WO2004020840A1 - Hydraulischer antrieb für ein wegeventil - Google Patents

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WO2004020840A1
WO2004020840A1 PCT/IB2003/003797 IB0303797W WO2004020840A1 WO 2004020840 A1 WO2004020840 A1 WO 2004020840A1 IB 0303797 W IB0303797 W IB 0303797W WO 2004020840 A1 WO2004020840 A1 WO 2004020840A1
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control
quick
pressure
valve
switching valve
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PCT/IB2003/003797
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French (fr)
Inventor
Winfried RÜB
Original Assignee
Bucher Hydraulics Gmbh
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Publication date
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    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0401—Valve members; Fluid interconnections therefor
    • F15B13/0402—Valve members; Fluid interconnections therefor for linearly sliding valves, e.g. spool valves
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    • F16K31/426—Actuating devices; Operating means; Releasing devices actuated by fluid by means of electrically-actuated members in the supply or discharge conduits of the fluid motor the actuated members consisting of multiple way valves the actuated valves being cylindrical sliding valves

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic drive for a directional valve according to the preamble of claim 1.
  • Such drives are used to move the spool of a directional control valve so that it can control the flow of hydraulic oil to and from hydraulic actuators.
  • the hydraulic actuators are used, for example, on machines such as harvesters and loaders to control movements.
  • a hydraulic drive for a directional valve according to the preamble of claim 1 is known from DE-Ul-94 15 118. Hydraulic oil is supplied to the two sides of a double-acting control piston of a control cylinder, the pressure in the two control chambers being able to be influenced by means of two control valves which are designed as 2/2-way solenoid valves. In the neutral position of the directional control valve, the two control valves are in the open position.
  • the directional control valve is a spring-centered 6/3 directional control valve.
  • a similar drive is known from DE-Al-24 43 445.
  • Three 2/2-way solenoid valves are controlled in the control circuit for the hydraulic drive.
  • the directional control valve is also spring-centered here.
  • a directional control valve for which such a hydraulic drive is intended is shown in WO-Al-02/075162. It is also disclosed that a drive for such a directional valve can be controlled by means of two quick-acting valves.
  • An electrohydraulic proportional control valve device is known from EP-B1-0 809 737 and DE-T2-696 02 923. It contains two slide valves that control the flow of hydraulic oil to and from the actuator for the work machine. The spools of these spool valves are moved by control actuating valves. From DE-Al-32 25 003 an electromagnetically operated, proportional working directional control valve is known. It contains two drives that act on a spool.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic drive for a directional control valve, which is spring-centered in a standard directional control valve
  • Neutral position is applicable and is characterized by increased security with regard to reaching the neutral position.
  • 2 shows a control piston in the cylinder of the hydraulic drive
  • 3 shows a first embodiment with a directional control valve.
  • Fig. 5 shows a second advantageous embodiment of a hydraulic drive
  • FIG. 6 diagrams for explaining the function of the first advantageous
  • Fig. 1 means a hydraulic drive. This consists of a cylinder 2, in the interior 3 of which a control piston 4 is movable. This can move a control slide 6 of a directional control valve via a plunger 5.
  • a directional control valve via a plunger 5.
  • the interior 3 is divided by the control piston 4 into two subspaces, namely a control pressure chamber 3s and a pilot pressure chamber 3p.
  • the control pressure chamber 3s is connected via a connecting line 9 to a first quick-switching valve 10 and a second quick-switching valve 11.
  • a first difference according to the invention is that the DE-U 1-94 15 118 are ON-OFF switching valves, while the invention uses modulating-controlled quick-switching valves.
  • the second connection of the first quick-switching valve 10 is connected to a tank 12 and the second connection of the second quick-switching valve 11 to a pilot pressure line 13, in which a pilot pressure P 0 prevails.
  • a branch of the pilot pressure line 13 also leads to the pilot pressure space 3p.
  • the two quick-acting valves 10, 11 are open in the rest position. If their solenoids are de-energized, they are open. The solenoids are brought into the closed position by electrical control. By actuation with a pulse-width modulated signal, each of the quick-switching valves 10, 11 can be controlled, the quick-switching valves 10, 11 representing a hydraulic resistance that correlates with the pulse-width-modulated signal.
  • control pressure Ps t the pressure in the control pressure chamber 3s, referred to as control pressure Ps t .
  • a second feature of the invention is that, in contrast to DE-U 1-94 15 118, it is not the high pressure generated by the pump that is present at the second connection of the second quick-switching valve, but rather the significantly lower pilot pressure P 0 .
  • the pressure generated by the pump is 200 bar and the switching valves have a seat diameter of 1 mm, a volume flow Q which is equal to that flows through each of the switching valves connected in series, which form a pressure switch Product of 0.5 and seat diameter in the square and root of half the pressure, for example 5 1 / min.
  • the centering spring of the directional control valve should be so strong that it can compensate for this pressure difference between the ideal value of 100 bar and the actual pressure of 61.9 or 138.1, i.e. 38.1 bar .
  • Standard directional control valves are usually designed so that their centering springs cannot compensate for more than 5 or 10 bar. With a solution according to DE-Ul-94 15 118, the neutral position would therefore not be reached by far. This is a security risk. This security risk is avoided by the second partial feature according to the invention.
  • the pilot pressure P 0 is in front of the second quick-acting valve 11 and in the pilot pressure chamber 3 P.
  • hydraulic oil also flows from the pilot pressure line 13 through the quick-switching valves 10, 11 to the tank 12.
  • the control pressure Ps t is half as large as that Pilot pressure P 0 .
  • this also means that the pressure in the control pressure chamber 3s is half the pressure in the pilot pressure chamber 3p.
  • the effective area in the control pressure chamber 3 s is exactly twice as large as the effective area in the pilot pressure chamber 3 p, hydrostatic forces of equal magnitude act on the control piston 4 on both sides, so that the latter is in a central position goes.
  • Centering springs 14 are supported on the one hand on the control piston 4 and on the other hand on the inner surfaces of the cylinder 2. They cause the control piston 4 to remain in the center of the cylinder 2.
  • the drive 1 is controlled in that the two quick-switching valves 10, 11 are controlled by a control element 15 with pulse-width-modulated signals, as is known per se, but this is in contrast to DE-U 1-94 15 118. From the control element 15, a control signal S 10 reaches the winding of the quick-switching valve 10 and a control signal Sn on the winding of the quick-switching valve 11.
  • the neutral position in operation should be when the two quick-switching valves 10, 11 have the same hydraulic resistance due to their similar actuation. Then the control pressure Ps t is half the pump pressure P 0 . So that the control piston 4 assumes the neutral position under these circumstances, as already mentioned, the effective areas of the control piston 4 must have exactly this ratio, as is shown in FIG. 2.
  • the control piston 4 is shown within the cylinder 2 with the control pressure chamber 3 s and the pilot pressure chamber 3 p.
  • the area of the control piston 4 facing the control pressure space 3 s has an effective area Fs and the area of the control piston 4 facing the pilot pressure space 3 p has an effective area Fp.
  • the area Fs must now be exactly twice the area Fp this by appropriate dimensioning of the diameter of the plunger 5.
  • FIG 3 shows how an inventive hydraulic drive 1 is arranged on an exemplary embodiment of a directional control valve 20.
  • the directional control valve 20 is shown on the left and the hydraulic drive 1 on the right.
  • this directional control valve 20 is briefly described. Shown is the control slide 6 already shown in FIG. 1, which is displaceable by the drive 1 in a longitudinal bore of the directional control valve 20.
  • a number of ring channels can be seen in the directional control valve 20.
  • a tank connection ring channel 29 In the middle there is a tank connection ring channel 29.
  • a tank connection channel connection 30 is connected to this tank connection ring channel 29, which leads to the two end faces of the housing of the directional control valve 20.
  • the channel connection 30 In the schematic sectional drawing, the channel connection 30 is drawn in dashed lines because it lies in a different plane.
  • Ring channels for the working connections A and B follow on both sides of the centrally arranged first tank connection ring channel 29, namely an A ring channel 33 on one side and a B ring channel 34 on the other side.
  • These two pump pressure ring channels 35, 36 are connected to one another by means of a pump pressure channel connection 37 and are connected to the pump connection.
  • the pump pressure ring channels 35, 36 are followed by the next pair of ring channels, a first load-sensing ring channel 38 on one side and a second load-sensing ring channel 39 on the other side.
  • the two load-sensing ring channels 38, 39 are connected by a load-sensing connection line 40.
  • the load-sensing connection line 40 is routed to the two end faces of the housing of the directional control valve 20, which is not further here Interested.
  • pilot pressure connecting line 41 is shown, which can generally be present, but is only used for certain applications and is likewise of no interest here. If it is present, it is connected to the pilot pressure line 13.
