control valve 34 and the unlockable check valves 30 (84) must be designed with large pressure ratios, which in particular the unlockable check valves 30 and 84 can be built very large.
  • FIG. 5 A variant is proposed in FIG. 5 in which the pressure transmission ratio can be set significantly lower than in the exemplary embodiments described above.
  • the basic principle of the circuit explained in FIG. 5 corresponds to the exemplary embodiment explained with reference to FIG. 3 - in principle, however, the variant according to FIG. 5 can also be applied to the exemplary embodiments according to FIGS. 1 and 4.
  • the annular space 14 of the lifting cylinder 2 is connected to the tank T during operation via a control valve 80.
  • the check valve 30 is unlocked via the electrically actuated directional valve 24, which in the exemplary embodiment shown in FIG. 5 is also designed as a 3/2-way valve.
  • the directional valve 24 connects the control channel 28 and the branch channel 38 to the tank channel 26.
  • the connection to the tank channel 26 is closed and the control channel 28 and the branch channel 38 are connected to a storage line 88 which opens into the control line 40. That is, when the directional control valve 24 is switched, the pressure in the hydraulic accumulator 10 is switched into the control channel 28 via the control line 40 and the accumulator line 88, so that the check valve 30 is unlocked by the higher pressure of the hydraulic accumulator.
  • the check valve 30 is thus unlocked by the same pressure which acts on the end face of the valve spool 50 of the control valve 34 which acts against the compression spring 36. Due to the higher control pressure, the pressure transmission ratio of the check valve 30 can be designed to be significantly lower.
  • the annular space 14 of the hydraulic cylinder 2 is connected to the tank either via the directional control valve 24 or via the control valve 80 or the further unlockable check valve 84 during driving operation.
  • the check valve 30 is unlocked by means of a control pressure which is tapped from the hydraulic accumulator 10 or from the cylinder chamber 12 of the hydraulic cylinder 2 via the directional valve 24. This control pressure acts on an impact piston, via which the check valve 30 can be brought into its open position.
  • Figure 6 shows a circuit diagram of a simplified
  • Embodiment in which this impact piston of the check valve 30 can be saved.
  • the basic structure of the exemplary embodiment shown in FIG. 6 corresponds in principle to the circuit diagram of the embodiments explained with reference to FIGS. 3 and 5.
  • the directional control valve 24 is in turn designed as a 3/2-way valve, the control channel 28 being connected to the tank channel 26 in the rest position of the directional control valve 24 and to the storage channel 88 in the switching position - ie when driving.
  • the control valve 80 which can be actuated hydraulically in this case, is not arranged in the loader control block 4 as in the exemplary embodiments shown in FIGS. 3 and 5, but is part of the damping device.
  • control valve 80 designed as a 2/2-way valve, is connected via a tappet 90 to the valve body 92 of the unlockable check valve 30, so that the switching movement of the control valve 80 is transmitted to the check valve 30 in order to bring it into its open position .
  • This mechanical coupling between the control valve 80 and the check valve 30 means that the push-up piston required in the above-described exemplary embodiments can be saved.
  • control valve 80 In the basic position shown, the control valve 80 is in its blocking position, via which the connection between the tank channel 26 and the annular space 14 of the lifting cylinder 2 is blocked.
  • the end face of the piston of the control valve 80 which is effective in the opening direction is acted upon by the pressure in the control channel 28 via a control line 94, so that the tank pressure is present on this control face in the rest position of the directional control valve 24.
  • control pressure corresponding to the pressure in the hydraulic accumulator 10 or in the cylinder chamber 12 is also applied via the control line 94 to the control surface of the piston control valve 80 which is effective in the opening direction, so that it is brought into its open position in which the annular space 14 of the lifting cylinder 2 with the Tank channel 26 is connected.
  • the switching movement of the control valve 80 is transmitted via the plunger 90 to the valve body 92 of the check valve 30, so that this is brought into its open position in which the lifting cylinder 2 is supported by the pressure in the hydraulic accumulator 10.
  • FIG. 7 shows a section through a valve arrangement 96, in which the control valve 80 and the check valve 30 are integrated.
  • the valve arrangement 96 shown is received in a valve plate 98 in which two working connections A, B, a tank connection T opening vertically to the plane of the drawing and a storage connection P 'are formed.
  • the working port A is connected to the cylinder space 12 via the pressure channel 32 and the working port B is connected to the annular space 14 of the lifting cylinder 2 via a working channel 100 (see FIG. 6).
  • the hydraulic accumulator 10 is connected to the accumulator connection P '.
  • valve plate 96 is penetrated in the transverse direction (FIG. 7) by a valve bore 102, in which the valve body 92 of the check valve 30 and a piston 104 of the control valve 80 are received.
  • Annular spaces 106, 108, 110 and 112 are formed in the receiving bore 102, which are connected to the tank connection T, the Working connection B, the working connection A or the storage connection P 'are connected.
  • the receiving bore 102 is blocked off at the end by a screw plug 114 and a guide bush 116 closed on one side, in which the piston 104 is guided.
  • This guide bush 116 has a plurality of jacket openings 117, 119 opening in the area of the annular spaces 106, 108, so that the pressure medium can enter the interior 118 of the guide bush 116.
  • two radially projecting ring collars 120, 122 are formed on the end face, which slide against the circumferential wall of the interior 118.
  • the subspace of the inner space 118 adjoining the end face of the annular collar 122 is connected to the tank connection T and is therefore depressurized.
  • a bush 124 is sealingly inserted, in which the plunger 90 is guided in a sliding manner.
  • the receiving bore 102 has a valve seat 126 against which a conical end section of the valve body 92 designed as a hollow piston is prestressed by means of a closing spring 128.
  • This closing spring 128 is supported on the locking screw 114 and engages on an inner annular end face of the valve body 92.
  • the valve body 92 has a multiplicity of casing bores 130 executed.
  • a spring chamber 132 for the closing spring 128 is connected to the accumulator connection P ′ via these jacket bores 130, so that the check valve is acted upon in the closing direction by the force of the closing spring 128 and the pressure in the hydraulic accumulator 10.
  • the pressure in the annular space 110 which corresponds to the pressure in the cylinder space 12, acts on the valve body 92 in the opening direction.
  • valve body 92 rests on the valve seat 126, so that the connection between the cylinder chamber 12 and the hydraulic accumulator 10 is shut off.
  • the piston 104 is urged via the plunger 90 into its left end position, in which the annular collar 122 closes the jacket opening 119- while the jacket opening 117 is open, so that the annular space between the two annular collars 120 and 122 is subjected to tank pressure.
  • a control port X which is connected via the control line 94 to the control channel 28 and thus to the output port of the directional control valve 24, opens into the pressure space adjoining the left end face of the piston 104. In the rest position of the directional control valve 24, the tank pressure is then present at this control connection X.
  • the directional control valve 24 When the directional control valve 24 is switched by means of the electromagnet 96, the pressure at the hydraulic accumulator 10 (exemplary embodiment according to FIG. 6) or the pressure in the cylinder chamber 12 (exemplary embodiment according to FIG. 3) is present at the control connection X. Since the piston 104 has a larger end face than the end face of the valve body 92 which is effective in the opposite direction, the piston 104 is moved to the right in the illustration according to FIG. 7 by the control pressure applied to its left end face, so that the collar 122 opens the jacket opening 119 and thus the connection from the working connection B connected to the annular space 108 to the tank connection T opens.
  • the axial displacement of the piston 104 is transmitted via the tappet 90 to the valve body 92 so that it is lifted from its valve seat 126 and the connection from the hydraulic accumulator 10 to the cylinder chamber 12 is opened - the lifting cylinder 2 is thus supported by the pressure in the hydraulic accumulator 10.
  • FIG. 6 shows an optional further development of the damping valve device.
  • a shutdown device 134 can be assigned to the directional valve 24.
  • this switch-off device 134 is implemented by a switch-off piston 136, which acts in the same direction as the compression spring of the directional control valve 24 on its valve member.
  • the back of the shut-off piston 136 is acted upon by the pressure in the pressure channel 32 via an actuating channel 138.
  • the effective end face of the shut-off piston 136 is designed such that the directional valve 24 can be moved back into its rest position against the force of the energized electromagnet 96 when pressure peaks occur, so that the damping device is switched off and damage to the hydraulic accumulator 10 is prevented.
