WO2013120730A1 - Druckbegrenzungsventil und hydrostatischer fahrantrieb - Google Patents

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WO2013120730A1
WO2013120730A1 PCT/EP2013/052226 EP2013052226W WO2013120730A1 WO 2013120730 A1 WO2013120730 A1 WO 2013120730A1 EP 2013052226 W EP2013052226 W EP 2013052226W WO 2013120730 A1 WO2013120730 A1 WO 2013120730A1
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WO
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pressure
valve
chamber
pressure relief
nozzle
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PCT/EP2013/052226
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English (en)
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Inventor
Horst CAUAS
Rainer Stoelzer
Gero WANNER
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Application filed by Robert Bosch Gmbh filed Critical Robert Bosch Gmbh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K17/00—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves
    • F16K17/02—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side
    • F16K17/04—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded
    • F16K17/06—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded with special arrangements for adjusting the opening pressure
    • F16K17/065—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded with special arrangements for adjusting the opening pressure with differential piston
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4008—Control of circuit pressure
    • F16H61/4017—Control of high pressure, e.g. avoiding excess pressure by a relief valve

Definitions

  • the invention relates to a pressure relief valve with shock-free function with the features of claim and a running with such a pressure relief valve hydrostatic drive.
  • Conventional travel drives as described for example in DE 42 34 139 C2, DE 198 50 162 C1 and DE 103 03 487 B4, have a hydraulic motor which is supplied in an open circuit by a pump with pressure medium.
  • the direction of rotation of the hydraulic motor is predetermined by a directional control valve, via which in each case one of the two connections of the hydraulic motor to the pump and the other connection to the tank can be connected.
  • a brake valve is arranged, from which the outflow of pressure medium can be influenced by the hydraulic motor and which is adjusted by the pressure difference between the high pressure side and the low pressure side in a position in which the pressure medium in the direction of the directional valve set from Hydromotor can flow largely unthrottled.
  • the inflow of pressure medium from the pump to the hydraulic motor is not affected by the brake valve, as this inflow is via a bypass with a hydromotor-opening check valve.
  • the known traction drive is also designed with two pressure relief valves, via which the system pressure is limited to a maximum value. In particular, during braking, it may happen that the maximum set pressure is reached in the process and opens the associated pressure relief valve. If this opening is done quickly, so occur in the drive undesirable sudden pressure fluctuations and thus changes in the driving condition. In order to avoid this, in the case of a traction drive known from US Pat. No.
  • an attenuator is assigned to each of the pressure limiting valves, which is acted upon in one direction by the pressure at the inlet connection of the pressure limiting valve.
  • This pressure is tapped via two throttles, wherein the valve body of the pressure limiting valve is acted upon by the pressure between the two throttles in the closing direction.
  • the damping member is first displaced in the direction of a stop, so that there is a control oil flow through the two nozzles. By means of this control oil flow, the pressure effective in the closing direction is reduced so that the pressure relief valve opens at a comparatively low pressure.
  • the control oil flow via the nozzles approaches zero, so that the pressure at the inlet of the pressure limiting valve builds up in the control chamber acting in the closing direction.
  • the valve body is designed with a surface difference, so that in the opening direction only the surface difference corresponding force component acts - the pressure at which the valve opens, is thus significantly higher than at the beginning of the pressure limiting function (attenuator not yet stop). In this way, the pressure jumps explained in the introduction can be damped in the pressure limiting function.
  • a disadvantage of the known solution is that the damping in the same manner as during braking can also be effective when starting. With a long delay time in the event of deceleration, the starting process would also be delayed.
  • the present invention seeks to provide a pressure relief valve and running with such a pressure relief valve traction drive, which allow a reliable pressure limiting function with low device complexity.
  • This object is in view of the pressure relief valve by the features of claim 1 and in view of the hydrostatic drive through the Characteristics of the independent claim 8 solved.
  • the object with regard to a hydrostatic drive is thus achieved in that the pressure relief valve responds differently in different driving situations, for example when starting differently than when braking.
  • the pressure relief valve according to the invention is designed with shock-free function and has a pressure port and a low pressure port and a valve body, here called valve cone, which is biased by a spring and a control pressure in a pressure chamber in the direction of a closed position.
  • the pressure relief valve is designed with a Steuerolpfad that connects the input port to said pressure chamber and in which a first nozzle is arranged. Via a second nozzle, the Steuerolpfad extends into a damping chamber, which is limited in sections by a piston-like movable damping member.
  • control path extends beyond the damping chamber, in which region a valve element is provided, which blocks an outflow of control oil from the pressure chamber / damping chamber and in the opposite direction, i. in the direction of an inflow of control oil to the pressure chamber and / or the damping chamber permits.
  • the valve element has an inflow effective in the inflow direction, which determines the control oil flow to the damping chamber.
  • the structure of the Ventilelennentes is particularly simple when the valve body rests tightly in one direction on a seat and in the opposite direction auf Strukturt a flow cross-section forming the inflow nozzle.
  • the structure can be further simplified if the Zuströmdüse is designed as a groove on the valve body of the shuttle valve.
  • the first nozzle in the valve cone of the pressure relief valve and the second nozzle is formed in a bush in which the valve plug is guided.
  • the attenuator is an annular piston which is guided on the aforementioned socket.
  • the valve element can be designed with two mounting housing parts, between which the valve body is received.
  • the traction drive according to the invention has a hydraulic motor, which can be supplied by a pump preferably via a direction of travel directional valve with pressure medium and whose respective sequence is connected to a tank.
  • the traction drive further has a brake valve, which is bypassed by a bypass with a check valve opening to the hydraulic motor, from the inlet pressure upstream of the check valve in an open position can be brought and throttles the flow of pressure fluid from the hydraulic motor to the tank during braking.