  • the pilot pressure connection line 41 like the tank connection channel connection 20 and the load-sensing connection line 30, is guided to the two end faces of the housing of the directional control valve 10, so that the connection to the pilot pressure line in the hydraulic drive 1 is automatically obtained when the hydraulic drive 1 is mounted on the directional control valve 20.
  • Working connections A and B have equivalent hydraulic conditions, and on the other hand that the number of control edges in the directional control valve 20 is minimized.
  • FIG. 3 An exemplary embodiment of a hydraulic drive 1 attached to the directional control valve 20 is shown on the right in FIG. 3.
  • the two quick-acting valves 10, 11 are installed in the drive 1.
  • the hydraulic drive 1 essentially consists of the control piston 4 already shown in FIG. 1, which is directly connected on one side via the tappet 5 to the slide piston 6, for example by a screw connection.
  • the rigid connection of control piston 4 and slide piston 6 enables the drive 1 to move the slide piston 6 from the central neutral position in both directions, so that a single drive 1 can be used.
  • the control pressure chamber 3s connects while on the pilot pressure chamber 3p is arranged on the side of the control piston 4 facing the slide piston 6, surrounding the tappet 5.
  • the control pressure chamber 3s there is the control pressure Ps t which can be influenced by the fast switching valves 11, 12, while in the pilot pressure chamber 73 there is the pilot pressure P 0 .
  • the tank connection channel connection 30 connects the tank connection ring channel 29 to the first end space ring channel 31, so that no pressure acts on the slide piston 6 on the side opposite the drive 1.
  • the tank connection channel connection 30 leads into the hydraulic drive 1, specifically to the first quick-switching valve 10, which can also be seen in FIG. 1, because it shows that the first quick-switching valve 10 has a connection to the tank 12.
  • the plunger 5 is surrounded here by the centering spring 14 already shown in FIG. 1.
  • This centering spring 14 is supported on the one hand via a first ring 45 against the control piston 4 or a step 46. On the other hand, it is supported by a second ring 47 on part of the end face of the slide piston 6. So it is a bound feather.
  • this ring 47 there is an opening 48 through which the pilot pressure space 3 p is connected to the second end space ring channel 32.
  • the movement of the control piston 4 and thus of the slide piston 6 is thus influenced by the pressures in the control pressure chamber 3s and in the pilot pressure chamber 3p, as well as by the centering spring 14.
  • the arrangement and arrangement of the centering spring 14 shown and described keep the slide piston 6 in the neutral position.
  • the first end space annular channel 31 is closed by a plate 50.
  • the control pressure chamber 3s is closed with an insert 51.
  • a recess 52 is arranged in the plate 50 in such a way that it connects the first end space annular duct 31 to the tank connection annular duct 29 in order to depressurize the end space annular duct 31.
  • the drive 1 is an example in which the effective cross section of the control piston 4 in the control pressure chamber 3 s is twice as large as the effective cross section in the pilot pressure chamber 3 p, as has already been mentioned . If the two quick-switching valves 10, 11 are controlled so that the pressure in the control pressure chamber 3s, which corresponds to the pressure in the connecting line 9, is half the pressure in the pilot pressure chamber 3p, which corresponds to the pump pressure Po, acts on the two sides of the control piston 4 Drive 1 the same force, so that the control piston 4 and thus the slide piston 6 stands still and is held in the neutral position by the centering spring 14.
  • the hydraulic drive 1 moves the spool 6 to the right against the force of the centering spring 14. If the pressure Pst in the connecting line 9 and thus increased in the control pressure chamber for 3 s, which in turn is achieved by appropriate actuation of the quick-switching valves 10, 11, the hydraulic drive 1 moves the spool 6 to the left.
  • the prestressed centering spring 14 holds the control piston 4 and thus also the slide piston 6 between stops in the central position shown in FIG. 3.
  • the stops are, on the one hand, the first ring 45, which is supported against the control piston 4 or the step 46, and on the other hand, the second ring 47, which is supported on part of the end face of the slide piston 6.
  • the rings 45 and 47 together with the preloaded centering spring 14 form a quasi-rigid part which, in the neutral position shown here, can only move with a few tenths of a millimeter of play between the stops, through the slide piston 6 on the one hand and the control piston 4 or the step 46 on the other hand.
  • the spool 6 blocks the connection from the pump connection P to the Working ports A and B. This position of the spool 6 is the "neutral" position.
  • the spool 6 In the working positions, the spool 6 can be displaced proportionally by the hydraulic drive 1 and assume any positions within the limits of the maximum possible stroke. Because of the symmetry of the ring channels 38, 35, 33, 29, 34, 36 and 39, the behavior in its effect for the working ports A and B is identical.
  • the slide piston 6 has a centrally located first annular groove 53 and two symmetrical to the center further annular grooves 54, which cooperate with the annular channels 31, 38, 35, 33, 29, 34, 36, 39 and 32 and thus the flow of Enable hydraulic oil in the various operating situations of the directional control valve 20.
  • FIG. 4 shows a first advantageous embodiment of a hydraulic drive 1, which controls the directional control valve 20 known from FIG. 3. It largely corresponds to the exemplary embodiment according to FIG. 1, but additionally has a third quick-switching valve 60, which can also be controlled by the control element 15.
  • This third quick-switching valve 60 is connected upstream of the second quick-switching valve 11.
  • the pilot pressure line 13, in which the pilot pressure 13 prevails is not routed to the second quick-switching valve 11 and to the pilot pressure chamber 3p, but instead leads to the third quick-switching valve 60.
  • the second hydraulic connection of the third quick-switching valve 60 then leads to second quick-switching valve 11 and to the pilot pressure chamber 3p.
  • the pilot pressure P 0 can be switched off by this third quick-switching valve 60. If the third quick-switching valve 60 is open, the action of the two quick-switching valves 10, 11 is exactly the same as was described with reference to FIG. 1, because the pilot pressure P 0 is then present at the second quick-switching valve 11 and at the pilot pressure chamber 3p. However, if the third quick-switching valve 60 is closed, then the pilot pressure P 0 is not present at the second quick-switching valve 11 and at the pilot pressure chamber 3p. It follows that the control pressure chamber 3 s and the pilot pressure chamber 3 p are depressurized. The control piston 4 is now held under the action of the centering springs 14 in the central position, which is the neutral position.
  • the third quick-switching valve 60 is advantageously closed in the rest position. Failure safety is thereby achieved.
  • the pressure in the connecting line between the two quick-switching valves 11 and 60 which is identical to the pressure in the pilot pressure chamber 3p, is referred to as the varied pilot pressure Po var . If the third quick-switching valve 60 is closed, the varied pilot pressure is Po va rNull, as mentioned. If the third quick-switching valve 60 is open, the three quick-switching valves 60, 11 and 10 lie one after the other in series, so that the varied pilot pressure P 0va r is lower than the pilot pressure P 0 . Its size depends on the hydraulic resistances of the three quick-acting valves 10, 11 and 60.
  • FIG. 5 An alternative advantageous embodiment is shown in FIG. 5.
  • the third quick-switching valve 60 is present, but this is hydraulically different. It is with its one connection as in FIG. 4 with the second
  • the hydraulic switching of the quick-switching valves 10, 11 corresponds to that of FIG. 1.
  • the third quick-switching valve 60 now enables additional effects, for which in 5 an example is shown.
  • the third quick-switching valve 60 is hydraulically controllable
  • This additional valve 61 controls the pump pressure Pp umpe for the directional control valve 20 with its control slide 6, which is why this additional valve is connected between a pump line 62 and the directional control valve 20. If the third quick-switching valve 60 opens, the additional valve 61 is opened by its hydraulic drive, so that the pump pressure Pp by p e is present at the directional control valve 20. Is this
  • Fast switching valve 60 closed, so there is no pump pressure Pp umpe at the directional control valve 20, which has the consequence that a consumer connected to the working connections A, B (FIG. 3) is shut down.
  • the third quick-switching valve 60 is therefore a logic valve for additional control functions.
  • the third fast switching valve 60 is advantageously also closed when de-energized.
  • auxiliary pressure Py can thus be generated by the third quick-switching valve 60 and can be used for an additional device.
  • the third quick-switching valve 60 is either open or closed. It acts as an ON-OFF valve, i.e. as a logic valve. In an advantageous manner, however, it is also possible to operate this third quick-switching valve 60 in a modulated manner even with a circuit according to FIG. 4. By triggering with a pulse width modulated signal with duty cycles between 0% and 100%, this third quick-switching valve 60 can take on additional control functions. While the third quick-switching valve 60 can only switch the control pressure for the hydraulic drive 1 on and off when operating as a logic valve, it is possible to vary the control pressure if the third quick-switching valve 60 is operated in a modulated manner.
  • control pressure Ps t can be changed by modulating the two quick-switching valves 10 and 11, which enables the movement of the control piston 4 and thus of the control slide 6.
  • the control pressure Ps t is between zero and P 0 depending on the activation of the two quick-switching valves 10 and 11.
