WO2002055426A2 - Steuervorrichtung für eine an einen hydraulischen kreis angescholossene arbeitseinrichtung - Google Patents

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WO2002055426A2
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Definitions

  • Control device for a connected to a hydraulic circuit
  • the invention relates to a control device for a working device connected to a hydraulic circuit, in particular for a forklift load fork which can be raised and lowered with a working cylinder, with a valve control unit which, when the load fork is lowered and also when it is loaded, assumes a control position in which a Predeterminable maximum volume flow in the hydraulic circuit is observed.
  • control devices known in this regard are disadvantageous in that when the load fork is lowered without load, only the dead weight of the moving parts, in particular in the form of the load fork, is available on the lifting mast to return the hydraulic oil from the working cylinder (plunger cylinder). to promote to the tank as part of the hydraulic circuit.
  • the pressure at the cylinder can drop to values ⁇ 8 bar.
  • the known constant volume flow controller represents a particularly great hurdle because its orifice must be chosen so small that a control pressure difference of at least 7 bar can be set. Smaller regulating pressures would lead to unstable behavior in the hydraulic circuit of the work equipment and cannot be accepted for safety reasons either.
  • Another problem presented by the customer is the falling characteristic for the volume flow controller. For safety and practical reasons, it should be ensured that the lowering speed should be lower as the load increases. If this is carried out in the known control devices via the constant volume flow controller, this also leads in principle to increased instability within the hydraulic circuit.
  • a safety circuit for the control circuit of a power lift is known from DE 37 08 143 C1, in which the control circuit uses a control valve as a function of the pressure difference between two control lines Position of the lifting cylinder is set to a setpoint, the pressure in a control line being influenced by a position sensor and the pressure level in the control lines being influenced by a setpoint generator.
  • a control circuit is provided with which, when the pressure medium supply circuit is switched off, the control of the working chamber of the power lift is decoupled from the control valve and this switching state is maintained after the pressure medium supply circuit has been started up until the setpoint value set on the setpoint generator is brought up to the actual position value , In this way, it is reliably avoided that an implement attached to the tractor inadvertently rises or falls after the tractor has been started, because an inadvertent adjustment of the setpoint generator has taken place when the pressure medium supply circuit is switched off. This prevents damage and accidents. In the known solution, however, the lowering behavior of the working device is similarly unfavorable as in the technical solutions described above in this area.
  • the invention is therefore based on the object of optimizing the known control devices to the effect that an improved lowering behavior for the work equipment of a work machine, in particular in the form of the fork of a forklift, has been achieved, and yet the desired stability criteria for the hydraulic circuit are fulfilled.
  • a corresponding object is achieved by a control device having the features of claim 1.
  • the valve control unit is provided with a pressure compensator, which limits the pilot pressure for a control valve when a predetermined control pressure difference in the hydraulic circuit is reached in such a way that it regulates a control position.
  • the known flow control valve in the main flow is replaced by a pressure compensator in the pilot control circuit, which only needs to be designed for low volume flows.
  • the control system can be implemented with simple and inexpensive components that are also functionally reliable in operation and enable stable control behavior.
  • the volume flow when lowering the work equipment for example in the form of a load fork, can be significantly increased even without a load, so that there are no obstacles to operation during the lowering.
  • the control device uses a seat valve, which is pilot-controlled by a proportional pressure reducer, as a control orifice for a maximum volume flow limitation integrated in the system.
  • a measuring nozzle screwed into the control block of the working device can be used as the measuring orifice, which is to be designed for a control pressure difference of only 3 to 4 bar at nominal volume flow.
  • the pressure difference of the measuring nozzle is monitored by the pressure compensator in the pilot control circuit of the seat valve mentioned, the pressure compensator opening when the control differential pressure is reached and thus limiting the maximum pilot control pressure of the seat valve.
  • the respective stroke of the seat valve then takes a control position to maintain the maximum volume flow.
  • the control device has a hydraulic circuit 10, which is closed per se, with a hydraulic pump P for the fluid and pressure supply and with a tank T for the fluid storage.
  • a working device designated as a whole as 12
  • the load fork 16 can be provided with a load 18 on its upper side.
  • the lifting and lowering direction of the load fork 16 is shown in FIG. 1 with arrows 20. If the lifting Valve 22 controlled, this switches through and via the hydraulic pump P and with the check valve 24 open, the hydraulic medium is fed under pressure into the working cylinder 14 and in this way the load fork 16 with its load 18 is raised.
  • the control device is provided with a valve control unit which, when the load fork 16 is lowered under the load 18, assumes a control position in which a predeterminable maximum volume flow in the hydraulic circuit 10 is maintained.
  • the valve control unit is provided with a pressure balance 26 which, when a predeterminable control pressure difference in the hydraulic circuit 10 is reached, limits the pilot pressure for a control valve 28 such that it takes up a control position to maintain the maximum volume flow.
  • the pressure compensator 26 with its two control connections 30 and 32 is connected in front of and behind a measuring orifice 34 to the hydraulic circuit 10, the measuring orifice 34 providing the control pressure difference mentioned for actuating the pressure compensator 26.
  • the orifice plate 34 itself is connected in the hydraulic circuit 10 between the working device 12 and the control valve 28.
  • the control valve 28 can be controlled by a proportional pressure reducer 36, whose output 38 is connected to the pilot circuit 40 of the control valve 28.
  • the function of the pressure compensator 26 is to limit the pilot pressure when the control pressure difference is reached at the orifice plate 34.