  • the drive has at least one pressure relief valve, preferably two pressure relief valves, according to one of the preceding claims, wherein a Steuerolpfad from a line section upstream of the check valve leads to the damping chamber and in this Steuerolpfad a valve element is provided, which is a flow of control oil from the damping chamber and / or the pressure chamber blocks or at least throttles and preferably throttled in the opposite direction.
  • the traction drive is designed with a hydraulic motor that can be operated in two stages.
  • the traction drive can also be designed with a mechanical brake that can be released via a brake release piston.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a hydrostatic drive according to the invention and FIG. 2 shows a concrete embodiment of a pressure limiting valve of the travel drive from FIG. 1.
  • the hydrostatic drive 1 is designed as an open hydraulic circuit, wherein pressure medium from a pump 2 is supplied to a hydraulic motor 4 and flows from this to a tank T.
  • An output shaft 6 of the hydraulic motor is in operative connection with an axle or a wheel of a mobile working device, for example an excavator.
  • a control block 8 is grown, in which a brake valve 10, two pressure relief valves 12, 14 and a control valve 16 are arranged. About the latter, the displacement of the hydraulic motor 4 can be adjusted.
  • the displacement volume is stepwise adjustable in two stages (v gmax and v gmin ).
  • the traction drive is further designed with a mechanical brake, which engages when braking and can be brought out of braking engagement via a brake release piston 22.
  • the direction of rotation of the hydraulic motor 4 is adjusted via a directional control valve 24, which is hydraulically adjustable by means of a control pressure difference in the illustrated embodiment.
  • the directional control valve 24 In its illustrated basic position, the directional control valve 24 connects two working ports A, B of the control block 8 with the tank T, wherein a biasing valve 26 is disposed in a tank line. In this basic position connects the directional control valve 24 further includes a connected to a pressure port of the pump 2 pressure line 28 to the tank T.
  • the directional control valve 24 is designed as a proportionally adjustable valve.
  • the pressure medium volumetric flow provided by the pump 2 is directed in the direction of the port A, the outflowing pressure fluid flows via the working port B of the control block 8 to the tank T.
  • the output of the pump 2 is connected to the port B in a corresponding manner, while the hydraulic fluid flowing out of the hydraulic motor 4 flows back through the port A of the control block 8 to the tank T.
  • the two ports A, B are each connected via a channel 28, 30 with terminals of the designed as a 5/3-way valve brake valve 10. These connections are designated by the reference symbol P, T, although the tank connection T can also act as an inlet connection and the connection P as an outlet connection.
  • the brake valve 10 has three more ports A, B and BR. It is designed as a continuously variable 5/3-way valve and is biased via a Zentrierfederan emblem in its illustrated basic position in which the ports A, B are shut off leak-free with respect to the terminals T, P, a pressure medium flow in the opposite direction, however, is allowed. The connection BR is blocked.
  • two check valve 1 1 are integrated, which allow in any position of the brake valve, a pressure medium flow from the pump via the directional control valve to the hydraulic motor. With the check valves so the actual variable flow area of the brake valve is bypassed in the one flow direction.
  • one non-return valve always allows a flow of pressure medium from connection P to connection A, and the other non-return valve permits a flow of pressure medium from connection T to connection B of the brake valve.
  • the check valves 1 1 can also be designed as separate valves without integration into the brake valve.
  • the frontal control surfaces of the brake valve are in a conventional manner (see above-mentioned prior art) by the pressure in the channel 28 in the direction of a position (a) and by the pressure in channel 30 in the direction of a position (b) beauf- beat.
  • the tap is in each case via damping throttles 32, 34, which are arranged in a control line 36, 38, via which said end faces are connected to the associated channel 28 and 30 respectively.
  • the brake valve 10 When supplying pressure medium to the channel 28, the brake valve 10 is adjusted in a corresponding manner in the direction of a position (a), so that the channel 30 is connected to the connection B acting as a drain connection.
  • the channel 28 is independent of the position of the brake valve via a check valve 1 1 connected to the terminal A.
  • the brake port BR is connected to the in the considered case (for example, forward drive and no overrun) the high-pressure channel leading 28, so that the brake release piston 22 is acted upon via a brake line 40 to the high pressure in the channel 28, so that a brake shoe 42 against the force of a brake spring 44 is brought out of braking engagement.
  • the spring chamber behind the brake release piston 22 is connected to a leakage connection L of the hydraulic motor 4, which in turn is connected via a leakage line 46 to a tank connection T of the control block 8.
  • each working lines 48, 50 are connected, leading to the corresponding terminals of the hydraulic motor 4.
  • the pressure in these working lines 48, 50 is limited by said pressure limiting valves 12, 14, which open a pressure medium flow path to the respective low pressure side in the pressure limiting function.
  • the input of the pressure relief valves is connected via a pressure line 52 or 54 with the respective working line 50, 48.
  • the output of the pressure limiting valves is then connected via discharge lines 56, 58 to the pressure line 52, 54 of the respective other pressure limiting valve 12, 14.
  • the higher of the pressures in the working lines 48, 50 is tapped via a shuttle valve 60 and guided to the pressure input P of the control valve 16. This is biased by a spring and by the pressure in the brake line 40 in the direction of a basic position (a), in which a cylinder chamber 62 of the actuating cylinder 18 is connected via a connection T of the control valve 16 with the leakage line 46.
  • the control valve 16 designed as a switching valve can be adjusted by a control pressure X into a position (b).
  • the pressure limiting valve 12 is described by way of example in FIG. This is designed as a poppet valve, wherein a poppet 68 is biased against a seat 70 of a seat sleeve 72, which forms a housing of the pressure relief valve 12 together with a sleeve 74 in which the poppet 68 is guided.
  • the valve cone 68 is acted upon by a spring 76 in the closing direction, which acts on the one hand via a spring plate 78 on the valve cone 68 and on the other hand supported on a cap 80 which is screwed into the control block 8.
  • the socket 74 dives with its right in Figure 2 end portion in a receptacle of the cap 80 so that the socket 74 and the seat sleeve 72 are fixed via the cap 80 in a stepped bore 82 of the block 8.