  • FIG. 6 shows time diagrams for explaining the function of the exemplary embodiment shown in FIG. 4.
  • the third quick-switching valve 60 as just described, is controlled in a modulated manner. In all sub-diagrams, the abscissa is time.
  • the uppermost partial diagram shows the stroke x of the control piston 4 (FIG. 1). On the ordinate, the stroke x 4 is shown, which can assume a value between the two end positions + X 4ma ⁇ and -x ma ⁇ of the control piston 4, the middle position between the two end positions corresponding to the "neutral" position.
  • the second partial diagram from above shows the control pressure Ps t - its minimum is zero, which occurs when the first quick-switching valve 10 is open and when the second quick-switching valve 11 is closed.
  • the maximum of the control pressure P St occurs when the first quick-switching valve 10 is closed and when the second quick-switching valve 11 is open and the third quick-switching valve 60 is also open.
  • the value of the control pressure Pst is then equal to the value of the pilot pressure P 0 .
  • the third partial diagram from above shows the varied pilot pressure Po var - its minimum is zero, while its maximum, as mentioned, corresponds to the pilot pressure P 0 .
  • the duty cycle ED has values between zero and one. If the duty cycle ED is zero, this means that the corresponding quick-switching valve is not activated. Because the quick-switching valves 10 and 11 are open in the rest position, a duty cycle ED equal to zero corresponds to the open state. Because the third quick-switching valve 60 is closed in the idle state, a duty cycle ED equal to zero corresponds to the closed state. It follows directly that for the three quick-switching valves 10, 11 and 60, a duty cycle ED equal to one means that the quick-switching valves 10, 11 are closed, while the third quick-switching valve 60 is open.
  • the hydraulic drive 1, and thus also the directional control valve 20, is in the "neutral" position.
  • the third quick-switching valve 60 is fully activated, so the duty cycle ED 6 o has the value 1. This means that this quick-switching valve, which is closed when de-energized, is fully open.
  • the two quick-acting valves 10 and 11 are actuated with duty cycles ED 10 and ED ⁇ of approximately 0.75.
  • these quick-switching valves 10, 11, which are open when de-energized are closed relatively far, so that only a little hydraulic oil flows to the tank 12 (FIG. 4).
  • control pressure Ps t is approximately half as large as the varied pilot pressure P 0va r 5, which is identical to the pilot pressure P 0 because of the fully open third quick-switching valve 60. Consequently, the control piston 4 (FIG. 4) assumes the "neutral" position, which is shown in the top diagram for the stroke x 4 .
  • the control piston 4 (FIG. 4) is now to be moved to the right in the second period T 2 in order to also move the slide piston 6 of the directional control valve 20 accordingly.
  • the control pressure Ps t increase.
  • the consequence of this reduction in the duty cycle ED ⁇ of the second quick-switching valve 11 is that the second quick-switching valve 11 opens more, so that its hydraulic resistance drops, which leads to the control pressure Ps t increasing, as can be seen from the second uppermost diagram.
  • the immediate consequence is that the stroke x changes accordingly.
  • the control piston 4 thus moves to the right.
  • the duty cycle ED 60 is now reduced from one to, for example, 0.5.
  • the hydraulic resistance of the third fast switching valve 60 which is closed when deenergized, increases.
  • the varied pilot pressure Po var is no longer the same size as the pilot pressure Po, but significantly smaller.
  • the duty cycle ED ⁇ of the second quick-switching valve 11 must be reduced so that the control pressure Pst remains unchanged. This must therefore remain unchanged because its change would mean a change in the stroke x of the control piston 4.
  • the manner in which this correlation between the duty cycles ED 60 and ED ⁇ must exist is contained in the control element 15, which controls the three quick-switching valves 10, 11, 60, in the form of a characteristic curve.
  • the duty cycle ED 60 is now increased again to one and, for the reasons mentioned, the duty cycle ED ⁇ is increased synchronously with it.
  • the varied pilot pressure P 0var is now identical to the pilot pressure P 0 .
  • the more sensitive control is switched off again. Since the on durations EDio, ED ⁇ and ED 6 o are not changed during the fourth period T 4 , the control pressure Ps t and the stroke x remain constant.
  • the duty cycle ED 60 of the third quick-switching valve 60 is changed from one to zero.
  • the third quick-switching valve 60 therefore goes into the "closed" position.
  • the pilot pressure P 0 is thus switched off by the two quick-switching valves 10, 11.
  • the equality of pilot pressure P 0 and varied pilot pressure P 0var ends here.
  • the two quick-acting valves 10, 11 are still activated, they are partially open, so that the control pressure Ps t in the connecting line 9 and thus also in the control pressure chamber 3 s drops to zero.
  • This decrease in the varied pilot pressure P 0var and the control pressure Ps t takes less time because the pressure reduction is associated with a flow of hydraulic oil .
  • the control piston 4 automatically moves into the neutral position under the action of the centering springs 14 (FIG. 4), which can be seen from the course of the stroke x 4 in the top diagram.

Abstract

Die Erfindung betrifft einen hydraulischer Antrieb (1) für ein Wegeventil. Im Innenraum (3) eines Zylinders (2) des hydraulischen Antriebs (1) ist ein Steuerkolben (4) bewegbar, der über einen Stößel (5) auf einen Steuerschieber (6) des Wegeventils wirkt. Der Antrieb enthält ein zwei Schnellschaltventile (10, 11), mit denen der Druck in einem Steuerdruckraum (3S) des hydraulischen Antriebs (1) durch ein Steuerglied (15) steuerbar ist. Die beiden Schnellschaltventile (10, 11) sind erfindungsgemäß modulierend ansteuerbar. Erfindungsgemäß wird die Druckteilerschaltung der beiden Schnellschaltventile (10, 11) mit einem gegenüber einem Betriebsdruck deutlich niedrigeren Pilotdruck P0 betrieben. Die dem Steuerdruckraum (3S) zugewandte Fläche FS des Steuerkolbens (4) ist doppelt so groß ist wie die dem Pilotdruckraum (3P) zugewandte Fläche PP des Steuerkolbens (4), und eine im Steuerkolben (4) angeordnete Zentrierfeder (14) weist eine Vorspannkraft auf, die höher ist als eine Kraft, die aus der Druckdifferenz zwischen dem halben Pilotdruck P0 und dem Steuerdruck Pst resultiert, wenn beide Schnellschaltventile (10, 11) stromlos offen sind. Ein solcher Antrieb ist bei Standard-Wegeventilen mit federzentrierter Neutralstellung anwendbar and ergibt eine hohe Sicherheit bei der Erreichung der Neutralstellung.

Description

HYDRAULISCHER ANTRIEB FÜR EIN WEGEVENTIL
Die Erfindung bezieht sich auf einen hydraulischen Antrieb für ein Wegeventil gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Solche Antriebe werden verwendet, um den Schieberkolben eines Wegeventils zu bewegen, damit dieser den Fluß von Hydrauliköl von und zu hydraulischen Stellantrieben steuern kann. Die hydraulischen Stellantriebe werden beispielsweise bei Arbeitsmaschinen wie Erntemaschinen und Ladern eingesetzt, um Bewegungen zu steuern.
Ein hydraulischer Antrieb für ein Wegeventil gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist aus DE-Ul-94 15 118 bekannt. Den beiden Seiten eines doppelt wirkenden Steuerkolbens eines Steuerzylinders wird Hydrauliköl zugeführt, wobei der Druck in den beiden Steuerkammern mit Hilfe von zwei Steuerventilen, die als 2/2- Wege-Magnetventile ausgebildet sind, beeinflußbar ist. In der Neutralstellung des Wegeventils befinden sich die beiden Steuerventile in Öffnungsstellung. Das Wegeventil ist ein federzentriertes 6/3- Wegeventil.
Aus DE-Al-24 43 445 ist ein ähnlicher Antrieb bekannt. Im Ansteuerkreis für den hydraulischen Antrieb sind drei 2/2-Wege-Magnetventile angesteuert. Auch hier ist das Wegeventil federzentriert.
Ein Wegeventil, für das ein solcher hydraulischer Antrieb bestimmt ist, ist in der WO-Al -02/075162 gezeigt. Offenbart ist dabei auch, daß ein Antrieb für ein solches Wegeventil mittels zweier Schnellschaltventile ansteuerbar ist.
Aus US-A-4,014,509 ist ein Wegeventil bekannt, das mittels zweier soleniodgesteuerter Pilotventile steuerbar ist.
Aus EP-B1-0 809 737 und DE-T2-696 02 923 ist eine elektrohydraulische proportionale Steuerventilvorrichtung bekannt. Sie enthält zwei Schieberventile, die den Fluß von Hydrauliköl von und zum Stellantrieb für die Arbeitsmaschine steuern. Die Schieber dieser Schieberventile werden durch Steuer-Betätigungsventile bewegt. Aus DE-Al-32 25 003 ist ein elektromagnetisch betätigtes, proportional arbeitendes Wegeventil bekannt. Es enthält zwei auf einen Schieberkolben wirkende Antriebe.