  • the inlet 42 of the proportional pressure reducer 36 is connected to a connection point 44 in the hydraulic circuit 10, the connection point 44 opening into the hydraulic circuit 10 between the measuring orifice 34 and the working device 12.
  • the hydraulic pump P with the actuating valve 22 can also open into this connection point 44 in the hydraulic circuit 10 or, as shown in FIG 1 at an upstream point between the connection point 44 and the working device 12.
  • a further orifice 46 is connected as shown in FIG.
  • the characteristic of the proportional pressure reducer 36 can also be set, which, in its switching position shown in FIG. 1, establishes a fluid-carrying connection between the outlet 38 and a tank connection 48 and, moreover, in its other switching position establishes a fluid-conducting connection between the inlet 42 and the outlet 38.
  • the pressure compensator 26 assumes a blocking position in its switching position shown in FIG. 1, in which the pilot circuit 40 is blocked by a further tank connection 50. In the other switching position relating to the pressure compensator 26, a fluid-carrying connection is established between the pilot circuit 40 and the further tank connection 50.
  • an emergency lowering function of the load fork is implemented via a conventional shut-off unit 52.
  • the control valve 28 is a pilot-operated seat valve 54 with an opening cross-section which can be varied continuously as a function of the pilot pressure, which is shown once as a switching symbol in the illustration according to FIG. 1 and once with its actual internal structure.
  • the pilot control takes place via a force booster 56 with a transmission piston 58.
  • This force booster 56 is necessary in order to achieve a complete opening of the control valve 28 and thus the lowest possible flow resistance when lowering the load without loading (load pressures under ⁇ 8 bar under certain circumstances). This takes into account the requirement that the load reduction function must function without a running pump, ie the primary pressure supply of the proportional pressure reducer 36 can only be done by means of The load pressure is tapped. Therefore, when lowering without loading, the pilot pressure can never be higher than the current load pressure.
  • the piston side of the force converter 58 is connected to the pilot circuit 40 in a fluid-carrying manner and the rod side is connected to the tank in a fluid-carrying manner. Furthermore, the force transmission piston 58 is operatively connected to the other switching parts of the seat valve via its control rod.
  • a compression spring 60 acts on these other switching parts, counter to the direction of action of the force booster piston 58, the pretensioning of which is fixed by means of the locking screw 62.
  • the relevant structure for such pilot-operated seat valve 54 is common, so that it is not dealt with in more detail at this point.
  • the pilot-poppet valve 54 includes the working device 12 leakproof from the tank port T, namely 'in the manner of a seat valve, while going in the other switching position the continuously variable in dependence on the pilot control pressure in size control aperture 64, the pertinent Connection with proportionally variable throttle characteristics is established.
  • the pressure compensator 26 mentioned in the pilot control circuit 40 is designed only for small volume flows, for example in the order of magnitude of approximately 1 l / min. Furthermore, the pressure drop at the orifice plate 34, in particular formed by a measuring nozzle, is monitored by the pressure compensator 26, which establishes a connection between the pilot line of the seat valve 54 and the tank connection when the regulating pressure difference is reached, and thus prevents a further increase in the lower volume flow.
  • the maximum sink volume flow can be changed by changing the orifice diameter.
  • the maximum opening cross section of the control orifice 64 of the control valve 28 is chosen to be very large with regard to the pilot pressure limitation of the pressure compensator 26.
  • the opening cross section cut for the control orifice 64 of the control valve 28 designed such that at the same pilot pressure in the pilot control circuit 40, the lowering volume flow which occurs decreases with an increase in the load or the load 18 on the working device 12.
  • both the outlet 66 of the pressure compensator 26 and the already mentioned outlet 38 of the proportional pressure reducer 36 open into the pilot control circuit 40 of the control valve 28.
  • the inputs 42 of the proportional pressure reducer 36 and the control connection 30 are connected to one another in a fluid-conducting manner as an actuating input for the pressure compensator 26, via a branch point 68 in the hydraulic circuit 10.
  • the control device utilizes the seat valve 54 with control orifice 64, which is pilot-controlled by the proportional pressure reducer 36, for the maximum volume flow limitation required in the hydraulic circuit 10.
  • the measuring orifice 34 designed as a measuring nozzle is designed for a control differential pressure of only 3 to 4 bar at nominal volume flow.
  • the relevant control differential pressure at the orifice plate 34 is monitored by the pressure compensator 26 in the pilot control circuit 40 of the seat valve 54.
  • the pressure compensator 26 opens into its fluid-permeable switching position and thus limits the maximum pilot pressure of the seat valve 54.
  • the stroke of the seat valve assumes a control position for maintaining the maximum volume flow.
  • the geometry of the seat valve 54 is designed such that with increased load pressure the flow forces require a considerable increase in the pilot pressure to achieve the same stroke. This leads to the result that, with the same pilot pressure, the lowering volume flow that is set decreases with increasing load. In this way, a system characteristic can be achieved in which the operator of the forklift requires more adjustment travel to achieve the same lowering speed as the load increases.
  • the degressive behavior in this regard is favorable for a sensible activity and serves in the remaining safety aspects.
  • the lowering volume flows V s which occur at constant pilot pressure p s (isobars) can be seen from FIG. 2, the line shown at the top in the viewing direction of FIG. 2 with an arrow 70 representing the maximum limitation by the pressure compensator 26.
