WO2011060844A1 - Hydraulikantrieb mit energierückgewinnung - Google Patents

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WO2011060844A1
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pressure
pump
drive device
hydraulic drive
pressure medium
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PCT/EP2010/005633
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Uwe Neumann
Jan Amrhein
Edwin Heemskerk
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Robert Bosch Gmbh
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    • F15B2211/411Flow control characterised by the positions of the valve element the positions being discrete

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic drive device for a translatory consumer, for example, the boom / lifting mechanism of a work machine such as excavators, stackers and the like work equipment or a rotary consumer, e.g. a winch each with energy recovery function according to the preamble of claim 1.
  • a translatory consumer for example, the boom / lifting mechanism of a work machine such as excavators, stackers and the like work equipment or a rotary consumer, e.g. a winch each with energy recovery function according to the preamble of claim 1.
  • Rotary consumers such as cable winch drives or translational consumers such as lifting mechanisms of working machines are hydraulically driven, among other things, wherein the required hydraulic fluid flow of a
  • Pressure medium pump is generated.
  • the pump is mechanically driven by a motor, wherein the delivery volume in response to a manually operated control lever either directly by mechanical means or indirectly via a control unit is changed, which generates corresponding control signals and applies these to the pressure medium pump and the adjusting mechanism.
  • at least one manually operable control valve is interposed in the connecting lines between the pump and the consumer, via which the movement speed and direction of the consumer can be controlled. In this context, it also meets the technical standard, a
  • Movement speed (for example, the lowering speed of a boom) to set according to a valve lever position and the maximum Movement eg lowering speed via a directional control valve in one
  • DE 44 16 173 C2 become known to supply the lifting cylinder of a lifting device by means of a delivery volume-adjustable pressure medium pump with hydraulic fluid, via a pressure medium line and
  • Control valve is manually operable and connects the lifting cylinder optionally with the pressure medium pump for lifting a load or with a
  • Pressure relief line for lowering the load.
  • a lowering brake valve is interposed, via which the pressure medium is throttled throttled into a pressure fluid tank.
  • Pressure medium pump work in this case as a pressure medium motor and the mechanically connected thereto electric motor as a generator.
  • An energy recovery circuit according to the above prior art requires an electrically powered pump-motor unit with electrical energy storage (eg, a battery).
  • electrical energy storage eg, a battery
  • a further disadvantage is the comparatively high control complexity with a large number of sensors, since the pump speed and the
  • the essence of the invention and thus the essential difference from the prior art is the hydraulic drive device with energy recovery function consisting of a pressure medium pump for supplying at least one or more (translational or rotary) consumer with pressure medium and a return line for removing the pressure medium from the /the Consumer (s) so that the discharged pressure medium under a (recovery) pressure to the suction side of the pressure medium pump is recycled.
  • a pressure medium pump for supplying at least one or more (translational or rotary) consumer with pressure medium and a return line for removing the pressure medium from the /the Consumer (s) so that the discharged pressure medium under a (recovery) pressure to the suction side of the pressure medium pump is recycled.
  • An advantageous embodiment of the invention provides for this, interpose a pressure compensator in the return line, whose output side by means of a
  • Pressure relief valve to the (recovery) pressure is biased / prestressed. In this way, a load-independent (recovery) pressure can be applied to the suction side of the pump.
  • FIG. 1 shows the circuit diagram of a hydraulic drive device according to a first preferred embodiment of the invention, which is essentially a basic version
  • FIG. 2 shows the circuit diagram of a hydraulic drive device according to a second preferred embodiment of the invention, which is equipped with an additional energy storage for the recovered energy
  • Fig. 3 shows the circuit diagram of a hydraulic drive device according to a third preferred embodiment of the invention, which represents a development of the second embodiment and the efficiency of
  • FIG. 4 shows the circuit diagram of a hydraulic drive device according to a fourth preferred embodiment of the invention, which in addition to the functions of the third embodiment is equipped with an additional "virtual consumer",
  • Fig. 5 shows the circuit diagram of a hydraulic arrangement according to a fifth preferred embodiment of the invention and Fig. 6 shows a graph showing the course of the diaphragm cross sections of the pressure compensator over the stroke.
  • Fig. 1 is a circuit diagram for a hydraulic according to the invention
  • the drive device has a preferably adjustable pressure medium pump 1, which is operated by an electric or internal combustion engine 2.
  • the pump 1 is present via a supply line 4 with the
  • a return line 18 from, in which also the proportional valve 9 is interposed From a piston chamber 16 of the lifting cylinder 8 is a return line 18 from, in which also the proportional valve 9 is interposed.
  • the piston chamber 16 of the lifting cylinder can be selectively connected via the lines 4 and 18 to the pump 1 to lift a load.
  • the annular chamber 6 In this switching position of the valve 9, the annular chamber 6 is connected to the tank.
  • the Kolbehhunt 16 can be connected via the return line 18 and the interposed in the return line 18 valve 9 to the fluid tank for lowering the load, in which case the annular chamber 6 via the valve 9 with the pump 1 receives connection.
  • the valve 9 forms (in the lowered position) a type of flow control edge or drain metering orifice 20 in the return line 18 in order to precisely control the lowering process.
  • FIG. 1 also shows a rotary consumer in the form of a hydraulic machine to which, for example, a winch is coupled is.
  • a winch is coupled
  • Be arranged return line 18 (see in particular Fig. 2), which allows only an outflow of pressure medium from the piston chamber 16 of the lifting cylinder 8. Downstream of this check valve 22 branches off a short-circuit line 24, which leads back to the annular chamber 6 via a further check valve 26 and thus allows only a fluid flow from the piston chamber 16 into the annular chamber 6.
  • the check valve 26 is a pressure reducing valve 28 in the short-circuit line 24 immediately upstream, whose one control side is acted upon by a preferably adjustable spring and the other control side of a control pressure which is tapped from the short-circuit line 24 downstream of the pressure reducing valve 28.
  • a pressure compensator 30 is interposed in the return line 18 downstream of the flow control edge 20 (of the valve 9).
  • This pressure compensator 30 preferably consists of a 2-way proportional control valve, whose one control side
  • Return line 18 is tapped immediately upstream of the pressure compensator 30 and the other control side is acted upon by a control pressure, which is tapped from the return line 18 upstream of the flow control edge 20.
  • the return line 18 Downstream of the pressure compensator 30, the return line 18 is connected to the suction line 12 of the pressure medium pump 1 between the pressure medium pump 1 and the check valve 14 in the suction line 12. Finally, downstream of the pressure compensator 30 of the return line 18 branches off a pressure relief line 32 to the fluid tank, in the a pressure relief valve 34 is interposed.
  • the one control side of the pressure limiting valve 34 is biased with a preferably adjustable spring and the other control side is at a control pressure acted upon, which is tapped from the pressure relief line 32 immediately upstream of the pressure relief valve 34.
  • the output of the pressure compensator 30 is biased to a value adjustable or preset value on the pressure limiting valve 34, so that the suction line 12 upstream to it
  • Pressure medium pump (hydraulic machine) 1 is further provided to supply both the lifting cylinder 8 shown in FIG. 1, for example, a boom and other consumers not shown in detail with pressure medium.
  • the pressure limiting valve 34 is set in the pressure relief line 32 to a pressure corresponding to the lowest load pressure on the lifting cylinder 8 (corresponding substantially to the weight of the respective arm) minus a set by the pressure compensator 30 pressure difference across the upstream throttle 20 (or their Control edge) corresponds.