  • This switch-off device can of course also be provided in the exemplary embodiments according to FIGS. 1-5.
  • an electrical pressure shutdown can also be provided, via which the directional control valve 24 is returned to its rest position when a maximum pressure in the pressure channel 32 or on the hydraulic accumulator 10 is exceeded.
  • a hydraulic control arrangement for damping driving vibrations of a mobile working device, with a lifting cylinder supporting a working tool, the cylinder spaces of which via a control valve arrangement can be connected to a pressure medium source or a tank.
  • the hydraulic control arrangement also has a damping valve arrangement for connecting one cylinder space to a hydraulic accumulator and the other cylinder space to a tank.
  • the steaming valve arrangement has a valve with a pressure-limiting function, which is arranged between a check valve and the hydraulic accumulator, so that the pressure in the hydraulic accumulator can be reliably limited to a maximum value.

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Abstract

Offenbart ist eine hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von Fahrschwingungen eines mobilen Arbeitsgerätes, mit einem ein Arbeitswerkzeug abstützenden Hubzylinder (2), dessen Zylinderräume (12, 14) über eine Steuerventilanordnung (4) mit einer Druckmittelquelle oder einem Tank (T) verbindbar sind. Die hydraulische Steueranordnung hat desweiteren eine Dämpfungsventilanordnung (8) zur Verbindung des einen Zylinderraums (12) mit einem Hydrospeicher (10) und des anderen Zylinderraums (14) mit einem Tank. Erfindungsgemäß hat die Dämpfungsventilanordnung ein Ventil (34) mit Druckbegrenzungsfunktion, das zwischen einem Rückschlagventil (30) und dem Hydrospeicher angeordnet ist, so daß der Druck im Hydrospeicher zuverlässig auf einen Maximalwert begrenzbar ist.

Description

Beschreibung Hydraulische Steueranordnunq
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steueranordnung gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Derartige Steueranordnungen werden beispielsweise als Stabilisierungsmodul bei Radladern verwendet, um die beim Fahren auftretenden Nickschwingungen zu dämpfen. Aus der DE 197 54 828 C2 der Anmelderin ist ein Stabilisierungs- modul für Rädlader bekannt, bei dem ein Ausleger über Hydrozylirid'e'r abgestützt ist. Während der Fahrt sind die in Abstützrichtung wirksamen Zylinderräume der Hydrozy- linder mit einem Hydrospeicher verbunden. Die stangensei- tigen Ringräume der Hydrozylinder sind über ein weiteres Logikventil mit dem Tank verbunden. Zwischen den Zylinderräumen und dem Hydrospeicher ist eine Ventilanordnung mit einem Logikventil angeordnet, das in seiner Schließ- Stellung die ' Verbindung zwischen dem Hydrospeicher und den HydroZylindern sperrt. Eine in Schließrichtung wirksame Stirnfläche eines Ventilkörpers des Logikventils läßt sich über ein elektrisch betätigtes Wegeventil entlasten, so daß das Logikventil durch den in Öffnungs- richtung wirksamen Druck im Hydrospeicher und in den Zylinderräumen der Hydraulikzylinder in seine Öffnungs- stellung bringbar ist.
Die Absicherung des Hydrospeichers gegen Drucküberhö- hungen in den Hydrozylindern erfolgt über ein weiteres Wegeventil, das durch den Druck im Hydrospeicher in eine Schaltposition verstellbar ist, in der die in Schließrichtung wirksame Stirnfläche des Ventilkörpers mit dem Druck im Hydrospeicher ' beaufschlagbar ist, so daß das Logikventil in seine Sperrstellung zurückgefahren und der Hydrospeicher gegen Überlastung geschützt ist. In diesem Modus wird das elektrisch betätigte Wegeventil gegen die Kraft des Elektromagneten über ein Pilotventil in seine Grundstellung zurückgefahren.
Nachteilig bei dieser Lösung ist, daß zur Absicherung des Hydrospeichers ein erheblicher vorrichtungstechnischer Aufwand, mit einem über ein Pilotventil vorgesteuerten elektrisch betätigten Wegeventil, einem weiteren Wegeventil zur Absicherung und zwei den Zylinderräumen bzw. den Ringräumen der Hydraulikzylinder zugeordneten Logikventilen erforderlich ist. Problematisch ist es desweiteren, daß das Ansprechverhalten dieses bekannten Stabilisierungsmodus, insbesondere das Ansprechverhalten des dem elektrisch betätigbaren Wegeventil vorgeschalteten Pilotventils zu langsam ist um eine Überlastung des Hydrospeichers zu verhindern. Ein weiterer Nachteil dieser bekannten Lösung liegt darin, daß das den Ringräumen der Hydraulikzylinder zugeordnete Logikventil beim Einfahren des Hydrozylinders geschlossen wird, so daß es aufgrund des Unterdrucks im Ringraum zu Kavitationser- scheinungen kommen kann.
In der DE 39 09 205 Cl ist eine hydraulische Steueranordnung gezeigt, bei der im Fahrzustand einer Arbeits- maschine die Zylinderräume der Hydrozylinder über ein elektrisch betätigbares Wegeventil mit einem Hydrospeicher und die stangenseitigen Ringräume der Hydrozylinder mit dem Tank verbunden sind. Zur Begrenzung des Druckes im Hydrospeicher ist zwischen diesen und den Hydrozylin- dern ein Druckminderventil angeordnet, über das der Druck im Hydrospeicher auf einen Maximalwert begrenzbar ist.
Zwischen Druckminderventil und Hydrospeicher ist ein Rückschlagventil vorgesehen, über das eine Entladung des Hydrospeichers über das Druckminderventil verhindert ist. Dieses Druckminderventil ist in einer zu dem Hydrospei- eher führenden Fülleitung angeordnet, an die auch andere Verbraucher angeschlossen sind. Bei ungünstigen Betriebs- bedingungen kann es vorkommen, daß diese anderen Verbraucher Druckspitzen erzeugen, die aufgrund einer zu trägen Reaktion des Druckminderventils in den Hydrospeicher weitergeleitet werden. Ein Abbau dieser Druckspitzen ist nicht möglich, so daß auch bei dieser Konstruktion eine Schädigung der Hydrospeicher nicht ausgeschlossen ist.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von FahrSchwingungen mobiler Arbeitsgeräte zu schaffen, durch die eine Schädigung eines Hydrospeichers mit minimalen vorrichtungstechnischen Aufwand verhinderbar ist.
Diese Aufgabe wird durch eine hydraulische Steueran- Ordnung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
Erfindungsgemäß ist in einem Leitungsabschnitt zwischen den HydroZylindern und dem Hydrospeicher ein Druckbegrenzungsventil angeordnet, wobei ein Rückschlagventil dem Druckbegrenzungsventil - in Strömungsrichtung vom Hydrozylinder zum Hydrospeicher gesehen - vorgeschaltet ist . Durch diese Relativanordnung kann der Druck in den Hydrospeiehern über das Druckbegrenzungsventil auf einen vorbestimmten Maximalwert begrenzt werden, wobei eine Entlastung der Hydrospeicher aufgrund des dem Druckbegrenzungsventil vorgeschalteten Rückschlagventils zum Tank hin möglich ist.
Auf diese Weise, können selbst dann, wenn aufgrund einer zu trägen Reaktion der Dampfungsventilanordnung Druckspitzen in den Hydrospeicher gelangen, diese schnellstmöglich abgebaut werden, so daß die Betriebssicherheit der hydraulischen Steueranordnung gegenüber den herkömmlichen Lösungen wesentlich verbessert ist. Ein weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Lösung liegt darin, daß gegenüber der eingangs beschriebenen Konstruk- tion der vorrichtungstechnische Aufwand bei überlegener Funktion geringer ist.
Das erfindungsgemäße Rückschlagventil wird Vorzugs- weise entsperrbar ausgebildet, wobei der Steuerdruck zum Entsperren vorzugsweise am Hydrozylinder oder am Hydrospeicher abgegriffen wird. Das Abgreifen am Hydrospeicher hat den Vorteil, daß aufgrund des höheren Druckniveaus das Übersetzungsverhältnis des entsperrbaren Rückschlag- ventils geringer gewählt werden kann.