  • control orifice 64 of the control valve 28 thus receives, in addition to its original function as a continuously opening seat valve, the additional function as a control orifice of a constant flow control valve formed from the orifice plate 34, pressure compensator 26 and precisely this control orifice 64 to limit the maximum lowering speed. This has a reduction in the
  • the control valve 28 is activated with the aid of the force intensifier, which is essentially formed from the valve body 56 and the piston 58.
  • the primary connection of the proportional pressure reducer is supplied from the load pressure of the lifting function so that it is possible to lower the load even when the hydraulic pump is switched off (saving energy, particularly with battery-operated devices).
  • the power booster 56 eliminates the problem that when lowering without loading only an extremely low pilot pressure (depending on the mast design ⁇ 7 bar) is available for opening the control valve 28. Only with the force booster 56 is a complete opening of the control valve guaranteed under all circumstances and thus an extremely low flow resistance when lowering without load.
  • a modified embodiment of the control device is presented in more detail below with reference to FIG.
  • the same components as are used in the embodiment according to FIG. 1 are designated with the same reference numerals, and the statements made so far also apply to the modified embodiment according to FIG. 3.
  • the embodiment according to FIG. 3 is only explained insofar as it differs significantly from the embodiment according to FIG.
  • the orifice plate 34 is connected to a tank connection line, specifically between the connection line T on the control valve 28 and the tank T.
  • the first control connection 30 runs between the pressure compensator 26 and the tank connection T of the control valve 28 arranged.
  • the second control connection 32 is connected to the pressure compensator 26 and opens with its other free end, seen in the fluid direction, behind the measuring orifice 34 into the tank connection line to the tank T.
  • the arrangement in question has the advantage that all connections the pressure compensator 26 are decoupled leakage-free from the consumer 12 by the valve seat 64, so that the only possible leakage point is only the proportional pressure reducing valve 36, which can be dimensioned such that the leakage emanating from this valve 36 is far below the required forklift tightness ,
  • the arrangement shown in Figure 3 thus allows an almost leak-free operation with very good control behavior for the overall device.
  • control device according to the invention need not be limited to forklifts, but can be used for comparable problems. Hydraulics can also be understood to mean the use of pneumatic media.
  • a corresponding orifice or throttle with an adjustable cross-section can be used, which supplies the required control pressure difference for the pressure compensator 26.
  • control device With the control device according to the invention, a very inexpensive, functionally reliable system is achieved with which defined lowering movements Work facilities are reached, the control behavior can be described as stable. Furthermore, it is possible to lower the lowering speed when the control device is actuated as the load increases, which takes increased safety aspects into account.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Steuervorrichtung für eine an einen hydraulischen Kreis (10) angeschlossene Arbeitseinrichtung (12), insbesondere für eine mit eienm Arbeitszylinder (14) heb- und senkbare Lastgabel (16) eines Gabelstaplers, mit einer Ventilsteuereinheit, die beim Absenken der Lastgabel (16) auch unter Beladung (18) derselben eine Regelposition einnimmt, bei de rein vorgebarer Maximal-Volumenstrom im hydraulischen Kreis (10) eigehalten ist. Dadurch, dass die Ventilsteuereinheit mit winer Druckwaage (26) versehen ist, die mit Erreichen einer vorgebbaren Regeldruckdifferenz im hydraulischen Kreis (10) den Vorsteuerdruck für ein Steuerventil (28) derart begrenzt, dass dieses eine Regelposition einnimmt zum Einhalten des Maximal-Vlumenstromes, ist das bekannte Stromregelventil im Hauptstrom durch eine Druckwaage (26) im Vorsteuerkreis (40) ersetzt, die nur für geringe Volumenströme ausgelegt zu sein braucht. Damit ist das Regelsystem mit einfachen und kostengünstigen Komponenten realisierbar, die im übrigen auch funktionssicher im Betrieb sind und stabiles Regelverhalten ermöglichen.

Description

Steuervorrichtung für eine an einen hydraulischen Kreis angeschlossene
Arbeitseinrichtung
Die Erfindung betrifft eine Steuervorrichtung für eine an einen hydraulischen Kreis angeschlossene Arbeitseinrichtung, insbesondere für eine mit einem Arbeitszylinder heb- und senkbare Lastgabel eines Gabelstaplers, mit einer Ventilsteuereinheit, die beim Absenken der Lastgabel auch unter Be- ladung derselben eine Regelposition einnimmt, bei der ein vorgebbarer Maximal-Volumenstrom im hydraulischen Kreis eingehalten ist.
Das proportionale Lastabsenken von Lastgabeln bei Gabelstaplern wird häufig von Sitzventilen mit stetigem Öffnungsverhalten mit veranlaßt. Die da- hingehenden Sitzventile können direkt betätigt oder vorgesteuert sein. Der Einsatz von Sitzventilen ist insbesondere deshalb geboten, weil von den Gabelstapler-Herstellern ein sog. „staplerdichtes" Lasthalten gefordert wird, welches nur sehr geringe Leckagen zuläßt. Durch das Vermeiden von Leckagen im hydraulischen Kreis ist sichergestellt, daß die Lastgabel mit oder ohne Beladung sich nicht eigenmächtig absenken kann, was ein Sicherheitsproblem darstellen würde. Eine lastunabhängige Maximal- Volumenstrombegrenzung wird bei den bekannten Lösungen von einem in Reihe mit den anderen Komponenten des hydraulischen Kreises geschalteten Konstant-Volumenstromregler übernommen.
