EP0464305B1 - Hydraulische Steuervorrichtung - Google Patents

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EP0464305B1
EP0464305B1 EP91101694A EP91101694A EP0464305B1 EP 0464305 B1 EP0464305 B1 EP 0464305B1 EP 91101694 A EP91101694 A EP 91101694A EP 91101694 A EP91101694 A EP 91101694A EP 0464305 B1 EP0464305 B1 EP 0464305B1
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EP
European Patent Office
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line
drive
control device
valve
pressure
Prior art date
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Application number
EP91101694A
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English (en)
French (fr)
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EP0464305A1 (de
Inventor
Rudolf Ing. Brunner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
Original Assignee
Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
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Publication date
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    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/86—Control during or prevention of abnormal conditions
    • F15B2211/8613—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being oscillations

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control device of the type specified in the preamble of claim 1.
  • a crane is a vibrating load movement system in which oscillating movements occur at the beginning or end of a load movement, also due to large lever ratios, which affect the hydraulic consumer (s) and lead to pressure fluctuations in the hydraulic system.
  • the hydraulic columns of the theoretically incompressible medium show elastic reactions in practice, so that the oscillating movements and the pressure fluctuations are disruptively maintained over a long period of time from the interaction of various factors, ie also during the load movement.
  • a generic control device (EP-A-0 172 524) has no hydraulic damping device for pressure fluctuations in the control pressure line of the load holding valve.
  • the control pressure or pressure fluctuations in the system have an undamped effect on the load holding valve.
  • a bypass line to the tank branches off from a control pressure line leading to one side of a control piston of a drain control valve, in which a throttle passage is arranged.
  • a rheostat is arranged in the control pressure line, which generates constant pressure for the control piston with the throttle passage.
  • the other side of the control piston is subjected to variable pressure from the working line containing the control valve.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic control device of the type mentioned, in which an effective damping of pressure fluctuations is achieved easily and inexpensively.
  • the damping is presumably due to the fact that the disturbance flowing out of the pilot pressure line cuts the upper and lower crests in the pressure curve in the event of pressure fluctuations, and that an oscillating pressure curve in the working lines and in the hydraulic consumer is disturbed so that pressure fluctuations quickly subside.
  • the amount of disturbance flowing out for steaming is small.
  • the block containing the load holding valve remains conventional. It is modified for the additional function with little manufacturing effort. Simply by replacing the block, a hydraulic control device that was already in operation can be retrofitted.
  • the embodiment according to claim 3 corresponds to the modern modular principle for optionally combinable components.
  • the unit can be easily integrated in the control circuit at a suitable point. In a previously undamped system, damping is subsequently achieved by attaching the structural unit. If necessary, the unit is integrated into the working group, in which case the bypass line and the choke passage are dimensioned larger.
  • a bore is used as a throttle passage with a diameter of 0.8mm and a bore with a diameter of 1.0mm used as a choke passage.
  • the size ratio and the sizes of the passages are individually adapted to the respective requirements.
  • bypass channel in the cylinder containing the control piston of the load holding valve or in the control piston itself and to connect it to the cylinder part on the rear of the control piston, which is possibly relieved of pressure anyway.
  • a motion damping throttle is additionally present in the control circuit.
  • the motion damping throttle is set so close to warm pressure medium or for other reasons that it could delay the rapid actuation of the load holding valve when the pressure medium is cold or when the consumer stops quickly. It would then come to run after the hydro consumer is under.
  • the non-return valve in the parallel line eliminates this danger, because when the load holding valve is activated, pressure fluid passes the motion damping throttle if the pressure difference at the motion damping throttle becomes too large. In the event of pressure fluctuations while the load is being lowered, the motion damping damper interacts with the damping device.
  • the damping device and the movement damping throttle cooperate in an optimal manner.
  • control movement of the control piston is not affected by the check valve according to claim 7, because the pressure medium flows out via the bypass channel.
  • bypass channel through the bypass channel and the interference throttle passage pressure medium flows into the working line containing the load holding valve. There is no connection between the bypass duct and the return.
  • the check valve in the bypass channel ensures that when the other working line is pressurized, no pressure medium reaches a working line via the bypass channel.
