WO2005066062A1 - Hubsystem zum anheben und absenken und/oder verschieben grosser lasten - Google Patents

Hubsystem zum anheben und absenken und/oder verschieben grosser lasten Download PDF

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WO2005066062A1 PCT/EP2004/014126 EP2004014126W WO2005066062A1 WO 2005066062 A1 WO2005066062 A1 WO 2005066062A1 EP 2004014126 W EP2004014126 W EP 2004014126W WO 2005066062 A1 WO2005066062 A1 WO 2005066062A1
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lifting
piston
pressure
lifting cylinder
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Herbert Kallenberger
Günther MOSCHUNG
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Herbert Kallenberger
Moschung Guenther
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    • F15B2211/7055—Linear output members having more than two chambers
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    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/775—Combined control, e.g. control of speed and force for providing a high speed approach stroke with low force followed by a low speed working stroke with high force, e.g. for a hydraulic press

Definitions

  • Lifting system for lifting and lowering and / or moving large loads
  • the invention relates to a lifting system for lifting and lowering and / or moving large loads, which has a number of individually controllable lifting modules that can be activated at the same time, each of which has a hydraulic lifting cylinder with a piston, which forms a one-sided movable limitation of a drive pressure space.
  • the piston can be displaced relative to the housing of the cylinder in order to carry out a working stroke, and when the pressure is released, the piston can be displaced in the opposite direction in the sense of executing a return to a basic position, each lifting cylinder being equipped with a displacement sensor , which generates input signals that units of the piston stroke can be evaluated.
  • Lifting systems of this type are used for. B. for raising and / or lowering bridge segments, generally used for positioning parts of buildings or buildings, possibly for position corrections, the z. B. may be required if in the foundation area of a building subsidence and associated inclinations of parts of the building occur, which can lead to damage.
  • a group of lifting cylinders which are to be accessible in a "synchronous" mode of operation, that is to say can be operated essentially simultaneously and with the same stroke, is assigned a common pressure supply unit which is hydraulically connected to the individual lifting cylinders via a control valve block is that means flexible pressure hoses are connected to the individually assigned control valves of the control valve block.
  • the known lifting system which has been explained in terms of its structure and function, has at least the following disadvantages:
  • the object of the invention is therefore to improve a lifting system of the type mentioned in such a way that both the time required for its installation is reduced and a comparatively faster change in position of the load is made possible by means of the lifting system. This object is achieved by the characterizing features of claim 1.
  • each lifting cylinder is then equipped with its own pressure supply unit and its own electrohydraulic lifting control unit
  • the lifting cylinder, the pressure supply unit including its storage container and the electrohydraulic control unit constructively form a compact lifting module, the function of which is controlled exclusively by electrical control signals
  • the pressure supply unit comprises a high-pressure pump, an electric motor driving it, a pressure relief valve and a storage container, together with the electrohydraulic control unit are designed as an assembly mounted on the side of the lifting cylinder housing, the extent of which measured in the direction of the central longitudinal axis of the lifting cylinder is smaller than that between the two Support planes of the lifting cylinder measured the minimum height of the same.
  • the lifting system is subdivided into a number of, so to speak, self-sufficient lifting modules which do not require any hydraulic connection to one another, but rather only require a suitable electrical control in terms of their interaction, in a coordinated, "simultaneous" function. Thanks to the - system-related - elimination of hydraulic connections of the lifting modules to one another, the installation of the lifting system according to the invention is much simpler and also involves a significantly lower risk of installation defects and is therefore also less susceptible to damage to one of the lifting cylinders during operation, since there is no hydraulic functional coupling between the individual lifting modules. The lifting system according to the invention therefore also offers a relatively higher functional reliability compared to the known system.
  • a lifting system according to the features of claim 2 with the individually assigned rapid-motion drives which are expediently designed such that the pistons of the lifting cylinders can be moved quickly into contact with the object to be moved, but their driving force is not sufficient, however
  • Conveying load-stroke operation has the advantage that regardless of an initial position of the lifting cylinder pistons, these can be brought very quickly into a “common” starting position, from which the load stroke must first be monitored, which leads to a desired positioning of the load. For precise stroke control, it is therefore not necessary for the individual lifting cylinders to be brought into a defined starting position; the starting position for the stroke measurement is the position of the lifting cylinder piston on the load and the stroke is counted from this position.
  • the rapid traction drive is designed as a hydraulic rapid traction cylinder integrated in the respective lifting cylinder, preferably as a double-acting hydraulic cylinder, which, as it were, takes the piston of the lifting cylinder with it.
  • the lifting cylinder pistons can perform tilting movements with small angular deflections in relation to the rapid-motion cylinders.
  • the features of claim 8 indicate a simple design of the lifting cylinder piston that satisfies the practical requirements.
  • the pressure supply unit of the respective lifting module is designed as a zero-metric high-pressure pump, counts in particular as a piston pump, as provided in accordance with claim 9.
  • B. by controlling the speed of a drive motor of the pump in a simple manner to control the rapid and load motion of the rapid drive or the lifting cylinder of the respective lifting module.
  • a simple possibility in this regard is given by the features of claim 10, which also enables at least approximately an evaluation of the control signals for the motor or the pump in units of the stroke executed or the stroke to be executed.
  • FIG. 1 shows a first exemplary embodiment of a lifting system represented by a lifting module for lifting and lowering large loads, with a rapid-motion cylinder integrated in the piston of a lifting cylinder, including an electrohydraulic control unit provided for function control, in a schematically simplified block diagram representation,
  • FIG. 2 shows a schematically simplified view of the lifting module according to FIG. 1 to explain a typical application
  • FIG. 3 shows a further exemplary embodiment of a lifting module of a lifting system according to the invention in a schematically simplified sectional or block diagram representation corresponding to FIG. 1.
  • the overall designated 10 in Fig. 1 thrust module is intended for a lifting system with the very heavy and also the volume after large loads, for. B. sections of bridges can be raised and lowered, such a system may include a plurality (N) of such hydraulic lifting modules 10.
  • the lifting module 10 in turn comprises a linear lifting cylinder, generally designated 11, a pressure supply unit, generally designated 12 with an electrically drivable high pressure pump 13, and an electrohydraulic control unit, generally designated 14, by means of which the various functions of the lifting module 10 and further lifting modules of the system, not shown are controllable.
  • the lifting cylinder 11 is designed as a single-acting linear cylinder, which has a cylindrical, drop-shaped housing 17, in which a piston 18 is arranged such that it can be displaced in a pressure-tight manner, which forms an axially movable delimitation of a drive pressure chamber 19, which is axially fixed to the housing through the base 21 of the cup-shaped cylinder housing 17 is formed.
  • the piston 18 is rotationally symmetrical with respect to the central longitudinal axis 22 of the lifting cylinder 11.
  • the drive pressure is coupled into the drive pressure chamber 19 in a subsequent load-lifting operation, which will be explained in more detail below the piston 18 moves "outwards" in the direction of the arrow 23 relative to the housing 17 and a load 24, indicated only schematically, on which the piston 18 engages with a support extension 26, relative to an abutment 27 on which the lifting cylinder 11 with its housing base 21 is supported, must be raised.
  • a total of 28 rapid traverse cylinder is structurally integrated, which makes it possible to use the hydraulic medium volume flow provided by the pump 13 for a rapid start-up to that configuration of the lifting cylinder 11 in which it is, as it were, between the abutment and the Load 24 is arranged in a supporting manner - "clamped” - and the lifting process can be initiated by driving pressure being applied to the "large" drive pressure chamber 19 of the lifting cylinder 11.
  • the rapid traverse cylinder 28 is implemented as a double-acting linear cylinder with a piston rod 29 emerging from the housing on one side, which starts from a flat-cylindrical, flange-shaped piston 31 which, within a cylindrical cavity of the piston 18 of the lifting cylinder 11, has a cylindrical pot-shaped drive pressure chamber 32 delimits pressure-tight against an annular space 33, which is axially penetrated by the piston rod 29, which is fixedly connected to the cylinder housing in the central region of the bottom of the lifting cylinder housing 17, so that when the cylindrical drive pressure chamber 32 of the rapid traction cylinder 28 is pressurized on the piston 18 of the lifting cylinder 17 a force pushing the piston 18 out of the housing 17 is exerted which, viewed in isolation, causes the piston 17 to be displaced in the direction of the arrow 23.
  • the rapid traverse cylinder 28 is designed and arranged such that its central axis coincides with the central longitudinal axis 22 of the lifting cylinder 11.
  • annular seal 34 is provided, which by a Annular groove of an annular disk-shaped cover part 36 is received, by means of which the annular space 33 of the rapid traverse cylinder 28 is delimited in a pressure-tight manner with respect to the - in turn annular - drive pressure space 19 of the lifting cylinder 11.
  • annular seal 34 is provided, which by a Annular groove of an annular disk-shaped cover part 36 is received, by means of which the annular space 33 of the rapid traverse cylinder 28 is delimited in a pressure-tight manner with respect to the - in turn annular - drive pressure space 19 of the lifting cylinder 11.
  • additionally required sealing elements are not specifically shown.
  • the annular drive pressure 19 of the lifting cylinder 11 is additionally pressurized, pressure medium being limited over a large area by means of the high pressure pump 13 of the pressure supply unit 12 via the stroke control connection 37in - Drive pressure chamber 19 of the lifting cylinder is introduced.
  • pressure medium which, depending on the amount of the load 24, is under a more or less high pressure, is discharged from the drive pressure chamber 19 via the return connection 38 of the lifting cylinder 11.
  • the pressure chamber 32 on the bottom of the rapid traverse cylinder 28 receives pressure medium, it is displaced from the annular space 33 of the rapid traverse cylinder 28 and via a further control channel 43 of the piston rod 29, which connects the annular space 33 to the retraction control connection 44 of the rapid traverse cylinder 28, to the electro-hydraulic control unit 14 in which this pressure medium flow is, as it were, added to the pressure medium flow flowing into the bottom pressure chamber 32 of the rapid traverse cylinder 28, in accordance with the differential operating phase of the rapid traverse cylinder 28 given in this operating state.
  • the electrohydraulic control unit 14 has a high-pressure supply connection 46, via which the output pressure of the pressure supply unit 12 can be coupled into the electrohydraulic control unit 14, and a return connection 47, which is directly connected to the unpressurized reservoir 48 of the pressure supply unit 12.
  • the high-pressure pump 13 of the pressure supply unit 12 is connected in a conventional manner to the reservoir 48 via an input check valve 49 and to the high-pressure supply connection 46 of the electrohydraulic control unit 14 via an output check valve 51, provided that the latter and the pressure supply unit 12 are closed a structural and functional unit are summarized, in which the pressure supply unit 12 mediates control function.
  • the pressure supply unit 12 is equipped with a pressure relief valve 52 which is connected between the high pressure supply connection 46 and the reservoir 48. The value of the pressure on which the
  • Outlet pressure of the pressure supply unit is limited by set the bias of a valve spring 53 of the pressure relief valve 52 adjustable.
  • the maximum output pressure of the pressure supply unit 12 that can be predetermined by setting the valve spring 53 is 660 bar.
  • the electro-hydraulic control unit 14 comprises an electrically controllable function control valve 54, which has two alternative function positions 0 and I, which are assigned to the alternative directions of the relative movements that the piston 18 of the lifting cylinder 11 can execute relative to its housing 17.
  • the function control valve 54 is designed as a 3/2-way solenoid valve, which works as a changeover valve, in the alternative function positions 0 and I of which there are defined opening cross sections of the respectively opened flow paths.
  • the function control valve 54 - in the de-energized state of its control magnet 56 - is forced into its basic position 0 by the action of a pretensioned valve spring 57, in which the P-supply connection 58 connected to the high-pressure supply connection of the pressure supply unit 12 via a flow path 59 released in this functional position 0 communicating with the A-control port 61 of the function control valve 54, which is connected via an output check valve 62 to the high pressure output 42 of the electrohydraulic control unit 14, this output check valve 62 due to relatively higher pressure at the A control output of Function control valve 54 is controlled as at the high pressure outlet 42 or the control pressure port 41 of the rapid traverse cylinder 28 in the opening direction and is otherwise blocking.
  • the high-pressure outlet 42 of the electrohydraulic control unit 14 is also connected via a connection check valve 63 to the pull-back control connection 44 of the rapid-motion cylinder 28 of the lifting cylinder 11, this connecting check valve 63 being caused by relatively higher pressure at the high-pressure outlet 42 of the electric-cylinder 28 is controlled in its open position and is otherwise blocking.