Die dahingehend bekannten Steuervorrichtungen sind insofern nachteilig, als beim Absenken der Lastgabel ohne Last nur das Eigengewicht der bewegten Teile, insbesondere in Form der Lastgabel, am Hubmast zur Verfügung steht, um das Hydrauliköl vom Arbeitszylinder (Plunger-Zylinder) zurück. zum Tank als Bestandteil des hydraulischen Kreises zu fördern. Bei bestimmten Hubmastausführungen kann der Druck am Zylinder auf Werte < 8 bar abfallen.
Je mehr Komponenten nun beim Absenken durchströmt werden müssen, desto geringer wird der sich einstellende Volumeήstrom ausfallen. Dabei stellt der bekannte Konstant-Volumenstromregler eine besonders große Hürde dar, weil seine Blende so klein gewählt werden muß, daß sich eine Regeldruckdifferenz von mindestens 7 bar einstellen kann. Kleinere Regeldrücke würden zu instabilem Verhalten im hydraulischen Kreis der Arbeitseinrichtung führen und können gleichfalls aus Sicherheitsgründen nicht hingenommen werden. Ein weiteres Problem stellt die vom Kunden gefor- derte fallende Kennlinie für den Volumenstromregler dar. So soll aus Si- cherheits- und Praktikabilitätsgründen gewährleistet sein, daß mit größer werdender Last die Senkgeschwindigkeit geringer ausfallen soll. Wird dies bei den bekannten Steuervorrichtungen über den Konstant-Volumenstromregler durchgeführt, führt dies gleichfalls prinzipiell zu einer erhöhten In- Stabilität innerhalb des hydraulischen Kreises.
Durch die DE 37 08 143 C1 ist eine Sicherheitsschaltung für den Steuerkreis eines Krafthebers bekannt, bei dem mittels eines Steuerventils in Abhängigkeit von der Druckdifferenz zweier anliegender Steuerleitungen die Lage des Hubzylinders auf einen Sollwert eingestellt wird, wobei der Druck in einer Steuerleitung von einem Lageaufnehmer und das Druckniveau in den Steuerleitungen von einem Sollwertgeber beeinflußt wird. Es ist eine Steuerschaltung vorgesehen, mit der beim Abschalten des Druckmittel- Versorgungskreises die Ansteuerung der Arbeitskammer des Krafthebers vom Steuerventil entkoppelt und dieser Schaltzustand nach dem Hochfahren des Druckmittel-Versorgungskreises so lange aufrecht erhalten wird, bis der am Sollwertgeber eingestellte Sollwert an den Lageistwert herangeführt ist. Auf diese Weise wird zuverlässig vermieden, daß sich ein am Traktor angebautes Arbeitsgerät nach dem Anlassen des Traktors unbeabsichtigt hebt oder senkt, weil versehentlich eine Verstellung des Sollwertgebers im ausgeschalteten Zustand des Druckmittel-Versorgungskreises stattgefunden hat. Beschädigungen und Unfälle werden dadurch ausgeschlossen. Bei der bekannten Lösung ist jedoch das Absenkverhalten der Arbeitseinrichtung ähnlich ungünstig wie bei den vorstehend beschriebenen technischen Lösungen auf diesem Gebiet.
Ausgehend von diesem Stand der Technik liegt daher der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die bekannten Steuervorrichtungen dahingehend zu optimieren, daß ein verbessertes Absenkverhalten für die Arbeitseinrichtung einer Arbeitsmaschine, insbesondere in Form der Lastgabel eines Gabelstaplers erreicht ist, und dennoch die gewünschten Stabilitätskriterien für den hydraulischen Kreis erfüllt sind. Eine dahingehende Aufgabe löst eine Steuervorrichtung mit den Merkmalen des Anspruches 1 .
Dadurch, daß gemäß dem kennzeichnenden Teil des Anspruches 1 die Ventilsteuereinheit mit einer Druckwaage versehen ist, die mit Erreichen einer vorgebbaren Regeldruckdifferenz im hydraulischen Kreis den Vorsteuerdruck für ein Steuerventil derart begrenzt, daß dieses eine Regelposi- tion einnimmt zum Einhalten des Maximal-Volumenstromes, ist das bekannte Strom regel ventil im Hauptstrom durch eine Druckwaage im Vorsteuerkreis ersetzt, die nur für geringe Volumenströme ausgelegt zu sein braucht. Damit ist das Regelsystem mit einfachen und kostengünstigen Komponen- ten realisierbar, die im übrigen auch funktionssicher im Betrieb sind und ein stabiles Regelverhalten ermöglichen. Ferner kann mit der erfindungsgemäßen Lösung der Volumenstrom beim Senken der Arbeitseinrichtung beispielsweise in Form einer Lastgabel auch ohne Beladung deutlich gesteigert werden, so daß es beim Absenken nicht zu Hemmnissen im Betrieb kom- men kann. Im übrigen wird erreicht, daß bei gleichem Vorsteuerdruck der sich einstellende Senkvolumenstrom mit größer werdender Last absinkt. Dies hat eine Systemcharakteristik zur Folge, mit der erreicht ist, daß die Bedienperson des Gabelstaplers mit größer werdender Last mehr Verstellweg zum Erreichen der gleichen Senkgeschwindigkeit für die Lastgabel be- nötigt. Das dahingehend degressive Ansteuerverhalten durch die Bedien- perspn ist aus Sicherheitsgründen gewünscht und wird mit der erfindungsgemäßen Steuervorrichtung ohne weiteres erreicht.