Die erfindungsgemäße Dampfungsventilanordnung wird vorteilhafter Weise mit einem Wegeventil ausgeführt, über das im Fahrzustand, beispielsweise der stangenseitige Ringraum mit einem Tank und/oder der Steueranschluß des Rückschlagventils mit dem einen Zylinderraum (Hubzylinderbodenseite) oder dem Hydrospeicher verbindbar ist.
Die Verbindung des Ringraums des Hydrozylinders mit dem Tank kann alternativ auch über ein Stellventil oder über ein weiteres entsperrbares Rückschlagventil erfolgen. Im letztgenannten Fall wird der Steueranschluß des weiteren entsperrbaren Rückschlagventil mit dem gleichen Druck wie das erstgenannte Rückschlagventil beaufschlagt.
Bei einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung wird durch das Stellventil zum einen der Ringraum des Hydrozylinders mit dem Tank verbunden und zum anderen auch das entsperrbare Rückschlagventil durch mechanische oder hydraulische Kopplung entriegelt, so dass der Druckspeicher mit dem einen Zylinderraum des Hydrozylinders verbunden ist. Eine derartige Einrichtung zeichnet sich durch einen besonders einfachen Aufbau aus. Dabei ist es vorteilhaft, wenn ein Kolben des Stellventils auch als Aufstosskolben für das Rückschlagventil wirkt, so dass gegenüber herkömmlichen Lösungen ein eigener Aufstosskol- ben für das entsperrbare Rückschlagventil eingespart werden kann.
Die Betriebssicherheit des hydraulischen Schaltkreises wird erhöht, indem dem Wegeventil eine Abschalteinrichtung zugeordnet ist, über die dieses bei Auftreten von Druckspitzen in seine Ruhestellung zurückgeschaltet wird, so dass das DämpfungsSys em praktisch übersteuert und einer Schädigung des Hydospeichers vorgebeugt werden kann.
Erfindungsgemäß wird die Dampfungsventilanordnung durch ein Druckregelventil mit einem Tankanschluß, einem mit dem Druckspeicher verbundenen Druckanschluß und einem mit dem Zylinderraum verbundenen Eingangsanschluß realisiert. Der Ventilschieber des Druckregelventils ist vom Druck im Hydrospeicher einerseits und von der Kraft einer Druckfeder und dem Druck im ersten Zylinderraum anderer- seits beaufschlagt. Bei dem Aufbau einer Druckspitze im Hydrospeicher kann der Ventilschieber in eine Druckbegrenzungsposition gebracht werden, in der der Druck im Hydrospeicher auf einen Maximalwert begrenzbar ist .
Zur Entlastung des Hydrospeichers ist die Druckventilanordnung über eine Bypassleitung umgehbar, in der ein handbetätigtes Sperrventil angeordnet ist. Durch Öffnen dieses Sperrventils kann der Hydrospeicher zum Tank hin entlastet werden.
Das erfindungsgemäße Druckregelventil ist besonders kompakt aufgebaut, wenn dem Kolbenschieber ein am -Gehäuse abgestützter Meßkolben zugeordnet ist, der im Kolbenschieber geführt und stirnseitig mit dem Druck im Hydro- Speicher beaufschlagbar ist. Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche.
Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 ein Schaltschema eines ersten Ausführungsbei- spiels einer erfindungsgemäßen Steueranordnung; Figur 2 einen Schnitt durch ein Ausführungsbeispiel eines Druckbegrenzungs-/Druckreduzierventils der Dampfungsventilanordnung aus Figur 1/
Figuren 3, 4 SchaltSchemata zweier weiterer Ausführungsbeispiele, Figur 5 ein Schaltschema einer Variante des in Figur 3 dargestellten Ausführungsbeispiels,
Figur 6 ein Schaltschema eines gegenüber den vorbeschriebenen Lösungen vereinfachten Ausführungsbeispiels und Figur 7 einen Schnitt durch ein Wegeventil, wie es bei den SchaltSchemata gemäß den Figuren 1, 3, 4, 5 und 6 verwendbar ist .
In Figur 1 ist ein stark vereinfachtes Schaltschema einer Steueranordnung zur Ansteuerung eines einen Ausleger eines mobilen Arbeitsgerätes, beispielsweise eines Radladers, abstützenden Hydraulikzylinders, im folgenden Hubzylinder 2 genannt, dargestellt. Dieser ist über einen strichpunktiert angedeuteten Ladersteuerblock 4 mit einer Hydropumpe 6 oder einem Tank T verbindbar.
Die dargestellte Steueranordnung hat eine ebenfalls strichpunktiert angedeutete Dampfungsventilanordnung 8, über die während der Fahrt des Radladers auftretende Schwingungen, beispielsweise Nickschwingungen gedämpft werden. Diese Dampfungsventilanordnung 8 ist derart ausgelegt, daß während des Fahrtzustandes der Hubzylinder 2 mit einem Hydrospeicher 10 verbunden ist, so daß der Hubzylinder 2 in Abstützrichtung von dem Druck im Hydrospeicher 10 beaufschlagt ist.
Bei dem in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel hat der Ladersteuerblock 4 einen Druckanschluß P, an den die Hydropumpe 6 angeschlossen ist. Zwei Arbeitsanschlüsse A, B des Ladersteuerblocks 4 sind über die Dampfungsventilanordnung 8 mit einem Zylinderraum 12 bzw. einem stangenseitigen Ringraum 14 des Hydrozylinders -2 verbindbar. Der Tank T ist an einen Tankanschluß S angeschlossen.
Der Ladersteuerblock 4 hat ein als 4/3-Wegeventil ausgeführtes elektrisch betätigbares Steuerventil 16, das in seiner federvorgespannten Grundstellung die Arbeitsanschlüsse A, B gegenüber dem Druckanschluß P und dem Tankanschluß S absperrt.
In einer ersten Schaltstellung a wird zum Ausfahren des Hydrozylinders 2 der Druckanschluß P mit dem Arbeits- anschluß B und der Arbeitsanschluß A mit dem Tankanschluß S verbunden, so daß Druckmittel in den Zylinderraum 12 und vom Ringraum 14 zum Tank T gefördert wird. In der weiteren Schaltstellung b wird zum Einfahren des Hydrozylinders 2 der Arbeitsaήschluß A mit dem Druckanschluß P und der Tankanschluß S mit dem Arbeitsanschluß B verbunden.
Zur Begrenzung des am Arbeitsanschluß B wirksamen Druckes hat der Ladersteuerblock 4 ein Druckbegrenzungs- ventil 18, über das bei Überschreiten eines Maximaldruckes, beispielsweise 330 bar, der Arbeitsanschluß B mit dem Tankanschluß S verbindbar ist. Die Dampfungsventilanordnung 8 hat zwei mit den Arbeitsanschlüssen A, B verbundene Eingangsanschlüsse R, U sowie zwei Arbeitsanschlüsse A' und B1 sowie einen Tankanschluß T. Die beiden Eingangsanschlüsse R, U sind über Kanäle 20, 22 mit den Eingangsanschlüssen eines elektrisch betätigten 4/2-Wegeventils 24 verbunden. Dieses ist über eine Druckfeder in eine Grundstellung vorgespannt, in der die Kanäle 20, 22 abgesperrt sind. Durch Bestromung eines Elektromagneten läßt sich das Wegeventil 24 in seine zweite Schaltposition bringen, in der der Kanal 20 mit einem an den Tankanschluß T angeschlossenen Tankkanal 26 und der Kanal 22 mit einem gestrichelt angedeuteten Steuerkanal 28 verbunden ist. Letzterer führt zum Steueranschluß eines entsperrbaren Rückschlag- ventils 30, das in einem vom Kanal 22 abzweigenden Druckkanal 32 angeordnet ist. Dieser führt zu einem Druckanschluß P' an den der Hydrospeicher 10 angeschlossen ist. Im Bereich zwischen dem Druckanschluß P ' und dem Rückschlagventil 30 ist ein Regelventil 34 mit Druckminder- und Druckbegrenzungsfunktion angeordnet, das im folgenden noch näher beschrieben wird. Das Regelventil 34 ist mittels eines Druckfeder 36 und dem über einen Zweigkanal 38 vom Steuerkanal 28 abgegriffenen Druck in seine dargestellte Grundposition und über den im Hydrospeicher 10 wirksamen Druck in Gegenrichtung beaufschlagt. Dieser Druck wird über eine Steuerleitung 40 im Bereich des Druckanschlusses P' abgegriffen und zu der entgegen der Druckfeder 36 wirksamen Stirnfläche des Ventilschiebers geführt .