  • the pressure in the pressure line 54 acts in the opening direction on the limited by the seat 70 face portion of the valve cone 68.
  • the drain line 56 is formed radially to the stepped bore 82.
  • the sleeve 74 and the cap 80 together form a pressure chamber 84, which also receives the spring 76 as a spring chamber.
  • This pressure chamber 84 is acted upon via an axial bore 86 with a first nozzle 87 and a nozzle 88 in the spring plate 78 with the pressure at the inlet of the pressure relief valve 12, ie in the static case with the pressure prevailing in the pressure line 54.
  • the diameter of the seat 70 is slightly larger than the diameter with which the poppet is guided in the sleeve 74, so that an annular surface remains, with respect to the valve cone in the static case against the pressure prevailing in the line 54 is not pressure balanced.
  • a second nozzle 89 is formed in the radial direction, via which the pressure chamber 84 is connected to a damping chamber 90, in which an attenuator, in the present case an annular piston 92 is guided.
  • the volume of the damping chamber 90 is minimal in the illustrated position of the annular piston 92. Its right end face in FIG. 2 is acted upon by the pressure at the outlet of the second nozzle 89. On the left in Figure 2 end face, the pressure acts on the drain line 56, since the damping chamber 90 is connected via a wide annular gap 92 with the drain line 56.
  • the damping chamber 90 further opens a damping channel 93, in which a valve element 94 is arranged.
  • valve body 96 which has two cones 98, 100, which each have a valve seat 102, 104 associated. These two valve seats are formed in housing parts 107, 108, which are screwed into the damping channel 93. This opens into the control line 36, as can be seen also from FIG.
  • the damping chamber 90 of the pressure relief valve 12 or the pressure relief valve 14 on the one hand from the line located downstream of the brake valve line 48 and 50 via the nozzles 87 and 88 and the other via the Zuströmdüse 106th from the line 30 located upstream of the brake valve 10.
  • the pressure chamber 84 is a through the cross sections of the nozzles 87, 88 and 89 certain pressure. Then the pressure in the damping chamber 90 and thus also in the pressure chamber 84 increases. The time until the beginning of the pressure build-up and the pressure build-up itself can be determined via the nozzle cross-sections.
  • the annular piston of the respective other pressure limiting valve is pressurized by the respective other working line 50 or 48 forth on the opposite side of the damping chamber 90 and is in the position shown in Figure 2. Increases now because of overrun the pressure in the working line 50 and 48, then flows to the damping chamber 90 of the other pressure relief valve 14 or 12 pressure medium only from this working line via the nozzles 87, 88 and 89. The nozzle 106 is ineffective due to the remindtschventilfuntkion the valve member 94.
  • the abovementioned primary pressure is switched to the damping element during start-up, while this primary pressure is switched off during deceleration via the non-return valve formed by the cone 96 and the valve seat 104 of the valve element 94.
  • mixed variants are also conceivable in which a nozzle with a comparatively small cross-section is also formed on the cone 98.
  • a pressure relief valve with shock-free function and designed with such a pressure relief valve traction drive, wherein the pressure relief valve is associated with a damping element whose damping characteristic is different depending on the operating condition.

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Abstract

Offenbart sind ein Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion und ein mit einem derartigen Druckbegrenzungsventil ausgeführter hydrostatischer Fahrantrieb, wobei dem Druckbegrenzungsventil ein Dämpfungselement zugeordnet ist, dessen Dämpfungscharakteristik in Abhängigkeit vom Betriebszustand unterschiedlich ist.

Description

Druckbegrenzungsventil und hydrostatischer Fahrantrieb Beschreibung
Die Erfindung betrifft ein Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion mit den Merkmalen des Patentanspruches und einen mit einem derartigen Druckbegrenzungsventil ausgeführten hydrostatischen Fahrantrieb.
Herkömmliche Fahrantriebe, wie sie beispielsweise in der DE 42 34 139 C2, der DE 198 50 162 C1 und der DE 103 03 487 B4 beschrieben sind, haben einen Hydromotor, der in einem offenen Kreislauf von einer Pumpe mit Druckmittel versorgt wird. Die Drehrichtung des Hydromotors wird durch ein Fahrtrichtungsventil vorgegeben, über das jeweils einer der beiden Anschlüsse des Hydromotors mit der Pumpe und der andere Anschluss mit dem Tank verbindbar sind.