Die erfindungsgemäße Steuervorrichtung nutzt ein von einem Proportio- naidruckminderer vorgesteuertes Sitzventil als Regelblende für eine im System integrierte Maximal-Volumenstrombegrenzung aus. Vorzugsweise kann dabei als Meßblende eine im Steuerblock der Arbeitseinrichtung eingeschraubte Meßdüse verwendet werden, welche auf eine Regel druckdiffe- renz von nur 3 bis 4 bar bei Nennvolumenstrom auszulegen ist. Die Druckdifferenz der Meßdüse wird dabei von der Druckwaage im Vorsteuerkreis des genannten Sitzventils überwacht, wobei bei Erreichen des Regeldifferenzdruckes die Druckwaage öffnet und damit den maximalen Vorsteuerdruck des Sitzventils begrenzt. Der jeweilige Hub des Sitzventils nimmt dann eine Regelposition zum Einhalten des Maximal- Volumenstromes ein.
Weitere vorteilhafte Ausführungsformen sind Gegenstand der weiteren Un- teransprüche.
Im folgenden wird die erfindungsgemäße Steuervorrichtung anhand der Zeichnung näher erläutert. Dabei zeigen in prinzipieller und nicht maßstäblicher Darstellung die
Fig.1 die Schaltanordnung der Steuervorrichtung anhand eines
Schaltplans und die
Fig.2 das Verhalten des jeweiligen Senkvolumenstromes Vs bei konstantem Vorsteuerdruck ps (Isobaren);
Fig.3 die Schaltanordnung einer geänderten Ausführungsform der
Steuervorrichtung nach der Fig.1 .
Die erfindungsgemäße Steuervorrichtung verfügt über einen an sich geschlossenen hydraulischen Kreis 10 mit einer Hydropumpe P für die Fluid- und Druckversorgung sowie mit einem Tank T für die Fluidspeicherung. An den hydraulischen Kreis 10 ist eine als Ganzes mit 12 bezeichnete Arbeits- einrichtung angeschlossen, die einen üblichen Arbeitszylinder 14 aufweist zum Heben und Senken einer Lastgabel 16 eines nicht näher dargestellten Gabelstaplers üblicher Bauart. Die Lastgabel 16 kann auf ihrer Oberseite mit einer Beladung 18 versehen sein. Die Hebe- und Senkrichtung der Lastgabel 16 ist in der Fig.1 mit Pfeilen 20 wiedergegeben. Wird das Hub- ventil 22 angesteuert, schaltet dies durch und über die Hydropumpe P und bei geöffnetem Rückschlagventil 24 wird unter Druck in den Arbeitszylinder 14 das Hydraulikmedium eingespeist und derart die Lastgabel 16 mit ihrer Beladung 18 angehoben.
Die Steuervorrichtung ist mit einer Ventilsteuereinheit versehen, die beim Absenken der Lastgabel 16 unter der Beladung 18 eine Regelposition einnimmt, bei der ein vorgebbarer Maximal-Volumenstrom im hydraulischen Kreis 10 eingehalten ist. Hierfür ist die Ventilsteuereinheit mit einer Druck- waage 26 versehen, die mit Erreichen einer vorgebbaren Regeldruckdifferenz im hydraulischen Kreis 10 den Vorsteuerdruck für ein Steuerventil 28 derart begrenzt, daß dieses eine Regelposition einnimmt zum Einhalten des Maximal-Volumenstromes. Die Druckwaage 26 mit ihren beiden Steueranschlüssen 30 und 32 ist vor und hinter einer Meßblende 34 an den hydrau- lischen Kreis 10 angeschlossen, wobei die Meßblende 34 die genannte Regeldruckdifferenz zum Ansteuern der Druckwaage 26 liefert. Die Meßblende 34 selbst ist in den hydraulischen Kreis 10 zwischen der Arbeitseinrichtung 12 und dem Steuerventil 28 geschaltet.
Das Steuerventil 28 ist von einem Proportionaldruckminderer 36 ansteuerbar, der mit seinem Ausgang 38 an den Vorsteuerkreis 40 des Steuerventils 28 angeschlossen ist. Aufgabe der Druckwaage 26 ist es, den Vorsteuerdruck beim Erreichen der Regeldruckdifferenz an der Meßblende 34 zu begrenzen. Des weiteren ist der Eingang 42 des Proportionaldruckminde- rers 36 an eine Anschlußstelle 44 im hydraulischen Kreis 10 angeschlossen, wobei die Anschlußstelle 44 zwischen der Meßblende 34 und der Arbeit- seinrichtung 12 in den hydraulischen Kreis 10 mündet. Die Hydropumpe P mit dem Betätigungsventil 22 kann gleichfalls an diese Anschlußstelle 44 in den hydraulischen Kreis 10 münden oder gemäß der Darstellung nach der Fig.1 an einer vorgelagerten Stelle zwischen der Anschlußstelle 44 und der Arbeitseinrichtung 12. In den Ausgang 38 des Proportionaldruckminderers 36 ist gemäß der Darstellung nach der Fig.1 eine weitere Blende 46 geschaltet und des weiteren ist die Charakteristik des Proportionaldruckmin- derers 36 einstellbar, der in seiner in der Fig.1 gezeigten Schaltstellung eine fluidführende Verbindung zwischen dem Ausgang 38 und einem Tankanschluß 48 herstellt und im übrigen in seiner anderen Schaltstellung eine fluidführende Verbindung zwischen Eingang 42 und Ausgang 38 herstellt. Des weiteren nimmt die Druckwaage 26 in ihrer in der Fig.1 gezeigten Schaltstellung eine sperrende Lage ein, bei der der Vorsteuerkreis 40 von einem weiteren Tankanschluß 50 abgesperrt ist. In der anderen Schaltstellung betreffend die Druckwaage 26 wird eine fluidführende Verbindung zwischen dem Vorsteuerkreis 40 und dem weiteren Tankanschluß 50 hergestellt. Des weiteren ist über eine übliche Absperreinheit 52 eine Notab- laßfunktion der Lastgabel realisiert.