Zur Entlastung des Hydrospeichers 10 ist der Dampfungsventilanordnung 8 ein Sperrventil 42 zugeordnet, das in einer Bypaßleitung 44 angeordnet ist, über die der Druckanschluß P' bei Umgehung des Regelventils 34 mit dem Tankkanal 26 verbindbar ist. Bei normalen Betriebszustand des Radladers ist dieses Sperrventil 42 gschlossen. Es sei angenommen, daß bei Inbetriebnahme des Radladers die am Ausleger angelenkte Schaufel auf dem Boden aufliegt. Nach dem Starten des Motors wird das Steuerven- til 16 in seine mit a bezeichnete Schaltposition gebracht, so daß der Zylinderraum 12 des Hubzylinders 2 über die Pumpe 6 mit Druckmittel versorgt wird, während der Ringraum 14 an den Tank T angeschlossen ist - der Hubzylinder 2 fährt aus und die Schaufel wird vom Boden abgehoben. Der im Zylinderraum 12 wirksame Druck pflanzt sich über den Druckkanal 32, das Rückschlagventil 30 sowie das in seiner dargestellten Grundposition befindliche Regelventil 34 bis zum Hydrospeicher 10 fort. Der Tragedruck des Hubzylinders 2 beträgt im unbeladenen Zustand - je nach Schaufelgewicht - etwa 30 bis 50 bar. Dieser Druck liegt dann auch im Hydrospeicher 10 an.
Steigt dieser Druck aufgrund der Beladung der Schaufel beim Arbeitseinsatz an, so wird das Regelventil 34 aus seiner federvorgespannten Grundposition durch den in der Steuerleitung 40 herrschenden Steuerdruck in eine Regelposition Druckreduzierfunktion verschoben, in der der zum Hydrospeicher 10 geführte Druck auf einen Grenzwert, beispielsweise 120 bar reduziert wird. Der in Richtung der Druckfeder 36 wirksame Steuerdruck im Zweigkanal 38 ist gleich dem Tankdruck, da das Wegeventil 24 sich noch in seiner dargestellten Grundposition befindet.
Ein Füllen des Hydrospeicher 10 über den in der Druckreduzierfunktion eingestellten Druck von 120 bar ist nicht möglich, da sich das Regelventil 34 dann in der mittleren Sperrposition befindet.
Für den Fall, daß der Druck im Hyrospeicher 10 auf- grund von Druckspitzen weiter über den vorgenannten
Grenzwert von beispielsweise 120 bar ansteigt, kann das Regelventil 34 durch den Druck in der Steuerleitung 40 in eine Druckbegrenzungsposition gebracht werden, in der der Hydrospeicher 10 mit dem Tankkanal 26 verbunden ist, so daß eine Maximaldruckbegrenzung auf beispielsweise 150 bar realisiert ist.
Auf diese Weise ist ein Entlastungsschlag durch einen überhöhten Maximaldruck im Hydrospeicher 10 beim Ansteuern des Steuerventils 16 mit minimalem Aufwand verhin- dert.
Für den Fall, daß der Druck im Hydrospeicher 10 unter 120 bar absinkt, verhindert das Rückschlagventil 30 ein Entspannen des Druckes im Hydrospeicher 10 über den Druckkanal 32.
Falls der Radlader nunmehr zur Arbeitsstelle gefahren wird, wird zunächst das Steuerventil 16 in seine mittlere Neutralposition gebracht, in der die Anschlüsse A, B und P, S gegeneinander abgesperrt sind. Desweiteren wird das Wegeventil 24 umgeschaltet, so daß der Ringraum 14 des Hubzylinders 2 mit dem Tankanschluß T verbunden ist. Desweiteren wird in dieser Schaltposition des Wegeventils 24 der Steuerkanal 28 mit dem Kanal 22 verbunden, in dem der Druck im Zylinderraum 12 anliegt. Durch entsprechende Einstellung des Übersetzungsverhältnisses des Rückschlagventils 30 reicht dieser Druck im Steuerkanal 28 aus, um das Rückschlagventil 30 zu entriegeln, so daß der Hydrospeicher 10 über das Regelventil 34, das geöffnete Rück- schlagventil 30 und den Druckkanal 32 mit dem Zylinderraum 12 verbunden ist - der Hubzylinder 2 wird durch den Druck im Speicher 10 in seiner Stützstellung gehalten. Dabei befindet sich das Regelventil 34 in seiner dargestellten Grundposition. Da der Hydrospeicher 10 beim Einschalten des Systems immer mit Druck beaufschlagt ist, wird ein Absinken des Auslegers zuverlässig verhindert. Da die rechte Stirnfläche des Ventilschiebers des Regel- ventils 34 mit dem im Zylinderraum 12 vorhandenen Druck beaufschlagt ist, wird dieser in seiner dargestellten Grundposition gehalten. Da der Hydrospeicher 10 beim Einschalten des Systems immer mit dem gleichen Druck beaufschlagt ist, wird ein Absacken des Schaufel verhindert. Die Druckbegrenzungsfunktion des Regelventils 34 wird im Fahrzust nd durch das Druckbegrenzungsventil 18 übernommen, über das der Druck im Druckkanal 32 begrenzt ist. Dieses Druckbegrenzungsventil 18 ist mit einer Nachsaugfunktion ausgeführt.
Bei der erfindungsgemäßen Lösung sind die Druckminder- und Druckbegrenzungsfunktionen des Regelventils 34 in einem einzigen Ventil zusammengefaßt, dessen Aufbau anhand von Figur 2 beschrieben ist.
Figur 2 zeigt einen Längsschnitt durch eine bevorzugte Ausführungsform des Regelventils 40 aus Figur 1, das als kombiniertes Druckminder-/Druckbegrenzungsventil ausgeführt ist. Das Regelventil 34 hat ein Ventilgehäuse 46, das von einer Ventilbohrung 48 durchsetzt ist. In dieser Ventilbohrung münden ein Druckanschluß P, ein Speicheranschluß A, ein gestrichelt angedeuteter Tankan- schluß T sowie ein stirnseitiger Steueranschluß X. In der Ventilbohrung 48 ist ein Ventilschieber 50 geführt, der in seiner - nicht dargestellten -Grundposition über die Druckfeder 36 gegen ' eine Anschlagschraube 52 vorgespannt ist, die in den Figur 2 rechten Stirnflächenabschnitt der Ventilbohrung 48 eingeschraubt ist.
Die Druckfeder 36 ist in einem gegenüber der Ventil- bohrung 48 radial erweiterten Federraum 56 angeordnet und an einer Anschlußbuchse 54 abgestützt, die vom Steueran- schluß X durchsetzt ist und die im Mündungsbereich des
Federraums 56 bzw. der Ventilbohrung 48 in das Gehäuse 46 eingeschraubt ist. Die Druckfeder 36 greift über einen Federteller 57 am VentilSchieber 50 an. Dieser hat in seinem mittleren Bereich mehrere am Umfang verteilte Taschen 58, durch deren Stirnflächen zwei Steuerkanten 60 und 62 ausgebildet sind.
Über die Steuerkante 62 läßt sich die Verbindung zwischen einem im Druckanschluß P mündenden Druckraum 64 und einem im Speicheranschluß A mündenden Speicherraum 66 auf- bzw. zusteuern. Über die Steuerkante 60 wird die Verbindung zwischen dem Speicherraum 66 und einem im Tankanschluß T mündenden Tankraum 68 auf- bzw. zugesteuert.
Der Ventilschieber 50 wird im Bereich des zwischen den Taschen 58 verbleibenden Steges von Radialbohrungen 70 durchsetzt, die in einer Axialsacklochbohrung 72 münden, in der ein Meßkolben 74 geführt ist. Ein aus dem Ventilschieber 50 hervorstehender Endabschnitt des Meß- kolbens 74 ist an der Stirnfläche der Anschlagschraube 52 abgestützt.