Zwischen dem Fahrtrichtungsventil und dem Hydromotor ist ein Bremsventil angeordnet, von dem der Abfluss von Druckmittel vom Hydromotor beeinflusst werden kann und das von der Druckdifferenz zwischen der Hochdruckseite und der Niederdruckseite in eine Position verstellt wird, in der das Druckmittel in der am Fahrtrichtungsventil eingestellten Richtung vom Hydromotor weitgehende ungedrosselt wegströmen kann. Der Zustrom von Druckmittel von der Pumpe zum Hydromotor wird durch das Bremsventil nicht beeinflusst, da dieser Zufluss über einen Bypass mit einem zum Hydromotor hin öffnenden Rückschlagventil erfolgt. Im Schubbetrieb fällt der Druck auf der Hochdruckseite ab, so dass das das Bremsventil in Richtung seiner Neutralstellung verstellt wird und den Ablauf von Druckmittel vom Hydromotor zum Tank androsselt oder ganz absperrt, so dass der Hydromotor durch den sich im Ablauf aufbauenden Druck abgebremst wird und somit die Bremswirkung einer zusätzlichen mechanischen Bremse unterstützt wird. Der bekannte Fahrantrieb ist des Weiteren noch mit zwei Druckbegrenzungsventilen ausgeführt, über die der Systemdruck auf einen Maximalwert begrenzt ist. Insbesondere beim Abbremsen kann es vorkommen, dass im Ablauf der maximal eingestellte Druck erreicht wird und das zugeordnete Druckbegrenzungsventil öffnet. Erfolgt dieses Öffnen erfolgt schnell, so treten im Fahrantrieb unerwünschte schlagartige Druckschwankungen und somit Änderungen des Fahrzustandes auf. Um dies zu vermeiden, ist bei einem aus der US 5,335,495 A bekannten Fahrantrieb den Druckbegrenzungsventilen jeweils ein Dämpfungsglied zugeordnet ist, das in einer Richtung vom Druck am Eingangsanschluss des Druckbegrenzungsventils beaufschlagt ist. Dieser Druck wird über zwei Drosseln abgegriffen, wobei der Ventilkörper des Druckbegrenzungsventils vom Druck zwischen den beiden Drosseln in Schließrichtung beaufschlagt ist. Bei einem Druckaufbau am Eingang des Druckbegrenzungsventils wird zunächst das Dämpfungsglied in Richtung auf einen Anschlag verschoben, so dass eine Steuerölströmung über die beiden Düsen vorliegt. Durch diese Steuerölströ- mung ist der in Schließrichtung wirksame Druck verringert, so dass das Druckbegrenzungsventil bei einem vergleichsweise niedrigen Druck öffnet. Bei Auflaufen des Dämpfungsglieds auf den Anschlag geht die Steuerölströmung über die Düsen gegen Null, so dass sich in dem in Schließrichtung wirksamen Steuerraum der Druck am Eingang des Druckbegrenzungsventils aufbaut. Der Ventilkörper ist mit einer Flächendifferenz ausgeführt, so dass in Öffnungsrichtung nur noch die der Flächendifferenz entsprechende Kraftkomponente wirkt - der Druck, bei dem das Ventil öffnet, ist somit deutlich höher als zu Beginn der Druckbegrenzungsfunktion (Dämpfungsglied noch nicht am Anschlag). Auf diese Weise können die eingangs erläuterten Drucksprünge in der Druckbegrenzungsfunktion gedämpft werden.
Unter Umständen soll die Verzögerungszeit beim Abbremsen recht lange sein.
Nachteilig bei der bekannten Lösung ist, dass die Dämpfung in derselben Weise wie beim Abbremsen auch beim Anfahren wirksam werden kann. Bei einer langen Verzögerungszeit im Falle des Abbremsen wäre auch der Anfahrvorgang verzögert.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Druckbegrenzungsventil und einen mit einem derartigen Druckbegrenzungsventil ausgeführten Fahrantrieb zu schaffen, die eine zuverlässige Druckbegrenzungsfunktion mit geringem vorrichtungstechnischen Aufwand ermöglichen.
Diese Aufgabe wird im Hinblick auf das Druckbegrenzungsventil durch die Merkmale des Patentanspruches 1 und im Hinblick auf den hydrostatischen Fahrantrieb durch die Merkmale des nebengeordneten Patentanspruches 8 gelöst. Im Grundsatz ist die Aufgabe im Hinblick auf einen hydrostatischen Fahrantrieb also dadurch gelöst, dass das Druckbegrenzungsventil in unterschiedlichen Fahrsituationen unterschiedlich anspricht, zum Beispiel beim Anfahren anders als beim Bremsen.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Das erfindungsgemäße Druckbegrenzungsventil ist mit Shockless-Funktion ausgeführt und hat einen Druckanschluss und einen Niederdruckanschluss sowie einen Ventilkörper, hier Ventilkegel genannt, der über eine Feder und einen Steuerdruck in einem Druckraum in Richtung einer Schließstellung vorgespannt ist. Das Druckbegrenzungsventil ist mit einem Steuerolpfad ausgeführt, der den Eingangsanschluss mit dem besagten Druckraum verbindet und in dem eine erste Düse angeordnet ist. Über eine zweite Düse erstreckt sich der Steuerolpfad in einen Dämpfungsraum, der abschnittsweise von einem kolbenartigen beweglichen Dämpfungsglied begrenzt ist. Der Steuerolpfad erstreckt sich erfindungsgemäß über den Dämpfungsraum hinaus, wobei in diesen Bereich ein Ventilelement vorgesehen ist, das ein Abströmen von Steueröl aus dem Druckraum/Dämpfungsraum sperrt und in Gegenrichtung, d.h. in Richtung eines Zuströmens von Steueröl zum Druckraum und/oder zum Dämpfungsraum zulässt.
Durch das Absperren des Steuerölströmungspfades stromabwärts des Dämpfungsraums wird beim Bremsen die gleiche Funktion wie beim eingangs beschriebenen Stand der Technik ermöglicht. Beispielsweise beim Anfahren kann Steueröl über den weiteren Steuerolpfad in den Dämpfungsraum und /oder den Druckraum einströmen, so dass das Dämpfungsverhalten beim Anfahrvorgang anders als beim Abbremsen gestaltet werden kann, zum Beispiel nahezu ungedämpft ohne wesentliche Verzögerung erfolgen kann.
Bei einem Ausführungsbeispiel der Erfindung hat das Ventilelement eine in Zuströmrichtung wirksame Zuströmdüse, die den Steuerölzustrom zum Dämpfungsraum bestimmt. Der Aufbau des Ventilelennentes ist besonders einfach, wenn dessen Ventilkörper in der einen Richtung dicht auf einem Sitz aufliegt und in Gegenrichtung einen die Zuströmdüse bildenden Strömungsquerschnitt aufsteuert.
Der Aufbau lässt sich weiter vereinfachen, wenn die Zuströmdüse als Nut am Ventilkörper des Wechselventils ausgeführt ist.
Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel des Druckbegrenzungsventils ist die erste Düse im Ventilkegel des Druckbegrenzungsventils und die zweite Düse in einer Buchse ausgebildet, in der der Ventilkegel geführt ist.
Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung ist das Dämpfungsglied ein Ringkolben, der auf der vorgenannten Buchse geführt ist.
Das Ventilelement kann mit zwei Einbaugehäuseteilen ausgeführt werden, zwischen denen der Ventilkörper aufgenommen ist.