Durch ISBN 3-86073-415-6 wurde eine von Guy Wennmacher durchgeführte Arbeit publiziert, die die Anwendung schnellschaltender elektrohydraulischer Ventile für den Einsatz in Kraftfahrzeugen betrifft. Diese Schnellschaltventile wirken als steuerbare hydraulische Widerstände. Bei solchen Schnellschaltventilen unterscheidet man zwei Bauarten, nämlich einerseits in Ruhestellung offene Ventile und andererseits in Ruhestellung geschlossene Ventile. In dieser Quelle wurde gezeigt, daß man zwei in Ruhestellung geschlossene Schnellschaltventile benutzen kann, um den Schieberkolben eines Wegeventils zu bewegen. Weil hier in der Ruhestellung beide Schnellschaltventile geschlossen sind, ist es nicht möglich, daß der Schieberkolben des Wegeventils eine sogenannte Neutralstellung einnimmt. Dies deshalb, weil dann, wenn beide Schnellschaltventile geschlossen sind, der auf den Stellkolben des hydraulischen Antriebs, der den Schieberkolben des Wegeventils bewegt, wirkende Druck unbestimmt ist.
Grundsätzlich besteht das Problem, daß die Federzentrierung für den Schieberkolben des Wegeventils durch die Wirkung des hydraulischen Antriebs so beeinflußt werden kann, daß keine genügende Sicherheit besteht, daß im stromlosen Zustand der Schnellschaltventile die Neutralstellung wirklich erreicht wird.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen hydraulischen Antrieb für ein Wegeventil zu schaffen, der bei einem Standard- Wegeventil mit federzentrierter
Neutralstellung anwendbar ist und sich durch eine erhöhte Sicherheit hinsichtlich des Erreichens der Neutralstellung auszeichnet.
Die genannte Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
Nachfolgend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert.
Es zeigen: Fig. 1 ein Schema eines hydraulischen Antriebs,
Fig. 2 einen Steuerkolben im Zylinder des hydraulischen Antriebs, Fig. 3 ein erstes AusfüTirungsbeispiel mit einem Wegeventil,.
Fig. 4 eine erste vorteilhafte Ausgestaltung eines hydraulischen Antriebs,
Fig. 5 eine zweite vorteilhafte Ausgestaltung eines hydraulischen Antriebs, und
Fig. 6 Diagramme zur Erläuterung der Funktion der ersten vorteilhaften
Ausgestaltung.
In der Fig. 1 bedeutet 1 ein hydraulischer Antrieb. Dieser besteht aus einem Zylinder 2, in dessen Innenraum 3 ein Steuerkolben 4 bewegbar ist. Dieser kann über einen Stößel 5 einen Steuerschieber 6 eines Wegeventils bewegen. Solche Wegeventile sind bekannt und werden hier zunächst nicht weiter ausgeführt.
Der Innenraum 3 wird durch den Steuerkolben 4 in zwei Teilräume aufgeteilt, nämlich einen Steuerdruckraum 3s und einen Pilotdruckraum 3p. Der Steuerdruckraum 3s steht über eine Verbindungsleitung 9 mit einem ersten Schnellschaltventil 10 und einem zweiten Schnellschaltventil 11 in Verbindung. Gegenüber DE-U 1-94 15 118 besteht ein erster erfindungsgemäßer Unterschied darin, daß die bei DE-U 1-94 15 118 ON-OFF- Schaltventile sind, während bei der Erfindung modulierend angesteuerte Schnellschaltventile zum Einsatz kommen. Der zweite Anschluß des ersten Schnellschaltventils 10 steht mit einem Tank 12 in Verbindung und der zweite Anschluß des zweiten Schnellschaltventils 11 mit einer Pilotdruckleitung 13, in der ein Pilotdruck P0 herrscht. Ein Zweig der Pilotdruckleitung 13 führt auch zum Pilotdruckraum 3p.
Die beiden Schnellschaltventile 10, 11 sind in Ruhestellung offen. Sind ihre Magnetspulen stromlos, sind sie also offen. Durch elektrische Ansteuerung der Magnetspulen werden sie in die Schließstellung gebracht. Durch Ansteuerung mit einem pulsweitenmodulierten Signal kann jedes der Schnellschaltventile 10, 11 angesteuert werden, wobei die Schnellschaltventile 10, 11 einen hydraulischen Widerstand darstellen, der mit dem pulsweitenmodulierten Signal korreliert.
Weil der zweite Anschluß am ersten Schnellschaltventil 10 mit dem Tank 12 in Verbindung steht und drucklos ist, während der zweite Anschluß des zweiten Schnellschaltventils 11 den Pilotdruck Po aufweist, ist durch die Ansteuerung der beiden Schnellschaltventile 10, 11 der Druck im Steuerdruckraum 3s, als Steuerdruck Pst bezeichnet, steuerbar. Ein zweites erfindungsgemäßes Merkmal besteht darin, daß im Gegensatz zu DE-U 1-94 15 118 am zweiten Anschluß des zweiten Schnellschaltventils nicht der von der Pumpe erzeugte Hochdruck anliegt, sondern der deutlich niedrigere Pilotdruck P0.
Beträgt beispielsweise bei DE-Ul-94 15 118 der von der Pumpe erzeugte Druck 200 bar und haben die Schaltventile einen Sitzdurchmesser von 1 mm, so fließt durch jedes der in Reihe geschalteten Schaltventile, die eine Druckschalter bilden, ein Volumenstrom Q, der gleich dem Produkt aus 0,5 und Sitzdurchmesser im Quadrat und Wurzel aus dem halben Druck ist, also beispielsweise 5 1/min. Die Sitzdurchmesser haben fertigungsbedingte Toleranzen von beispielsweise ±0,1 mm. Liegt nun das eine der Schaltventile hisichtlich seines Sitzdurchmessers an der oberen Toleranz, während das andere an der unteren Toleranz liegt, so beträgt der Druck, der dem Steuerdruck Pst entspricht, nicht 200/2 = 100 bar, sondern 61,9 bar bzw. 138,1 bar. Damit die Neutralstellung des Wegeventils sicher erreicht wird, müßte die Zentrierfeder des Wegeventils so stark sein, daß sie diese Druckdifferenz zwischen dem Idealwert von 100 bar und dem tatsächlichen Druck von 61,9 bzw. 138,1, also 38,1 bar, kompensieren kann. Standard- Wegeventile sind aber in der Regel so ausgelegt, daß deren Zentrierfedern nicht mehr als 5 oder 10 bar kompensieren können. Bei einer Lösung entsprechend DE-Ul-94 15 118 würde die Neutralstellung also bei weitem nicht erreicht. Dies ist ein Sicherheitsrisiko. Dieses Sicherheitsrisiko wird durch das zweite erfindungsgemäße Teilmerkmal vermieden.
In der stromlosen Ruhestellung steht der Pilotdruck P0 vor dem zweiten Schnellschaltventil 11 und im Pilotdruckraum 3P an. Somit fließt auch Hydrauliköl von der Pilotdruckleitung 13 durch die Schnellschaltventile 10, 11 zum Tank 12. Besitzen die beiden Schnellschaltventile 10, 11 den gleichen Durchflußwiderstand, also die gleiche hydraulische Charakteristik, was vorteilhaft ist, so ist der Steuerdruck Pst halb so groß wie der Pilotdruck P0. Damit ist aber auch der Druck im Steuerdruckraum 3s halb so groß wie der Druck im Pilotdruckraum 3p. Ist nun, was eine dritte erfindungsgemäße Maßnahme darstellt, die wirksame Fläche im Steuerdruckraum 3 s genau doppelt so groß wie die wirksame Fläche im Pilotdruckraum 3p, so wirken auf den Steuerkolben 4 auf beiden Seiten gleich große hydrostatische Kräfte, so daß dieser in eine mittlere Lage geht. Durch Fertigungs- und Bauteiltoleranzen werden sich allerdings kleine Unterschiede hinsichtlich der Steuerkolbenflächen und der Durchflußwiderstände in den stromlos offenen Schnellschaltventilen 10, 11 ergeben.
Um zu erreichen, daß der hydraulische Antrieb 1 trotzdem eine definierte Lage einnimmt, sind Mittel vorhanden, mit denen das garantiert wird. Diese Mittel sind zwei
Zentrierfedern 14. Diese stützen sich einerseits am Steuerkolben 4 und andererseits an den Innenflächen des Zylinders 2 ab. Sie bewirken, daß der Steuerkolben 4 mittig im Zylinder 2 verharrt.