  • Cylinder piston chamber 16 via the flow control edge or drain metering orifice 20 of the valve 9 and the downstream pressure compensator 30 connected to the suction line 12 of the pump / motor unit 1.
  • the volume flow through the drain metering orifice 20 is greater than the volume flow removed by the pump 1.
  • the pump / motor unit 1 operates as a motor and thus outputs mechanical power to the central crankshaft.
  • the pressure compensator 30 holds during the
  • the volume flow over the drain metering orifice 20 is smaller than the volume flow required by the pump 1. In this operating state, the entire outgoing flow rate of the pump 1 is provided. Since now no residual amount of pressure medium on the
  • Pressure relief valve 34 is relaxed in the fluid tank, the pressure in the Pumpenansaug Arthur 12 decreases to the tank pressure. The additionally required by the pump 1 amount of pressure medium can now be removed via the check valve 14 in the suction line 12 from the fluid tank.
  • Pressure reducing valve 28 is provided in the short-circuit line 24, which via the downstream check valve 26 is a connection from the piston chamber 16 to Ring chamber 6 of the lifting cylinder 8 produces, if the pressure in the rod chamber 6 falls below a predetermined (predeterminable) value.
  • the stored in the raised load potential energy is provided in the form of pressure energy of the pressure medium pump 1 on the suction side, which reduces the pressure difference across the pump 1 and / or in one in a possible operating state other operating state, the pump 1 can even be used as a motor.
  • the efficiency of the device compared to the standard version of the prior art described above can be increased and at the same time provide several consumers by the one pump 1 with pressure medium.
  • FIG. 2 is only intended to describe the aspect "reducing the load” and does not form a complete hydraulic circuit.
  • the essential innovation of the second embodiment is also in the arrangement of a
  • Accumulator 36 preferably in the pressure relief line 32, which downstream of the pressure compensator 30 in each case, but upstream of the pressure relief valve 34.
  • the pressure accumulator 36 could also be connected to the return line 18 or the suction line 12 upstream of the non-return valve 14 disposed therein.
  • the arrangement of the pressure accumulator 36 has the following effect for the two operating states already mentioned in the first exemplary embodiment: 3.
  • the volume flow over the drain metering orifice 20 is greater than the volume flow removed by the pump 1. In this case, the residual amount of pressure medium first in the pressure accumulator 36, and if it is full, only then via the pressure relief valve 34 in the
  • Fluid tank passed.
  • the pressure in the suction line 12 of the pump 1 rises to the pressure in the pressure accumulator 36. 4.
  • the volume flow through the drain metering orifice 20 is smaller than the volume flow required by the pump 1.
  • Pressure medium can be removed at least temporarily from the pressure accumulator 36, which raises or keeps the pressure in the suction line 12 at least for a certain time (or for a certain amount of fluid taken out). Only when the pressure accumulator 36 is emptied, takes the pump 1 pressure fluid from the fluid tank via the interposed in the suction line 12 check valve fourteenth
  • the drain metering valve 20 in the return line 18 immediately downstream check valve 22 has the Aufgäbe, in all operating conditions
  • Embodiment described in the second embodiment are different. Furthermore, the same technical characteristics are the same.
  • FIG. 3 shows an exemplary embodiment with the pressure accumulator 36 already known from FIG. 2 and an additional throttle element 38.
  • the throttle element 38 is presently formed by a proportional valve which is interposed in a bridge line 40 which connects the return line 18 immediately upstream of the pressure compensator 30 with the suction line 12 upstream of the check valve 14.
  • the bridge line 40 is connected to the return line 18 immediately before the junction point on the suction line 12.
  • an additional check valve 42 is interposed, which is positioned upstream of the junction of the bridge line 40 to the return line 18.
  • the proportional valve (throttle element) 38 has a first control side, which is acted upon by a control pressure, which is tapped from the return line 8 immediately downstream of the pressure compensator 30 and a second control side, which is biased by a spring.
  • a leakage line 44 is further connected, which leads via a discharge path 30a in the pressure compensator 30 to the fluid tank.
  • This discharge path 30a is released by the pressure compensator 30 when the pressure compensator 30 is opened relatively far.
  • the reference edge 30b designates the control edge or control orifice of the pressure compensator.
  • Throttle element 38 via the nozzle 48 also connected to the suction line 12 and the leakage line and the discharge path 30a in the pressure compensator 30 to the tank.
  • the volume flow over the drain metering orifice 20 is greater than the volume flow removed by the pump 1.
  • the residual amount of pressure medium via the pressure compensator 30 is supplied to the hydraulic pressure accumulator 36.
  • the pressure compensator 30 keeps the pressure difference across the drain orifice 20 constant and thus allows a load pressure independent sinks.
  • the pressure compensator 30 Since the pressure compensator 30 is in a control position, the spring side of the throttle element 38 is connected to the tank.
  • the throttle element 38 is therefore completely open and provides via the bridge line 40 a connection between the cylinder outlet, ie the return line 18 downstream of the drain metering orifice 20 and the suction line 12 of the pump 1 ago.
  • the pressure in the pump suction line 12 increases to the piston chamber pressure minus the pressure difference or the differential pressure value across the drain metering orifice 20.
  • the system pressure (downstream of the pump 1) higher than the pressure in the suction line 12 of the pump 1
  • the pump / motor unit 1 operates as a pump, due to the increased suction pressure but with less pressure difference across the pump 1. This must be less Power to be requested from the drive shaft.
  • the system pressure is less than the pressure in the
  • the pump / motor unit 1 operates as a motor and outputs mechanical power to the drive shaft.
  • the pressure in the suction line 12 of the pump 1 in the case of the third embodiment corresponds to the piston chamber pressure minus the pressure difference across the drain metering orifice 20 and thus may be greater than the pressure in the accumulator 36. This allows a higher utilization the released potential energy. Only the, not from the pump 1 (hydraulic machine) required amount of pressure medium is throttled over the pressure compensator 30 to the storage pressure level and stored in the pressure accumulator 36, or relaxed at full memory 36 in the tank.
  • the volume flow over the drain metering orifice 20 is smaller than the volume flow required by the pump 1.
  • Pressure accumulator 36 is supplied more, the pressure compensator 30 closes almost completely. Furthermore, the pump 1 additionally required
  • Pressure medium amount from the memory 36 or, if the memory 36 is already empty, are removed from the tank.
  • the pressure in the suction line 12 of the pump 1 is throttled to the storage level via the throttle element 38 to a quantity of pressure medium via the additional check valve 42 upstream to
  • Pressure relief (leakage line) 44 of the throttle element 38 lies on the spring side of the throttle element 38, the pressure in the suction line 12 and the throttle element 38 close so far until the pressure in the suction line 12 the
  • the drain metering valve 20 immediately downstream non-return valve 22 in the return line 18 ensures in all the operating conditions that there is no reversal of motion in the lifting cylinder 8, if the pressure in the accumulator 36 is greater than the pressure in the piston chamber 16 of the lifting cylinder 8.
  • the maximum Storage pressure can be adjusted via the pressure relief valve 34 or is preset to a fixed value.
  • the pressure reducing valve 28 is used, which is interposed in the short-circuit line 24, as has already been described with reference to the first embodiment. This
  • Pressure reducing valve 28 establishes via the immediately downstream non-return valve 26 a connection of piston chamber 16 to the annular chamber 6 of the lifting cylinder 8, if the pressure in the annular chamber 6 falls below a defined pressure value. Furthermore, the proportional valve or throttle element 38 acts in the above 6th operating state together with the pressure compensator 30 quasi as a pilot-operated pressure compensator, wherein the throttle element 38 represents the main stage. 6, the characteristic of the pressure compensator 30 is shown according to the third preferred embodiment of the invention. Therein is the course of
  • Tank relief 30a as shown in FIG.