Dementsprechend kann Druckmittel vom Speicherraum 66 über die Radialbohrung 70 in den vom Meßkolben 74 und von der Axialsacklochbohrung 72 begrenzten Raum eintreten, so daß der Ventilschieber 50 durch den auf die Stirnfläche 76 der Axialsacklochbohrung 72 wirkenden Druck entgegen der Kraft der Druckfeder 36 beaufschlagt ist.
In seiner federvorgespannten Grundposition liegt der VentilSchieber 50 an der Anschlagschraube 52 an, so daß über die Steuerkante 62 die Verbindung vom Druckanschluß P zum Speicheranschluß A aufgesteuert ist, während die Verbindung zum Tankanschluß T abgesperrt ist. Dies ent- spricht der in Figur 1 dargestellten ersten Schaltstellung des Regelventils 34. Der Druck im Hydrospeicher 10 wird über den Steueranschluß X in den Federraum 56 gemeldet, so daß die aus dem Druck im Federraum 56 resultierende Druckkraftkompόnente den Ventilschieber 50 zusätzlich zur Kraft der Druckfeder 36 in Schließstellung vorspannt, während die auf die Stirnfläche 76 wirkende Druckkraftresultierende den Ventilschieber 50 in Gegenrichtung beaufschlagt. Der zwischen der Anschlagschraube 52 und der Stirnfläche des Ventilschiebers 50 verbleibende Raum 78 ist über eine nicht dargestellte Verbin- dungsbohrung mit dem Tankanschluß T verbunden.
Wie sich aus dem Vergleich mit Figur 1 ergibt, ist der Druckanschluß P an den Druckkanal 32 angeschlossen, der Speicheranschluß A ist mit dem Hydrospeicher 10 verbunden, der Tankanschluß T ist an den Tankkanal 26 angeschlossen, während der Zweigkanal 38 im Steueranschluß X mündet. Bei unbetätigtem Wegeventil 24 ist dieser Zweigkanal 38 über das Wegeventil 24 mit dem Tankanschluß T verbunden, so daß im Federraum 56 der Tankdruck anliegt.
Zum Anheben der Schaufel, d.h. zum Ausfahren des Hubzylinders 2 wird das Steuerventil 16 in der vorbeschriebenen Weise in die Schaltstellung a gebracht. Dabei strömt Druckmittel über den Druckkanal 32 zum Druckanschluß P und von dort über die aufgesteuerte Verbindung zwischen dem Druckraum 64 und dem Speicherraum 66 zum Hydrospeicher 10, so daß dieser in Abhängigkeit vom Druck am Hubzylinder 2 ausgefahren wird. Dieser Speicherdruck liegt auch in der Axialsackbohrung 72 an, so daß der
Ventilschieber durch die resultierende Druckkraftkomponente in Gegenrichtung zur Kraft der Druckfeder 36 beaufschlagt ist. Durch das Befüllen des Hydrospeichers 10 über den Druckanschluß P steigt der Speicherdruck an, so daß aufgrund des auf die Stirnfläche 76 wirksamen Druckes der Ventilschieber 50 gegen die Kraft der Druckfeder 36 nach links verschoben wird, so daß die Verbindung zwischen dem Druckraum 64 und dem Speicherraum 66 über die Steuerkante 62 verkleinert wird - das Regelventil 34 befindet sich in seiner Druckminderfunktion.
Bei Erreichen des voreingestellten Grenzwertes - beispielsweise 120 bar - wird die Verbindung zwischen dem Druckraum 64 und dem Speicherraum 66 durch die Steuerkante 62 vollständig geschlossen - diese Ventilposition ist durch die mittlere Sperrstellung des Regelventils 40 in Figur 1 dargestellt. D.h., in diesem Zustand ist die Verbindung zum Hubzylinder 2 bzw. zur Hydropumpe 6 unterbrochen, so daß der Hydrospeicher 10 nicht weiter aufgeladen werden kann. In der Druckminder- bzw. Sperr- funktion des Regelventils 34 ist die Verbindung zwischen dem Speicherraum 66 und dem Tankraum 68 weiterhin geschlossen.
Wird nun - beispielsweise verursacht durch andere Verbraucher - im System eine Druckspitze erzeugt, die sich bis in den Hydrospeicher 10 fortpflanzt, so wird der Ventilschieber durch den erhöhten Speicherdruck über die vorbeschriebene Stellung hinaus nach links in die in Figur 2 dargestellte Position gebracht, in der über die Steuerkante 60 die Verbindung zwischen dem Speicherraum 66 und dem Tankraum 68 aufgesteuert wird - das Ventil befindet sich in seiner Druckbegrenzungsfunktion, über die der Maximaldruck des Hydrospeichers auf einen voreingestellten Grenzwert, beispielsweise 150 bar begrenz- bar ist. Derartige Überhöhungen des Speicherdruckes können auch durch Leckage oder Temperaturerhöhung auftreten.
Im Fahrbetrieb wird das Wegeventil 24 umgeschaltet, so daß über den Steuerkanal 28 und den Zweigkanal 38 ein dem Druck im Zylinderraum 12 entsprechender Steuerdruck zum Steueranschluß X geführt ist. D.h., im Fahrbetrieb wird der Ventilschieber durch diesen Steuerdruck sowie der Kraft der Druckfeder 36 gegen die auf die Stirnfläche 76 wirksame Druckkraftresultierende in seine Grundposi- tion zurückbewegt, in der der Druckraum 64 über die Steuerkante 62 mit dem Speicherraum 66 verbunden ist, während die Verbindung zum Tankraum 68 über die Steuerkante 60 abgesperrt ist.
Das Regelventil 34 läßt sich auch bei den im folgenden beschriebenen Varianten des erfindungsgemäßen Systems einsetzen.
Bei dem anhand von Figur 1 dargestellten Ausführungs- beispiel ist das Wegeventil 24 als 4/2-Wegeventil ausgeführt, wobei im Fahrzustand über das Wegeventil 24 der Ringraum 14 des Hubzylinders 2 mit dem Tankkanal 26 verbunden wird. In Figur 3 ist eine Variante der erfindungsgemäßen Steueranordnung gezeigt, bei der das Wege- ventil 24 als 3/2-Wegeventil ausgeführt ist. Dieses Wegeventil 24 sperrt in seiner federvorgespannten Grundposition den mit dem Zylinderraum 12 verbundenen Kanal 22 gegenüber dem Tankkanal 26 und dem Steuerkanal 28 ab. Im Fahrbetrieb wird das Wegeventil 24 umgeschaltet, so daß der Kanal 22 mit dem Steuerkanal 28 verbunden ist und das Rückschlagventil 30 entsperrt wird. In dieser Schaltposition des Wegeventils 24 ist der Tankkanal 26 abgesperrt.
Im Unterschied zu dem vorbeschriebenen Ausführungs- beispiel wird der Ringraum 14 des Hubzylinders 2 über ein Stellventil 80 des Ladersteuerblocks 4 mit dem Tank T verbunden. Dieses Stellventil 80 ist in einer Tankleitung 82 angeordnet, die den Kanal 20 mit dem Tankanschluß S verbindet. In der federvorgespannten Grundposition des als elektrisch betätigbares 2/2-Wegeventil ausgeführten Stellventils 80 ist die Tankleitung 82 abgesperrt. Im Fahrbetrieb wird das Stellventil 80 mittels eines Schaltmagneten in die Durchgangsposition umgeschaltet, so daß die Verbindung zwischen dem Ringraum 14 und dem Tank T geöffnet wird.
Im übrigen entspricht die in Figur 3 dargestellte Variante dem anhand Figur 1 erläuterten Ausführungsbei- spiel, so daß der Einfachheit halber auf die diesbezüglichen Ausführungen verwiesen wird.