Die Steuerung des Antriebs 1 erfolgt dadurch, daß die beiden Schnellschaltventile 10, 11 von einem Steuerglied 15 mit pulsweitenmodulierten Signalen angesteuert werden, wie dies an sich bekannt ist, was aber im Gegensatz zu DE-U 1-94 15 118 steht. Vom Steuerglied 15 gelangen ein Steuersignal S10 auf die Wicklung des Schnellschaltventils 10 und ein Steuersignal Sn auf die Wicklung des Schnellschaltventils 11.
Die Neutralstellung im Betrieb soll dann vorliegen, wenn die beiden Schnellschaltventile 10, 11 durch deren gleichartige Ansteuerung den gleichen hydraulischen Widerstand haben. Dann ist der Steuerdruck Pst halb so groß wie der Pumpendruck P0. Damit unter diesen Umständen der Steuerkolben 4 die Neutralstellung einnimmt, müssen, wie schon erwähnt, die wirksamen Flächen des Steuerkolben 4 genau dieses Verhältnis haben, wie dies in der Fig. 2 gezeigt ist. Dargestellt ist der Steuerkolben 4 innerhalb des Zylinders 2 mit dem Steuerdruckraum 3 s und dem Pilotdruckraum 3 p.
Die dem Steuerdruckraum 3 s zugekehrte Fläche des Steuerkolbens 4 besitzt eine wirksame Fläche Fs und die dem Pilotdruckraum 3 p zugekehrte Fläche des Steuerkolbens 4 besitzt eine wirksame Fläche Fp. Die Fläche Fs muß nun erfindungsgemäß genau doppelt so groß sein wie die Fläche Fp. Erreichbar ist dies durch eine entsprechende Dimensionierung des Durchmessers des Stößels 5.
So wird erreicht, daß dann, wenn die beiden Steuersignale S10 und Sπ gleich groß sind, der Steuerkolben 4 durckausgeglichen ist. Allfällige geringfügige Toleranzen der hydraulischen Widerstände der Schnellschaltventile 10, 11 werden, wie zuvor schon erwähnt, durch die Zentrierfedern 14 ausgeglichen. Wird das Steuersignal S10 erhöht, so daß das Schnellschaltventil 10 in Richtung Schließstellung gesteuert wird, so erhöht sich dessen hydraulischer Widerstand. Wir d gleichzeitig das Steuersignal Sπ vermindert, so daß das Schnellschaltventil 10 in Richtung Offenstellung gesteuert wird, so vermindert sich dessen hydraulischer Widerstand. Die Folge ist, daß sich der Steuerdruck Pst erhöht, wodurch erreicht wird, daß sich der Steuerkolben 4 nach rechts bewegt und über den Stößel 5 auf den Steuerschieber 6 (Fig. 1) des Wegeventils wirkt. Auf diese Weise führt der Steuerschieber 6 des Wegeventils eine Bewegung aus, die dem Verhältnis der Steuersignale Sιo und Sπ entspricht.
In der Fig. 3 ist gezeigt, wie ein erfindungsgemäßer hydraulischer Antrieb 1 an einem Ausführungsbeispiel eines Wegeventils 20 angeordnet ist. Links ist das Wegeventil 20 gezeigt, rechts der hydraulische Antrieb 1.
Zunächst wird dieses Wegeventil 20 kurz beschrieben. Gezeigt ist der schon in der Fig. 1 gezeigte Steuerschieber 6, der in einer Längsbohrung des Wegeventils 20 durch den Antrieb 1 verschiebbar ist.
Erkennbar sind im Wegeventil 20 eine Reihe von Ringkanälen. In der Mitte befindet sich ein Tankanschluß-Ringkanal 29. Mit diesem Tankanschluß-Ringkanal 29 ist eine Tankanschluß-Kanal Verbindung 30 verbunden, die zu den beiden Stirnseiten des Gehäuses des Wegeventils 20 führt. In der schematischen Schnittzeichnung ist die Kanalverbindung 30 gestrichelt gezeichnet, weil sie in einer anderen Ebene liegt.
An den beiden Enden des Gehäuses des Wegeventils 20 befinden sich gegen die Stirnseiten offene Ringräume, nämlich an dem einen Ende ein erster Endraum- Ringkanal 31 und am anderen Ende ein zweiter Endraum-Ringkanal 32. Die Tankanschluß-Kanal Verbindung 30 führt nach rechts in den hydraulischen Antrieb 1 hinein, was erforderlich ist, weil schon aus der Fig. 1 erkennbar ist, daß eine Verbindung vom hydraulischen Antrieb 1 zum Tank 12 (Fig. 1) erforderlich ist.
Beidseits des mittig angeordneten ersten Tankanschluß-Ringkanals 29 folgen Ringkanäle für die Arbeitsanschlüsse A und B, nämlich ein A-Ringkanal 33 auf der einen Seite und ein B-Ringkanal 34 auf der anderen Seite. Von der Mitte aus gesehen dahinter befinden sich beidseits Pumpendruck-Ringkanäle, auf der einen Seite ein erster Pumpendruck- Ringkanal 35 und auf der anderen Seite ein zweiter Pumpendruck-Ringkanal 36. Diese beiden Pumpendruck-Ringkanäle 35, 36 sind mittels einer Pumpendruck- Kanalverbindung 37 miteinander verbunden und stehen in Verbindung mit dem Pumpenanschluß. Auf die Pumpendruck-Ringkanäle 35, 36 folgen als nächstes Paar von Ringkanälen ein erster Load-Sensing-Ringkanal 38 auf der einen Seite und ein zweiter Load-Sensing-Ringkanal 39 auf der anderen Seite. Die beiden Load-Sensing- Ringkanäle 38, 39 sind verbunden durch eine Load-Sensing- Verbindungsleitung 40. Die Load-Sensing- Verbindungsleitung 40 ist wie die Tankanschluß-Kanalverbindung 30 zu den beiden Stirnseiten des Gehäuses des Wegeventils 20 geführt, was hier nicht weiter interessiert.
Zudem ist noch eine Pilotdruck- Verbindungsleitung 41 gezeigt, die generell vorhanden sein kann, aber nur für bestimmte Anwendungen gebraucht wird und hier ebenfalls nicht interessiert. Ist sie vorhanden, so steht sie mit der Pilotdruckleitung 13 in Verbindung. Die Pilotdruck- Verbindungsleitung 41 ist wie die Tankanschluß-Kanalverbindung 20 und die Load-Sensing- Verbindungsleitung 30 zu den beiden Stirnseiten des Gehäuses des Wegeventils 10 geführt, so daß sich die Verbindung zur Pilotdruckleitung im hydraulischen Antrieb 1 automatisch ergibt, wenn der hydraulische Antrieb 1 an das Wegeventil 20 montiert wird.
Durch die Anordnung der Ringkanäle 31, 38, 35, 33, 29, 34, 36, 39 und 32 hinsichtlich Symmetrie und Aufeinanderfolge wird einerseits erreicht, daß für beide
Arbeitsanschlüsse A und B gleichwertige hydraulische Verhältnisse herrschen, und andererseits, daß die Zahl der Steuerkanten im Wegeventil 20 minimiert wird.
Rechts in der Fig. 3 ist ein Ausführungsbeispiel eines an das Wegeventil 20 angebauten hydraulischen Antriebs 1 gezeigt. In den Antrieb 1 sind die beiden Schnellschaltventile 10, 11 eingebaut. Der hydraulische Antrieb 1 besteht im wesentlichen aus dem schon in der Fig. 1 gezeigten Steuerkolben 4, der auf der einen Seite über den Stößel 5 mit dem Schieberkolben 6 direkt verbunden ist, beispielsweise durch eine Verschraubung. Die starre Verbindung von Steuerkolben 4 und Schieberkolben 6 ermöglicht es, daß der Antrieb 1 den Schieberkolben 6 aus der mittigen Neutralposition in beide Richtungen bewegen kann, so daß mit einem einzigen Antrieb 1 auszukommen ist. Auf der einen Seite des Steuerkolbens 4 schließt der Steuerdruckraum 3s an, während auf der dem Schieberkolben 6 zugewandten Seite des Steuerkolbens 4, den Stößel 5 umschließend, der Pilotdruckraum 3p angeordnet ist. Im Steuerdruckraum 3s herrscht der durch die Schnellschaltventile 11, 12 beeinflußbare Steuerdruck Pst, während im Pilotdruckraum 73 der Pilotdruck P0 herrscht.
Aus der Fig. 3 ist auch der Verlauf der schon in der Fig. 1 gezeigten Verbindungsleitung 9 zwischen den Anschlüssen der Schnellschaltventile 11, 12 mit dem Steuerdruckraum 3s im Gehäuse des Antriebs 1 ersichtlich. Die Tankanschluß-Kanalverbindung 30 verbindet den Tankanschluß-Ringkanal 29 mit dem ersten Endraum-Ringkanal 31, so daß auf der dem Antrieb 1 gegenüber liegenden Seite kein Druck auf den Schieberkolben 6 wirkt. Die Tankanschluß-Kanalverbindung 30 führt in den hydraulischen Antrieb 1 hinein und zwar an das erste Schnellschaltventil 10, was ebenfalls schon aus der Fig. 1 erkennbar ist, denn dort ist gezeigt, daß das erste Schnellschaltventil 10 eine Verbindung zum Tank 12 hat.