Der erfindungsgemäße Fahrantrieb hat einen Hydromotor, der von einer Pumpe vorzugsweise über ein Fahrtrichtungsrichtungsventil mit Druckmittel versorgbar ist und dessen jeweiliger Ablauf mit einem Tank verbunden ist. Der Fahrantrieb hat des Weiteren ein Bremsventil, das von einem Bypass mit einem zum Hydromotor öffnenden Rückschlagventil umgangen ist, vom Zulaufdruck stromauf des Rückschlagventils in eine Öffnungsstellung bringbar ist und beim Bremsen den Ablauf von Druckmittel vom Hydromotor zum Tank androsselt. Des Weiteren hat der Fahrantrieb mindestens ein Druckbegrenzungsventil, vorzugsweise zwei Druckbegrenzungsventile, nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei ein Steuerolpfad von einem Leitungsabschnitt stromauf des Rückschlagventils zum Dämpfungsraum führt und in diesem Steuerolpfad ein Ventilelement vorgesehen ist, das ein Abströmen von Steueröl aus dem Dämpfungsraum und/oder dem Druckraum sperrt oder zumindest drosselt und in Gegenrichtung vorzugsweise auch gedrosselt zulässt.
Bei einem Ausführungsbeispiel ist der Fahrantrieb mit einem Hydromotor ausgeführt, der in zwei Stufen betreibbar ist. Der Fahrantrieb kann zusätzlich mit einer mechanischen Bremse ausgeführt sein, die über einen Bremslüftungskolben gelöst werden kann.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventils und eines erfindungsgemäßen hydrostatischen Fahrantriebs werden im Folgenden anhand der Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen
Figur 1 einen Schaltplan eines erfindungsgemäßen hydrostatischen Fahrantriebs und Figur 2 eine konkrete Ausführung eines Druckbegrenzungsventils des Fahrantriebs aus Figur 1 .
Gemäß Figur 1 ist der hydrostatische Fahrantrieb 1 als offener hydraulischer Kreislauf ausgeführt, wobei Druckmittel von einer Pumpe 2 einem Hydromotor 4 zugeführt wird und von diesem zu einem Tank T abströmt. Eine Abtriebswelle 6 des Hydromotors steht mit einer Achse oder einem Rad eines mobilen Arbeitsgeräts, beispielsweise eines Baggers, in Wirkverbindung. An den Hydromotor 4 ist ein Steuerblock 8 angebaut, in dem ein Bremsventil 10, zwei Druckbegrenzungsventile 12, 14 und ein Stellventil 16 angeordnet sind. Über letzteres kann das Schluckvolumen des Hydromotors 4 verstellt werden. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Schluckvolumen stufenartig in zwei Stufen (vgmax und vgmin) verstellbar. Die Verstellung des beispielsweise als Axialkolbenmaschine in Schrägscheibenbauweise ausgeführten Hydromotors 4 erfolgt über einen Stellzylinder 18, über den der Schwenkwinkel einer Schrägscheibe verstellt wird. Der Fahrantrieb ist des Weiteren mit einer mechanischen Bremse ausgeführt, die beim Bremsen einrückt und über einen Bremslüftkolben 22 außer Bremseingriff gebracht werden kann.
Die Drehrichtung des Hydromotors 4 wird über ein Fahrtrichtungsventil 24 eingestellt, das beim dargestellten Ausführungsbeispiel hydraulisch mittels einer Steuerdruckdifferenz verstellbar ist. In seiner dargestellten Grundposition verbindet das Fahrtrichtungsventil 24 zwei Arbeitsanschlüsse A, B des Steuerblocks 8 mit dem Tank T, wobei in einer Tankleitung ein Vorspannventil 26 angeordnet ist. In dieser Grundstellung verbindet das Fahrtrichtungsventil 24 des Weiteren eine an einen Druckanschluss der Pumpe 2 angeschlossene Druckleitung 28 mit dem Tank T.
Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Fahrtrichtungsventil 24 als proportional verstellbares Ventil ausgeführt. Bei einer Verstellung in Richtung einer Stellung (a) wird der von der Pumpe 2 bereit gestellte Druckmittelvolumenstrom in Richtung zum Anschluss A geleitet, das abströmende Druckmittel strömt über den Arbeitsanschluss B des Steuerblocks 8 zum Tank T ab. Bei Verstellung des Fahrtrichtungsventils 24 in Richtung einer Stellung (b) wird in entsprechender Weise der Ausgang der Pumpe 2 mit dem Anschluss B verbunden, während das vom Hydromotor 4 abströmende Druckmittel über den Anschluss A des Steuerblocks 8 zum Tank T zurückströmt.
Die beiden Anschlüsse A, B sind jeweils über einen Kanal 28, 30 mit Anschlüssen des als 5/3-Wegeventil ausgeführten Bremsventils 10 verbunden. Diese Anschlüsse sind mit dem Bezugszeichen P, T bezeichnet, wobei allerdings der Tankanschluss T auch als Zulaufanschluss und der Anschluss P als Ablaufanschluss wirken kann. Das Bremsventil 10 hat drei weitere Anschlüsse A, B und BR. Es ist als stetig verstellbares 5/3- Wegeventil ausgeführt und ist über eine Zentrierfederanordnung in seine dargestellte Grundposition vorgespannt, in der die Anschlüsse A, B gegenüber den Anschlüssen T, P leckagefrei abgesperrt sind, eine Druckmittelströmung in Gegenrichtung jedoch zugelassen wird. Der Anschluss BR ist abgesperrt. In das Bremsventil 10 sind zwei Rückschlagventil 1 1 integriert, die in jeder Stellung des Bremsventils einen Druckmittelfluss von der Pumpe über das Fahrtrichtungsventil zum Hydromotor zulassen. Mit den Rückschlagventilen ist also der eigentliche veränderbare Durchflussquerschnitt des Bremsventils in die eine Flussrichtung umgangen. Gemäß dem Schaltbild nach Figur 1 lässt das eine Rückschlagventil immer einen Druckmittelfluss vom Anschluss P zum Anschluss A und das andere Rückschlagventil einen Druckmittelfluss vom Anschluss T zum Anschluss B des Bremsventils zu. Die Rückschlagventile 1 1 können auch als separate Ventile ohne Integration in das Bremsventil ausgebildet sein.