Figur 4 zeigt ein weiteres, vereinfachtes Ausführungsbeispiel, bei dem - ähnlich wie bei Figur 3 - das Wegeventil 24 als 3/2-Wegeventil ausgeführt ist, über das in der federvorgespannten Grundposition der Steuerkanal 28 mit dem Tankkanal 26 verbunden ist. Bei dem in Figur 4 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der zum Ringraum 14 führende Kanal 20 über ein weiteres entsperrbares Rückschlagventil 84 mit dem Tankkanal verbunden. Zum Entsper- ren dieses weiteren Rückschlagventils 84 kann über eine Steuerleitung 86 der Druck am Ausgang des Wegeventils 24, d.h. der Druck im Steuerkanal 28 abgegriffen werden. Demgemäß werden die beiden Rückschlagventile 30 und 84 durch Umschalten des Wegeventils 24 durch den Druck im Zylinderraum 12 des Hubzylinders 2 entsperrt. Dadurch wird einerseits der Hydrospeicher 10 mit dem . Zylinderräum 12 und andererseits der Ringraum 14 des Hubzylinders über den Kanal 20 und das Rückschlagventil 84 mit dem Tankkanal 26 verbunden. Das weitere Rückschlagventil 84 ermöglicht ein Nachsaugen von Druckmittel in den Ringraum 14.
Im übrigen entspricht das in Figur 4 dargestellte Ausführungsbeispiel demjenigen aus Figur 1, so daß weitere Erläuterungen entbehrlich sind.
Bei den vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen wurde zum Entsperren des bzw. der Rückschlagventile 30 (84) sowie zur Beaufschlagung des Ventilschiebers 50 des Regelventils 34 in Richtung der Druckfeder 36, der im Zylinderraum 12 des Hubzylinders 2 anliegende Druck durchgeschaltet. Dieser Druck kann bei bestimmten Be- triebsbedingungen wesentlich niedriger als der Druck im Hydrospeicher 10 sein, auf den dieser während des Arbeitsspieles aufgeladen worden ist. Um auch bei einem niedrigen Druck im Zylinderraum 12 eine EntSperrung des Rückschlagventils 30 (84) und Abstützung des Arbeitswerk- zeuges zu gewährleisten, müssen das Regelventil 34 und die entsperrbaren Rückschlagventile 30 (84) mit großen Druckübersetzungen ausgebildet, was insbesondere die entsperrbaren Rückschlagventile 30 und 84 sehr groß bauen läßt.
In Figur 5 wird eine Variante vorgeschlagen, bei der das Druckübersetzungsverhältnis wesentlich geringer als bei den vorbeschriebenen Aus ührungsbeispielen eingestellt werden kann. Das Grundprinzip der in Figur 5 erläuterten Schaltung entspricht dem anhand von Figur 3 erläuterten Ausführungsbeispiel - prinzipiell läßt sich die Variante gemäß Figur 5 jedoch auch auf die Ausführungsbeispiele gemäß den Figuren 1 und 4 übertragen.
Ähnlich wie bei dem in Figur 3 dargestellten Ausführungsbeispiel wird bei der Anordnung gemäß Figur 5 der Ringraum 14 des Hubzylinders 2 im Fahrbetrieb über ein Stellventil 80 mit dem Tank T verbunden. Die Entsperrung des Rückschlagventils 30 erfolgt über das elektrisch betätigbare Wegeventil 24, das bei dem in Figur 5 dargestellten Ausführungsbeispiel ebenfalls als 3/2-Wegeventil ausgeführt ist.
In seiner federvorgespannten Grundposition verbindet das Wegeventil 24 den Steuerkanal 28, sowie den Zweigkanal 38 mit dem Tankkanal 26. Bei Betätigung des Wegeven- tils 24 wird die Verbindung zum Tankkanal 26 geschlossen und der Steuerkanal 28 sowie der Zweigkanal 38 mit einer Speicherleitung 88 verbunden, die in die Steuerleitung 40 mündet. D.h., bei Schalten des Wegeventils 24 wird über die Steuerleitung 40 und die Speicherleitung 88 der Druck im Hydrospeicher 10 in den Steuerkanal 28 durchgeschaltet, so daß das Rückschlagventil 30 durch den höheren Druck des Hydrospeichers entsperrt wird.
Bei dem in Figur 5 dargestellten Ausführungsbeispiel wird somit das Rückschlagventil 30 durch den gleichen Druck entsperrt, der auf die gegen die Druckfeder 36 wirkende Stirnfläche des Ventilschiebers 50 des Regelventils 34 wirkt. Aufgrund des höheren Steuerdruckes kann das Druckübersetzungsverhältnis des Rückschlagventils 30 wesentlich geringer ausgelegt werden.
Bei den vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen ist im Fahrbetrieb der Ringraum 14 des Hydrozylinders 2 entweder über das Wegeventil 24 oder über das Stellventil 80 bzw. das weitere entsperrbare Rückschlagventil 84 mit dem Tank verbunden. Das Entsperren des Rückschlagventils 30 erfolgt bei allen vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen mittels eines Steuerdrucks, der über das Wegeventil 24 vom Hydrospeicher 10 oder vom Zylinderraum 12 des Hydrozylinders 2 abgegriffen wird. Dieser Steuerdruck wirkt auf einen Aufstosskolben, über den das Rückschlagventil 30 in seine Öffnungsstellung bringbar ist. -
Figur 6 zeigt ein Schaltschema eines vereinfachten
Ausführungsbeispiels, bei dem dieser Aufstosskolben des Rückschlagventils 30 eingespart werden kann. Der Grundaufbau des in Figur 6 dargestellten Ausführungsbeispiels entspricht im Grundprinzip dem Schaltschema der an Hand der Figuren 3 und 5 erläuterten Ausführungsformen. Bei dem in Figur 6 dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Wegeventil 24 wiederum als 3/2-Wegeventil ausgeführt, wobei der Steuerkanal 28 in der Ruheposition des Wegeventils 24 mit dem Tankkanal 26 und in der Schaltposition - d. h. im Fahrbetrieb - mit dem Speicherkanal 88 verbunden ist. Das in diesem Fall hydraulisch betätigbare Stellventil 80 ist nicht wie bei den in den Figuren 3 und 5 dargestellten Ausführungsbeispielen im Ladersteuerblock 4 angeordnet, sondern ist Teil der Dämpfungseinrichtung.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist das als 2/2-Schaltventil ausgeführte Stellventil 80 über einen Stößel 90 mit dem Ventilkδrper 92 des entsperrbaren Rückschlagventils 30 verbunden, so dass die Schaltbewegung des Stellventils 80 auf das Rückschlagventil 30 übertragen wird, um dieses in seine Öffnungsstellung zu bringen. Durch diese mechanische Kopplung zwischen Stellventil 80 und Rückschlagventil 30 kann der bei den vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen erforderliche Aufstosskolben einge- spart werden.
In der dargestellten Grundposition befindet sich das Stellventil 80 in seiner Sperrstellung, über die die Verbindung zwischen dem Tankkanal 26 und dem Ringraum 14 des Hubzylinders 2 abgesperrt ist. Die in Öffnungsrichtung wirksame Stirnfläche des Kolbens des Stellventils 80 ist über eine Steuerleitung 94 mit dem Druck im Steuerkanal 28 beaufschlagt, so dass an dieser Steuerfläche in der Ruheposition des Wegeventils 24 der Tankdruck anliegt.
Bei Bestromung des Elektomagneten 96 des Wegeventils 24 wird dieses in seine Schaltstellung gebracht, in der der Steuerkanal 28 mit der Speicherleitung 88 verbunden ist, so dass das Regelventil 34 in seine mit 1 bezeichne- tete Grundposition gebracht wird. Gemäß der in Figur 3 dargestellten Variante kann dieser Steuerdruck jedoch auch am Zylinderraum 12 des Hubzylinders 2 abgegriffen werden.
Der dem Druck im Hydrospeicher 10 oder im Zylinder- räum 12 entsprechende Steuerdruck liegt über die Steuerleitung 94 auch an der in Öffnungsrichtung wirksamen Steuerfläche des Kolbenstellventils 80 an, so dass dieses in seine Öffnungsstellung gebracht wird, in der der Ringraum 14 des Hubzylinders 2 mit dem Tankkanal 26 verbunden ist. Die Schaltbewegung des Stellventils 80 wird über den Stößel 90 auf den Ventilkörper 92 des Rückschlagventils 30 übertragen, so dass dieses in seine Öffnungsstellung gebracht wird, in der der Hubzylinder 2 durch den Druck im Hydrospeicher 10 abgestützt wird.