  • the connection check valve 63 is acted upon by the high outlet pressure of the pump 13 in the opening direction.
  • the high-pressure output of the electrohydraulic control unit 14 is connected via a pressure reducing valve 64, shown as a check valve, to the stroke control connection 37 of the “large” annular space 19 of the lifting cylinder 11, via which this annular space 19 can be coupled in with a pressure which is defined by one
  • the amount .DELTA.p is lower than the pressure which can be coupled in via the high-pressure outlet 42 into the large-area "bottom-side" drive pressure chamber 32 of the rapid-motion cylinder 28, which pressure essentially corresponds to the outlet pressure of the pressure supply unit 12.
  • the basic position 0 of the function control valve 54 is assigned to those operating phases of the lifting cylinder 11 in which the piston 18 is moved towards the load 24 in rapid traverse or raises or shifts it in the load-lifting mode.
  • the function control valve 54 When the control magnet 26 of the function control valve 54 is excited with a control output signal from the electronic control unit 16, the function control valve 54 reaches its functional position I, in which the P supply connection 58 blocks off the A control output 61 of the function control valve 54, this, however, is connected via a now released outlet flow path 67 to the T-return port 65 of the function control valve 54 - the function position I of the function control valve is the pull-back operation - lowering the load and / or rapid pull-back movement of the piston 18 - of the lifting cylinder 11 assigned.
  • an adjustable throttle 67 and a - first - drain valve 68 comprising a hydraulic series connection are connected in parallel with the filling valve 66, via which pressure medium 24 is connected when the load is lowered can flow out of the annular space 19 of the lifting cylinder 11 in a controlled manner. _.
  • a rapid trap drain valve 69 is provided in hydraulic parallel connection to the filling valve 66 or the throttle 67 and the first drain valve 68 comprising the drain branch of the electrohydraulic control unit 14. see, via which in the rapid retraction operation of the lifting cylinder 11 pressure medium can flow out of its annular space 19 to the pressure supply unit.
  • the "Lasf 'drain valve 68 is designed as a pressure-controlled 2/2-way changeover valve with a blocking basic position and an open switch position.
  • the - movable - valve body of the load drain valve 68 is, on the one hand, pretensioned by a valve spring 71 and, on the other hand, by Actuation of a control surface 72 with the pressure p A prevailing at the A control outlet 61 of the function control valve 54 is pushed into the blocking basic position 0; application of a small p x control surface of the valve body of the load relief valve 68 with the output pressure of the pressure supply unit 12 becomes one Switching force directed in the opposite direction to the force of the valve spring 71, which forces the valve body into the open position I of the load release valve 68.
  • control surface 72 which, when acted upon by the control pressure PA, causes a "closing" which urges the valve into its basic position. Force is generated, the amount is greater than the control surface 73, di e can be exposed to the outlet pressure p x of the pressure supply unit 12.
  • the rapid trap drain valve 69 is also designed as a pressure-controlled 2/2-way changeover valve with a blocking basic position 0 and a continuous switching position I.
  • the again represented by the 2/2-way valve symbol valve body of the rapid-release valve 69 is on the one hand by the bias of a valve spring 74 and the other by pressurizing a control surface 76 with the pressure prevailing in the "large" annular space 19 of the lifting cylinder 11 in the blocking basic position of the valve and by pressurizing a counter surface 77 with the outlet pressure p x of the pressure supply unit into its passage position I, analogously to the load release valve 68, the amount of the outlet pressure of the pressure supply unit to be acted upon Counter surface 77 is significantly smaller than the amount of the control surface 76 which is pressurized in the annular space 19.
  • the lifting module 10 is equipped with an electromagnetic or electronic pressure sensor 78 which generates an electrical output signal which can be evaluated by means of the electronic control unit 16 and which can be used indirectly to control the lifting module 10 and which is a measure of the pressure prevailing in the annular space 19 of the lifting cylinder 11.
  • the stroke module 10 is furthermore equipped with a path measuring system which is only indicated schematically and is designated overall by 79 and which generates electrical output signals which are characteristic of the position of the piston 18 in the stroke cylinder 11 and from whose processing the information about the stroke can be obtained load 24 experiences over the course of a duty cycle. It is expedient here if the displacement measuring system 79 is designed as an absolute measuring system, the output signals of which are a measure of the deflection of the piston 18 from a z. B. minimum volume of the annular space 19 corresponding basic position.
  • the lifting cylinder 11, the electro-hydraulic control unit 14 and also the pressure supply unit 12 are combined to form a compact structural unit in the lifting module 10, as shown schematically in a simplified manner in FIG. 2. in such a way that the electro-hydraulic control unit 14 and the pressure supply unit 12 are arranged to the side of the lifting cylinder 11, in particular in such a way that the electro-hydraulic control unit 14 and the pressure supply unit 12 are accommodated in a common housing which is fixedly mounted on the housing 17 of the lifting cylinder 11.
  • connection channels 172 and 173, which connect the electrohydraulic control unit 14 designed as a control block to the lifting cylinder 11, are arranged in the direction of the central axis 22 of the lifting cylinder 11, at a distance from the outer surface 129 of the cylinder base 21 with which the lifting module 10 z. B. on a supporting foundation can be supported, and it is the electro-hydraulic control unit 14 and the pressure supply unit 12 receiving housing parts between the - parallel - planes arranged 81 and 82 whose distance corresponds to h m i n a minimum height of the lift cylinder 11, the height of the side orderly housing parts is less than this minimum height hmj n of the lifting cylinder 11.
  • a load 24 should first be raised by a stroke H a , e.g. B. for the purpose of being able to arrange this load-bearing supports, then lifting the load 24 again in order to be able to remove the supports again and then lowering the load again by a defined amount H s into an end position in which it can remain and then lower the piston 18 of the lifting cylinder 11 to such an extent that the lifting module 10 can be easily removed from the area below the supported load 24.
  • H a e.g. B.
  • the piston 18 initially stops as soon as it hits the load 24 until the output pressure of the pressure supply unit 12 has increased to such an extent that the pressure reducing valve 64 responds and via this valve from the high pressure outlet 42 of the electrohydraulic control unit 14 from pressure medium via the rigid-stroke connection 37 of the lifting cylinder 11 into its annular space 19, in which can occur the result is a pressure that is equal to the pressure difference ⁇ p z. B. 30 bar lower than the pressure prevailing in the bottom drive pressure chamber 32 of the rapid traverse cylinder 28 or at the high pressure outlet 42 of the electro-hydraulic control unit 14.
  • This operating state of the lifting module 10 can be recognized in that the pressure-characteristic output signal of the pressure sensor 78 is continuous increasing pressure signals, whereas the stroke-characteristic output signal displacement measuring system 79 does not change.
  • the "Lasf 'drain valve 68 remains in its blocking position in the aforementioned operating phase if only because the output pressure P A acts on both control surfaces 72 and 73 of the valve and the larger control force resulting from the pressurization of the larger control surface 72, the load Relief valve 68 holds reliably in its blocking position, regardless of which "closing" force is exerted by its control spring 71, which can accordingly be designed for a closing force which is smaller in magnitude than the valve spring 74 of the rapid trap drain valve 69.
  • the function control valve 24 is switched to its functional position I by actuating its control magnet 56 with an output signal from the electronic control unit 16, in which the P supply connection 56 now acts against the control connection 61 the function control valve 54 shut off and this, however, is connected to the tank return port 65 via the flow path 70, which has the consequence that the "larger" control surface 72 of the load-relief valve 68 is relieved of pressure and - because of the presumption of its low restoring force Valve spring 71 - a correspondingly low control pressure p x , with which the counter surface 73 is acted upon, is sufficient to switch the load-relief valve 68 into its flow position I.
  • Pressure medium which is displaced from the bottom-side drive pressure chamber 32 of the rapid traverse cylinder 28 to the high-pressure outlet 42 of the electrohydraulic control unit 14, flows "back” via the pressure reducing valve 64 into the annular chamber 19 of the lifting cylinder 11 and from there via the return connection 38 Throttle 67 and the load release valve 68. To the forward tank 48.
  • the rapid trap drain valve 69 remains blocked as long as the load acts on the piston 18 of the lifting cylinder 11 and because of the throttling of the output current there is a noteworthy pressure in the annular space 19 of the lifting cylinder 17 and this for as long as this pressure is sufficient around the piston of the drain valve 69 with the support of the valve spring 74 against the force which results from the action of the counter surface 77 on the outlet pressure of the pump pe 13 is unfolded to hold in the locked position, which is possible by suitable design of the rapid trap drain valve 69 due to common professional measures.
  • the lifting cylinder shown in FIG. 3, to the details of which is now referred to, designated overall by 111, is largely analogous in structure and function to the lifting cylinder 11 explained with reference to FIG. 1 and can also be used with the one described with reference to FIG. electrohydraulic peripherals, namely the pressure supply unit 12 and the electrohydraulic control unit 14 are operated appropriately.
  • a cylindrical, pot-shaped housing designated overall by 117, is provided, within which a piston 118 associated with the load drive is arranged such that it can be moved in a pressure-tight manner forms the axially movable boundary of a load drive pressure chamber 119, which is bounded by the housing base 112 in a manner fixed to the housing.
  • the piston 118 has the shape of a truncated cone on the outside, the cone angle, which a generatrix of the conical circumferential surface 123 includes with the central longitudinal axis 22/1, being comparatively small and having a typical value between 2 and 3 °, e.g. B. has a value of 2.5 °; in the immediate vicinity of the "inner" flat boundary surface 124 of the piston 118 which is larger in diameter, the latter has a peripheral annular groove 126 which receives an overall ring seal designated by 127, by means of which the drive piston 118 is slidably sealed in the housing shell 117/1.
  • the ring seal arrangement 127 is designed in such a way that, when it is inserted into the groove 126, it is under an expansion pretension and, when the piston 118 is inserted into the housing 117, it is compressed in the radial direction to such an extent that both between the housing jacket 117 / 1 and the outer sealing ring 127/1 as well as between the outer sealing ring 127/1 and the inner sealing ring 127/2 and also between the latter and the base 126/1 of the annular groove 126, a good sealing effect is achieved and that this seal is also obtained remains when the piston in the housing 117 is tilted somewhat within a range specified and limited by the cone angle.
  • This tilting degree of freedom enables the piston 118 to bear with its free end face 122 over a large area against a load 24 that is limited in area when the lifting cylinder can be supported over a large area with the lower boundary surface 129 of the housing base 112 on a foundation that is limited in area as an abutment , even if its support surface is not exactly parallel to the flat underside of the load 24.
  • the flange-shaped piston 133 of the rapid-motion cylinder 128 is formed by a threaded ring 133/1, which is screwed onto a threaded extension 133/2 of the piston rod 132, the screw connection achieving a sufficiently tight connection between the piston threaded ring 133/1 and the piston rod 132 becomes.
  • the piston 133 is sealed by means of an outer, piston-fixed ring seal arrangement 139 against the central housing bore 141 of the rapid-speed cylinder housing 131, which in each case forms the radial limitation of the pressure chambers 134 and 136 of the rapid-motion cylinder 128.
  • an "inner" ring seal arrangement 142 which is fixed to the housing is provided, which is located within the short bore section 143 of the end face 144 arranged opposite the bottom part 138 of the housing 131 is arranged, through which the piston rod 132 of the rapid-motion cylinder piston passes.
  • the housing 131 of the rapid traverse cylinder 128 is arranged within the piston 118 of the load-lifting cylinder 111 in a generally pot-shaped cavity 146, which has a stepped bore, generally designated 147, which penetrates the piston 118 in the axial direction and one-sided - at which the Load-facing side - closing flange designated overall with 148 is edged, on the inside 149 of which the housing 131 of the rapid-motion cylinder 128 is axially supported on one side with the flat, dome-shaped outer surface of the base part 138, which is designed as a plane convex lens.
  • the base part 138 is supported by an elastic sealing ring 153, preferably an O-ring, on a narrow, inner ring shoulder 154 of the housing 131 of the rapid-motion cylinder 128, which mediates between the housing bore 141 and a short, inner bore output stage 156 of the cylinder housing 131, which penetrates the short end section 157 of the overall tubular rapid-motion cylinder housing 131, which surrounds the plane-convex base part 138, the diameter d / 1 of which is slightly smaller than the diameter d / 2 of the short bore end stage 156, so that between this water and the bottom part 138 there is a small radial clearance, the amount of which, however, is only a small fraction of the radial width of the inner annular shoulder 154 of the housing 131, for. B. 1/20 to 1/10 of the same.