  • the tank relief i. the relief path 30a remains fully open over a long stroke and closes only after 6/7 of the maximum stroke (i.e., at about 6.5mm).
  • the pressure compensator 30 still has a residual cross section when the tank relief is completely closed and can therefore continue to fulfill its control function. That in the operating state described under point 6 ⁇ regulates the pressure compensator in accordance with FIG. 6 right region of the characteristic (between 6mm and 7mm valve spool stroke).
  • Embodiment of the invention equipped with an additional "virtual" consumer 50.
  • This "virtual" consumer 50 should allow a
  • the "virtual" consumer 50 may be, for example, the tank, another pressure accumulator or similar hydraulic components.
  • the output at the drive shaft mechanical power can be stored for example in an additional hybrid module.
  • the "virtual" consumer is then adjusted so that the hydraulic machine decreases as possible the complete amount of pressure medium delivered by the lifting cylinder 8.
  • a fifth preferred embodiment of the invention is shown. In this are also the same technical characteristics with the same
  • the correspondingly actuated proportional valve 56, 58 connects the respective piston chambers of Doppelhubzylinders 52 or the parallel consumer 54 with the return line 18, in which the pressure compensator 30 interposed and the throttle element 38 in the manner described according to the third embodiment connected thereto In this way, pressure medium is conveyed back to the suction side of the pressure medium pump 1, depending on the operating situation, in order to recover the energy contained therein.

Abstract

Offenbart wird eine hydraulische Antriebseinrichtung mit Energie-Rückgewinnungsfunktion bestehend aus einer Druckmittelpumpe (1) zur Versorgung eines Verbrauchers (8) mit Druckmittel und einer Rückführleitung (8) zur Abfuhr des Druckmittels aus dem Verbraucher. Erfindungsgemäß ist es vorgesehen, dass das abgeführte Druckmittel unter Druck zur Saugseite der Druckmittelpumpe rückgeführt wird.

Description

Hydraulikantrieb mit Energierückgewinnung
Beschreibung
Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydraulische Antriebseinrichtung für einen translatorischen Verbraucher, beispielsweise den Ausleger/Hubmechanismus einer Arbeitsmaschine wie Bagger, Stapler und dergleichen Arbeitsgerätschaften oder einen rotatorischen Verbraucher z.B. eine Seilwinde jeweils mit Energie- Rückgewinnungsfunktion gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Rotatorische Verbraucher wie Seilwindenantriebe oder translatorische Verbraucher wie Hubmechanismen von Arbeitmaschinen werden unter anderem hydraulisch angetrieben, wobei der hierfür erforderliche Hydraulikfluidstrom von einer
Druckmittelpumpe erzeugt wird. Die Pumpe wird von einem Motor mechanisch angetrieben, wobei deren Fördervolumen in Abhängigkeit von einem handbetätigten Steuerhebel entweder direkt auf mechanischem Wege oder indirekt über eine Steuereinheit veränderbar ist, welche entsprechende Steuersignale erzeugt und diese an die Druckmittelpumpe bzw. deren Verstellmechanismus anlegt. Darüber hinaus ist in den Verbindungsleitungen zwischen Pumpe und Verbraucher zumindest ein manuell betätigbares Steuerventil zwischengeschaltet, über das die Bewegungsgeschwindigkeit und -richtung des Verbrauchers steuerbar ist. In diesem Zusammenhang entspricht es auch dem technischen Standard, eine
Bewegungsgeschwindigkeit (beispielsweise die Senkgeschwindigkeit bei einem Ausleger) entsprechend einer Ventilhebelstellung einzustellen und die maximale Bewegungs- z.B. Senkgeschwindigkeit über ein Wegeventil in einer
Druckentlastungsleitung der hydraulischen Antriebseinrichtung zu realisieren. Hierbei wird die potentielle Energie der angehobenen oder angezogenen Last an einer Drosselstelle des Wegeventils in Wärme umgesetzt und mit dem Fluid in den Tank abgeführt.
Insbesondere bei elektrisch betriebenen Arbeitsmaschinen aber auch allgemein in der Mobilhydraulik ist jedoch die Energieeffizienz der hydraulischen Anlage von großer Wichtigkeit, wobei in solchen Fällen die potentielle Energie angehobener Lasten bei deren Absenken über einen generatorisch arbeitenden Elektromotor in eine Elektrobatterie rückgeführt wird. Hierzu ist es im Stand der Technik
beispielsweise gemäß der DE 44 16 173 C2 bekannt geworden, den Hubzylinder einer Hubvorrichtung mittels einer Fördervolumen-verstellbaren Druckmittelpumpe mit Hydraulikfluid zu versorgen, die über eine Druckmittelleitung und
zwischengeschaltetem Steuerventil an den Hubzylinder angeschlossen ist. Das
Steuerventil ist manuell betätigbar und verbindet den Hubzylinder wahlweise mit der Druckmittelpumpe für ein Anheben einer Last oder mit einer
Druckentspannungsleitung für ein Absenken der Last. In der Druckentspannungsleitung ist ein Senkbremsventil zwischengeschaltet, über das das Druckmittel gedrosselt in einen Druckmitteltank entspannbar ist. Zusätzlich zweigt von der Druckentspannungsleitung an einem Umschaltventil stromauf zum Senkbremsventil eine Energierückgewinnungsleitung ab, die über ein
Rückschlagventil in die Druckmittelleitung stromauf von der Pumpe zurückführt und somit entspannendes Druckmittel zur Druckmittelpumpe an deren
Ausgangsanschluss zurückleitet. Für den Fall, dass der Druck zwischen dem
Hubzylinder und dem Steuerventil einen vorbestimmten Wert überschreitet, schaltet das Umschaltventil auf die Energierückgewinnungsleitung um. Die
Druckmittelpumpe arbeit in diesem Fall als Druckmittelmotor und der mechanisch daran angeschlossene Elektromotor als Generator. Eine Schaltung mit Energierückgewinnung gemäß dem vorstehenden Stand der Technik setzt eine elektrisch angetriebene Pumpen-Motor-Einheit mit elektrischem Energiespeicher (z.B. eine Batterie) voraus. Allerdings werden in mobilen
Arbeitsmaschinen die Hydraulikpumpen in der Regel durch den Verbrennungsmotor angetrieben.
Nachteilig ist weiterhin der vergleichsweise hohe regelungstechnische Aufwand mit einer Vielzahl von Sensoren zu nennen, da die Pumpendrehzahl sowie die
Ventilöffnungen abhängig von System- und Verbraucherdrücken und
Verbrauchergeschwindigkeiten geregelt werden müssen. Zudem ist eine
Energierückgewinnung in Betriebszuständen mit parallelen Verbrauchern nicht möglich, die einen höheren Verbraucherdruck aufweisen.
Angesichts dieser Sachlage ist es die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine hydraulische Antriebseinrichtung mit Energie-Rückgewinnungsfunktion bereit zu stellen, die einen hohen Wirkungsgrad erzielt und mehrere parallele Verbraucher antreiben kann. Ein weiteres bevorzugtes Ziel ist es, die hydraulische
Antriebseinrichtung so auszubilden, dass keine elektrisch angetriebene Pumpen- Motor-Einheit mit elektrischem Energiespeicher benötigt wird und die weiter vorzugsweise mit geringem regelungstechnischen Aufwand betrieben werden kann.