Figur 7 zeigt einen Schnitt durch eine Ventilanordnung 96, in die das Stellventil 80 und das Rückschlagventil 30 integriert sind.
Die dargestellte Ventilanordnung 96 ist in einer Ventilplatte 98 aufgenommen, in der zwei Arbeitsanschlüsse A, B, ein vertikal zur Zeichenebene mündender Tankan- schluss T und ein Speicheranschluss P' ausgebildet sind. Der Arbeitsanschluss A ist über den Druckkanal 32 mit dem Zylinderraum 12 und der Arbeitsanschluss B über einen Arbeitskanal 100 (siehe Figur 6) mit dem Ringraum 14 des Hubzylinders 2 verbunden. An den Speicheranschluss P' ist der Hydrospeicher 10 angeschlossen.
Die Ventilplatte 96 wird in Querrichtung (Figur 7) von einer Ventilbohrung 102 durchsetzt, in der der Ventilkörper 92 des Rückschlagventils 30 und ein Kolben 104 des Stellventils 80 aufgenommen sind.
In der Aufnahmebohrung 102 sind Ringräume 106, 108, 110 und 112 ausgebildet, die mit dem Tankanschluss T, dem Arbeitsanschluss B, dem Arbeitsanschluss A bzw. dem Speicheranschluss P' verbunden sind. Die Aufnahmebohrung 102 ist stirnseitig durch eine Verschlussschraube 114 und eine einseitig geschlossene Führungsbuchse 116 abgesperrt, in der der Kolben 104 geführt ist. Diese Führungsbuchse 116 hat eine Vielzahl von im Bereich der Ringräume 106, 108 mündenden Manteldurchbrüchen 117, 119, so dass das Druckmittel in den Innenraum 118 der Führungsbuchse 116 eintreten kann.
Am Kolben 104 sind stirnseitig zwei radial vorstehende Ringbünde 120, 122 ausgebildet, die gleitend an der Umfangswandung des Innenraums 118 anliegen. Der an die Stirnfläche des Ringbundes 122 angrenzenden Teilraum des Innenraums 118 ist mit dem Tankanschluss T verbunden und somit drucklos . In die in Figur 7 rechte Stirnfläche der Führungsbuchse 116 ist dichtend in eine Buchse 124 eingesetzt, in der der Stößel 90 gleitend geführt ist.
Der eine Endabschnitt dieses Stößels 90 taucht in den
Innenraum 118 der Führungsbuchse 116 ein und liegt an der benachbarten Stirnfläche des Kolbens 104 an. Der andere Endabschnitt des Stößels 90 ragt in den Ringraum 110 hinein und steht in Anlage oder in geringem Abstand zum Ventilkörper 92 des Rückschlagventils 30, der im rechten Endabschnitt der Aufnahmebohrung 102 gelagert ist. In diesem Bereich hat die Aufnahmebohrung 102 einen Ventilsitz 126, gegen den ein kegelförmiger Endabschnitt des als Hohlkolben ausgeführten Ventilkörpers 92 mittels einer Schließfeder 128 vorgespannt ist. Diese Schließfeder 128 stützt sich an der Verschlussschraube 114 ab und greift an einer inneren Ringstirnfläche des Ventil- körpers 92 an.
Im Bereich des kegelförmigen Endabschnittes ist der Ventilkörper 92 mit einer Vielzahl von Mantelbohrungen 130 ausgeführt. Über diese Mantelbohrungen 130 ist ein Federraum 132 für die Schließfeder 128 mit dem Speicheranschluss P' verbunden, so dass das Rückschlagventil in Schließrichtung durch die Kraft der Schließfeder 128 und dem Druck im Hydrospeicher 10 beaufschlagt ist. In Öffnungsrichtung wirkt auf den Ventilkörper 92 der Druck im Ringraum 110, der dem Druck im Zylinderraum 12 entspricht .
In der Grundposition liegt der Ventilkörper 92 auf dem Ventilsitz 126 auf, so dass die Verbindung zwischen dem Zylinderraum 12 und dem Hydrospeicher 10 abgesperrt ist. Der Kolben 104 wird über den Stößel 90 in seine linke Endposition beaufschlagt, in der der Ringbund 122 den Manteldurchbruch 119- verschließt, während der Manteldurchbruch 117 geöffnet ist, so dass der Ringraum zwischen den beiden Ringbünden 120 und 122 mit Tankdruck beaufschlagt ist.
In den an die linke Stirnfläche des Kolbens 104 angrenzenden Druckraum mündet ein Steueranschluss X, der über die Steuerleitung 94 mit dem Steuerkanal 28 und damit mit dem Ausgangsanschluss des Wegeventils 24 verbunden ist. In der Ruheposition des Wegeventils 24 liegt dann an diesem Steueranschluss X der Tankdruck an.
Beim Umschalten des Wegeventils 24 mittels des Elektromagneten 96 liegt an dem Steueranschluss X der Druck am Hydrospeicher 10 (Ausführungsbeispiel nach Figur 6) oder der Druck im Zylinderraum 12 (Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3) an. Da der Kolben 104 eine größere Stirnfläche als die in Gegenrichtung wirksame Stirnfläche des Ventilkörpers 92 hat, wird der Kolben 104 in der Darstellung gemäß Figur 7 durch den an seiner linken Stirnfläche anliegenden Steuerdruck nach rechts bewegt, so dass der Ringbund 122 den Manteldurchbruch 119 aufsteuert und somit die Verbindung von dem mit dem Ringraum 108 verbundenen Arbeitsanschluss B zum Tankanschluss T öffnet. Die Achsialverschiebung des Kolbens 104 wird über den Stößel 90 auf den Ventilkörper 92 übertragen, so dass dieser von seinem Ventilsitz 126 abgehoben und die Verbindung vom Hydrospeicher 10 zum Zylinderraum 12 aufgesteuert wird - der Hubzylinder 2 wird somit durch den Druck im Hydrospeicher 10 gestützt.
Figur 6 zeigt noch eine optionale Weiterbildung der Dämpfungsventileinrichtung. Demgemäß kann dem Wegeventil 24 eine Abschalteinrichtung 134 zugeordnet werden. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist diese Abschalteinrichtung 134 durch einen Abschaltkolben 136 realisiert, der in gleicher Richtung wie die Druckfeder des Wegeventils 24 auf dessen Ventilglied wirkt. Die Rückseite des Abschaltkolbens 136 ist über einen Stellkanal 138 mit dem Druck im Druckkanal 32 beaufschlagt. Die wirksame Stirnfläche des Abschaltkolbens 136 ist so ausgelegt, dass das Wegeventil 24 beim Auftreten von Druckspitzen auch gegen die Kraft des bestromten Elektromagneten 96 in seine Ruheposition zurückbewegbar ist, so dass die Dämpfungs- einrichtung abgeschaltet und einer Schädigung des Hydrospeichers 10 vorgebeugt ist. Diese Abschalteinrichtung läßt sich selbstverständlich auch bei den Ausführungsbei- spielen gemäß den Figuren 1 - 5 vorsehen. An Stelle der mechanischen Abschalteinrichtung kann auch eine elektrische Druckabschaltung vorgesehen sein, über die bei Überschreiten eines Maximaldrucks im Druckkanal 32 oder am Hydrospeicher 10 das Wegeventil 24 in seine Ruheposition zurückgefahren wird.
Offenbart ist eine hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von FahrSchwingungen eines mobilen Arbeitsgerä- tes, mit einem ein Arbeitswerkzeug abstützenden Hubzylinder, dessen Zylinderräume über eine Steuerventilanordnung mit einer Druckmittelquelle oder einem Tank verbindbar sind. Die hydraulische Steuer nordnung hat desweiteren eine Dampfungsventilanordnung zur Verbindung des einen Zylinderraums mit einem Hydrospeicher und des anderen Zylinderraums mit einem Tank. Erfindungsgemäß hat die Dampfungsventilanordnung ein Ventil mit Druckbegrenzungs- funktion, das zwischen einem Rückschlagventil und dem Hydrospeicher angeordnet ist, so daß der Druck im Hydrospeicher zuverlässig auf einen Maximalwert begrenzbar ist.