  • the diameter d / 3 of a "disc-shaped" centering insert 158, which is only short in the axial direction, of the base part 138, which is curved on the outside, is smaller by a comparable amount than the clear diameter d / 4 of the central bore 141 of the rapid-motion cylinder housing 131, so that there is play is that, thanks to the elasticity of the sealing ring 153, allows small relative movements of the base part 138 with respect to the casing part 137 of the rapid-motion cylinder housing 131.
  • the rapid traverse cylinder 128 is arranged in an overall pot-shaped receiving space 159 which is delimited in the radial direction by the stepped bore 147 and in the axial direction on one side - on the load side - by the end flange 148.
  • the curved base part 138 and the tubular housing part 137 housing 131 of the rapid traverse cylinder 128 between the end flange 148 of the piston 118 and the annular shoulder 151 of the stepped bore 137 is, as it were, elastically clamped, this clamping being brought about by the elastic compression of the sealing ring 153 , which is slightly compressed in the axial direction during assembly of the lifting cylinder 111.
  • the end flange 148 is, in turn, of the basic shape in the shape of a pot, in such a way that a tubular jacket section 148/2 projecting on one side from a circular flange plate 148/1 is provided, which is enclosed radially on the outside by an annular fixing region 148/3 of the end flange 148 , which can be supported on an annular shoulder 161 of the stepped bore 147, which mediates between the - load-side - outermost bore step 147/1 of the - largest - diameter D / 1 of the stepped bore 147 and its bore step 147/2 of somewhat smaller diameter D / 2, 'against which the end flange 148 is touchnut 162 of its tubular jacket section 148/2 inserted ring seal 163 is sealed.
  • the outer diameter D / a of the end face area 144 of the cylindrical tubular housing part 137 of the rapid traverse cylinder 128 passing through the smallest bore step 147/4, as well as the outer diameter D / m of the tubular housing part 137 of the rapid traverse cylinder 128, are compared with the diameters D / 4 and D / 2 of the bore walls surrounding them are chosen so much smaller than their clear diameter that the tilting movements of the lifting cylinder piston 118 are not restricted by the design of the rapid-motion cylinder 128.
  • the lifting cylinder 111 according to FIG. 3 can be assembled as follows: First, the piston rod 132 is mounted on the housing base 112 of the lifting cylinder housing 117.
  • the drive pressure chamber 119 can be sealed off from the surroundings by a seal 166 arranged on the outside, on which the heads 167 can be supported by anchor screws 168, which have relatively elongated, thread-free, expandable clamping sections 169.
  • the piston 118 is then inserted into the cylinder housing 117, exactly centered with respect to the central longitudinal axis 22.
  • a suitable position of the piston 118 for this is its support on the inside of the base 112 of the cylinder housing 117.
  • the cylindrical-tubular housing casing 137 of the rapid-motion cylinder housing 131 is pushed into the inner region of the lifting cylinder 111 which is bordered by the stepped bore 147.
  • the threaded ring 133/1 is screwed onto the threaded extension 133/2 of the piston rod 132, the thread engagement between the threaded ring 133/1 and the thread of the threaded extension 133/2 providing a sufficient sealing effect “on the inside”, while the ring seal 139 gives the threaded ring radially on the outside seals against the tubular housing section 137 of the rapid traverse cylinder housing 131.
  • a fork-shaped special tool is required, which can be brought into engagement with axial blind holes (not shown) of the threaded ring.
  • the sealing ring 153 is placed on the inner ring shoulder 154 of the rapid traverse cylinder housing 131 and the bottom part 138 is inserted into the bore end stage 156 of the cylindrical-tubular jacket part 137.
  • the end flange 148 arranged on the load side is inserted into the bore steps 147/1 and 147/2 and by means of the axially symmetrically grouped fastening screws 171, which are supported on the load side on the end flange 148 and engage in anchor threads which act in the area of the load side Ring shoulder 161 are arranged, fixed; the end flange 148 pushes the bottom part 138 of the rapid traverse cylinder housing 131 somewhat into its tubular casing 137, as a result of which the ring seal 143 arrives in its sealing, somewhat compressed configuration, in which it is under a prestress, which the bottom part 138 and the casing part 137 of the rapid traverse -Cylinder housing on the end flange 148, on the one hand, and on the annular shoulder 151 of the lifting cylinder piston 118, on the other hand, holds in contact with a minimum force.
  • Connection channels 172 and 173 are tightly connected, which run in the housing base 112 and lead to the respective control pressure connection 41 and the return control connection 44 of the electro-hydraulic control unit 14.
  • control connections 44 and 41 are arranged “laterally” above the underside 129 of the housing base 112 from the lifting cylinder housing 117.
  • a control connection "corresponding to the stroke control connection 37 and the return control connection 38" is also arranged laterally and, if necessary, communicatively connected to the drive pressure chamber 119 of the lifting cylinder 111 with a connection channel (not shown) also running in the housing base 112.

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Abstract

Bei einem Hubsystem zum Anheben und Absenken und/oder Verschieben grosser Lasten, mit einer Anzahl individuell ansteuerbarer, gleichzeitig zu mehreren aktivierbarer hydraulischer Hubzylinder (11), die je einen Kolben (18) haben, der eine einseitige bewegliche Begrenzung eines Antriebsdruck­ raumes (19) bildet, durch dessen Druck-Beaufschlagung der Kolben (18) zur Ausführung eines Arbeitshubes relativ zum Gehäuse (17) des Zylinders (11) verschiebbar ist, und bei dessen Druckentlastung der Kolben (18) im Sinne der Ausführung einer Rückkehr-Bewegung in eine Grundstellung in der Ge­genrichtung verschiebbar ist, ist jeder Hubzylinder (11) mit einem Weg­ Sensor (79) ausgerüstet ist, der Ausgangssignale erzeugt, die in Einheiten des Kolben-Hubes auswertbar sind. Jeder Hubzylinder (11) ist mit einem eigenen Druckversorg u ngsaggregat (12) sowie einer eigenen elektrohydrau­lischen Hub-Steuereinheit (14) ausgerüstet.Der Hub-Zylinder (11), das Druckversorgungsaggregat (12) einschliesslich seines Vorratsbehälters (48) und die elektrohydraulische Steuereinheit (14) sind konstruktiv als ein kom­paktes Hubmodul (10) ausgeführt sind, dessen Funktions-Steuerung aus­schließlich durch elektrische Steuersignale erfolgt. Das Druckversorgungs­aggregat (12), das eine Hochdruckpumpe (13), einen diese antreibenden Elektromotor (15), ein Druckbegrenzungsventil (52) und den Vorratsbehälter (48) umfasst und die elektrohydraulische Steuereinheit (14) sind als eine seitlich am Hubzylindergehäuse (17) anmontierte Baugruppe ausgebildet, deren in Richtung der zentralen Längsachse (22) des Hubzylinders (f) ge­messene Ausdehnung kleiner ist als die zwischen den Stützebenen (81 und 82) des Hubzylinders gemessene minimale Höhe hmin desselben.

Description

Hubsystem zum Anheben und Absenken und/oder Verschieben großer Lasten
Beschreibung Die Erfindung betrifft ein Hubsystem zum Anheben und Absenken und/oder Verschieben großer Lasten, das eine Anzahl von individuell ansteuerbaren, gleichzeitig zu mehreren aktivierbarer Hubmodule hat, die je einen hydraulischen Hubzylinder mit einem Kolben haben, der eine einseitige bewegliche Begrenzung eines Antriebsdruckraumes bildet, durch dessen Druckbeauf- schlagung der Kolben zur Ausführung eines Arbeitshubes relativ zum Gehäuse des Zylinders verschiebbar ist, und bei dessen Druckentlastung der Kolben im Sinne der Ausführung einer Rückkehr in eine Grundstellung in der Gegenrichtung verschiebbar ist, wobei jeder Hubzylinder mit einem Weg- Sensor ausgerüstet ist, der Eingangssignale erzeugt, die Einheiten des Kol- ben-Hubes auswertbar sind.
Hubsysteme dieser Art werden z. B. zum Anheben und/oder Absenken von Brückensegmenten, allgemein zum Positionieren von Gebäudeteilen oder Gebäuden verwendet, ggf. zu Positions-Korrekturen, die z. B. erforderlich werden, wenn im Fundamentbereich eines Gebäudes Absenkungen und damit verbundene Neigungen von Gebäudeteilen auftreten, die zu Beschädigungen führen können.
Ein derartiges Hubsystem ist auf der Internet-Seite der Firma Enerpac (www.enerpac.com) im Detail erläutert.
Bei den bekannten Hubsystemen ist jeweils einer Gruppe von Hubzylindern, die einer "synchronen" Betriebsweise zugänglich sein sollen, d. h. im wesentlichen gleichzeitig und mit gleichem Hub betreibbar sein sollen, ein gemein- sames Druckversorgungsaggregat zugeordnet, das über einen Steuerventilblock hydraulisch mit den einzelnen Hubzylindern verbunden ist, die mittels flexibler Druckschläuche an die ihnen individuell zugeordneten Steuerventile des Steuerventilblocks angeschlossen sind.
Das insoweit nach Aufbau und Funktion erläuterte, bekannte Hubsystem ist mit zumindest den folgenden Nachteilen behaftet:
Das Installieren eines solchen Hubsystems ist mit einem erheblichen Arbeitsaufwand verbunden, der im wesentlichen durch das Verlegen der Hydraulikleitungen bedingt ist.
Für den Fall, dass die Last nicht gleichmäßig auf die durch je einen Hubzylinder repräsentierten Abstützpunkte verteilbar ist, d. h. dass die von den Hubzylindern abgestützen Lastanteile dem Betrage nach verschieden sind, ist eine gleichmäßige "synchrone" Lastanhebung an sämtlichen Hubzylin- dern im Prinzip nicht mehr möglich sondern allenfalls noch angenähert möglich, z. B. derart, dass diejenigen Hubzylinder, die wegen unterschiedlicher Beträge der an Ihnen abgestützten Lastanteile entsprechend verschiedene Hubkräfte entfalten müssen, auch zu verschiedenen Zeiten zur Ausführung einer Teilhub-Bewegungen angesteuert werden. Im Ergebnis wird dadurch sowohl für Vorschub (Hub-)Phasen als auch für Rückkehrphasen mehr Zeit- und Steuerungsaufwand benötigt. Um hierbei einen Aufbau unerwünschter Spannungen im Lastmaterial weitestgehend auszuschließen, ist es im angenommenen Fall erforderlich, den Hub-Vorgang in eine große Anzahl von Teilhüben aufzuteilen, was allerdings wiederum mit einem erheblichen Zeit- bedarf verknüpft sein kann.