Der Stößel 5 ist hier umgeben von der schon in der Fig. 1 gezeigten Zentrierfeder 14. Bei dieser konstruktiven Ausgestaltung sind nicht zwei Zentrierfedern 14 erforderlich, sondern nur eine. Diese Zentrierfeder 14 stützt sich einerseits über einen ersten Ring 45 gegen den Steuerkolben 4 bzw. eine Stufe 46 ab. Auf der anderen Seite stützt sie sich über einen zweiten Ring 47 an einem Teil der Stirnfläche des Schieberkolbens 6 ab. Sie ist also eine gefesselte Feder. In diesem Ring 47 ist eine Öffnung 48 vorhanden, durch die der Pilotdruckraum 3 p mit dem zweiten Endraum-Ringkanal 32 in Verbindung steht. Die Bewegung des Steuerkolbens 4 und somit des Schieberkolbens 6 wird also beeinflußt durch die Drücke im Steuerdruckraum 3s und im Pilotdruckraum 3p, sowie durch die Zentrierfeder 14. Durch die gezeigte und beschriebene Anordnung der Zentrierfeder 14 hält diese den Schieberkolben 6 in der Neutralstellung.
Auf der dem Antrieb 1 gegenüber liegenden Seite ist der erste Endraum-Ringkanal 31 durch eine Platte 50 verschlossen. Der Steuerdruckraum 3s ist mit einem Einsatz 51 abgeschlossen. In der Platte 50 ist eine Aussparung 52 so angeordnet, daß sie den ersten Endraum-Ringkanal 31 mit dem Tankanschluß-Ringkanal 29 verbindet, um den Endraum-Ringkanal 31 drucklos zu machen.
Erwähnt sei hier, daß es bei dieser Bauart des Wegeventils 20 auch möglich ist, an den beiden Seiten je einen hydraulischen Antrieb 1 anzubauen und den Schieberkolben 6 in zwei Hälften zu teilen, wobei jeder Antrieb 1 eine Hälfte des Schieberkolbens 6 bewegt. Dies ermöglicht es, durch entsprechende Ansteuerung der beiden Schnellschaltventile 10, 11 beider Antriebe 1 in sehr vorteilhafter Weise die Schwimmstellung zu erreichen, ohne daß es zusätzlicher Mittel bedarf.
Für die Beschreibung der Funktion sei hier angenommen, beim Antrieb 1 handle es sich um ein Exemplar, bei dem der wirksame Querschnitt des Steuerkolbens 4 im Steuerdruckraums 3 s doppelt so groß ist wie der wirksame Querschnitt im Pilotdruckraum 3 p, wie dies schon erwähnt worden ist. Werden die beiden Schnellschaltventile 10, 11 so angesteuert, daß der Druck im Steuerdruckraum 3s, der dem Druck in der Verbindungsleitung 9 entspricht, die Hälfte des Druckes im Pilotdruckraum 3p beträgt, der dem Pumpendruck Po entspricht, wirkt auf die beiden Seiten des Steuerkolbens 4 des Antriebs 1 die gleiche Kraft, so daß der Steuerkolben 4 und damit der Schieberkolben 6 still steht und durch die Zentrierfeder 14 in der Neutralstellung gehalten wird.
Wird der Druck Pst in der Verbindungsleitung 9 und somit im Steuerdruckraum 3 s durch entsprechende Ansteuerung der Schnellschaltventile 10, 11 vermindert, so bewegt der hydraulische Antrieb 1 den Schieberkolben 6 nach rechts gegen die Kraft der Zentrierfeder 14. Wird der Druck Pst in der Verbindungsleitung 9 und somit im Steuerdruckraum 3 s erhöht, was wiederum durch entsprechende Ansteuerung der Schnellschaltventile 10,11 erreicht wird, so bewegt der hydraulische Antrieb 1 den Schieberkolben 6 nach links.
Wenn sich der hydraulische Antrieb 1 im Gleichgewicht der Druckkräfte befindet, so hält die vorgespannte Zentrierfeder 14 den Steuerkolben 4 und somit auch den Schieberkolben 6 zwischen Anschlägen in der in der Fig. 3 gezeigten Mittelstellung fest. Bei den Anschlägen handelt es sich dabei einerseits um den ersten Ring 45, der sich gegen den Steuerkolben 4 bzw. die Stufe 46 abstützt, und andererseits um den zweiten Ring 47, der sich an einem Teil der Stirnfläche des Schieberkolbens 6 abstützt. Die Ringe 45 und 47 bilden zusammen mit der vorgespannten Zentrierfeder 14 ein quasi starres Teil, das sich in der hier gezeigten Neutralstellung nur mit wenigen Zehntel Millimetern Spiel zwischen den Anschlägen bewegen kann, die durch den Schieberkolben 6 einerseits und den Steuerkolben 4 bzw. die Stufe 46 andererseits gegeben sind. In dieser Stellung sperrt der Schieberkolben 6 die Verbindung vom Pumpenanschluß P zu den Arbeitsanschlüssen A und B. Diese Stellung des Schieberkolbens 6 ist die Stellung "Neutral".
In den Arbeitsstellungen kann also der Schieberkolben 6 durch den hydraulischen Antrieb 1 proportional verschoben werden und innerhalb der Grenzen des maximal möglichen Hubs beliebige Positionen einnehmen. Dabei ist wegen der Symmetrie der Ringkanäle 38, 35, 33, 29, 34, 36 und 39 das Verhalten in seiner Wirkung für die Arbeitsanschlüsse A und B identisch.
Der Schieberkolben 6 weist eine genau mittig liegende erste Ringnut 53 und zwei symmetrisch zur Mitte liegende weiteren Ringnuten 54 auf, die mit den Ringkanälen 31, 38, 35, 33, 29, 34, 36, 39 und 32 zusammenwirken und die so den Fluß des Hydrauliköls in den verschiedenen Betriebssituationen des Wegeventils 20 ermöglichen.
In der Fig. 4 ist eine erste vorteilhafte Ausgestaltung eines hydraulischen Antriebs 1 gezeigt, das das aus der Fig. 3 bekannte Wegeventil 20 steuert. Er entspricht weitestgehend dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1, weist aber zusätzlich ein drittes Schnellschaltventil 60 auf, das ebenfalls vom Steuerglied 15 steuerbar ist. Dieses dritte Schnellschaltventil 60 ist dem zweiten Schnellschaltventil 11 vorgeschaltet. Die Pilotdruckleitung 13, in der der Pilotdruck 13 herrscht, ist hier im Gegensatz zur Fig. 1 nicht an das zweite Schnellschaltventil 11 und an den Pilotdruckraum 3p geführt, sondern führt zum dritten Schnellschaltventil 60. Der zweite hydraulische Anschluß des dritten Schnellschaltventils 60 führt dann zum zweiten Schnellschaltventil 11 und an den Pilotdruckraum 3p. Der Pilotdruck P0 ist durch dieses dritte Schnellschaltventil 60 abschaltbar. Ist das dritte Schnellschaltventil 60 offen, so ist die Wirkung der beiden Schnellschaltventile 10, 11 genau so, wies dies anhand der Fig. 1 beschrieben worden ist, denn der Pilotdruck P0 steht dann am zweiten Schnellschaltventil 11 und am Pilotdruckraum 3p an. Ist das dritte Schnellschaltventil 60 hingegen geschlossen, so steht dann am zweiten Schnellschaltventil 11 und am Pilotdruckraum 3p der Pilotdruck P0 nicht an. Daraus ergibt sich, daß der Steuerdruckraum 3 s und der Pilotdruckraum 3 p drucklos sind. Der Steuerkolben 4 wird nun unter der Wirkung der Zentrierfedern 14 in der Mittelstellung gehalten, die die Neutralstellung ist. Das dritte Schnellschaltventil 60 ist in vorteilhafter Weise in Ruhestellung geschlossen. Dadurch wird eine Fehlersicherheit erreicht. Der Druck in der Verbindungsleitung zwischen den beiden Schnellschaltventilen 11 und 60, der identisch ist mit dem Druck im Pilotdruckraum 3p, ist als variierter Pilotdruck Povar bezeichnet. Ist das dritte Schnellschaltventil 60 geschlossen, ist, wie erwähnt der variierte Pilotdruck PovarNull. Ist das dritte Schnellschaltventil 60 offen, liegen die drei Schnellschaltventile 60, 11 und 10 hintereinander in Reihe, so daß der variierte Pilotdruck P0var kleiner ist als der Pilotdruck P0. Seine Größe hängt ab von den hydraulischen Widerständen der drei Schnellschaltventile 10, 11 und 60.