Hubzylinder
Ladersteuerblock
Pumpe
Dämpfungsventilanordnung
Hydrospeicher
Zy1inderraum
Ringraum
Steuerventi1
Druckbegrenzungsventi1
Kanäle
Kanäle
Wegeventil
Tankkanal
Steuerkanal
Rückschlagventil
Druckkanal
Regelventil
Druckfeder
Zweigkanal
Steuerleitung
Sperrventil
Bypaßleitung
Ventilgehäuse
Ventilbohrung
Venti1schieber
Anschlagschraube
Anschlußbuchse
Federraum
Federteller
Taschen
Steuerkante
Steuerkante
Druckraum Speicherraum
Tankraum
Radialbohrung
Axialsacklochbohrung
Meßkolben
Stirnfläche
Raum
Schwimmstellungsventil
Tankleitung
Rückschlagventil
Steuerleitung
Speicherleitung
Stößel
Ventilkörper
Steuerleitung
Venti1anordnung
Ventilplatte
Arbeitskanal
Aufnahmebohrung
Kolben
Ringraum
Ringraum
Ringraum
Ringraum
Verschlussschraube
Führungsbuchse
Innenraum
Ringbund
Ringbund
Buchse
Sitz
Schließfeder
Mantelbohrung
Federraum
Abschalteinrichtung
Abschaltkolben

Claims

Ansprüche
1. Hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von Fahrschwingungen eines mobilen Arbeitsgerätes, mit einem ein Arbeitswerkzeug abstützenden Hydrozylinder (2) , dessen Zylinderräume (12, 14) über eine Steuerventil- anordnung (4) mit einer Druckmittelquelle (6, 10) oder einem Tank (T) verbindbar sind, und mit einer Dampfungsventilanordnung (8) zur Verbindung des einen Zylinderraums (12) mit einem Hydrospeicher (10) und des anderen Zylinderraums (14) mit dem Tank (T) , wobei die Dampfungsventilanordnung ein Ventil (34) zur Beeinflussung des Druckes im Hydrospeicher (10) und ein Rückschlagventil (30) zur Verhinderung einer Rückströmung des Druckmittels vom Hydrospeicher (10) zum Zylinderraum (12) hat, dadurch gekennzeichnet, daß das Rückschlagventil (30) zwischen dem einen Zy- linderraum (12) und dem Ventil (34) angeordnet ist und letzteres eine Druckbegrenzungsfunktion hat, über die bei Überschreiten eines Grenzdruckes aus dem Hydrospeicher (10) Druckmittel zum Tank (T) abführbar ist .
2. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 1, wobei das Rückschlagventil (30) entsperrbar ausgebildet ist und der Steuerdruck zum Entsperren an dem einen Zylinderraum (12) oder am Hydrospeicher (10) abgegrif- fen ist.
3. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 2, wobei die Dampfungsventilanordnung ein vorzugsweise elektromagnetisch betätigtes Wegeventil (24) hat, über das in einer Schaltstellung der andere Zylinderraum (14) mit dem Tank (T) und/oder ein Steueranschluß des Rückschlagventils (30) mit dem einen Zylinderraum (12) oder dem Hydrospeicher (10) verbunden ist.
4. Hydraulische Steuer nordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, mit einem Stellventil (80), über das der andere Zylinderraum (14) mit dem Tank verbindbar ist.
5. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 2 oder 3, mit einem weiteren entsperrbaren Rückschlagventil (84) , dessen Steueranschluß mit dem wesentlichen gleichen Druck wie das Rückschlagventil (30) beaufschlagt ist und über das eine Verbindung zwischen dem anderen- Zylinderraum (14) und dem Tank (T) aufsteuerbar ist.
6. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 4, wobei das Rückschlagventil (30) über das Stellventil (80) in seine ÖffnungsStellung bringbar ist.
7. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 6, wobei ein Kolben (104) des Stellventils (80) als Aufstoss- kolben für das Rückschlagventil (30) wirkt.
8. Hydraulische Steueranordnung nach einem der Ansprüche 2 bis 7, wobei dem Wegeventil (24) eine Abschalteinrichtung (134) zugeordnet ist, über die dieses in seine federvorgespannte Ruhestellung bringbar ist .
9. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 8, wobei die Abschalteinrichtung einen auf das Ventilglied des
Wegeventils (24) wirkenden Abschaltkolben (136) hat, der mit dem Druck in dem einen Zylinderraum (12) beaufschlagt ist.
10. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Ventil (34) einen Ventil- Schieber (50) hat, der einerseits vom Druck im Hydrospeicher (10) und andererseits von einer Druckfeder (36) und dem Druck im einen Zylinderraum (12) des Hydrozylinders (2) oder dem Druck im Hydrospeicher (10) beaufschlagbar ist, und über den in Abhängigkeit vom Speicherdruck eine Verbindung eines mit dem Hydrospeicher verbundenen Speicheranschlusses (A) mit einem Druckanschluß (P) oder einem Tankanschluß (T) aufsteuerbar ist.
11. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 10, wobei in einem Endabschnitt des Ventilschiebers (50) des Ventils (34) ein am Gehäuse abgestützter Meßkolben
(74) geführt ist und der vom Meßkolben (74) und dem Ventilschieber (50) begrenzte Raum mit dem Druck im Hydrospeicher (10) beaufschlagt ist.
12. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Steuerventilanordnung (4) ein einstellbares Druckbegrenzungsventil (18) hat, über das der Druck im einen Zylinderraum (12) begrenzbar ist .
13. Hydraulische Steueranordnung nach Anspruch 12, wobei das Druckbegrenzungsventil (18) mit einer Nachsaug- funktion ausgeführt ist.
14. Hydraulische Steueranordnung nach einem der auf Anspruch 3 zurückbezogenen Ansprüche, wobei der mit dem Steueranschluß des Rückschlagventils (30) verbundene Ausgangsanschluß des Wegeventils (24) über einen Steuerkanal (38) mit einem Federraum (56) des Ventils (34) verbunden ist.
15. Hydraulische Steueranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, mit einer das Ventil (34) umgehen- den Bypaßleitung (44) , in der ein Sperrventil (42) angeordnet ist, und über die der Hydrospeicher (10) mit dem Tank (T) verbindbar ist.
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111332266A (zh) * 2020-03-31 2020-06-26 徐工集团工程机械股份有限公司科技分公司 电控制动液压系统及工程机械

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6655136B2 (en) * 2001-12-21 2003-12-02 Caterpillar Inc System and method for accumulating hydraulic fluid
JP5368084B2 (ja) * 2008-11-21 2013-12-18 国際計測器株式会社 振動試験装置

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3909205C1 (de) * 1989-03-21 1990-05-23 Hanomag Ag, 3000 Hannover, De
EP0378129A1 (de) * 1989-01-13 1990-07-18 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulisches System für den Auslegerzylinder einer Konstruktionsmaschine
DE19608758A1 (de) * 1996-03-07 1997-09-11 Rexroth Mannesmann Gmbh Hydraulische Ventilanordnung
DE19754828A1 (de) * 1997-12-10 1999-06-24 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulische Steueranordnung für eine mobile Arbeitsmaschine, insbesondere für einen Radlader, zur Dämpfung von Nickschwingungen
US5992146A (en) * 1996-04-12 1999-11-30 Caterpillar Inc. Variable rate ride control system

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0378129A1 (de) * 1989-01-13 1990-07-18 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulisches System für den Auslegerzylinder einer Konstruktionsmaschine
DE3909205C1 (de) * 1989-03-21 1990-05-23 Hanomag Ag, 3000 Hannover, De
DE19608758A1 (de) * 1996-03-07 1997-09-11 Rexroth Mannesmann Gmbh Hydraulische Ventilanordnung
US5992146A (en) * 1996-04-12 1999-11-30 Caterpillar Inc. Variable rate ride control system
DE19754828A1 (de) * 1997-12-10 1999-06-24 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulische Steueranordnung für eine mobile Arbeitsmaschine, insbesondere für einen Radlader, zur Dämpfung von Nickschwingungen

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111332266A (zh) * 2020-03-31 2020-06-26 徐工集团工程机械股份有限公司科技分公司 电控制动液压系统及工程机械

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