Aufgabe der Erfindung ist daher ein Hubsystem der Eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, dass sowohl der Zeitbedarf für seine Installation reduziert wird, als auch eine vergleichsweise raschere Positionsänderung der Last mittels des Hubsystems ermöglicht wird. Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Dadurch, dass hiernach jeder Hubzylinder mit einem eigenen Druckversor- gungsaggregat sowie einer eigenen elektrohydraulischen Hub-Steuereinheit ausgerüstet ist, wobei der Hubzylinder, das Druckversorgungsaggregat einschließlich seines Vorratsbehälters und die elektrohydraulische Steuereinheit konstruktiv ein kompaktes Hubmodul bilden, dessen Funktionssteuerung ausschließlich durch elektrische Steuersignale erfolgt, wobei das Druckver- sorgungsaggregat eine Hochdruckpumpe, einen diese antreibende Elektromotor, ein Druckbegrenzungsventil und einen Vorratsbehälter umfasst, zusammen mit der elektrohydraulischen Steuereinheit als eine seitlich am Hubzylindergehause anmontierte Baugruppe ausgebildet sind, deren in Richtung der zentralen Längsachse des Hubzylinders gemessene Ausdehnung kleiner ist als die zwischen den Stützebenen des Hubzylinders gemessene minimale Höhe desselben. Dabei ist das Hubsystem in eine Anzahl gleichsam autarker Hubmodule unterteilt, die untereinander keiner hydraulischen Verbindung bedürfen, sondern hinsichtlich ihres Zusammenwirkens lediglich einer koordinierten, "simultanen" Funktion lediglich einer geeigneten elektrischen An- Steuerung bedürfen. Dank des - systembedingten - Wegfalls hydraulischer Verbindungen der Hubmodule untereinander ist die Installation des erfindungsgemäßen Hubsystems wesentlich einfacher und auch mit einem wesentlich geringeren Risiko von Installationsmängeln behaftet und daher auch im Betrieb gegen einen Schaden an einem der Hubzylinder weniger anfällig, da keine hydraulische Funktionskopplung zwischen den einzelnen Hubmodulen besteht. Das erfindungsgemäße Hubsystem bietet daher im Vergleich zu dem bekannten System auch eine relativ höhere Funktionssicherheit. Soweit, bedingt durch die der Zahl der Hubmodule entsprechende Zahl von elektrisch angetriebenen Pumpen, gegenüber dem bekannten System ein diesbezüglicher Mehraufwand hinzunehmen ist, wird dieser jedoch durch die durch die kürzeren Installations- und Demontage-Zeiten bedingten Kosteneinsparungen unter wirtschaftlichen Gesichtspunkten weit überkompensiert. Ein Hubsystem gemäß den Merkmalen des Anspruchs 2 mit den Hubzylindern einzeln zugeordneten Eilgang-Antrieben, die zweckmäßigerweise so ausgelegt sind, dass die Kolben der Hubzylinder zwar rasch in Anlage mit dem zu bewegenden Objekt gefahren werden können, ihre Antriebskraft je- doch nicht ausreicht, den Last-Hub-Betrieb zu vermitteln, hat den Vorteil, das unabhängig von einer Anfangs-Stellung der Hubzylinderkolben diese sehr schnell in eine "gemeinsame" Ausgangsposition gebracht werden können, ab welcher erst der Last-Hub zu überwachen ist, der zu einer erwünschten Positionierung der Last führen soll. Für eine präzise Hub-Steuerung ist es daher nicht erforderlich, dass die einzelnen Hubzylinder in eine definierte Ausgangsposition gebracht werden; es wird als Ausgangspunkt für die Hub- Messung die Anlageposition des Hubzylinderkolbens an der Last gewählt und der Hub gleichsam von dieser Position ausgezählt.
In bevorzugter Ausgestaltung der Hubmodule ist der Eilgang-Antrieb als ein in den jeweiligen Hubzylinder integrierter hydraulischer Eilgang-Zylinder, vorzugsweise als doppelt-wirkender Hydrozylinder ausgebildet, der im Rückzugsbetrieb den Kolben des Hubzylinders gleichsam mitnimmt.
Durch die Merkmale der Ansprüche 5 und 6 ist eine vorteilhaft einfache Gestaltung eines solchen, in den Hubzylinder integrierten Eilgang-Zylinders angegeben.
Bei der durch die Merkmale des Anspruchs 7 umrissenen Gestaltung von Hubmodulen eines erfindungsgemäßen Hubsystems können die Hubzylinderkolben gegenüber den Eilgang-Zylindern Kippbewegungen mit kleinen Winkelauslenkungen ausführen. Dadurch können bei jeweils großflächiger Abstützung des Hubzylindergehäuses an einer ebenen Widerlagerfläche bzw. des Hubzylinderkolbens an einer ebenen Stützfläche der Last, gering- fügige Abweichungen eines parallelen Verlaufes dieser Flächen im Sinne einer großflächigen Verteilung der Vorschub- und Reaktionskräfte ausgeglichen werden. Hierbei ist durch die Merkmale des Anspruchs 8 eine den praktisch auftretenden Bedürfnissen vollauf genügende, einfache Gestaltung des Hubzylinderkolbens angegeben.
Wenn das Druckversorgungsaggregat des jeweiligen Hubmoduls als nullo- metrisch geführte Hochdruckpumpe ausgebildet ist, zählt insbesondere als Kolbenpumpe, wie gemäß Anspruch 9 vorgesehen, kann diese z. B. durch Steuerung der Drehzahl eines Antriebsmotors der Pumpe auf einfache Wei- se zur Steuerung der Eil- und Lastgang-Bewegungen des Eilgang-Antriebs bzw. des Hubzylinders des jeweiligen Hubmoduls ausgenutzt werden. Eine diesbezüglich einfache Möglichkeit ist durch die Merkmale des Anspruchs 10 angegeben, die auch zumindest näherungsweise eine Auswertung der An- steuersignale für den Motor bzw. die Pumpe in Einheiten des ausgeführten bzw. des auszuführenden Hubes ermöglicht.
Zur Funktionssteuerung des Hubsystems in sinnfälligerweise geeignete Druck-Ist-Wert-Signale, die mittels einer elektronischen Steuereinheit anhand plausibler Verknüpfungen zu Positions-Sollwert-Signalen verarbeitbar sind, können mittels elektronischer oder elektromechanischer Drucksensoren gemäß den Ansprüchen 11 und 12 gewonnen werden.
Weitere Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung spezieller Ausführungsbeispiele anhand der Zeichnung. Es zei- gen:
Fig. 1 ein erstes Ausführungsbeispiel eines durch ein Hubmodul repräsentierten Hubsystems zum Anheben und Absenken großer Lasten, mit einem in den Kolben eines Hubzylinders integrierten Eil- gang-Zylinders, einschließlich einer zur Funktionssteuerung vorgesehenen elektrohydraulischen Steuereinheit, in schematisch vereinfachter Blockschaltbild-Darstellung, Fig. 2 eine schematisch vereinfachte Ansicht des Hubmoduls gemäß Fig. 1 zur Erläuterung eines typischen Einsatzes,
Fig. 3 ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Hubmoduls eines erfindungsgemäßen Hubsystems in einer der Fig. 1 entsprechenden, schematisch vereinfachten Schnitt- bzw. Blockschaltbilddarstellung.
Das in der Fig. 1 insgesamt mit 10 bezeichnete Schubmodul ist für ein Hubsystem gedacht, mit dem sehr schwere und auch dem Volumen nach große Lasten, z. B. Teilstücke von Brücken, anhebbar und absenkbar sind, wobei ein solches System eine Vielzahl (N) solcher hydraulischer Hubmodule 10 umfassen kann.
Das Hubmodul 10 umfasst seinerseits einen insgesamt mit 11 bezeichneten linearen Hubzylinder, ein insgesamt mit 12 bezeichnetes Druckversorgungsaggregat mit einer elektrisch antreibbaren Hochdruckpumpe 13 und eine insgesamt mit 14 bezeichnete elektrohydraulische Steuereinheit, mittels derer die verschiedenen Funktionen des Hubmoduls 10 und weiterer, nicht dargestellter Hubmodule des Systems steuerbar sind.
Der Hubzylinder 11 ist als einfach wirkender linearer Zylinder ausgebildet, der ein zylindrisch-tropfförmiges Gehäuse 17 hat, in dem ein Kolben 18 druckdicht verschiebbar angeordnet ist, der eine axial bewegliche Abgrenzung eines Antriebsdruckraumes 19 bildet, der axial gehäusefest durch den Boden 21 des topfförmigen Zylindergehäuses 17 gebildet ist. Der Kolben 18 ist rotationssymmetrisch bezüglich der zentralen Längsachse 22 des Hubzylinders 11 ausgebildet.
Die Einkopplung von Antriebsdruck in den Antriebsdruckraum 19 erfolgt, in einem nachfolgenden noch näher zu erläuternden Last- Hebe-Betrieb in dem sich der Kolben 18 in Richtung des Pfeils 23 relativ zum Gehäuse 17 "auswärts" bewegt und eine lediglich schematisch angedeutete Last 24, an der der Kolben 18 mit einem Stützfortsatz 26 angreift, gegenüber einem Widerlager 27, an dem der Hubzylinder 11 mit seinem Gehäuseboden 21 abge- stützt ist, angehoben werden muß. In den Hubzylinder 11 ist ein insgesamt mit 28 bezeichneter Eilgang-Zylinder baulich integriert, der es ermöglicht, den von der Pumpe 13 bereitgestellten Hydraulikmedien-Volumenstrom für ein rasches Anfahren derjenigen Konfiguration des Hubzylinders 11 zu nutzen, in der dieser gleichsam zwischen dem Widerlager und der Last 24 je- weils abstützend angeordnet - "eingespannt" - ist und der Hebevorgang dadurch eingeleitet werden kann, dass nunmehr der "große" Antriebsdruckraum 19 des Hubzylinders 11 mit Antriebsdruck beaufschlagt wird.
Der Eilgangzylinder 28 ist als ein doppelt - wirkender Linearzylinder mit ein- seitig aus dem Gehäuse austretender Kolbenstange 29 realisiert, die von einem flach-zylindrischen, flanschförmigen Kolben 31 ausgeht, der innerhalb eines zylindrischen Hohlraumes des Kolbens 18 des Hubzylinders 11 einen zylindrisch topfförmigen Antriebsdruckraum 32 gegen einen Ringraum 33 druckdicht abgrenzt, der von der Kolbenstange 29 axial durchsetzt ist, die im zentralen Bereich des Bodens des Hubzylindergehäusses 17 fest mit dem Zylindergehäuse verbunden ist, so dass bei einer Druckbeaufschlagung des zylindrischen Antriebsdruckraumes 32 des Eilgangzylinders 28 auf den Kolben 18 des Hubzylinders 17 eine den Kolben 18 aus dem Gehäuse 17 heraus drängende Kraft ausgeübt wird, die, für sich gesehen, eine Verschie- bung des Kolbens 17 in Richtung des Pfeils 23 bewirkt.
Der Eilgangzylinder 28 ist so gestaltet und angeordnet, dass seine zentrale Achse mit der zentralen-Längsachse 22 des Hubzylinders 11 zusammenfällt.
Zur gleitend verschiebbaren Abdichtung des Kolbens 18 des Hubzylinders 11 , der gleichsam das Gehäuse des Eilgangzylinders 28 bildet, gegenüber dessen Kolbenstange 29 ist eine Ringdichtung 34 vorgesehen, die von einer Ringnut eines ringscheibenförmigen Deckelteils 36 aufgenommen ist, mittels dessen der Ringraum 33 des Eilgangzylinders 28 druckdicht gegenüber dem - seinerseits ringförmigen - Antriebsdruckraum 19 des Hubzylinders 11 abgegrenzt ist. Hierfür zusätzlich benötigte Dichtungselemente sind, der Ein- fachheit der Darstellung halber, nicht eigens dargestellt.
Durch alternative Druckbeaufschlagung und -entlastung des bodenseitigen - größervolumigen - Antriebsdruckraumes 32 des Eilgang-Zylinders 28 sowie seines Ringraumes 33, sind auf die Last 24 hinzu gerichtete sowie von die- ser wieder weg gerichtete Eil-Vorschub- und -Rückzugsbewegungen des Kolbens 18 des Hubzylinders 11 steuerbar, die unter der Entfaltung vergleichsweise geringer Kräfte, dafür jedoch mit relativ hoher Bewegungsgeschwindigkeit erfolgen können.
Zur Anhebung einer schweren Last 24, die größere als mittels des Eilgangzylinders 28 entfaltbare Kräfte erfordert wird, zusätzlich der ringförmige Antriebsdruck 19 des Hubzylinders 11 mit Druck beaufschlagt, wobei Druckmedium mittels der Hochdruckpumpe 13 des Druckversorgungsaggregats 12 über den Hub-Steueranschluß 37in den - großflächig begrenzten - An- triebsdruckraum 19 des Hubzylinders eingeleitet wird.
Zur "langsamen" Absenkung einer Last 24 wird Druckmedium, das, je nach dem Betrag der Last 24 unter einem mehr oder weniger hohen Druck steht, über den Rücklaufanschluß 38 des Hubzylinders 11 aus dessen Antriebs- druckraum 19 ausgeleitet.