Die stirnseitigen Steuerflächen des Bremsventils sind in an sich bekannter Weise (siehe eingangs genannten Stand der Technik) durch den Druck im Kanal 28 in Richtung einer Stellung (a) und durch den Druck in Kanal 30 in Richtung einer Stellung (b) beauf- schlagt. Der Abgriff erfolgt dabei jeweils über Dämpfungsdrosseln 32, 34, die in einer Steuerleitung 36, 38 angeordnet sind, über die die genannten Stirnflächen mit dem zugeordneten Kanal 28 bzw. 30 verbunden sind.
Bei Druckmittelzufuhr zum Kanal 28 wird in entsprechender Weise das Bremsventil 10 in Richtung einer Stellung (a) verstellt, so dass der Kanal 30 mit dem als Ablaufan- schluss wirkenden Anschluss B verbunden ist. Der Kanal 28 ist unabhängig von der Stellung des Bremsventils über ein Rückschlagventil 1 1 mit dem Anschluss A verbunden. Des Weiteren ist der Bremsanschluss BR mit dem im betrachteten Fall (zum Beispiel Vorwärtsfahrt und kein Schubbetrieb) den Hochdruck führenden Kanal 28 verbunden, so dass der Bremslüftkolben 22 über eine Bremsleitung 40 mit dem Hochdruck im Kanal 28 beaufschlagt ist, so dass ein Bremsbacken 42 gegen die Kraft einer Bremsfeder 44 außer Bremseingriff gebracht wird. Der Federraum hinter dem Bremslüftkolben 22 ist mit einem Leckageanschluss L des Hydromotors 4 verbunden, der seinerseits über eine Leckageleitung 46 mit einem Tankanschluss T des Steuerblocks 8 verbunden ist.
An die Arbeitsanschlüsse A, B des Bremsventils 10 sind jeweils Arbeitsleitungen 48, 50 angeschlossen, die zu den entsprechenden Anschlüssen des Hydromotors 4 führen. Der Druck in diesen Arbeitsleitungen 48, 50 wird über die genannten Druckbegrenzungsventile 12, 14 begrenzt, wobei diese in der Druckbegrenzungsfunktion einen Druckmittelströmungspfad zur jeweiligen Niederdruckseite öffnen. Der Eingang der Druckbegrenzungsventile ist über eine Druckleitung 52 bzw. 54 mit der jeweiligen Arbeitsleitung 50, 48 verbunden. Der Ausgang der Druckbegrenzungsventile ist dann über Ablaufleitungen 56, 58 mit der Druckleitung 52, 54 des jeweils anderen Druckbegrenzungsventils 12, 14 verbunden.
Der höhere der Drücke in den Arbeitsleitungen 48, 50 wird über ein Wechselventil 60 abgegriffen und zum Druckeingang P des Stellventils 16 geführt. Dieses ist über eine Feder und durch den Druck in der Bremsleitung 40 in Richtung einer Grundposition (a) vorgespannt, in der ein Zylinderraum 62 des Stellzylinders 18 über einen Anschluss T des Stellventils 16 mit der Leckageleitung 46 verbunden ist. Das als Schaltventil ausgeführte Stellventil 16 kann durch einen Steuerdruck X in eine Position (b) verstellt wer- den, in der der Ausgangsanschluss des Wechselventils 60 über den Anschluss P des Stellventils 16 mit einem Ausgangsanschluss A des Stellventils 16 verbunden ist, so dass im Zylinderraum 62 der Hochdruck wirkt und der Hydromotor 4 in Richtung seines minimalen Schluckvolumens (Schwenkwinkel minimal) verstellt wird. In der Schaltstellung (a) des Stellventils 16 ist der Hydromotor 4 auf sein maximales Schluckvolumen verstellt. In der den Ausgangsanschluss A des Stellventils 16 mit dem Druckraum 62 verbindenden Stellleitung 64 ist ein Drossel-Rückschlagventil 66 vorgesehen.
Der konstruktive Aufbau der Druckbegrenzungsventile 12, 14 wird anhand Figur 2 erläutert. Da der Aufbau beider Ventile identisch ist, wird in Figur 2 beispielhaft das Druckbegrenzungsventil 12 beschrieben. Dieses ist als Sitzventil ausgeführt, wobei ein Ventilkegel 68 gegen einen Sitz 70 einer Sitzbuchse 72 vorgespannt ist, die gemeinsam mit einer Buchse 74, in der der Ventilkegel 68 geführt ist, ein Gehäuse des Druckbegrenzungsventils 12 bildet. Der Ventilkegel 68 ist über eine Feder 76 in Schließrichtung beaufschlagt, die einerseits über einen Federteller 78 am Ventilkegel 68 angreift und andererseits an einer Kappe 80 abgestützt ist, die in den Steuerblock 8 eingeschraubt ist. Die Buchse 74 taucht mit ihrem in Figur 2 rechten Endabschnitt in eine Aufnahme der Kappe 80 ein, so dass die Buchse 74 und die Sitzbuchse 72 über die Kappe 80 in einer Stufenbohrung 82 des Blocks 8 festgelegt sind.
Der Druck in der Druckleitung 54 wirkt in Öffnungsrichtung auf den vom Sitz 70 begrenzten Stirnflächenabschnitt des Ventilkegels 68. Die Ablaufleitung 56 ist radial zur Stufenbohrung 82 ausgebildet.