In der Fig. 5 ist eine alternative vorteilhafte Ausgestaltung gezeigt. Hier ist wie in der Fig. 4 das dritte Schnellschaltventil 60 vorhanden, jedoch ist dieses hydraulisch anders geschaltet. Es ist mit seinem einen Anschluß wie in der Fig. 4 mit dem zweiten
Schnellschaltventil 11 und dem Pilotdruckraum 3p verbunden, jedoch befindet sich an dieser Verbindung auch noch der Anschluß der Pilotdruckleitung 13. Damit entspricht die hydraulische Schaltung der Schnellschaltventile 10, 11 jener der Fig. 1. Das dritte Schnellschaltventil 60 ermöglicht nun zusätzliche Wirkungen, für die in der Fig. 5 ein Beispiel gezeigt ist. An das dritte Schnellschaltventil 60 ist hydraulisch steuerbares
Zusatzventil 61 angeschlossen. Dieses Zusatzventil 61 steuert den Pumpendruck Ppumpe für das Wegeventil 20 mit seinem Steuerschieber 6, weshalb dieses Zusatzventil zwischen eine Pumpenleitung 62 und das Wegeventil 20 geschaltet ist. Öffnet das dritte Schnellschaltventil 60, so wird das Zusatzventil 61 durch dessen hydraulischen Antrieb aufgesteuert, so daß am Wegeventil 20 der Pumpendruck Ppumpe anliegt. Ist das
Schnellschaltventil 60 geschlossen, so liegt am Wegeventil 20 kein Pumpendruck Ppumpe an, was zur Folge hat, daß ein an den Arbeitsanschlüssen A, B (Fig. 3) angeschlossener Verbraucher stillgesetzt ist. Das dritte Schnellschaltventil 60 ist also ein Logikventil für zusätzliche Steuerfunktionen. Das dritte Schnellschaltventil 60 ist vorteilhaft ebenfalls stromlos geschlossen.
Es ist darüber hinaus möglich, auch das dritte Schnellschaltventil 60 moduliert zu betreiben. Somit ist durch das dritte Schnellschaltventil 60 ein Hilfsdruck Py erzeugbar, der für eine Zusatzeinrichtung nutzbar ist.
Im Zusammenhang mit der Fig. 4 wurde beschrieben, daß das dritte Schnellschaltventil 60 entweder offen oder geschlossen ist. Es wirkt als ON-OFF-Ventil, also als Logikventil. In vorteilhafter Weise ist es aber auch möglich, dieses dritte Schnellschaltventil 60 auch bei einer Schaltung gemäß Fig. 4 moduliert zu betreiben. Durch Ansteuerung mit einem pulsweitenmodulierten Signal mit Einschaltdauern zwischen 0 % und 100 % kann dieses dritte Schnellschaltventil 60 zusätzliche Steuerungsfunktionen übernehmen. Während beim Betrieb als Logikventil das dritte Schnellschaltventil 60 den Steuerdruck für den hydraulischen Antrieb 1 nur ein- und abschalten kann, ist es möglich, den Steuerdruck zu variieren, wenn das dritte Schnellschaltventil 60 moduliert betrieben wird.
Es wurde erwähnt, daß der Steuerdruck Pst durch das Modulieren der beiden Schnellschaltventile 10 und 11 verändert werden kann, was die Bewegung des Steuerkolbens 4 und damit des Steuerschiebers 6 ermöglicht. Der Steuerdruck Pst liegt je nach Ansteuerung der beiden Schnellschaltventile 10 und 11 zwischen Null und P0.
Durch modulierte Ansteuerung des dritten Schnellschaltventils 60 kann nun erreicht werden, daß der Steuerdruck Pst zwischen Null und P0var liegt, weil an der Reihenschaltung der beiden Schnellschaltventile 10, 11 nicht mehr der Pilotdruck Po liegt, sondern der variierte Pilotdruck Povar, der immer kleiner ist als der Pilotdruck P0.
In der Fig. 6 sind Zeitdiagramme zur Erläuterung der Funktion des in der Fig. 4 gezeigten Ausfuhrungsbeispiels gezeigt. Dabei ist das dritte Schnellschaltventil 60, wie gerade beschrieben, moduliert angesteuert. In allen Teildiagrammen ist die Abszisse die Zeit.
Das oberste Teildiagramm zeigt den Hub x des Steuerkolbens 4 (Fig. 1). Auf der Ordinate ist der Hub x4 dargestellt, der einen Wert zwischen den beiden Endstellungen +X4maχ und -x maχ des Steuerkolbens 4 einnehmen kann, wobei die Mittelstellung zwischen den beiden Endstellungen der Stellung "Neutral" entspricht.
Das von oben zweite Teildiagramm zeigt den Steuerdruck Pst- Dessen Minimum ist Null, was dann auftritt, wenn das erste Schnellschaltventil 10 offen ist und wenn das zweite Schnellschaltventil 11 geschlossen ist. Das Maximum des Steuerdrucks PSt tritt dann auf, wenn das erste Schnellschaltventil 10 geschlossen ist und wenn gleichzeitig das zweite Schnellschaltventil 11 offen ist und auch das dritte Schnellschaltventil 60 offen ist. Der Wert des Steuerdrucks Pst ist dann gleich dem Wert des Pilotdrucks P0. Das von oben dritte Teildiagramm zeigt den variierten Pilotdruck Povar- Dessen Minimum ist Null, während sein Maximum, wie erwähnt, dem Pilotdruck P0 entspricht.
Unterhalb dieser drei Teildiagramme sind drei weitere Teildiagramme gezeigt, nämlich die Einschaltdauer ED für die drei Schnellschaltventile 10, 11 und 60, die entsprechend mit EDjio, EDπ und ED60 bezeichnet sind. Die Einschaltdauer ED hat Werte zwischen Null und Eins. Ist die Einschaltdauer ED gleich Null, so heißt das, daß das entsprechende Schnellschaltventil nicht angesteuert ist. Weil die Schnellschaltventile 10 und 11 in Ruhestellung offen sind, entspricht eine Einschaltdauer ED gleich Null dem offenen Zustand. Weil das dritte Schnellschaltventil 60 im Ruhezustand geschlossen ist, entspricht eine Einschaltdauer ED gleich Null dem geschlossenen Zustand. Daraus folgt unmittelbar, daß für die drei Schnellschaltventile 10, 11 bzw. 60 eine Einschaltdauer ED gleich Eins bedeutet, daß die Schnellschaltventile 10, 11 geschlossen sind, während das dritte Schnellschaltventil 60 offen ist.
Auf der untersten Abszisse sind sechs Zeiträume Tj. bis T6 gezeigt, die für alle sechs Teildiagramme gültig sind, was durch senkrechte Bezugslinien für Anfang bzw. Ende der Zeiträume T1 bis T6 zum Ausdruck kommt.
Während des ersten Zeitraums Ti befindet sich der hydraulische Antrieb 1, und damit auch das Wegeventil 20, in der Stellung "Neutral". Das dritte Schnellschaltventil 60 ist voll angesteuert, die Einschaltdauer ED6o hat also den Wert 1. Damit ist dieses im stromlosen Zustand geschlossene Schnellschaltventil voll offen. Gleichzeitig sind die beiden Schnellschaltventile 10 und 11 mit Einschaltdauern ED10 bzw. EDπ von ca. 0,75 angesteuert. Damit sind diese im stromlosen Zustand offenen Schnellschaltventile 10, 11 relativ weit geschlossen, lassen also nur wenig Hydrauliköl zum Tank 12 (Fig.4) fließen. Da die beiden Schnellschaltventile 10, 11 somit den gleichen hydraulischen Widerstand aufweisen, ist der Steuerdruck Pst etwa halb so groß wie der variierte Pilotdruck P0var5 der wegen des voll offenen dritten Schnellschaltventils 60 identisch ist mit dem Pilotdruck P0. Folglich nimmt der Steuerkolben 4 (Fig. 4) die Position "Neutral" ein, was im obersten Diagramm für den Hub x4 dargestellt ist.
Von dieser Ausgangsstellung "Neutral" soll nun im zweiten Zeitraum T2 der Steuerkolben 4 (Fig. 4) nach rechts bewegt werden, um auch den Schieberkolben 6 des Wegeventils 20 entsprechend zu bewegen. Um dies zu erreichen, muß der Steuerdruck Pst erhöht werden. Dies geschieht nun dadurch, daß die Einschaltdauer EDπ des zweiten Schnellschaltventils 11 vermindert wird, was aus dem zweituntersten Diagramm ersichtlich ist. Die Folge dieser Verminderung der die Einschaltdauer EDπ des zweiten Schnellschaltventils 11 ist, daß das zweite Schnellschaltventil 11 mehr öffnet, so daß dessen hydraulischer Widerstand sinkt, was dazu führt, daß der Steuerdruck Pst steigt, wie dies aus dem zweitobersten Diagramm erkennbar ist. Die unmittelbare Folge ist, daß sich der Hub x entsprechend ändert. Der Steuerkolben 4 bewegt sich also nach rechts.