Diese Aufgabe wird durch eine hydraulische Antriebseinrichtung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Gegenstand der anliegenden Unteransprüche.
Der Kern der Erfindung und damit der wesentliche Unterschied zum Stand der Technik besteht darin, die hydraulische Antriebseinrichtung mit Energie- Rückgewinnungsfunktion bestehend aus einer Druckmittelpumpe zur Versorgung zumindest eines oder mehrerer (translatorischer oder rotatorischer) Verbraucher mit Druckmittel und einer Rückführleitung zur Abfuhr des Druckmittels aus dem/den Verbraucher(n) so auszugestalten, dass das abgeführte Druckmittel unter einem (Rückgewinnungs-) Druck zur Saugseite der Druckmittelpumpe rückgeführt wird. Damit wird entweder in dem Fall, dass sich die Pumpe im Pumpenbetrieb befindet, die Druckdifferenz über der Pumpe verringert und somit der Energieverbrauch reduziert oder in dem Fall, dass sich die Pumpe im motorischen Betrieb befindet, die Energie aus dem rückgeführten Druckmittel an die Antriebswelle abgegeben. In beiden Fällen findet also eine Energie-Rückgewinnung statt, wobei die
rückgewonnene Energie parallelen und von der gleichen Pumpe angetriebenen Verbrauchern sofort und unmittelbar zur Verfügung steht. Damit kann die Effizienz der Antriebseinrichtung erhöht werden.
Eine vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung sieht hierfür vor, in die Rückführleitung eine Druckwaage zwischenzuschalten, deren Ausgangsseite mittels eines
Druckbegrenzungsventils auf den (Rückgewinnungs-) Druck vorgespannt / vorspannbar ist. Auf diese Weise kann ein lastunabhängiger (Rückgewinnungs-) Druck an die Saugseite der Pumpe angelegt werden.
Besonders vorteilhaft ist es, einen Druckmittelspeicher an die Saugseite der
Druckmittelpumpe anzuschließen, in dem nicht von der Pumpe
benötigter/abgerufener (Rückgewinnungs-) Volumenstrom temporär gespeichert werden kann.
Schließlich ist es vorteilhaft, die Druckwaage mittels einer Brückenleitung zu umgehen, in die ein Drosselelement, vorzugsweise ein Proportionalventil
zwischengeschaltet ist. Hierdurch wird erreicht, dass bei entsprechend hohem
Rückführdruck in der Rückführleitung ein (Rückgewinnungs-) Druck oberhalb dem an der Druckwaage eingestellten Ausgangsdruck an die Pumpe anlegbar ist, um temporär den Wirkungsgrad der Antriebseinrichtung noch weiter zu steigern. Die Erfindung wird nachstehend anhand bevorzugter Ausführungsbeispiele unter Bezugnahme auf die begleitenden Zeichnungen näher erläutert.
Fig. 1 zeigt das Schaltbild einer hydraulischen Antriebseinrichtung gemäß einem ersten bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung, welches im Wesentlichen eine Grundausführung darstellt,
Fig. 2 zeigt das Schaltbild einer hydraulischen Antriebseinrichtung gemäß einem zweiten bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung, welches mit einem zusätzlichen Energiespeicher für die rück gewonnene Energie ausgerüstet ist,
Fig. 3 zeigt das Schaltbild einer hydraulischen Antriebseinrichtung gemäß einem dritten bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung, welches eine Weiterbildung des zweiten Ausführungsbeispiels darstellt und das den Wirkungsgrad der
Antriebseinrichtung weiter verbessert,
Fig. 4 zeigt das Schaltbild einer hydraulischen Antriebseinrichtung gemäß einem vierten bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung, welches zusätzlich zu den Funktionen des dritten Ausführungsbeispiels mit einem zusätzlichen„virtuellen Verbraucher" ausgerüstet ist,
Fig. 5 zeigt das Schaltbild einer hydraulischen Anordnung gemäß einem fünften bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung und Fig. 6 zeigt einen Grafen, der den Verlauf der Blendenquerschnitte der Druckwaage über dem Hub darstellt.
In der Fig. 1 ist ein Schaltschema für eine erfindungsgemäße hydraulische
Antriebseinrichtung in einer Basisversion dargestellt. Es sei an dieser Stelle ausdrücklich darauf hingewiesen, dass dieses Schema eine einfache, jedoch voll funktionsfähige Hydraulikschaltung bildet. Im Gegensatz hierzu repräsentieren die jeweiligen Schemata gemäß der Fig. 2 bis 4 keinen Schaltplan einer voll
funktionsfähigen Antriebseinrichtung sondern sollen lediglich den
erfindungsgemäßen Teilaspekt einer Antriebseinrichtung, nämlich den Teilaspekt „Senken" erklären.
Demzufolge hat die erfindungsgemäße Antriebseinrichtung eine vorzugsweise verstellbare Druckmittelpumpe 1 , die von einem Elektro- oder Verbrennungsmotor 2 betrieben wird. Die Pumpe 1 ist vorliegend über eine Zuführleitung 4 mit der
Ringkammer 6 oder der Kolbenkammer 16 eines Hubzylinders 8 verbindbar, wobei ein steuerbares Proportionalventil 9 in die Zuführleitung 4 zwischengeschaltet ist. Ferner hat die Pumpe 1 eine Ansaugleitung 12 mit zwischengeschaltetem
Rückschlagventil 14, das lediglich ein Ansaugen von Druckmittel aus einem Fluidtank in Richtung zur Pumpe 1 zulässt.
Von einer Kolbenkammer 16 des Hubzylinders 8 geht eine Rückführleitung 18 ab, in die ebenfalls das Proportionalventil 9 zwischengeschaltet ist. Über dieses Ventil 9 kann die Kolbenkammer 16 des Hubzylinders in ausgewählter Weise über die Leitungen 4 und 18 mit der Pumpe 1 verbunden werden, um eine Last anzuheben. In dieser Schaltstellung des Ventils 9 ist die Ringkammer 6 mit dem Tank verbunden. Ferner kann die Kolbehkammer 16 über die Rückführleitung 18 und das in die Rückführleitung 18 zwischengeschaltete Ventil 9 mit dem Fluidtank für ein Absenken der Last verbunden werden, wobei in diesem Fall die Ringkammer 6 über das Ventil 9 mit der Pumpe 1 Verbindung erhält. Das Ventil 9 bildet hierbei (in Senk-Stellung) eine Art Ablaufsteuerkante oder Ablaufmessblende 20 in der Rückführleitung 18, um den Senkvorgang präzise zu steuern.
Alternativ zu dem Hubzylinder 8 ist in der Fig. 1 auch ein Rotationsverbraucher in Form einer Hydromaschine gezeigt, an die beispielsweise eine Seilwinde gekoppelt ist. Im Nachfolgenden wird die Erfindung jedoch der Einfachheit halber lediglich anhand des Hubzylinders beschrieben.
Stromab von der Ablaufsteuerkante 20 kann ein Rückschlagventil 22 in der
Rückführleitung 18 angeordnet sein (siehe insbesondere Fig. 2), das lediglich ein Ausströmen von Druckmittel aus der Kolbenkammer 16 des Hubzylinders 8 zulässt. Stromab zu diesem Rückschlagventil 22 zweigt eine Kurzschlussleitung 24 ab, die über ein weiteres Rückschlagventil 26 zur Ringkammer 6 zurückführt und somit nur eine Fluidströmung aus der Kolbenkammer 16 in die Ringkammer 6 zulässt. Dem Rückschlagventil 26 ist ein Druckreduzierventil 28 in der Kurzschlussleitung 24 unmittelbar vorgeschaltet, dessen eine Steuerseite von einer vorzugsweise verstellbaren Feder und dessen andere Steuerseite von einem Steuerdruck beaufschlagt ist, der von der Kurzschlussleitung 24 stromab des Druckreduzierventils 28 abgegriffen wird.