Im Eil-Vorschubbetrieb des Eilgangzylinders 28, in dem der Kolben 18 sich auf die Last 24 zu bewegt, bis er an dieser zur Abstützung gelangt, wird Druckmedium mittels der Pumpe 13 in den bodenseitigen Antriebsdruckraum 32 des Eilgangzylinders 28 gefördert, wobei das Druckmedium einen die Kolbenstange 29 in axialer Richtung durchsetzenden Steuerkanal 39 durchströmt, der einen Steuerdruck-Anschluß 41 des Eilgangzylinders 28 mit dem bodenseitigen Antriebsdruckraum 32 verbindet und unmittelbar an den Hochdruck-Ausgang 42 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 angeschlossen ist, die gleichsam zwischen den Eilgangzylinder 28 bzw. den Hubzylinder 11 und das Druckversorgungsaggregat 12 geschaltet ist. Während der bodenseitige Druckraum 32 des Eilgangzylinders 28 Druckmedium aufnimmt, wird solches aus dem Ringraum 33 des Eilgangzylinders 28 verdrängt und über einen weiteren Steuerkanal 43 der Kolbenstange 29, der den Ringraum 33 mit dem Rückzug-Steueranschluß 44 des Eilgangzylinders 28 verbindet, zur elektrohydraulischen Steuereinheit 14 ausgeleitet, in der dieser Druckmediumstrom gleichsam wieder dem in den bodenseitigen Druckraum 32 des Eilgang-Zylinders 28 fließenden Druckmediumstrom hinzugefügt wird, entsprechend der in diesem Betriebszustand gegebenen Dif- ferenzial-Betriebsphase des Eilgangzylinders 28.
Die elektrohydraulische Steuereinheit 14 hat einen Hochdruck- Versorgungsanschluß 46, über den der Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregat 12 in die elektrohydraulische Steuereinheit 14 einkoppelbar ist sowie einen Rücklauf-Anschluß 47, der unmittelbar mit dem drucklosen Vorratsbehälter 48 des Druckversorgungsaggregats 12 verbunden ist.
Die Hochdruckpumpe 13 des Druckversorgungsaggregats 12 ist in üblicher Weise über ein Eingangs-Rückschlagventil 49 mit dem Vorratsbehälter 48 und über ein Ausgangsrückschlagventil 51 mit dem Hochdruck- Versorgungsanschluß 46 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 verbun- den, wobei vorausgesetzt ist, dass diese und das Druckversorgungsaggregat 12 zu einer Bau- und Funktionseinheit zusammengefasst sind, bei der auch das Druckversorgungsaggregat 12 Steuerungsfunktion vermittelt.
Das Druckversorgungsaggregat 12 ist mit einem Druckbegrenzungsventil 52 ausgerüstet, das zwischen den Hochdruck-Versorgungs-Anschluß 46 und den Vorratsbehälter 48 geschaltet ist. Der Wert des Druckes, auf den der
Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats begrenzt ist, ist durch Ein- stellen der Vorspannung einer Ventilfeder 53 des Druckbegrenzungsventils 52 einstellbar. In einer typischen Auslegung des Hubmoduls 10 beträgt der durch Einstellung der Ventilfeder 53 vorgebbare maximale Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 12 660 bar.
Die elektrohydraulische Steuereinheit 14 umfasst ein elektrisch ansteuerbares Funktionssteuerventil 54, das zwei alternative Funktionsstellungen 0 und I hat, die den alternativen Richtungen der Relativbewegungen zugeordnet sind, die der Kolben 18 des Hubzylinders 11 relativ zu dessen Gehäuse 17 ausführen kann.
Das Funktionssteuerventil 54 ist als 3/2-Wegemagnetventil ausgebildet, das als Umschaltventil arbeitet, in dessen alternativen Funktionsstellungen 0 und I definierte Öffnungsquerschnitte der jeweils geöffneten Strömungspfade gegeben sind.
Das Funktionssteuerventil 54 wird - im stromlosen Zustande seines Steuermagneten 56 - durch die Wirkung einer vorgespannten Ventilfeder 57 in seine Grundstellung 0 gedrängt, in welcher der mit dem Hochdruck- Versorgungsanschluß des Druckversorgungsaggregats 12 verbundene P- Versorgungsanschluß 58 über einen in dieser Funktionsstellung 0 freigegebenen Strömungspfad 59 kommunizierend mit dem A-Steueranschluß 61 des Funktionssteuerventils 54 verbunden ist, der über ein Ausgangs- Rückschlagventil 62 mit dem Hochdruck-Ausgang 42 der elektrohydrauli- sehen Steuereinheit 14 verbunden ist, wobei dieses Ausgangs- Rückschlagventil 62 durch relativ höheren Druck am A-Steuerausgang des Funktionssteuerventils 54 als am Hochdruck-Ausgang 42 bzw. dem Steuerdruck-Anschluß 41 des Eilgangzylinders 28 in Öffnungsrichtung angesteuert und sonst sperrend ist.
In dieser Grundstellung 0 über das Funktionssteuerventil zu 54 ist ein ver- sorgungsseitiger T-Rücklaufanschluss 63 des Funktionssteuerventils 54, der mit Rücklaufanschluss 47 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 bzw. des Druckversorgungsaggregats 12 verbunden ist, gegen den A- Steueranschluß 61 des Funktionssteuerventils 54 abgesperrt.
In der Grundstellung 0 des Funktionssteuerventils 54 ist es somit der Hochdruck-Versorgungsanschluß 46 des Druckversorgungsaggregats 12 bzw. der elektrohydraulischen Steuereinehit 14 über das Ausgangs-Rückschlagventils 62 mit dem Steuerdruckanschluß 41 des Eilgangzylinders 28 verbunden und somit der Pumpen-Ausgangsdruck in den Antriebsdruckraum 32 des Eil- gangzylinders 28 einkoppelbar.
Der Hochdruckausgang 42 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 ist des weiteren über ein Anschluß-Rückschlagventil 63 an den Rückzug- Steueranschluß 44 des Eilgangzylinders 28 des Hubzyliners 11 angeschlos- sen, wobei dieses Anschluß- Rückschlagventil 63 durch relativ höheren Druck am Hochdruck-Ausgang 42 der elektgangzylinders 28 in seine Offen- Stellung gesteuert und ansonsten sperrend ist. Insbesondere wird das Anschluß-Rückschlagventil 63 durch den hohen Ausgangsdruck der Pumpe 13 in Öffnungsrichtung beaufschlagt.
Desweiteren ist der Hochdruck-Ausgang der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 über ein als Rückschlagventil dargestelltes Druckminderventil 64 mit dem Hub-Steueranschluß 37 des "großen" Ringraums 19 des Hubzylinders 11 angeschlossen, über das diesen Ringraum 19 ein Druck einkoppel- bar ist, der um einen definierten Betrag Δp niedriger ist als der über den Hochdruck-Ausgang 42 in den großflächig begrenzten "bodenseitigen" Antriebsdruckraum 32 des Eilgangzylinders 28 einkoppelbare Druck, der im wesentlichen dem Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 12 entspricht.
Zwischen den Rücklaufanschluß 38 des Hubzylinders 11 und den Rücklaufanschluß 47 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 ist ein als Rück- schlagventil dargestelltes Füllventil 66 geschaltet, über das, wenn der Kolben 18 des Hubzylinders 11 durch Aktivieren des Eilgangzylinders 28 im Sinne einer Vergrößerung des Ringraumes 19 des Hubzylinders 11 verschoben wird, Druckmedium aus dem Vorratsbehälter 48 des Druckversorg ungsag- gregats 12 in diesen Ringraum 19 nachströmen - und diesen gefüllt halten - kann.
Die Grundstellung 0 des Funktions- Steuerventils 54 ist denjenigen Betriebsphasen des Hubzylinders 11 zugeordnet, in denen der Kolben 18 im Eilgang auf die Last 24 zu bewegt wird oder diese im Last- Hubbetrieb anhebt bzw. verschiebt.
Bei Erregung des Steuermagneten 26 des Funktions- Steuerventils 54 mit einem Steuer- Ausgangssignal der elektronischen Steuereinheit 16 gelangt das Funktions-Steuerventil 54 in seine Funktionsstellung I, in welcher der P- Versorgungsanschluß 58 gegen den A-Steuerausgang 61 des Funktions- Steuerventils 54 abgesperrt, dieser jedoch über einen nunmehr freigegebenen Auslaß-Strömungspfad 67 mit dem T-Rücklaufanschluß 65 des Funktions-Steuerventils 54 verbunden ist - die Funktionsstellung I des Funktions- Steuerventils ist dem Rückzugsbetrieb - Absenkung der Last und/oder Eil- Rückzugsbewegung des Kolbens 18 - des Hubzylinders 11 zugeordnet.
Zwischen den Rücklaufanschluß des Hubzylinders 11 und den Rücklaufanschluß 47 des Druckversorgungsaggregats 12 ist - in hydraulischer Paral- lelschaltung zu dem Füllventil 66 eine einstellbare Drossel 67 und ein - erstes - Ablassventil 68 umfassende hydraulische Reihenschaltung geschaltet, über die im Falle der Absenkung der Last 24 Druckmedium aus dem Ringraum 19 des Hubzylinders 11 kontrolliert abströmen kann. _ .
Ebenfalls in hydraulischer Parallelschaltung zu dem Füllventil 66 bzw. dem die Drossel 67 und das erste Ablassventil 68 umfassend Ablasszweig der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 ist ein Eilgang-Ablassventil 69 vorge- sehen, über das im Eil-Rückzugsbetrieb des Hubzylinders 11 Druckmedium aus seinem Ringraum 19 zum Druckversorgungsaggregat hin abströmen kann.
Das "Lasf'-Ablassventil 68 ist als druck-gesteuertes 2/2-Wege- Umschaltventil mit sperrender Grundstellung und offener Schaltstellung ausgebildet. Der - bewegliche - Ventilkörper des Last- Ablassventils 68 wird zum einen durch die Vorspannung einer Ventilfeder 71 und zum anderen durch Beaufschlagung einer Steuerfläche 72 mit dem am A-Steuerausgang 61 des Funktionssteuerventils 54 herrschenden Druck pA in die sperrende Grundstellung 0 gedrängt; durch Beaufschlagung einer kleinen px- Steuerfläche des Ventilkörpers des Last-Ablassventils 68 mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats 12 wird eine zu der Kraft der Ventilfeder 71 entgegengesetzt gerichtete Schaltkraft erzielt, die den Ventil- körper in die offene - Stellung I des Last-Ablassventils 68 drängt. Diejenige Steuerfläche 72, durch deren Beaufschlagung mit dem Steuerdruck PA eine das Ventil in seine Grundstellung drängende "Schließ"-Kraft erzeugt wird, ist dem Betrag nach größer als die Steuerfläche 73, die dem Ausgangsdruck px des Druckversorgungsaggregats 12 aussetzbar ist.
Das Eilgang-Ablaßventil 69 ist ebenfalls als druckgesteuertes 2/2-Wege- Umschaltventil mit sperrender Grundstellung 0 und durchgängiger Schaltstellung I ausgebildet. Der widerum durch das 2/2-Wege-Ventilsymbol repräsentierte Ventilkörper des Eilgang-Ablaßventils 69 wird zum einen durch die Vorspannung einer Ventilfeder 74 und zum anderen durch Druck- Beaufschlagung einer Steuerfläche 76 mit dem im "großen" Ringraum 19 des Hubzylinders 11 herrschenden Druck in die sperrende Grundstellung des Ventils und durch Druckbeaufschlagung einer Gegen-Fläche 77 mit dem Ausgangsdruck px des Druckversorgungsaggregats in seine Durchlass- Stellung I gedrängt, wobei analog zum Last-Ablassventil 68, der Betrag der mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats beaufschlagbaren Gegenfläche 77 signifikant kleiner ist als der Betrag der mit dem Druck im Ringraum 19 beaufschlagten Steuerfläche 76.
Das Hubmodul 10 ist mit einem elektromagnetischen oder elektronischen Drucksensor 78 ausgerüstet, der ein mittels der elektronischen Steuereinheit 16 auswertbares und mittelbar zur Steuerung des Hubmoduls 10 nutzbares elektrisches Ausgangssignal erzeugt, das ein Mass für den im Ringraum 19 des Hubzylinders 11 herrschenden Druck ist. Das Hubmodul 10 ist des weiteren mit einem lediglich schematisch angedeu- teten, insgesamt mit 79 bezeichneten Weg-Mess-System ausgerüstet, das für die Position des Kolbens 18 im Hubzylinder 11 charakteristische elektrische Ausgangssignale generiert, aus deren Verarbeitung die Information über den Hub gewinnbar ist, den die Last 24 im Verlauf eines Arbeitszyklus erfährt. Hierbei ist es zweckmäßig, wenn das Weg-Mess-System 79 als Ab- solut-Mess-System ausgebildet ist, dessen Ausgangssignale ein Maß für die Auslenkung des Kolbens 18 aus einer z. B. minimalem Volumen des Ringraumes 19 entsprechenden Grundstellung sind.