Am Ende des zweiten Zeitraums T2, der den Beginn des dritten Zeitraums T3 bedeutet, wird nun die Einschaltdauer ED60 von Eins auf beispielsweise 0,5 vermindert. Die Folge ist, daß in diesem Moment der hydraulische Widerstand des im stromlosen Zustand geschlossenen dritten Schnellschaltventils 60 steigt. Die Folge davon ist dann, daß der variierte Pilotdruck Povar nun nicht mehr gleich groß ist wie der Pilotdruck Po, sondern deutlich kleiner. Synchron zur Änderung der Einschaltdauer ED60 des dritten Schnellschaltventils 60 muß die Einschaltdauer EDπ des zweiten Schnellschaltventils 11 vermindert werden, damit der Steuerdruck Pst unverändert bleibt. Dieser muß deshalb unverändert bleiben, weil dessen Veränderung eine Änderung des Hubs x des Steuerkolbens 4 bedeuten würde. In welcher Weise diese Korrelation zwischen den Einschaltdauern ED60 und EDπ bestehen muß, ist im Steuerglied 15, das die drei Schnellschaltventile 10, 11, 60 ansteuert, in Form einer Kennlinie enthalten.
Für die Ansteuerung des hydraulischen Antriebs 1 , nämlich für die Bewegung des
Steuerkolbens 4, steht nun nicht mehr der volle Pilotdruck P0 zur Verfügung, sondern der kleinere variierte Pilotdruck P0var, der nun, was aus dem drittobersten Diagramm erkennbar ist, nur noch wenig mehr als halb so groß ist wie der Pilotdruck Po.
Die Folge davon ist, die eine bestimmte Änderung der Einschaltdauer EDπ des zweiten Schnellschaltventils 11 nun eine kleinere Änderung des Steuerdrucks Pst bewirkt als zuvor im Zeitraum T2. Die Folge davon ist dann, daß auch die auf eine bestimmte Änderung der Einschaltdauer EDπ des zweiten Schnellschaltventils 11 folgende Änderung des Hubs x4 kleiner ist. Damit wird nun in sehr vorteilhafter Weise erreicht, daß die Steuerung der Position des Steuerkolbens 4 deutlich feiner und präziser erfolgen kann. Das heißt aber auch, daß sich ein durch das Wegeventil 20 (Fig. 4) gesteuerter Verbraucher, beispielsweise ein Lader oder eine Hubeinrichtung, sehr viel präziser steuern läßt.
Dies ist aus dem Diagramm im dritten Zeitraum T3 erkennbar. Die Einschaltdauer EDπ wird in diesem Zeitraum T3 etwa um den gleichen Betrag erhöht, wie sie im zweiten Zeitraum T2 vermindert worden ist. Aus dieser betragsmäßig gleich großen Änderung folgt nun aber eine kleinere Änderung des Steuerdrucks Pst und daraus folgend eine kleinere Änderung des Hubs x4. Durch die Änderung der Einschaltdauer ED60 läßt sich also die Feinfühligkeit der Steuerung beeinflussen.
Am Ende des dritten Zeitraums T3, das mit dem Beginn der vierten Zeitraums T zusammenfallt, wird nun die Einschaltdauer ED60 wieder auf Eins erhöht und aus den genannten Gründen synchron dazu die Einschaltdauer EDπ erhöht. Dies führt dazu, daß nun der variierte Pilotdruck P0var wieder identisch ist mit dem Pilotdruck P0. Damit ist die feinfühligere Steuerung wieder abgeschaltet. Da während des vierten Zeitraums T4 die Einschaltdauern EDio, EDπ und ED6o nicht verändert werden, bleiben der Steuerdruck Pst und der Hub x konstant.
Zu Beginn des fünften Zeitraums T5 wird die Einschaltdauer ED60 des dritten Schnellschaltventils 60 von Eins auf Null verändert. Das dritte Schnellschaltventil 60 geht also in die Stellung "Geschlossen". Damit wird der Pilotdruck P0 von den beiden Schnellschaltventilen 10, 11 abgeschaltet. Die Gleichheit von Pilotdruck P0 und variiertem Pilotdruck P0var endet hier. Weil die beiden Schnellschaltventile 10, 11 noch angesteuert sind, sind sie teilweise offen, so daß der Steuerdruck Pst in der Verbindungsleitung 9 und damit auch im Steuerdruckraum 3 s auf Null sinkt. Dieses Sinken des variierten Pilotdrucks P0var und des Steuerdrucks Pst benötigt eine geringere Zeit, weil der Druckabbau mit einem Fluß von Hydrauliköl verbunden ist. Weil während des Zeitraums T5 der Steuerdruck Pst auf Null sinkt, bewegt sich der Steuerkolben 4 unter der Wirkung der Zentrierfedern 14 (Fig. 4) selbsttätig in die Neutralstellung, was aus dem Verlauf des Hubs x4 im obersten Diagramm erkennbar ist.
Wird nun am Ende der fünften Zeitraums T5, der mit dem Beginn des sechsten Zeitraums T6 zusammenfällt, die Ansteuerung der beiden Schnellschaltventile 10 und 11 beendet, so gehen diese in die stromlos offene Stellung. Damit ist für den hydraulischen Antrieb 1 die gesicherte Neutralstellung erreicht. Unter der Wirkung der Zentrierfedern 14 verbleibt der Steuerkolben 4 des Antriebs 1 in der mittleren Stellung und somit auch das vom Antrieb 1 betätigte Wegeventil 20.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulischer Antrieb (1) für ein federzentriertes Wegeventil (20), bei dem ein in einem Innenraum (3) eines Zylinders (2) des hydraulischen Antriebs (1) verschiebbarer Steuerkolben (4) bewegbar ist, wobei der Steuerkolben (4) über einen Stößel (5) auf einen Steuerschieber (6) des Wegeventils (20) wirkt, und bei dem die Bewegung des Steuerkolbens (4) erreichbar ist durch ein ersten Schaltventil (10) und ein zweites Schaltventil (11), die eine Druckteilerschaltung bilden, mit denen der Druck in einem Pilotdruckraum (3p) und einem Steuerdruckraum (3 s) des hydraulischen Antriebs (1) durch ein Steuerglied (15) steuerbar ist, dadurch gekennzeichnet, - daß die beiden Schaltventile modulierend ansteuerbare Schnellschaltventile (10, 11) sind,
- daß die Druckteilerschaltung der beiden Schnellschaltventile (10, 11) mit einem gegenüber einem Betriebsdruck deutlich niedrigeren Pilotdruck P0 betrieben wird,
- daß die dem Steuerdruckraum (3 s) zugewandte Fläche Fs des Steuerkolbens (4) doppelt so groß ist wie die dem Pilotdruckraum (3 p) zugewandte Fläche Pp des Steuerkolbens (4) und
- daß eine im Steuerkolben (4) angeordnete Zentrierfeder (14) eine Vorspannkraft aufweist, die höher ist als eine Kraft, die aus der Druckdifferenz zwischen dem halben Pilotdruck Po und dem Steuerdruck Pst resultiert, wenn beide Schnellschaltventile (10, 11) stromlos offen sind.
2. Hydraulischer Antrieb (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß er ein drittes Schnellschaltventil (60) aufweist, das in der Ruhestellung mit stromloser Magnetspule geschlossen ist, und das dem zweiten Schnellschaltventil (11) und dem Pilotdruckraum (3p) vorgeschaltet ist.
3. Hydraulischer Antrieb (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Schnellschaltventil (60) durch das Steuerglied (15) so ansteuerbar ist, daß es nur die beiden Zustände "offen" und "geschlossen" einnimmt.
4. Hydraulischer Antrieb (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Schnellschaltventil (60) durch das Steuerglied (15) so ansteuerbar ist, daß es moduliert mit beliebigen Einschaltdauern ED6o ansteuerbar ist, so daß sein hydraulischer Widerstand stufenlos variierbar ist.
5. Hydraulischer Antrieb (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß er ein drittes Schnellschaltventil (60) aufweist, das in der Ruhestellung mit stromloser Magnetspule geschlossen ist, und das einerseits mit dem zweiten Schnellschaltventil (11) und dem Pilotdruckraum (3 p) in Verbindung steht und andererseits mit einem Zusatzventil (61) verbunden ist.
6. Hydraulischer Antrieb (1) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Schnellschaltventil (60) durch das Steuerglied (15) so ansteuerbar ist, daß es nur die beiden Zustände "offen" und "geschlossen" einnimmt.
7. Hydraulischer Antrieb (1) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Schnellschaltventil (60) durch das Steuerglied (15) so ansteuerbar ist, daß es moduliert mit beliebigen Einschaltdauern ED6o ansteuerbar ist, so daß sein hydraulischer Widerstand stufenlos variierbar ist.
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