In der Rückführleitung 18 stromab der Ablaufsteuerkante 20 (des Ventils 9) ist eine Druckwaage 30 zwischengeschaltet. Diese Druckwaage 30 besteht vorzugsweise aus einem 2-Wege-Proportionalregelventil, dessen eine Steuerseite
federvorgespannt sowie mit einem Steuerdruck beaufschlagt ist, der von der
Rückführleitung 18 unmittelbar stromauf der Druckwaage 30 abgegriffen wird und dessen andere Steuerseite von einem Steuerdruck beaufschlagt ist, der von der Rückführleitung 18 stromauf der Ablaufsteuerkante 20 abgegriffen wird.
Stromab der Druckwaage 30 ist die Rückführleitung 18 mit der Ansaugleitung 12 der Druckmittelpumpe 1 verbunden und zwar zwischen der Druckmittelpumpe 1 und dem Rückschlagventil 14 in der Ansaugleitung 12. Schließlich zweigt stromab der Druckwaage 30 von der Rückführleitung 18 eine Druckentlastungsleitung 32 zum Fluidtank ab, in die ein Druckbegrenzungsventil 34 zwischengeschaltet ist. Die eine Steuerseite des Druckbegrenzungsventils 34 ist mit einer vorzugsweise verstellbaren Feder vorgespannt und die andere Steuerseite ist mit einem Steuerdruck beaufschlagt, der von der Druckentlastungsleitung 32 unmittelbar stromauf des Druckbegrenzungsventils 34 abgegriffen wird.
Durch das Drückbegrenzungsventil 34 wird der Ausgang der Druckwaage 30 auf einen am Druckbegrenzungsventil 34 einstellbaren oder voreingestellten Wert vorgespannt, sodass auch die Saugleitung 12 stromauf zum darin
zwischengeschalteten Rückschlagventil 14 diesen Druckwert annimmt. Die
Druckmittelpumpe (Hydromaschine) 1 ist ferner dafür vorgesehen, sowohl den in Fig. 1 dargestellten Hubzylinder 8 beispielsweise eines Auslegers als auch weitere nicht näher dargestellte Verbraucher mit Druckmittel zu versorgen. Schließlich ist das Druckbegrenzungsventil 34 in der Druckentlastungsleitung 32 auf einen solchen Druck eingestellt, der dem geringsten Lastdruck auf den Hubzylinder 8 (entspricht im Wesentlichen dem Eigengewicht des betreffenden Auslegers) abzüglich einer durch die Druckwaage 30 eingestellten Druckdifferenz über die vorgeschaltete Drossel 20 (bzw. deren Steuerkante) entspricht.
Die prinzipielle Funktionsweise der Erfindung lässt sich anhand der schematischen Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 1 , wie folgt umschreiben: Während des Senkens einer Last wird die lastdruckbeaufschlagte
Zylinderkolbenkammer 16 über die Ablaufsteuerkante bzw. Ablaufmessblende 20 des Ventils 9 und die nachgeschaltete Druckwaage 30 mit der Saugleitung 12 der Pumpen/Motoreinheit 1 verbunden. Hierbei lassen sich die folgenden
Betriebszustände unterscheiden:
1. Der Volumenstrom über der Ablaufmessblende 20 ist größer als der von der Pumpe 1 abgenommene Volumenstrom.
In diesem Fall wird eine Restmenge an Druckmittel über das Druckbegrenzungsventil 34 (einstellbar oder fest eingestellt) in den Tank abgeleitet und geht somit der Energie-Rückgewinnungsfunktion verloren. Der Druck in der Saugleitung 12 der Druckmittelpumpe 1 steigt indessen auf den am Druckbegrenzungsventil 34 eingestellten Druck (beispielsweise 50 bar) an. Ist nunmehr der Systemdruck (nach der Pumpe 1 ) höher als der Druck in der Pumpenansaugleitung 12
(Pumpenansaugdruck), dann arbeitet die Pumpen/Motor-Einheit 1 als Pumpe, aufgrund des hohen Ansaugdrucks jedoch mit geringerer Druckdifferenz über der Pumpe 1. Dadurch muss weniger Leistung von einer zentralen Antriebswelle
(zwischen Motor 2 und Pumpe 1 ) abgefordert werden. Ist indessen der Systemdruck geringer als der Druck in der Ansaugleitung 12, arbeitet die Pumpen/Motor-Einheit 1 als Motor und gibt somit mechanische Leistung an die zentrale Kurbelwelle ab. Die Druckwaage 30 hält hierbei während des
Senkens der Last die Druckdifferenz über der Drossel (Ablaufmessblende) 20 in der Rücklaufleitung 18 konstant und ermöglicht somit ein lastdruckunabhängiges
Senken.
2. Der Volumenstrom über der Ablaufmessblende 20 ist kleiner als der von der Pumpe 1 benötigte Volumenstrom. In diesem Betriebszustand wird der gesamte ablaufende Volumenstrom der Pumpe 1 zur Verfügung gestellt. Da nun keine Restmenge an Druckmittel über das
Druckbegrenzungsventil 34 in den Fluidtank entspannt wird, sinkt der Druck in der Pumpenansaugleitung 12 auf den Tankdruck ab. Die von der Pumpe 1 zusätzlich benötigte Menge an Druckmittel kann nun über das Rückschlagventil 14 in der Saugleitung 12 aus dem Fluidtank entnommen werden.
Zur ausreichenden Versorgung der Ringkammer 6 des Zylinders 8 ist das
Druckreduzierventil 28 in der Kurzschlussleitung 24 vorgesehen, das über das nachgeschaltete Rückschlagventil 26 eine Verbindung von der Kolbenkammer 16 zur Ringkammer 6 des Hubzylinders 8 herstellt, falls der Druck in der Stangenkammer 6 einen vorbestimmten (vorbestimmbaren) Wert unterschreitet.
Wie aus der vorstehenden Beschreibung prinzipiell zu entnehmen ist, wird die in der angehobenen Last gespeicherte potentielle Energie in Form von Druckenergie der Druckmittelpumpe 1 auf deren Saugseite zur Verfügung gestellt, wodurch in einem möglichen Betriebszustand die Druckdifferenz über der Pumpe 1 verringert und/oder in einem anderen Betriebszustand die Pumpe 1 sogar als Motor verwendet werden kann. Somit lässt sich der Wirkungsgrad der Einrichtung gegenüber der eingangs beschriebenen Standardversion des Stands der Technik steigern und gleichzeitig mehrere Verbraucher durch die eine Pumpe 1 mit Druckmittel versorgen.
In der Fig. 2 ist ein zweites bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung gezeigt, das eine Weiterbildung des ersten Ausführungsbeispiels darstellt. Im Nachfolgenden sollen daher auch nur jene technischen Merkmale des zweiten Ausführungsbeispiels beschrieben werden, die zum ersten Ausführungsbeispiel unterschiedlich sind.
Ferner sollen gleiche technische Merkmale mit gleichen Bezugszeichen versehen se n. Auch wird nochmals darauf hingewiesen, dass die Fig. 2 lediglich den Aspekt „Last senken" beschreiben soll und keine vollständige Hydraulikschaltung bildet.