Die Buchse 74 und die Kappe 80 bilden gemeinsam einen Druckraum 84, der als Federraum auch die Feder 76 aufnimmt. Dieser Druckraum 84 ist über eine Axialbohrung 86 mit einer ersten Düse 87 und über eine Düse 88 im Federteller 78 mit dem Druck am Eingang des Druckbegrenzungsventils 12, im statischen Fall also mit dem Druck beaufschlagt, der in der Druckleitung 54 herrscht. Der Durchmesser des Sitzes 70 ist etwas größer als der Durchmesser, mit der der Ventilkegel in der Buchse 74 geführt ist, so dass eine Ringfläche verbleibt, bezüglich der der Ventilkegel im statischen Fall gegenüber dem in der Leitung 54 herrschenden Druck nicht druckausgeglichen ist. In Figur 1 sind die beiden Düsen 87 und 88 aus Figur 2 zu einer einzigen Düse 88 zusammenge- fasst. Für die prinzipielle Funktionsweise ist nämlich nur eine Düse zwischen dem Eingang des Druckbegrenzungsventils und dem Druckraum 84 notwendig. Aufgrund der in Figur 2 ersichtlichen beiden Düsen 87 und 88 herrscht bei Druckmittelfluss in dem Raum zwischen dem Ventilkegel und dem Federteller ein Zwischendruck, was für das Zusammenspiel von Ventilkegel 68, Federteller 78 und Feder 76 von Vorteil ist.
In dem Ringmantel der Buchse 74 ist eine zweite Düse 89 in Radialrichtung ausgebildet, über die der Druckraum 84 mit einem Dämpfungsraum 90 verbunden ist, in dem ein Dämpfungsglied, im vorliegenden Fall ein Ringkolben 92 geführt ist. Das Volumen des Dämpfungsraums 90 ist in der dargestellten Position des Ringkolbens 92 minimal. Dessen in Figur 2 rechte Stirnfläche ist mit dem Druck am Ausgang der zweiten Düse 89 beaufschlagt. Auf die in Figur 2 linke Stirnfläche wirkt der Druck an der Ablaufleitung 56, da der Dämpfungsraum 90 über einen breiten Ringspalt 92 mit der Ablaufleitung 56 verbunden ist. Im Dämpfungsraum 90 mündet des Weiteren ein Dämpfungskanal 93, in dem ein Ventilelement 94 angeordnet ist. Dieses hat einen Ventilkörper 96, der zwei Kegel 98, 100 hat, denen jeweils ein Ventilsitz 102, 104 zugeordnet ist. Diese beiden Ventilsitze sind in Gehäuseteilen 107, 108 ausgebildet, die in den Dämpfungskanal 93 eingeschraubt sind. Dieser mündet in der Steuerleitung 36, wie auch aus Figur 1 ersichtlich ist.
In dem Kegel 100, der in der vorbeschriebenen Dämpfungsfunktion vom zugeordneten Ventilsitz 102 abgehoben ist, ist eine als Nut ausgeführte Zuströmdüse 106 ausgebildet, die sich zum Dämpfungskanal 93 hin öffnet und die auch bei auf dem Ventilsitz 102 aufsitzenden Kegel 100 einen Steuerölvolumenstrom von der Steuerleitung 36 zum Dämpfungskanal 93 und somit in den Dämpfungsraum 90 zulässt. In dem anderen Kegel 98 befindet sich keine Nut. Das Ventilelement 94 hat also in die eine Richtung die Funktion einer Düse und in die andere Richtung die Funktion eines Rückschlagventils.
Je nach Stellung des Fahrtrichtungsventils 24 kann also beim Fahren mit positiver Last (kein Schubbetrieb) dem Dämpfungsraum 90 des Druckbegrenzungsventils 12 oder des Druckbegrenzungsventils 14 einerseits von der stromab des Bremsventil befindlichen Leitung 48 beziehungsweise 50 über die Düsen 87 und 88 und andererseits über die Zuströmdüse 106 aus der stromauf des Bremsventils 10 befindlichen Leitung 30 bezie- hungsweise 28 Druckmittel zufließen, bis der Ringkolben 92 aus der in Figur 2 gezeigten Stellung bis zum anderen Ende des Ringraums gewandert ist. Währenddessen steht im Druckraum 84 ein durch die Querschnitte der Düsen 87, 88 und 89 bestimmter Druck an. Dann steigt der Druck im Dämpfungsraum 90 und damit auch im Druckraum 84 an. Die Zeit bis zu Beginn des Druckaufbaus und der Druckaufbau selbst können dabei über die Düsenquerschnitte bestimmt werden.
Der Ringkolben des jeweils anderen Druckbegrenzungsventils ist von der jeweils anderen Arbeitsleitung 50 beziehungsweise 48 her an der dem Dämpfungsraum 90 gegenüberliegenden Seite mit Druck beaufschlagt und befindet sich in der in Figur 2 gezeigten Stellung. Steigt nun wegen Schubbetrieb der Druck in der Arbeitsleitung 50 beziehungsweise 48 an, so fließt dem Dämpfungsraum 90 des anderen Druckbegrenzungsventils 14 beziehungsweise 12 Druckmittel nur aus dieser Arbeitsleitung über die düsen 87, 88 und 89 zu. Die Düse 106 ist wegen der Rückschlagventilfuntkion des Ventilselements 94 unwirksam.
Bei der erfindungsgemäße Lösung wird somit beim Anfahren der vorgenannte Primärdruck auf das Dämpfungselement geschaltet, während dieser Primärdruck beim Abbremsen über das durch den Kegel 96 und den Ventilsitz 104 des Ventilelements 94 gebildeten Rückschlagventil weggeschaltet ist. Prinzipiell sind auch Mischvarianten vorstellbar, bei der auch am Kegel 98 eine Düse mit vergleichsweise geringem Querschnitt ausgebildet ist. Insgesamt sind somit bei einem erfindungsgemäßen hydrostatischen Fahrantrieb und mit Hilfe eines erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventils dass das Bremsverhalten und das Anfahrverhalten (weich/hart; schnell/langsam) individuell an den jeweiligen Fahrzeugtyp anpassbar.