Bei dem Steuerventil 28 handelt es sich um ein vorsteuerbares Sitzventil 54 mit in Abhängigkeit vom Vorsteuerdruck stetig veränderbarem Öffnungsquerschnitt, das in der Darstellung nach der Fig.1 einmal als Schaltsymbol wiedergegeben ist und einmal mit seinem tatsächlichen Innenaufbau. Die Vorsteuerung erfolgt über einen Kraftübersetzer 56 mit einem Übersetzungskolben 58.
Dieser Kraftübersetzer 56 ist notwendig, um beim Lastabsenken ohne Bela- düng (Lastdrücke unter Umständen < 8 bar) ein vollständiges Öffnen des Steuerventils 28 und damit einen möglichst geringen Durchflußwiderstand zu erreichen. Damit wird der Forderung Rechnung getragen, daß die Lastabsenkfunktion ohne laufende Pumpe funktionieren muß, d.h. die Primärdruckversorgung des Proportionaldruckminderers 36 kann nur mittels Abgriff des Lastdruckes erfolgen. Deshalb kann beim Absenken ohne Beladung der Vorsteuerdruck nie größer als der aktuelle Lastdruck werden. Die Kolbenseite des Kraftübersetzers 58 ist fluidführend an den Vorsteuerkreis 40 angeschlossen und die Stangenseite ist fluidführend mit dem Tank ver- bunden. Ferner ist der Kraftübersetzungskolben 58 über seine Steuerstange in Wirkverbindung mit den sonstigen Schaltteilen des Sitzventils. Auf diese sonstigen Schaltteile wirkt darüber hinaus entgegen der Wirkrichtung des Kraftübersetzerkolbens 58 eine Druckfeder 60, deren Vorspannung mit Hilfe der Verschlußschraube 62 fest eingestellt ist. Der dahingehende Aufbau für solche vorsteuerbaren Sitzventils 54 ist üblich, so daß an dieser Stelle hierauf nicht näher eingegangen wird. In der in der Figur gezeigten Schaltstellung schließt das vorsteuerbare Sitzventil 54 die Arbeitseinrichtung 12 leckdicht von dem Tankanschluß T ab, und zwar' in der Art eines Sitzventils, wohingehend in der anderen Schaltstellung die in Abhängigkeit des Vorsteuerdruckes in ihrer Größe stetig veränderbaren Regelblende 64 die dahingehende Verbindung mit proportional veränderbarer Drosselcharakteristik hergestellt wird.
Die angesprochene Druckwaage 26 im Vorsteuerkreis 40 ist nur für kleine Volumenströme ausgelegt, beispielsweise in der Größenordnung von ca. 1 l/min. Ferner wird der Druckabfall an der Meßblende 34, insbesondere gebildet durch eine Meßdüse, von der Druckwaage 26 überwacht, die beim Erreichen der Regeldruckdifferenz eine Verbindung der Vorsteuerleitung des Sitzventils 54 mit dem Tankanschluß herstellt und somit eine wei- tere Steigerung des Senkvolumenstromes verhindert. Mittels Veränderung des Meßblendendurchmessers ist der maximale Senkvolumenstrom veränderbar. Des weiteren ist der maximale Öffnungsquerschnitt der Regelblende 64 des Steuerventils 28 sehr groß gewählt im Hinblick auf die Vorsteuer- druckbegrenzung der Druckwaage 26. Insbesondere ist der Öffnungsquer- schnitt für die Regelblende 64 des Steuerventils 28 derart ausgelegt, daß bei gleichem Vorsteuerdruck im Vorsteuerkreis 40 der sich einstellende Senkvolumenstrom mit Zunahme der Last oder der Beladung 18 an der Arbeitseinrichtung 12 abnimmt. Ferner münden in den Vorsteuerkreis 40 des Steuerventils 28 sowohl der Ausgang 66 der Druckwaage 26 als auch der bereits genannte Ausgang 38 des Proportionaldruckminderers 36. Ebenso sind die Eingänge 42 des Proportionaldruckminderers 36 und der Steueranschluß 30 als ansteuernder Eingang für die Druckwaage 26 fluidführend miteinander verbünden, und zwar über eine Abzweigstelle 68 im hydrauli- sehen Kreis 10.