Demzufolge ist das in Fig. 1 gezeigte Proportionalventil ersetzt durch eine
verstellbare Drossel 10 in der Zuführleitung 4 und eine singulare verstellbare
Ablaufmessblende 20 in der Rückführleitung 18. Die wesentliche Neuerung des zweiten Ausführungsbeispiels besteht darüber hinaus in der Anordnung eines
Druckspeichers 36 vorzugsweise in der Druckentlastungsleitung 32, der in jedem Fall der Druckwaage 30 nachgeschaltet, jedoch dem Druckbegrenzungsventil 34 vorgeschaltet ist. Somit könnte der Druckspeicher 36 auch an die Rückführleitung 18 oder der Saugleitung 12 stromauf vom darin angeordneten Rückschlagventil 14 angeschlossen sein. Die Anordnung des Druckspeichers 36 hat für die im ersten Ausführungsbeispiel bereits genannten zwei Betriebszustände folgende Auswirkung: 3. Der Volumenstrom über der Ablaufmessblende 20 ist größer als der von der Pumpe 1 abgenommene Volumenstrom. In diesem Fall wird die Restmenge an Druckmittel zuerst in den Druckspeicher 36, und falls dieser voll ist, erst dann über das Druckbegrenzungsventil 34 in den
Fluidtank geleitet. Der Druck in der Saugleitung 12 der Pumpe 1 steigt dabei auf den Druck im Druckspeicher 36. 4. Der Volumenstrom über der Ablaufmessblende 20 ist kleiner als der von der Pumpe 1 benötigte Volumenstrom.
In diesem Betriebszustand wird der gesamte ablaufende Volumenstrom der Pumpe 1 zur Verfügung gestellt. Die von der Pumpe 1 zusätzlich benötigte Menge an
Druckmittel kann zumindest temporär aus dem Druckspeicher 36 entnommen werden, der so zumindest für eine gewisse Zeit (oder für eine gewisse entnommene Fluidmenge) den Druck in der Saugleitung 12 anhebt oder hält. Erst wenn der Druckspeicher 36 entleert ist, entnimmt die Pumpe 1 Druckmittel aus dem Fluidtank über das in der Saugleitung 12 zwischengeschaltete Rückschlagventil 14.
Das der Ablaufmessblende 20 in der Rückführleitung 18 unmittelbar nachgeschaltete Rückschlagventil 22 hat dabei die Aufgäbe, in allen Betriebszuständen
sicherzustellen, dass es zu keiner Bewegungsumkehr kommt, falls der Druck im Druckspeicher 36 größer als der Druck in der Kolbenkammer 16 des Zylinders 8 wird.
In der Fig. 3 ist ein drittes bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung gezeigt, das eine Weiterbildung des zweiten Ausführungsbeispiels darstellt. Im
Nachfolgenden werden daher nur jene technischen Merkmale des dritten
Ausführungsbeispiels beschrieben, die zum zweiten Ausführungsbeispiel unterschiedlich sind. Ferner sind gleiche technische Merkmale mit gleichen
Bezugszeichen versehen.
In der Fig. 3 ist ein Ausführungsbeispiel mit dem aus der Fig. 2 bereits bekannten Druckspeicher 36 sowie einem zusätzlichen Drosselelement 38 dargestellt. Das Drosselelement 38 wird vorliegend durch ein Proportionalventil gebildet, das in einer Brückenleitung 40 zwischengeschaltet ist, die die Rückführleitung 18 unmittelbar stromauf zur Druckwaage 30 mit der Saugleitung 12 stromauf zum Rückschlagventil 14 verbindet. Vorliegend ist die Brückenleitung 40 an die Rückführleitung 18 unmittelbar vor deren Anschlussstelle an der Saugleitung 12 angeschlossen. Des Weiteren ist in der Rückführleitung 18 ein zusätzliches Rückschlagventil 42 zwischengeschaltet, das stromauf zur Anschlussstelle der Brückenleitung 40 an die Rückführleitung 18 positioniert ist. Das Proportionalventil (Drosselelement) 38 hat eine erste Steuerseite, die von einem Steuerdruck beaufschlagt ist, der von der Rückführleitung 8 unmittelbar stromab von der Druckwaage 30 abgegriffen wird und eine zweite Steuerseite, die von einer Feder vorgespannt ist. An der zweiten Steuerseite ist ferner eine Leckageleitung 44 angeschlossen, die über einen Entlastungspfad 30a in der Druckwaage 30 zum Fluidtank führt. Dieser Entlastungspfad 30a wird von der Druckwaage 30 dann freigegeben, wenn die Druckwaage 30 relativ weit geöffnet ist. An dieser Stelle sein noch darauf hingewiesen, dass mit dem Bezugszeichen 30b die Steuerkante bzw. Regelblende der Druckwaage bezeichnet ist. Schließlich zweigt von der Rückführleitung 18 unmittelbar nach der Anschlussstelle der Brückenleitung 40 eine Zwischenleitung 46 ab, die zur Leckageleitung 44 führt und in die eine Drossel/Düse 48 zwischengeschaltet ist.
Die Wirkungsweise der gegenüber dem zweiten Ausführungsbeispiel zusätzlichen Hydraulikbauteile insbesondere des Drosselelements 38 lässt sich am Anschaulichsten an den bereits genannten zwei Betriebszuständen wie Folgt erklären:
Während des Senkens einer Last wird die lastdruckbeaufschlagte Kolbenkammer 16 des Hubzylinders 8 über die Drossel/Ablaufblende 20, das unmittelbar
nachgeschaltete Rückschlagventil 22 und das Drosselelement 38 (in dieser
Reihenfolge) mit der Saugleitung 12 der zentralen Pumpen/Motor-Einheit 1 verbunden. Wie bereits ausgeführt wurde, ist ferner die Federseite des
Drosselelements 38 über die Düse 48 ebenfalls mit der Saugleitung 12 und über die Leckageleitung und den Entlastungspfad 30a in der Druckwaage 30 mit dem Tank verbunden. Dadurch ergeben sich für die zwei genannten Betriebszustände folgende Funktionen:
5. Der Volumenstrom über der Ablaufmessblende 20 ist größer als der von der Pumpe 1 abgenommene Volumenstrom.
In diesem Fall wird die Restmenge an Druckmittel über die Druckwaage 30 dem hydraulischen Druckspeicher 36 zugeführt. Die Druckwaage 30 hält dabei die Druckdifferenz über der Ablaufmessblende 20 konstant und ermöglicht somit ein lastdruckunabhängiges Senken.
Da sich die Druckwaage 30 in einer Regelposition befindet, ist die Federseite des Drosselelements 38 mit dem Tank verbunden. Das Drosselelement 38 ist demnach vollständig geöffnet und stellt über die Brückenleitung 40 eine Verbindung zwischen dem Zylinderablauf, d.h. der Rücklaufleitung 18 stromab der Ablaufmessblende 20 und der Saugleitung 12 der Pumpe 1 her. Dadurch erhöht sich der Druck in der Pumpensaugleitung 12 auf den Kolbenkammerdruck abzüglich der Druckdifferenz bzw. dem Differenzdruckwert über der Ablaufmessblende 20. Ist nunmehr der Systemdruck (stromab von der Pumpe 1 ) höher als der Druck in der Saugleitung 12 der Pumpe 1 , arbeitet die Pumpen/Motor-Einheit 1 als Pumpe, aufgrund des erhöhten Ansaugdrucks jedoch mit geringerer Druckdifferenz über der Pumpe 1. Dadurch muss weniger Leistung von der Antriebswelle abgefordert werden. Ist der Systemdruck jedoch geringer als der Druck in der
Pumpensaugleitung 2, arbeitet die Pumpen/Motor-Einheit 1 als Motor und gibt mechanische Leistung an die Antriebswelle ab.