Abweichend von der schematisierten "Schaltbild"-Darstellung der Fig. 1 sind bei dem Hubmodul 10, wie schematisch vereinfacht in der Fig. 2 dargestellt, der Hubzylinder 11 , die elektrohydraulische Steuereinheit 14 und auch das Druckversorgungsaggregat 12 zu einer kompakten Baueinheit zusammenge- fasst, derart, dass die elektrohydraulische Steuereinheit 14 und das Druckversorgungsaggregat 12 seitlich vom Hubzylinder 11 angeordnet sind, insbe- sondere derart, dass die elektrohydraulische Steuereinheit 14 und das Druckversorgungsaggregat 12 in einem an das Gehäuse 17 des Hubzylinders 11 fest anmontierten gemeinsamen Gehäuse untergebracht sind. Hierbei sind Anschlusskanäle 172 und 173, welche die als Steuerblock ausgeführte elektrohydraulische Steuereinheit 14 mit dem Hubzylinder 11 verbin- den, in Richtung der zentralen Achse 22 des Hubzylinders 11 gesehen, in einem Abstand von der Außenfläche 129 des Zylinderbodens 21 angeordnet, mit der das Hubmodul 10 z. B. auf einem tragenden Fundament abstützbar ist, und es sind die die elektrohydraulische Steuereinheit 14 sowie das Druckversorgungsaggregat 12 aufnehmenden Gehäuseteile zwischen den - parallelen - Ebenen 81 und 82 geordnet, deren Abstand hmin minimaler Höhe des Hubzylinders 11 entspricht, wobei die Höhe der seitlich geord- neten Gehäuseteile geringer ist als diese minimale Höhe hmjn des Hubzylinders 11.
Zur Erläuterung einer typischen Art der Benutzung des Hubmoduls 10 sei davon ausgegangen, dass eine Last 24 zunächst um einen Hub Ha angeho- ben werden soll, z. B. zu dem Zweck, diese Last temporär tragende Stützen anordnen zu können, danach die Last 24 nocheinmal anzuheben, um die Stützen wieder entfernen zu können und sodann die Last wieder um einen definierten Betrag Hs in eine Endposition abzusenken, in der sie verbleiben kann und sodann den Kolben 18 des Hubzylinders 11 soweit abzusenken, dass das Hubmodul 10 aus dem Bereich unterhalb der abgestützen Last 24 bequem entfernt werden kann.
Solange der elektrische Antriebsmotor 15 des Druckversorgungsaggregat 12 nicht bestromt ist und demgemäß die Pumpe 13 nicht fördert und das Funk- tionssteuerventil 54 in seiner Grundstellung 0 gehalten ist, ist der Kolben 18 des Hubyzylinders 11 in seiner Position gleichsam hydraulisch fixiert; da die Ablassventile 68 und 69 ihre sperrende Grundstellung einnehmen und auch das Füllventil 66 sowie das Druckminderventil 64 und das Ausgangsrückschlagventil 62 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 durch einen etwai- gen Druck im Ringraum 19 und/oder im Antriebsdruckraum 32 des Eilgangzylinders 28 in Sperr-Richtung beaufschlagte sind, kann weder aus dem Ringraum 19 noch aus diesem Antriebsdruckraum 22 Hydraulikmedium abfließen, mit der Folge, dass der Kolben 18 des Hubzylinders 11 gegen eine "Abwärts"-Bewegung im Sinne einer Verringerung des Volumens des Ringraumes 19 gesichert ist. Wird, von diesem "Ruhe"-Zustand ausgehend, die Pumpe 13 aktiviert, so wird - in der Grundstellung des Funktionssteuerventils 54-Druckmedium in den Druckraum 32 des Eingangzylinders 28 gefördert, und Druckmedium aus dem Ringraum 33 des Eingangzylinders 28 verdrängt, mit der Folge, dass sich der Kolben 18 des Hubzylinders 11 in Richtung des Pfeils 23 bewegt. Das aus dem Ringraum 33 verdrängte Druckmedium strömt gleichsam zum Hochdruck-Versorgungsanschluß 46 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 zurück und wird zu dem von der Pumpe 13 zum Antriebsdruckraum 32 des Eilzylinders fließenden Druckmedium Strom hinzuaddiert. Durch die hieraus resultierende auf die Last 24 zugerichtete "Aufwärts"- Bewegung des Hubzylinderkolbens 18 vergrößert sich, dessen Ringraum 19, mit der Folge, dass über das Füllventil 66 Druckmedium aus dem Vorratsbehälter 48 in diesen Ringraum 19 nachströmt. Der Kolben 18 bewegt sich, angetrieben durch den Eilgangzylinder 28 mit relativ großer Geschwindigkeit bei mäßigem Druck im Antriebsdruckraum 32 auf die Last 24 zu.
Davon ausgehend, dass die Gewichtskraft der Last 24 signifikant größer ist als die durch Druckbeaufschlagung des Antriebsdruckraumes 32 des Eilgangzylinders 28 erzeugbare, zur Eilgang-Bewegung des Zylinderkolbens 18 erforderliche Kraft bleibt der Kolben 18, sobald er auf die Last 24 auftrifft, zunächst stehen, bis sich der Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 12 soweit erhöht hat, dass das Druckminderventil 64 anspricht und über dieses Ventil vom Hochdruckausgang 42 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 aus Druckmedium über den Hub-Starranschluß 37 des Hubzylin- ders 11 in dessen Ringraum 19 eintreten kann, in dem sich in der Folge ein Druck einstellt, der um die Druckdifferenz Δp z. B. 30 bar niedriger ist, als der im bodenseitigen Antriebsdruckraum 32 des Eilgangzylinders 28 bzw. am Hochdruckausgang 42 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 herrschende Druck.
Dieser Betriebszustand des Hubmoduls 10 ist dadurch erkennbar, dass das Druck-charakteristische Ausgangssignal des Drucksensors 78 einen stetig wachsenden Druck signalisiert, wogegen das Hub-charakteristische Ausgangssignal Weg-Messystems 79 sich nicht ändert.
Damit in diesem "Last"-Hub-Betrieb das Eilgang-Abwärtsventil 69 nicht in seine Durchfluss-Stellung gelangen kann, ist dessen Ventilfeder 74 soweit vorgespannt, dass Sie der in Öffnungs-wirkenden Kraft, die durch die Druckbeaufschlagung der "kleinen" Steuerfläche 77 mit dem Ausgangsdruck der Pumpe 13 resultiert, überkompensiert und dadurch das Ventil 69 in seiner Sperrstellung 0 halten kann, solange der Pumpen-Ausgangsdruck auf die "kleine" Steuerfläche 77 wirkt. Mit zunehmendem Druck im Ringraum 19 bleibt das Eilgang-Ablassventil 69 zuverlässig geschlossen, da dieser Druck durch seine Wirkung auf die größere Steuerfläche 76 eine zusätzliche "Schließ"-Kraft entfaltet, die das Eilgang-Ablassventil 69 in dessen Sperrstelllung 0 hält.
Das "Lasf'-Ablassventil 68 bleibt in der genannten Betriebsphase schon allein deswegen in seiner Sperr-Stellung, weil der Ausgangsdruck PA auf beide Steuerflächen 72 und 73 des Ventils wirkt und die durch die Druckbeaufschlagung der größeren Steuerfläche 72 resultierende, größere Steuerkraft das Last-Ablassventil 68 zuverlässig in dessen Sperrstellung hält, unabhängig davon, welche "Schließ"-Kraft durch seine Steuerfeder 71 entfaltet, die demgemäß auf eine dem Betrage nach kleinere Schließkraft ausgelegt sein kann als die Ventilfeder 74 des Eilgang-Ablassventils 69.
Zur Beendigung des Last-Hub-Betriebes genügt es, die Pumpe 13 abzuschalten worauf der Kolben 18 des Hubzylinders gehen bleibt.
Soll nunmehr die Last 24, z. B. um einen Bruchteil des zuvor ausgeführten Last-Hubes abgesenkt werden, so wird das Funktionssteuerventil 24 durch Ansteuerung seines Steuermagneten 56 mit einem Ausgangssignal der e- lektronischen Steuereinheit 16 in seine Funktionsstellung I umgeschaltet, in der nunmehr der P-Versorgungsanschluß 56 gegen den Steueranschluß 61 des Funktionssteuerventils 54 abgesperrt und dieser jedoch mit dem Tank- Rücklaufanschluß 65 über den Strömungspfad 70 verbunden ist, was zur Folge hat, dass die "größere" Steuerfläche 72 des Last-Ablass-Ventils 68 druckentlastet ist und - wegen der als gering vorausgesetzten Rückstellkraft seiner Ventilfeder 71 - ein entsprechend niedriger Steuerdruck px, mit dem die Gegenfläche 73 beaufschlagt wird, genügt, um das Last-Ablass-Ventil 68 in seine Durchflussstellung I umzuschalten. Diese Umschaltung erfolgt mit dem Wiedereinschalten der Pumpe 13, so dass deren Ausgangsdruck auf die x-Steuerfläche 73 des Last-Ablassventils 64 wirkt und dieses gegen die Rückstellkraft der Ventilfeder 71 in die Durchfluss-Stellung I gelangt. In dieser Betriebssituation strömt Druckmedium von der Pumpe 13 über den Hochdruck-Versorgungsanschluß 46 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 zu dem Rückzug-Steueranschluß 44 des Eilgang-Zylinders 28 in dessen Ringraum 33, wodurch auf den Kolben 18 eine Kraft entgegen der Richtung des Pfeils 23 ausgeübt wird. Zusätzlich wirkt - entgegen der Richtung des Pfeils 23 - die Last 24 auf dem Kolben 8, wobei Druckmedium aus dem Ringraum 19 über die Drossel 67 und das in seine Offenstellung I gelangte Last-Ablass-Ventil 68 zum Vorratsbehälter 48 des Druckversorgungsaggregats hin abströmen kann, wobei der Volumenstrom durch die Wirkung der Drossel 67 begrenzt wird. Druckmedium, das aus dem bodenseitigen An- triebsdruckraum 32 des Eilgangzylinders 28 zum Hochdruck-Ausgang 42 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 hin verdrängt wird, strömt über das Druckminderventil 64 "zurück" in den Ringraum 19 des Hubzylinders 11 und von diesem über den Rücklaufanschluss 38, die Drossel 67 und das Last - Ablassventil 68. zum Vorwärtsbehälter 48.
Das Eilgang-Ablassventil 69 bleibt, solange die Last auf den Kolben 18 des Hubzylinders 11 wirkt und wegen der Drosselung des Ausgangsstromes ein nennenswerter Druck im Ringraum 19 des Hubzylinders 17 herrscht, ge- sperrt und dies solange, wie dieser Druck ausreicht, um den Kolben des Ablassventils 69 mit Unterstützung der Ventilfeder 74 gegen die Kraft, die aus der Beaufschlagung der Gegenfläche 77 mit dem Ausgangsdruck der Pum- pe 13 entfaltet wird, in der Sperrstellung zu halten, was durch geeignete Auslegung des Eilgang-Ablassventils 69 aufgrund gängiger fachmännischer Maßnahmen möglich ist.
Hat die Last 24 ihre tiefste vorgesehene Position erreicht,- z. B. durch Auflage auf einer Stützkonstruktion, so dass ein weiteres Absenken des Kolbens 18 des Hubzylinders 11 zu einem Abheben des Kolbens von der Last 24 führt, so tritt als Folge hiervon im Ringraum 19 des Hubzylinders 11 eine drastische Druckerniedrigung ein, die nunmehr dazu führt, dass das Eilgang- Ablassventil 69 in seine Durchflussstellung I gesteuert wird, weil der Ausgangsdruck der Pumpe jetzt bei weitem ausreicht, die zuvor durch Druckbeaufschlagung der Steuerfläche 76 generierte, gleichsinnig mit der Ventilfederkraft 74 gerichtete Schließkraft zu überwinden und das Eilgang- Ablassventil 69 in seine Offen-Stellung zu steuern, in der Druckmedium aus dem Ringraum 19 des Hubzylinders 11 gleichsam ungehindert zum Vorratsbehälter 48 hin abströmen kann; desgleichen kann aus dem bodenseitigen Antriebsdruckraum 32 des Eilgangzylinders ausströmendes Hydraulikmedium über das Rückschlagventil 63 dem Hydraulikmedium-Strom zugeführt werden, der zur Steuerung des Eil-Ablassbetriebes mittels der Pumpe 13 in den Ringraum 33 des Eilgang-Zylinders 28 geleitet wird.