Die erfindungsgemäße Steuervorrichtung nutzt das von dem Proportionaldruckminderer 36 vorgesteuerte Sitzventil 54 mit Regelblende 64 für die im hydraulischen Kreis 10 benötigte Maximal-Volumenstrombegrenzung aus. Die als Meßdüse ausgebildete Meßblende 34 wird auf einen Regeldifferenzdruck von nur 3 bis 4 bar bei Nennvolumenstrom ausgelegt. Der dahingehende Regeldifferenzdruck an der Meßblende 34 wird von der Druckwaage 26 im Vorsteuerkreis 40 des Sitzventils 54 überwacht. Beim Erreichen des vorgebbaren Regeldifferenzdruckes öffnet die Druckwaage 26 in ihre fluiddurchlässige Schaltstellung und begrenzt damit den maximalen Vorsteuerdruck des Sitzventils 54. Der Hub des Sitzventils nimmt dabei eine Regelposition zum Einhalten des Maximal-Volumenstromes ein. Durch die dahingehende Anordnung ist eine Steigerung des Volumenstromes möglich bei Senken ohne Last, so daß es beim Absenken der Lastgabel 16 nicht zu Hemmnissen im Betrieb kommen kann. Bei der dahingehenden Absenkbewegung ist. gemäß der Darstellung nach der Fig.1 die Hydropumpe P über das in Sperrstellung geschaltete Betätigungsventil 22 vom hydraulischen Kreis 10 getrennt. Der maximale Öffnungsquerschnitt des Sitzventils mit seiner Regelblende 64 kann sehr groß gewählt werden, weil durch die Vorsteuerdruckbegren- zung der Druckwaage 26 eine Regelung der Kolbenposition stattfindet. Auch dies führt zu einer weiteren Erhöhung der Senkgeschwindigkeit.
Des weiteren ist die Geometrie des Sitzventils 54 derart ausgelegt, daß mit erhöhtem Lastdruck die Strömungskräfte eine erhebliche Steigerung des Vorsteuerdruckes zum Erreichen des gleichen Hubes erfordern. Dies führt zu dem Ergebnis, daß bei gleichem Vorsteuerdruck der sich einstellende Senkvolumenstrom mit größer werdender Last absinkt. Hierdurch läßt sich eine Systemcharakteristik erreichen, bei der die Bedienperson des Gabelstaplers mit größer werdender Last mehr Verstellweg zum Erreichen der gleichen Senkgeschwindigkeit benötigt. Das dahingehende degressive Verhalten ist für eine sinnfällige Betätigung günstig und dient im übrigen Si- cherheitsaspekten. Die sich einstellenden Senkvolumenströme Vs bei konstantem Vorsteuerdruck ps (Isobaren) lassen sich aus der Fig. 2 ersehen, wobei die in Blickrichtung auf die Fig.2 zuoberst dargestellte, mit einem Pfeil 70 versehene Linie die Maximalbegrenzung durch die Druckwaage 26 wiedergibt.
Die Regelblende 64 des Steuerventils 28 erhält mithin neben ihrer ursprünglichen Funktion als stetig öffnendes Sitzventil die zusätzliche Funktion als Regelblende eines aus Meßblende 34, Druckwaage 26 und eben dieser Regelblende 64 gebildeten Konstantstromregelventils zur Begrenzung der maximalen Senkgeschwindigkeit. Dies hat eine Reduktion der im
Hauptvolumenstrom der Senkfunktion befindlichen Funktionsflächen und damit eine Steigerung der Senkgeschwindigkeit ohne Beladung zur Folge. Im Gegensatz zu den bei Konstantstromreglern üblicherweise ausgelegten Regeldruckdifferenzen von > 7 bar, kann der aus Meßblende 34, Druckwaage 26 und Regelblende 64 gebildete Konstantstromregler mit einer Regeldruckdifferenz von nur 3 bis 4 bar eine stabile Senkfahrt gewährleisten. Dies führt zu einem größeren Meßblendendurchmesser, was ebenfalls eine Erhöhung der Senkgeschwindigkeit ohne Beladung zur Folge hat.
Die Ansteuerung des Steuerventils 28 erfolgt mit Hilfe des Kraftübersetzers, der aus Ventilkörper 56 und Kolben 58 im wesentlichen gebildet ist. Damit auch bei abgeschalteter Hydropumpe das Lastabsenken möglich ist (Einsparung von Energie besonders bei batteriebetriebenen Geräten), wird der Primäranschluß des Proportionaldruckminderers aus dem Lastdruck der Hubfunktion versorgt. Der Kraftübersetzer 56 beseitigt dabei die Problematik, daß beim Senken ohne Beladung nur ein extrem geringer Vorsteuerdruck (je nach Hubmastausführung < 7 bar) zum Öffnen des Steuerventils 28 zur Verfügung steht. Erst mit dem Kraftübersetzer 56 ist ein vollständiges Öffnen des Steuerventils unter allen Umständen und damit ein extrem geringer Durchflußwiderstand beim Absenken ohne Last gewährleistet.
Im folgenden wird anhand der Fig.3 noch eine abgeänderte Ausführungsform der Steuervorrichtung näher vorgestellt. Dabei werden dieselben Bauteile, wie sie bei der Ausführungsform nach der Fig.1 eingesetzt sind, mit denselben Bezugszeichen bezeichnet und die bisher hierzu getroffenen Ausführungen gelten auch für die geänderte Ausführungsform nach der Fig.3. Des weiteren wird die Ausführungsform nach der Fig.3 nur noch insofern erläutert, als sie sich wesentlich von der Ausführungsform nach der Fig.1 unterscheidet. Bei der Ausführungsform nach der Fig.3 ist die Meßblende 34 in eine Tankanschlußleitung geschaltet, und zwar zwischen der Anschlußleitung T am Steuerventil 28 und dem Tank T. Des weiteren ist der erste Steueranschluß 30 zwischen Druckwaage 26 und Tankanschluß T des Steuerventils 28 ver- laufend angeordnet. Der zweite Steueranschluß 32 ist wie bei der Ausführungsform nach der Fig.1 an die Druckwaage 26 angeschlossen und mündet mit seinem anderen freien Ende in Fluidrichtung gesehen hinter der Meßblende 34 in die Tankanschlußleitung zum Tank T. Die dahingehende Anordnung hat den Vorteil, daß sämtliche Anschlüsse der Druckwaage 26 durch den Ventilsitz 64 leckagefrei von dem Verbraucher 12 entkoppelt sind, so daß als einzig mögliche Leckagestelle nur noch das Proportionaldruckminderventil 36 übrig bleibt, das aber derart dimensioniert werden kann, daß die von diesem Ventil 36 ausgehende Leckage weit unter der geforderten Staplerdichtheit liegt. Die in der Fig.3 dargestellte Anordnung erlaubt mithin einen fast leckagefreien Betrieb bei dennoch sehr gutem Regelverhalten für die Gesamtvorrichtung.