Offenbart sind ein Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion und ein mit einem derartigen Druckbegrenzungsventil ausgeführter Fahrantrieb, wobei dem Druckbegrenzungsventil ein Dämpfungselement zugeordnet ist, dessen Dämpfungscharakteristik in Abhängigkeit vom Betriebszustand unterschiedlich ist.

Claims

Patentansprüche
1 . Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion, mit einem Druckan- schluss und einem Niederdruckanschluss sowie einem Ventilkegel (68), der über eine Feder (76) und einen Steuerdruck in einem Druckraum (84) in Schließstellung vorgespannt ist und mit einem Steuerolpfad, der den Eingangsanschluss mit dem Druckraum (84) verbindet und in dem eine erste Düse (87, 88) angeordnet ist und der über eine zweite Düse (89) mit einem Dämpfungsraum (90) verbunden ist, der von einem kolbenartigen beweglichen Dämpfungsglied (92) begrenzt ist, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Steuerolpfad über den Dämpfungsraum (90) hinaus erstreckt und in diesem Bereich ein Ventilelement (94) vorgesehen ist, das ein Abströmen von Steueröl aus dem Dämpfungsraum (90) und/oder dem Druckraum (84) sperrt oder zumindest drosselt und in Gegenrichtung vorzugsweise auch gedrosselt zulässt.
2. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 1 , wobei das Ventilelement eine in Gegenrichtung wirksame Zuströmdüse (106) hat.
3. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 1 oder 2, wobei das Ventilelement (94) einen beweglichen Ventilkörper (96) aufweist, der in der einen Richtung nach Art eines Rückschlagventils auf einem Sitz (104) aufliegt und in Gegenrichtung einen die Zuströmdüse (106) bildenden Strömungsquerschnitt hat.
4. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 3, wobei die Zuströmdüse (106) als Nut am Ventilkörper (96) ausgebildet ist.
5. Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei die erste Düse (87,88) im Ventilkegel (68) und/oder die zweite Düse (89) in einer Buchse (74) ausgebildet sind.
6. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 3, 4 oder 5, mit zwei Gehäuseteilen (107, 108), zwischen denen der Ventil körper (96) aufgenommen ist.
7. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 5 oder 6, wobei das Dämp- fungsglied ein Ringkolben (92) ist, der auf der Buchse (74) geführt ist.
8. Hydrostatischer Fahrantrieb mit einem Hydromotor (4), der von einer Pumpe (2) vorzugsweise über ein Fahrtrichtungsrichtungsventil (24) mit Druckmittel versorgbar ist und dessen jeweiliger Ablauf mit einem Tank (T) verbunden ist, und mit einem Bremsventil (10), das von einem Bypass mit einem zum Hydromotor öffnenden Rückschlagventil umgangen ist, vom Zulaufdruck von der Pumpe (2) her in eine Öffnungsstellung für das ablaufende Druckmittel bringbar ist und das beim Bremsen den Ablauf von Druckmittel vom Hydromotor (4) zum Tank androsselt, und mit mindestens einem, vorzugsweise zwei Druckbegrenzungsventilen (12, 14) nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei ein Steuerolpfad von einem Leitungsabschnitt (28, 30) stromauf des Rückschlagventils (1 1 ) zum Dämpfungsraum (90) führt und in diesem Steuerolpfad ein Ventilelement (94) vorgesehen ist, das ein Abströmen von Steueröl aus dem Dämpfungsraum (90) und/oder dem Druckraum (84) sperrt oder zumindest drosselt und in Gegenrichtung vorzugsweise auch gedrosselt zulässt.
9. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Patentanspruch 8, wobei der Hydromotor (4) mit zwei Schluckvolumenstufen betreibbar ist.
10. Hydrostatischer Fahrantrieb mit einer mechanisch betätigten Bremse und einem Bremslüftventil (22).
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5833834U (ja) * 1981-08-28 1983-03-05 カヤバ工業株式会社 ブレ−キバルブ
JPS6122901U (ja) * 1984-07-16 1986-02-10 カヤバ工業株式会社 ブレ−キバルブ
JPS62162477U (de) * 1986-04-04 1987-10-15
JPH06159313A (ja) * 1992-11-18 1994-06-07 Kayaba Ind Co Ltd リリーフ弁
US5335495A (en) 1991-09-30 1994-08-09 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Brake valve
DE4234139C2 (de) 1992-10-09 1995-11-30 Hydromatik Gmbh Steuervorrichtung eines hydrostatischen Getriebes mit Bremsventil
DE19850162C1 (de) 1998-10-30 2000-09-07 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Hydrostatisches Getriebe
US6209675B1 (en) * 1998-01-12 2001-04-03 Komatsu Ltd. Travel drive apparatus for hydraulic drive work vehicle and control method therefor
DE10303487B4 (de) 2003-01-29 2005-03-03 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Regelung für ein hydrostatisches Getriebe

Patent Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5833834U (ja) * 1981-08-28 1983-03-05 カヤバ工業株式会社 ブレ−キバルブ
JPS6122901U (ja) * 1984-07-16 1986-02-10 カヤバ工業株式会社 ブレ−キバルブ
JPS62162477U (de) * 1986-04-04 1987-10-15
US5335495A (en) 1991-09-30 1994-08-09 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Brake valve
DE4234139C2 (de) 1992-10-09 1995-11-30 Hydromatik Gmbh Steuervorrichtung eines hydrostatischen Getriebes mit Bremsventil
JPH06159313A (ja) * 1992-11-18 1994-06-07 Kayaba Ind Co Ltd リリーフ弁
US6209675B1 (en) * 1998-01-12 2001-04-03 Komatsu Ltd. Travel drive apparatus for hydraulic drive work vehicle and control method therefor
DE19850162C1 (de) 1998-10-30 2000-09-07 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Hydrostatisches Getriebe
DE10303487B4 (de) 2003-01-29 2005-03-03 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Regelung für ein hydrostatisches Getriebe

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