Der in der Fig. 3, auf deren Einzelheiten nunmehr Bezug genommen sei, dargestellte, insgesamt mit 111 bezeichnete Hubzylinder ist nach Aufbau und Funktion dem anhand der Fig. 1 erläuterten Hubzylinder 11 weitgehend analog und kann auch mit der anhand der Fig. 1 geschilderten, elektrohydraulischen Peripherie, nämlich dem Druckversorgungsaggregat 12 und der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 zweckentsprechend betrieben werden.
Auch bei dem Hubzylinder 111 ist ein zylindrisch-topfförmiges, insgesamt mit 117 bezeichnetes, Gehäuse vorgesehen, innerhalb dessen ein dem Lastantrieb zugeordneter Kolben 118 druckdicht verschiebbar angeordnet ist und die axial bewegliche Begrenzung eines Last-Antriebsdruckraumes 119 bildet, der gehäusefest durch den Gehäuseboden 112 begrenzt ist.
Für den Hubzylinder 111 sei vorausgesetzt, dass der Kolben 118 auch dann, wenn er in eine "Grund'-Stellung zurückgeschoben ist, die einem minimalen Volumen des Last-Antriebsdruckraumes 119 entspricht, mit einem dem Gehäuseboden 112 abgewandten "äußeren" Stützabschnitt 118/1 über die freie, kreisringförmige Stirnfläche 121 des rohrförmigen Mantels 117/1 des Zylindergehäuses hinausragt, oder in dieser Position seine äußere freie Stirnfläche 122 allenfalls in der Ebene der freien Ringstirnfläche 121 des Gehäusemantels 117/1 verläuft.
Der Kolben 118 hat äußerlich die Form eines Kegelstumpfes, wobei der Kegelwinkel, den eine Mantellinie der Kegelmantelfläche 123 mit der zentralen Längsachse 22/1 einschließt, vergleichsweise klein ist und einen typischen Wert zwischen 2 und 3°, z. B. einen Wert von 2,5° hat; in unmittelbarer Nähe der dem Durchmesser nach größeren "inneren" ebenen Begrenzungsfläche 124 des Kolbens 118 hat dieser eine periphere Ringnut 126 die eine insgesamt mit 127 bezeichnete Ringdichtung aufnimmt, mittels derer der An- triebskolben 118 gleitend verschiebbar in dem Gehäusemantel 117/1 abgedichtet ist.
Die Ringdichtungsanordnung 127 ist so gestaltet, dass sie, wenn sie in die Nut 126 eingesetzt ist, unter einer Dehnungsvorspannung steht und, wenn der Kolben 118 in das Gehäuse 117 eingesetzt ist, in radialer Richtung soweit zusammengedrückt wird, dass sowohl zwischen dem Gehäusemantel 117/1 und dem äußeren Dichtungsring 127/1 als auch zwischen dem äußeren Dichtungsring 127/1 und dem inneren Dichtungsring 127/2 und auch zwischen diesem und dem Grund 126/1 der Ringnut 126 eine gute Dichtwir- kung erzielt wird und dass diese Dichtung auch erhalten bleibt, wenn der Kolben in dem Gehäuse 117 innerhalb eines durch den Kegelwinkel vorgegebenen und begrenzten Bereiches etwas gekippt wird. Dieser Kipp-Freiheitsgrad ermöglicht ist, dass der Kolben 118 sich mit seiner freien Stirnfläche 122 großflächig an eine ebenflächig begrenzte Last 24 anlegen kann, wenn der Hubzylinder großflächig mit der unteren Begrenzungs- fläche 129 des Gehäusebodens 112 an einem ebenflächig begrenzten Fundament als Widerlager abstützen kann, auch wenn dessen Abstützfläche nicht exakt parallel zur ebenflächigen Unterseite der Last 24 verläuft.
Für den in der Fig. 3 insgesamt mit 128 bezeichnete Eilgang-Zylinder, sei wieder eine Ausbildung als doppelt-wirkender 'Linearzylinder vorausgesetzt, mit einseitig aus dem Gehäuse 131 austretender Kolbenstange 132, die fest mit dem Gehäuse 117 des Last-Hubzylinders 111 verbunden ist und mit einem flanschförmigen Kolben 133, der innerhalb des Eilgang- Zylindergehäuses 131 einen von der Kolbenstange 132 axial durchsetzten, stangenseitigen Ringraum 134 gegen einen topfförmig-zylindrischen Antriebsdruckraum 136 druckdicht, und axial beweglich abgrenzt, der radial durch ein zylindrisch-rohrförmiges Gehäuseteil 137 und axial durch einen in das rohrförmige Gehäuseteil 137 dicht eingesetztes Bodenteil 138 abgeschlossen ist.
Der flanschförmige Kolben 133 des Eilgangzylinders 128 ist durch einen Gewindering 133/1 gebildet, der auf einen Gewindefortsatz 133/2 der Kolbenstange 132 aufgeschraubt ist, wobei durch die Verschraubung eine hinreichend dichte Verbindung zwischen dem Kolben-Gewindering 133/1 und der Kolbenstange 132 erzielt wird.
Gehäuseseitig ist der Kolben 133 mittels einer äußeren, kolbenfesten Ringdichtungsanordnung 139 gegen die zentrale, jeweils die gehäusefeste radiale Begrenzung der Druckräume 134 und 136 des Eilgangzylinders 128 bil- dende Gehäusebohrung 141 des Eilgangzylindergehäuses 131 abgedichtet. Zur Abdichtung des relativ zur Kolbenstange 122 gleitend verschiebbaren Zylindergehäuses 13:1 des Eilgang-Zylinders 128 gegenüber der Kolbenstange 132 ist eine gehäusefeste, "innere" Ringdichtungsanordnung 142 vorgesehen, die innerhalb des kurzen Bohrungsabschnittes 143 der dem Bo- denteil 138 gegenüber liegend angeordneten Endstirnwand 144 des Gehäuses 131 angeordnet ist, durch die die Kolbenstange 132 des Eilgang- Zylinderkolbens hindurchtritt.
Das Gehäuse 131 des Eilgang-Zylinders 128 ist innerhalb des Kolbens 118 des Last-Hubzylinders 111 in einem insgesamt topfförmigen Hohlraum 146 angeordnet, der durch eine den Kolben 118 in axialer Richtung durchsetzende, insgesamt mit 147 bezeichnete Stufenbohrung und einen diese einseitig - an der der Last zugewandten Seite - verschließenden insgesamt mit 148 bezeichneten Abschlussflansch berandet ist, an dessen Innenseite 149 das Gehäuse 131 des Eilgang-Zylinders 128 mit der flach-kalottenförmig gestalteten Außenfläche des in der Art einer Plan-Konvexlinse ausgebildeten Bodenteils 138 einseitig axial abgestützt ist.
Desweiteren ist das Gehäuse 131 des Eilgang-Zylinders 128 - gleichsam in der Gegenrichtung - an einer inneren radialen Ringschulter 151 der den Hohlraum 146 des Antriebskolbens 118 begrenzenden Bohrungswand axial abgestützt, an der das Gehäuse 131 des Eilgangzylinders 128 mit einer radial äußeren Gehäusestufe 152 abstützbar ist.
Das Bodenteil 138 ist über einen elastischen Dichtring 153, vorzugsweise einen O-Ring, an einer schmalen, inneren Ringschulter 154 des Gehäuses 131 des Eilgangzylinders 128 abgestützt, die zwischen der Gehäusebohrung 141 und einer kurzen, inneren Bohrungs-Endstufe 156 des Zylindergehäuses 131 vermittelt, die den kurzen Endabschnitt 157 des insgesamt rohrför- migen Eilgang-Zylindergehäuses 131 durchsetzt, der das plan-konvexe Bodenteil 138 umgibt, dessen Durchmesser d/1 geringfügig kleiner ist als der Durchmesser d/2 der kurzen Bohrungsendstufe 156, so dass zwischen die- ser und dem Bodenteil 138 ein kleines radiales Spiel vorhanden ist, dessen Betrag jedoch nur einen kleinen Bruchteil der radialen Breite der inneren Ringschulter 154 des Gehäuses 131 beträgt, z. B. 1/20 bis 1/10 derselben.
Auch der Durchmesser d/3 eines in axialer Richtung nur kurzen "scheibenförmigen" Zentriereinsatzes 158 des außenseitig gewölbten Bodenteils 138 ist um einen vergleichbaren Betrag kleiner als der lichte Durchmesser d/4 der zentralen Bohrung 141 des Eilgang-Zylindergehäuses 131 , so dass ein Spiel vorhanden ist, das dank der Elastizität des Dichtungsringes 153 kleine Relativbewegungen des Bodenteils 138 gegenüber dem Mantelteil 137 des Eilgangzylindergehäuses 131 ermöglicht.
Der Eilgang-Zylinder 128 ist in einem insgesamt topfförmigen, in radialer Richtung durch die Stufenbohrung 147 und in axialer Richtung einseitig - lastseitig - durch den Abschlussflansch 148 begrenzten Aufnahmeraum 159 angeordnet. In diesem Hohlraum ist das das gewölbte Bodenteil 138 und das rohrförmige Gehäuseteil 137 umfassende Gehäuse 131 des Eilgangzylinders 128 zwischen dem Abschlussflansch 148 des Kolbens 118 und der Ringschulter 151 der Stufenbohrung 137 gleichsam elastisch eingespannt, wobei diese Einspannung durch die elastische Kompression des Dichtungsringes 153 zustande kommt, der bei der Montage des Hubzylinders 111 in axialer Richtung etwas zusammengedrückt wird.
Der Abschlussflansch 148 ist seinerseits der Grundform nach topfförmig ges- taltet, derart, dass ein einseitig von einer kreisrunden Flanschplatte 148/1 aufragender, rohrförmiger Mantelabschnitt 148/2 vorgesehen ist, der radial außen von einem kreisringförmigen Fixierungsbereich 148/3 des Abschlussflansches 148 umschlossen ist, der auf einer Ringschulter 161 der Stufenbohrung 147 abstützbar ist, die zwischen der - lastseitigen - äußersten Boh- rungsstufe 147/1 des - größten - Durchmessers D/1 der Stufenbohrung 147 und deren Bohrungsstufe 147/2 etwas kleineren Durchmessers D/2 vermittelt,' gegenüber welcher der Abschlussflansch 148 mittels einer in eine Au- ßennut 162 seines rohrförmigen Mantelabschnitts 148/2 eingesetzten Ringdichtung 163 abgedichtet ist.
Zwischen dieser - zweitgrößten - Bohrungsstufe 147/2 und einer dritten, "mittleren" Bohrungsstufe 147/3 der Stufenbohrung 147 des Hubzylinderkolbens 118 vermittelt eine "mittlere" Ringschulter 164, deren radiale Breite der Wanddicke des Mantelabschnitts 148/2 des Abschlussflansches 148 entspricht, so dass, abgesehen von einem in axialer Richtung schmalen Schlitz zwischen der ringförmigen Stirnfläche des rohrförmigen Mantelabschnitts 148/2 und der dieser gegenüberliegenden Ringschulter 164 der Aufnahmeraum 159 zwischen der Innenseite 149 des Abschlussflansches 148 und der Ringschulter 151 der Stufenbohrung 141 praktisch überall denselben lichten Durchmesser D/3 hat.
- Zwischen der mittleren Bohrungsstufe 147/3 des Durchmessers D/3 und der dem Durchmesser nach kleinsten Bohrungsstufe 147/4 des Hubzylinderkolbens 118 vermittelt die radiale Ringstufe 152, an der das Zylindergehäuse 131 des Eilgangzylinders 128 in der dargestellten Konfiguration des Hubzylinders 111 axial abgestützt ist.