Die erfindungsgemäße Steuervorrichtung braucht nicht auf Gabelstapler beschränkt zu sein, sondern kann für vergleichbare Problemstellungen ver- wendet werden. Femer kann man unter Hydraulik auch den Einsatz pneumatischer Medien verstehen.
Anstelle der weitgehend Viskositätsunabhängigen Meßblende 34 kann auch eine entsprechende Blende oder eine Drossel mit einstellbarem Quer- schnitt gesetzt werden, die die benötigten Regeldruckdifferenz für die Druckwaage 26 liefert.
Mit der erfindungsgemäßen Steuervorrichtung ist ein sehr preiswertes, funktionssicheres System erreicht, mit dem definierte Absenkbewegungen bei Arbeitseinrichtungen erreicht sind, wobei das Ansteuerverhalten als stabil bezeichnet werden kann. Ferner ist es möglich, mit größer werdender Last die Senkgeschwindigkeit bei Betätigung der Steuervorrichtung geringer ausfallen zu lassen, was gestiegenen Sicherheitsaspekten Rechnung trägt.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1 . Steuervorrichtung für eine an einen hydraulischen Kreis (10) angeschlossene Arbeitseinrichtung (12), insbesondere für eine mit einem Arbeitszy- linder (1 ) heb- und senkbare Lastgabel (1 6) eines Gabelstaplers, mit einer Ventilsteuereinheit, die beim Absenken der Lastgabel (16) auch unter Beladung (18) derselben eine Regelposition einnimmt, bei der ein vorgebbarer Maximal-Volumenstrom im hydraulischen Kreis (10) eingehalten ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventilsteuereinheit mit ei- ner Druckwaage (26) versehen ist, die mit Erreichen einer vorgebbaren
Regeldruckdifferenz im hydraulischen Kreis (10) den Vorsteuerdruck für ein Steuerventil (28) derart begrenzt, daß dieses eine Regelposition einnimmt zum Einhalten des Maximal-Volumenstromes.
2. Steuervorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß die Druckwaage (26) mit ihren beiden Steueranschlüssen (30,32) vor und hinter einer Blende mit vorgebbarem Querschnitt an den hydraulischen Kreis (10) angeschlossen ist, die die Regeldruckdifferenz zum Ansteuern der Druckwaage (26) liefert.
3. Steuervorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Blende eine Meßblende (34) ist oder eine Drossel.
4. Steuervorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Meßblende (34) in den hydraulischen Kreis (10) zwischen der Arbeitseinrichtung (12) und dem Steuerventil (28) oder daß die Meßblende (34) in eine Tankanschlußleitung zwischen dem Steuerventil (28) und dem Tank (T) geschaltet ist.
5. Steuervorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (28) von einem Proportionaldruckminderer (36) ansteuerbar ist, der mit seinem Ausgang (38) an den Vorsteuerkreis (40) des Steuerventils (28) und mit seinem Eingang (42) an eine Anschlußstelle (44) im hydraulischen Kreis (10) angeschlossen ist, die zwischen dem Steuerventil (28) und der Arbeitseinrichtung (12) angeordnet ist.
6. Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (28) ein vorsteuerbares Sitzventil (54) ist, das in der einen Schaltstellung die Arbeitseinrichtung (12) leckdicht von einem Tankanschluß (T) trennt und in der anderen Schaltstellung über eine Regelblende (64) die dahingehende Verbindung herstellt.
7. Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekenn- zeichnet, daß die Druckwaage (26) im Vorsteuerkreis (40) nur für kleine
Volumenströme ausgelegt ist, insbesondere in der Größenordnung von 1 l/min.
8. Steuervorrichtung nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Meßblende (34) durch eine Meßdüse gebildet ist, deren Druckdifferenz von der Druckwaage (26) überwacht ist.
9. Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der maximale Öffnungsquerschnitt der Regelblende (64) des Steuerventils (28) sehr groß wählbar ist, was durch die vom Maximalvolumenstrom veranlaßte Vorsteuerdruckbegrenzung über die Druckwaage (26) ermöglicht ist,
0. Steuervorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Öffnungsquerschnitt für die Regelblende (64) des Steuerventils (28) derart ausgelegt ist, daß bei gleichem Vorsteuerdruck der sich einstellende Senkvolumenstrom mit Zunahme der Last an der Arbeitseinrichtung (12) abnimmt.
1 . Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 5 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Vorsteuerkreis (40) des Steuerventils (28) sowohl der Ausgang (66) der Druckwaage (26) als auch der Ausgang (38) des Proportionaldruckminderers (36) münden und daß die Eingänge (30,32) von Druckwaage (26) und Proportionaldruckminderer (36) fluidführend miteinander verbunden sind.
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