An dieser Stelle sei darauf hingewiesen, dass der Druck in der Saugleitung 12 der Pumpe 1 im Fall des dritten Ausführungsbeispiels dem Kolbenkammerdruck abzüglich der Druckdifferenz über der Ablaufmessblende 20 entspricht und damit größer sein kann, als der Druck im Druckspeicher 36. Dies erlaubt eine höhere Ausnutzung der freiwerdenden potentiellen Energie. Nur die, nicht von der Pumpe 1 (Hydromaschine) benötigte Menge an Druckmittel wird über die Druckwaage 30 auf das Speicherdruckniveau abgedrosselt und im Druckspeicher 36 gespeichert, bzw. bei vollem Speicher 36 in den Tank entspannt.
6. Der Volumenstrom über der Ablaufmessblende 20 ist kleiner als der von der Pumpe 1 benötigte Volumenstrom.
In diesem Betriebszustand wird der gesamte ablaufende Volumenstrom der Pumpe 1 zur Verfügung gestellt. Da nun jedoch keine Restmerige an Druckmittel dem
Druckspeicher 36 mehr zugeführt wird, schließt sich die Druckwaage 30 fast vollständig. Ferner muss die von der Pumpe 1 zusätzlich benötigte
Druckmittelmenge aus dem Speicher 36 oder, falls der Speicher 36 bereits leer ist, aus dem Tank entnommen werden. Hierzu wird der Druck in der Saugleitung 12 der Pumpe 1 über das Drosselelement 38 auf Speicherniveau abgedrosselt, um eine Druckmittelmenge über das zusätzliche Rückschlagventil 42 stromauf zur
Anschlussstelle der Brückenleitung 40 an die Rückführleitung 18 aus dem Speicher 36 entnehmen zu können. Da, wie bereits ausgeführt wurde, die Druckwaage 30 in diesem Betriebszustand fast vollständig geschlossen ist, schließt die
Druckentlastung (Leckageleitung) 44 des Drosselelements 38. Somit liegt auf der Federseite des Drosselelements 38 der Druck in der Saugleitung 12 an und das Drosselelement 38 schließ soweit, bis der Druck in der Saugleitung 12 dem
Speicherdruck entspricht. Dadurch kann das zusätzliche Rückschlagventil 42 in der Rückführleitung 18 stromab zur Druckwaage 30 öffnen und eine Verbindung vom Speicher 36 in die Pumpensaugleitung 12 herstellen. Falls schließlich der
Druckspeicher 36 völlig entleert ist, sinkt der Druck in der Pumpensaugleitung 12 auf das Tankniveau ab, wobei das Rückschlagventil 14 in der Saugleitung 12 eine Verbindung zum Tank herstellt. Die zusätzlich benötigte Druckmittelmenge kann dann aus dem Tank entnommen werden.
In diesem Zusammenhang soll noch auf die folgenden Zusatzfunktionen des dritten Ausführungsbeispiels der Erfindung hingewiesen werden:
Das der Ablaufmessblende 20 unmittelbar nachgeschaltete Rückschlagventil 22 in der Rückführleitung 18 stellt in allen genannten Betriebszuständen sicher, dass es zu keiner Bewegungsumkehr im Hubzylinder 8 kommt, falls der Druck im Druckspeicher 36 größer wird als der Druck in der Kolbenkammer 16 des Hubzylinders 8. Der maximale Speicherdruck kann über das Druckbegrenzungsventil 34 eingestellt werden oder ist auf einen festen Wert voreingestellt. Zur ausreichenden Versorgung der Ringkammer 6 des Hubzylinders 8 mit Druckmittel wird das Druckreduzierventil 28 verwendet, das in der Kurzschlussleitung 24 zwischengeschaltet ist, wie dies bereits anhand des ersten Ausführungsbeispiels beschrieben wurde. Dieses
Druckreduzierventil 28 stellt über das unmittelbar nachgeschaltete Rückschlagventil 26 eine Verbindung von Kolbenkammer 16 zur Ringkammer 6 des Hubzylinders 8 her, falls der Druck in der Ringkammer 6 einen definierten Druckwert unterschreitet. Des Weiteren wirkt das Proportionalventil bzw. Drosselelement 38 in dem vorstehenden 6. Betriebszustand zusammen mit der Druckwaage 30 quasi als vorgesteuerte Druckwaage, wobei das Drosselelement 38 die Hauptstufe darstellt. In der Fig. 6 ist die Kennlinie der Druckwaage 30 gemäß dem dritten bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt. Darin ist der Verlauf der
Blendenquerschnitte 30a und 30b der Druckwaage 30 über dem Hub des
Ventilschiebers aufgetragen. Ein Hub von 0mm entspricht dabei einer vollständig geöffneten Regelblende 30b der Druckwaage 30 und einer geöffneten
Tankentlastung 30a, wie sie in der Fig. 3 gezeigt ist.
Aus der Fig. 6 ist zu entnehmen, dass die Tankentlastung, d.h. der Entlastungspfad 30a über eine große Hubstrecke vollständig geöffnet bleibt und erst nach 6/7 der maximalen Hubstrecke (d.h. bei ca. 6.5mm) sich schließt. Die Druckwaage 30 hat bei vollständig geschlossener Tankentlastung immer noch einen Restquerschnitt und kann daher ihre Regelfunktion weiterhin erfüllen. D.h. in dem unter Punkt 6^ beschriebenen Betriebszustand regelt die Druckwaage im gemäß der Fig. 6 rechten Bereich der Kennlinie (zwischen 6mm und 7mm Ventilschieberhub). Zwecks übersichtlicherer Darstellung des Erfindungsgegenstands gemäß dem ersten bis dritten Ausführungsbeispiel sei abschließend auf das anliegende Diagramm verwiesen, in welchem die vorstehend genannten zwei Betriebszustände für jedes Ausführungsbeispiel in Gegenüberstellung nochmals dargestellt ist.
Figure imgf000018_0001
Mit Speicher und Speicher voll:
Psaug ~ Pßoden - ΔΡ. ja
Drosselelement
Psaug = Pspeicher
Speicher leer
Psaug = lank
In der Fig. 4 ist ein viertes bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung gezeigt, das eine Weiterbildung des dritten Ausführungsbeispiels darstellt. Im Nachfolgenden werden daher nur jene technischen Merkmale des vierten Ausführungsbeispiels beschrieben, die zum dritten Ausführungsbeispiel unterschiedlich sind. Ferner sind gleiche technische Merkmale mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Gemäß der Fig. 4 ist die hydraulische Antriebsvorrichtung des vierten
Ausführungsbeispiels der Erfindung mit einem zusätzlichen„virtuellen" Verbraucher 50 ausgerüstet. Dieser„virtuelle" Verbraucher 50 soll es ermöglichen, eine
zusätzliche Menge an Druckmittel über die Pumpen/Motor-Einheit 1 zu fördern, auch wenn die Menge an Druckmittel aktuell nicht von den eigentlichen (klassischen) Verbrauchern benötigt wird. Dies ist beispielsweise dann sinnvoll, wenn sich die Pumpen/Motor-Einheit 1 im motorischen Betrieb befindet (energetischer Überschuss) und mechanische Leistung an die Antriebswelle abgibt. Auf diese Weise kann mehr Druckmittel als von den klassischen Verbrauchen gerade verbraucht wird, durch die Pumpen/Motor-Einheit 1 durchgedrückt werden und somit mehr Leistung an die Kurbelwelle abgegeben werden. Der.„virtuelle" Verbraucher 50 kann beispielsweise der Tank, ein weiterer Druckspeicher oder dergleichen Hydraulikbauteile sein.