Der Außendurchmesser D/a des durch die kleinste Bohrungsstufe 147/4 hindurchtretenden Endstirnwand - Bereiches 144 des zylindrisch rohrförmigen Gehäuseteils 137 des Eilgangzylinders 128, sowie der Außendurchmesser D/m des rohrförmigen Gehäuseteils 137 des Eilgangzylinders 128 sind, ver- glichen mit den Durchmessern D/4 und D/2 der sie umgebenden Bohrungswände um so viel kleiner als deren lichte Durchmesser gewählt, dass die Kippbewegungen des Hubzylinderkolbens ,118 durch die Gestaltung des Eilgangzylinders 128 nicht eingeschränkt sind. Der Hubzylinder 111 gemäß Fig. 3 ist wie folgt montierbar: Als erstes wird die Kolbenstange 132 am Gehäuseboden 112 des Hubzylindergehäuses 117 montiert. Die Abdichtung des Antriebsdruckraumes 119 gegen die Umgebung kann hierbei durch eine außenseitig angeordnete Dichtung 166 erfolgen, an der die Köpfe 167 von Ankerschrauben 168, die relativ langgestreckte, gewindefreie, dehnfähige Spannabschnitte 169 haben, abstützbar sind.
Hiernach wird der Kolben 118 in das Zylindergehäuse 117, bezüglich der zentralen Längsachse 22 exakt zentriert, eingesetzt. Eine geeignete Position des Kolbens 118 hierfür ist seine Abstützung an der Innenseite des Bodens 112 des Zylindergehäuses 117.
Hiernach wird der zylindrisch-rohrförmige Gehäusemantel 137 des Eilgangzylindergehäuses 131 in den durch die Stufenbohrung 147 berandeten In- nenbereich des Hubzylinders 111 eingeschoben. Sodann wird der Gewindering 133/1 auf den Gewindefortsatz 133/2 der Kolbenstange 132 aufgeschraubt, wobei der Gewindeeingriff zwischen Gewindering 133/1 und dem Gewinde des Gewindefortsatzes 133/2 eine hinreichende Dichtwirkung "innenseitig" vermittelt, während die Ringdichtung 139 den Gewindering radial außen gegen den rohrförmigen Gehäuseabschnitt 137 des Eilgangzylindergehäuses 131 abdichtet. Zum Anschrauben des Gewinderinges ist ein gabelförmiges SpezialWerkzeug erforderlich, das mit nicht dargestellten axialen Sackbohrungen des Gewinderinges in Eingriff bringbar ist.
Nachdem der Gewindering 133/1 auf die Kolbenstange 132 aufgeschraubt ist, wird der Dichtring 153 auf die innere Ringschulter 154 des Eilgangzylindergehäuses 131 aufgelegt und das Bodenteil 138 in die Bohrungsendstufe 156 des zylindrisch-rohrförmigen Mantelteils 137 eingesteckt. Hiernach wird der lastseitig angeordnete Abschlussflansch 148 in die Bohrungsstufen 147/1 und 147/2 eingesetzt und mittels der axialsymmetrisch gruppierten Befestigungsschrauben 171 , die sich lastseitig an dem Abschlussflansch 148 abstützen und in Ankergewinde eingreifen, die im Bereich der lastseitigen Ringschulter 161 angeordnet sind, fixiert; hierbei drängt der Abschlussflansch 148 das Bodenteil 138 des Eilgangzylindergehäuses 131 in dessen rohrförmigen Mantel 137 etwas hinein, wodurch die Ringdichtung 143 in ihre dichtende, etwas zusammengedrückte Konfiguration gelangt, in der sie unter einer Vorspannung steht, die das Bodenteil 138 und das Mantelteil 137 des Eilgang-Zylindergehäuses am Abschlussflansch 148, einerseits, und an der Ringschulter 151 des Hubzylinderkolbens 118, andererseits, mit einer Mindestkraft in Anlage hält.
Den Steuerkanälen 39 und 43 gemäß Fig. 1 entsprechende Steuerkanäle 39/2 und 43/2, über die Druckmedium in die Druckräume 136 bzw. 134 des Eilgangzylinders 128 gemäß Fig. 3 einströmen oder aus diesen austreten kann, sind beim Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 an Anschlusskanäle 172 bzw. 173 dicht angeschlossen, die im Gehäuseboden 112 verlaufen und zu dem jeweiligen Steuerdruckanschluss 41 und dem Rücklaufsteueran- schluss 44 der elektrohydraulischen Steuereinheit 14 führen.
Diese Steueranschlüsse 44 und 41 sind oberhalb der Unterseite 129 des Gehäusebodens 112 "seitlich" vom Hubzylindergehause 117 angeordnet. Auf analoge Weise ist auch ein dem Hub-Steueranschluss 37 und dem Rücklaufsteueranschluß 38 entsprechender Steueranschluss "seitlich angeordnet und ggf. mit einem - nicht dargestellten - ebenfalls im Gehäuseboden 112 verlaufenden Anschlusskanal mit dem Antriebsdruckraum 119 des Hubzylinders 111 kommunizierend verbunden.

Claims

Patentansprüche
1. Hubsystem zum Anheben und Absenken und/oder Verschieben großer Lasten, mit einer Anzahl individuell ansteuerbarer, gleichzeitig zu meh- reren aktivierbarer hydraulischer Hubzylinder (11), die je einen Kolben (18) haben, der eine einseitige bewegliche Begrenzung eines Antriebsdruckraumes (19) bildet, durch dessen Druck-Beaufschlagung der Kolben (18) zur Ausführung eines Arbeitshubes relativ zum Gehäuse (17) des Zylinders (11) verschiebbar ist, und bei dessen Druckentlastung der Kolben (18) im Sinne der Ausführung einer Rückkehr-Bewegung in eine Grundstellung in der Gegenrichtung verschiebbar ist, wobei jeder Hubzylinder (11) mit einem Weg-Sensor (79) ausgerüstet ist, der Ausgangssignale erzeugt, die in Einheiten des Kolben-Hubes auswertbar sind, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
a) jeder Hubzylinder (11) ist mit einem eigenen Druckversorgungsaggregat (12) sowie einer eigenen elektrohydraulischen Hub-Steuereinheit (14) ausgerüstet;
b) der Hub-Zylinder (11), das Druckversorgungsaggregat (12) einschließlich seines Vorratsbehälters (48) und die elektrohydraulische Steuereinheit (14) sind konstruktiv als ein kompaktes Hubmodul (10) ausgeführt, dessen Funktions-Steuerung ausschließlich durch elektrische Steuersignale erfolgt;
c) das Druckversorgungsaggregat (12), das eine Hochdruckpumpe (13), einen diese antreibenden Elektromotor (15), ein Druckbegrenzungsventil (52) und den Vorratsbehälter (48) umfasst und die elektrohydraulische Steuereinheit (14) sind als eine seitlich am Hubzylindergehause (17) anmontierte Baugruppe ausgebildet, deren in Richtung der zentralen Längsachse (22) des Hubzylinders (f) gemessene Ausdehnung kleiner ist als die zwischen den Stützebenen (81 und 82) des Hubzylinders gemessene minimale Höhe hmin desselben.
2. Hubsystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Hubzylinder (11 ; 111 ) des jeweiligen Hubmoduls (10) mit einem hydraulischen Eilgang-Antrieb (17,18;117,118) ausgestattet ist, mittels dessen der Kolben (18;118) des Hubzylinders mit geringer Vorschubkraft jedoch relativ rasch in die für die Auslösung des Last-Hubes erforderliche Ausgangsstellung verfahrbar ist, aus der heraus die Ausführung des Last-Hubdruckes des Hubzylinders einsetzt, in dem der Vorschub- Antrieb durch des Hubzylinders (11 ;111) durch Druckbeaufschlagung seines Antriebsdruckraumes (19; 119) erfolgt, wobei die Vorschubgeschwindigkeit im Last-Vorschubbetrieb gegenüber der Eilganggeschwindigkeit signifikant reduziert, die Vorschubkraft jedoch entspre- chend erhöht ist.
3. Hubsystem nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Eilgang-Antrieb als in den Hubzylinder (11) integrierter hydraulischer Eilgang-Zylinder ausgebildet ist (Fig. 1).
4. Hubsystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Eilgang-Zylinder (28) als doppelt wirkender Hydrozylinder ausgebildet ist.
5. Hubsystem nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Eil- gang-Zylinder (28) einen flanschförmigen Kolben (31) hat, der mittels einer Kolbenstange (29) fest mit dem Boden (21) eines topfförmigen Gehäuses (17) des Hubzylinders (11) verbunden ist und innerhalb eines zylindrischen Innenraumes des Kolbens (18) des Hubzylinders (11) einen zylindrischen Antriebsdruckraum (31) gegen einen von der Kol- benstange (29) axial durchsetzten Ringraum (33) druckdicht abgedichtet abgrenzt, der seinerseits mittels einer an dem Antriebskolben (18) verschiebefest angeordneten, die Kolbenstange umspannenden Rieht- diehtung gleitfähig gegen den Antriebsdruckraum (19) des Hubzylinders (11) abgedichtet ist.
6. Hubsystem nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Eil- gangzylinder (128) einen mit dem Gehäuse des Hubzylinders fest verbundenen Kolben (133) und ein relativ zu diesem bewegbares Gehäuseelement (137) hat, das zwischen Anschlagelementen (148 und 152) des Kolbens (118) des Hubzylinders (111) zug- und schubfest verankert ist.
Hubsystem nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass a) der Eilgangzylinder (128) einen zylindrisch-rohrförmigen Gehäusemantel hat, dessen Außendurchmesser D/1 kleiner ist als der Durchmesser D/2 einer einen zylindrisch-topfförmigen Innenraum (146) des Hubzylinders (111) radial begrenzenden zentralen Bohrungsstufe (147/3) des Hubzylinderkolbens (118), jedoch größer als der Durchmesser D/4 einer Bohrungs-Endstufe (147/4) ist, die über eine radiale Ringstufe (152) an den zentralen Bohrungsab- schnitt (147/3) des Durchmessers D/2 anschließt, an der das Gehäuseteil (137) axial abstützbar ist, dass b) die Stufenbohrung des Hubzylinderkolbens lastseitig durch einen Abschlussflansch (148) abgeschlossen ist, an dessen Innenseite das bewegliche Gehäuseteil (137) des Eilgangzylinders mittels eines außenseitig kalottenförmig gestalteten Bodenteils - im Wesentlichen punktförmig - abgestützt ist, das die lastseitige Begrenzung des Steuerdruckraumes (136) des Eilgangzylinders (128) bildet, und dass c) der Kolben des Hubzylinders in dessen Gehäuse derart beweglich angeordnet ist, dass seine zentrale Achse innerhalb eines kleinen Variationsbereiches eine von der zentralen Längsachse (22) des Gehäuses (117) des Hubzylinders abweichende Orientierung einnehmen kann.
8. Hubsystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (118) des Hubzylinders (111) die Form eines Kegelstumpfes mit kleinem (zwischen 2° und 3° betragenden) Kegelwinkel hat, wobei dieser Kolben in unmittelbarer Nähe zu der dem Durchmesser nach größeren ebenen Basisfläche (124) eine periphere Ringnut (126) hat, in die eine Ringdichtung (127) eingesetzt ist, mittels der der Antriebskolben innerhalb seines bezüglich der zentralen Längsachse (22) des Gehäuses möglichen Kippbereiches gleitend verschiebbar gegen das Gehäuse (117) abgedichtet ist. .
9. Hubsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Hochdruckpumpe (13) des Druckversorgungsaggregats (12) als Kolbenpumpe ausgebildet ist, deren Fördervolumen pro Umdrehung des Antriebsmotors (15) einen definierten Wert hat.
10. Hubsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe (13) und/oder der elektrische Antriebsmotor (15) des jeweiligen Druckversorgungsaggregats (12) mit einem Zyklenzähler ausgerüstet ist, der allein in einer elektronischen Steuereinheit 16 des Hubsystems auswertbares, für die Zahl der ausgeführten Motor- Umdrehungen bzw. Förderhübe der Pumpe (13) charakteristisches elektrisches Ausgangssignal erzeugt.
11. Hubsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass ein elektronischer oder elektromechanischer Drucksen- sor (78) vorgesehen ist, der ein für den Druck im Antriebsdruckraum (19) des Hubzylinders (11) charakteristisches elektrisches Ausgangs- Signal erzeugt, das der elektronischen Steuereinheit (16) des Hubsystems (10) als Informations-Eingangssignal zugeleitet ist.
12. Hubsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekenn- zeichnet, dass ein Drucksensor vorgesehen ist, der ein für den Ausgangsdruck PA der Pumpe (13) des jeweiligen Druckversorgungsaggregats (12) charakteristisches elektrisches Ausgangssignal erzeugt, das der elektronischen Steuereinheit (16) des Hubsystems (10) als Informations-Eingangssignal zugeleitet ist.
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