Auch kann die an der Antriebswelle abgegebene mechanische Leistung z.B. in einem zusätzlichen Hybridmodul gespeichert werden. Der„virtuelle" Verbraucher wird dann so eingestellt, dass die Hydromaschine möglichst die vollständige vom Hubzylinder 8 gelieferte Menge an Druckmittel abnimmt. In der Fig. 5 ist schließlich ein fünftes bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung gezeigt. In diesem sind ebenfalls gleiche technische Merkmale mit gleichen
Bezugszeichen versehen. In der Fig. 5 ist als ein mögliches praktisches Ausführungsbeispiel der Erfindung die hydraulische Anordnung mit Energie-Rückgewinnungsfunktion gemäß dem dritten bevorzugten Ausführungsbeispiel in Kombination mit einer hydraulischen
Antriebseinrichtung für einen Ausleger-Doppelhubzylinder 52 und
Parallelverbraucher (Bücket) 54 dargestellt, wobei die Funktion„Ausleger heben" des Doppelhubzylinders 54 sowie der Parallelverbraucher in klassischer LUDV-Technik gesteuert werden. Für die Funktion„Ausleger senken" wird die vorstehend
beschriebene Anordnung vorzugsweise gemäß dem dritten Ausführungsbeispiel eingesetzt. Konkret ist die Druckmittelpumpe 1 über zwei manuell (über eine ECU) betätigbare Proportionalventile 56, 58 mit den beiden vorstehend genannten Verbrauchern 52, 54 verbunden, um diese lastunabhängig anzuheben. Eine derartige hydraulische Antriebseinrichtung (gemäß der LUDV-Technik) ist aus dem Stand der Technik auch der vorliegenden Anmelderin hinlänglich bekannt, sodass an dieser Stelle auf eine detaillierte Beschreibung verzichtet werden kann. Im Fall des„Last Senkens" verbindet das entsprechend betätigte Proportinalventil 56, 58 die betreffenden Kolbenkammern des Doppelhubzylinders 52 oder des Parallelverbrauchers 54 mit der Rückführleitung 18, in welcher die Druckwaage 30 zwischengeschaltet sowie das Drosselelement 38 in der gemäß dem dritten Ausführungsbeispiel beschriebenen Art daran angeschlossen ist. Auf diese Weise wird je nach Betriebssituation Druckmittel zur Saugseite der Druckmittelpumpe 1 zurückgefördert, um die darin enthaltene Energie rückzugewinnen. Bezuqszeichenliste
1 Pumpen/Motor-Einheit
2 Motor
4 Zuführleitung
6 Ringkammer
8 Hubzylinder
10 Zulaufmessblende/Drossel
12 Ansaugleitung
14 Rückschlagventil
16 Kolbenkammer
18 Rückführleitung
20 Ablaufmessblende/Drossel
22 Rückschlagventil
24 Kurzschlussleitung
26 Rückschlagventil
28 Druckreduzierventil
30 Druckwaage
30a Entlastungspfad
30b Regelblende
32 Druckentlastungsleitung
34 Druckbegrenzungsventil
36 Druckspeicher
38 Drosselelement
40 Brückenleitung
42 Zusätzliches Rückschlagventil
44 Leckageleitung
46 Zwischenleitung
48 Drossel
50 Virtueller Verbraucher Doppelhubzylinder Parallelverbraucher Proportionalventile

Claims

Patentansprüche . Hydraulische Antriebseinrichtung mit Energie-Rückgewinnungsfunktion bestehend aus einer Druckmittelpumpe (1 ) zur Versorgung zumindest eines Verbrauchers (8) mit Druckmittel und einer Rückführleitung (18) zur Abfuhr des Druckmittels aus dem Verbraucher (8) dadurch gekennzeichnet, dass das abgeführte Druckmittel unter einem vorbestimmten oder vorbestimmbaren Rückgewinnungsdruck zur Saugseite der Druckmittelpumpe (1 ) rückgeführt wird.
2. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet dass die Rückführleitung (18) vom Verbraucher (8) kommt und in eine
Ansaugleitung (12) der Druckmittelpumpe (1) einmündet.
3. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 2, dadurch
gekennzeichnet, dass in der Ansaugleitung (12) zwischen der Einmündung der Rückführleitung (18) und einem Druckmitteltank ein Ventil, vorzugsweise ein Rückschlagventil (14) angeordnet ist, dass lediglich einen
Druckmittelstrom aus dem Tank zur Pumpe (1 ) zulässt.
4. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 2 oder 3, gekennzeichnet durch eine Druckwaage (30) in der Rückführleitung (18), die bei einem vorbestimmten oder vorbestimmbaren Abführdruck und vorzugsweise bei einer vorbestimmten oder vorbestimmbaren Druckdifferenz über einer vorgeschalteten Drossel (20) die Rückführleitung (18) öffnet.
5. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 4, gekennzeichnet durch ein Druckbegrenzungsventil (34), das in einer stromab zur Druckwaage (30) an die Rückführleitung (18) angeschlossenen Überdruckleitung (32) zwischengeschaltet ist und die Ausgangsseite der Druckwaage (30) auf den vorbestimmten oder vorbestimmbaren Rückgewinnungsdruck vorspannt.
6. Hydraulische Antriebseinrichtung nach einem der vorstehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch einen Druckspeicher (36), der vom Rückgewinnungs- Volumenstrom geladen wird.
7. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 6, dadurch
gekennzeichnet, dass der Druckspeicher (36) an die Saugseite der
Druckmittelpumpe (1 ) angeschlossen ist.
8. Hydraulische Antriebseinrichtung nach einem der vorstehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch ein Drosselelement (38), mittels dem eine
Druckmittelverbindung zwischen dem zumindest einen Verbraucher (8) und der Saugseite der Druckmittelpumpe (1 ) herstellbar ist.
9. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 8 in Verbindung mit
zumindest Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselelement (38) in einer Brückenleitung (40) zwischengeschaltet ist, welche die
Druckwaage (30) umgeht.
10. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 9, dadurch
gekennzeichnet, dass das Drosselelement (38) ein Proportionalventil ist, dessen eine Steuerseite von einem gedrosselten Ausgangsdruck der
Druckwaage (30) und dessen andere Steuerseite federvorgespannt sowie über eine zusätzliche Drossel (48) enthaltende Steuerleitung von einem Steuerdruck beaufschlagbar ist, der vom Ausgangsdruck des Drosselelements (38) und/oder vom bereits gedrosselten Ausgangsdruck der Druckwaage (30) abgegriffen wird.
11. Hydraulische Antriebsvorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckwaage (30) in einer die Rückführleitung (18) öffnenden Stellung die federvorgespannte Steuerseite des Drosselelements (38) druckentspannt und in einer die Rückführleitung (18) schließenden Steueraktivität den Steuerdruck an der federvorgespannten Steuerseite des Drosselelements (38) aufbaut.
12. Hydraulische Antriebseinrichtung nach einem der vorstehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch zumindest einen weiteren Verbraucher (50), der von der Druckmittelpumpe ( ) mit Druckmittel versorgt wird.
13. Hydraulische Antriebseinrichtung nach Anspruch 12, dadurch
gekennzeichnet, dass der weitere Verbraucher (50) ein Druckmittelspeicher oder eine Generatorpumpe ist.
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