  • the pressure medium flowing out for steaming glows directly into the return line or tank.
  • the pressure accumulator according to claim 10 helps to let the pressure fluctuations subside quickly.
  • a further expedient embodiment emerges from claim 11.
  • a geometric area ratio of 1: 3 between the valve seat and the control piston is usually used worldwide in the load holding valve.
  • this area ratio which is implemented as standard, however, the pressure difference resulting from the pressure medium flowing through the bypass channel is compensated for and the advantage is achieved that a larger quantity of pressure medium moves around the pressure line for effective damping and also for control from the working line providing the control pressure Move the control piston with the same force as before.
  • Claim 12 gives the person skilled in the art an easy-to-understand instruction, such as an optimal damping of the pressure fluctuations with constant regulation or control behavior of the hydraulic Control device can be achieved.
  • both working lines of the hydraulic consumer are secured with a load holding valve. Effective damping of pressure fluctuations is achieved regardless of the direction of movement of the load. Linking the bypass channels is a structural simplification.
  • a vibrating load movement system S according to Fig. 1 is, for example, a hydraulic crane 3 mounted on a truck 1 on its vehicle frame 2, the boom components of which are supplied by hydraulic consumers V, e.g. double-acting hydraulic cylinders, are moved when a load F is to be manipulated. Forces occur at the beginning or at the end of or even during the movement of the load F, which cause the boom components to vibrate, primarily because of the large leverage ratios, which leads to noticeable pressure fluctuations in the hydraulic consumers V, which results in dangerous or unpleasant load movements.
  • hydraulic consumers V e.g. double-acting hydraulic cylinders
  • a hydraulic control device L can be seen in the block diagram from FIG. 2, with which the left-hand hydraulic consumer V shown in FIG. 1 is actuated, for example.
  • the hydraulic control device L contains a load holding valve H with a control part A and a damping device X as well as a schematically indicated control valve C, and is derived from a pressure source P to which a return tank T is assigned. supplied with pressure medium.
  • the hydraulic consumer V is a double-acting differential cylinder 4 with a piston 5, to which the load F acts via a piston rod 8.
  • the chambers 6 and 7 of the cylinder 4 are connected to the control valve C via working lines 9, 10 and can be connected alternately to the pressure source P or the return flow T in order to move the piston 5 in both directions.
  • the control valve has a zero position to stop the load.
  • the load holding valve H is arranged in the other working line 9 and, in order to lower the load F from the one working line 10, is acted upon by pilot pressure which is set by the control valve C.
  • the load holding valve H contains a valve 11 with a closing element 13 which is loaded in the control direction by a spring 12 and by a control pressure in a control line 15b branching off from the control valve C of the part of the other working line 9.
  • a check valve 14 blocking the flow direction to the control valve C bypasses the valve 11.
  • the valve element 13 is acted upon by the control pressure of an indicated control line 15a against the force of the spring 12, which branches off from the part of the other working line 9 facing the hydraulic consumer V.
  • the control part A has a control pressure line 16 which branches off from a branch 17 of the one working line 10 and leads to a connection 18 of the valve 11.
  • a component 19 can be contained in the control pressure line 16 to dampen the movements of the closing element 13 or the control piston assigned to it (see FIG. 5)
  • a bypass line 23 branches off in a branch 22 of the pilot pressure line 16 and contains an interference throttle D2.
  • the bypass line 23 leads to a node 24 in the part of the other working line 9 facing the control valve C.
  • a throttle passage D1 is provided which is smaller than the interference throttle passage D2 (for example throttle passage D1 0.8mm, choke passage D2 1.0mm).
  • a check valve 25 blocking in the direction of the interference throttle passage D2 can be provided between the interference throttle passage D2 and the node 24.
  • valve 11 holds the load.
  • the check valve 14 blocks.
  • the part of the working line 9 located between the load holding valve H and the control valve C is relieved to the return flow T.
  • control valve C is adjusted so that the working line 9 is connected to the pressure source P and the working line 10 to the return T.
  • the closing element 13 remains in its closed position.
  • the check valve 14 opens.
  • the chamber 7 is pressurized.
  • the piston 5 extends. Pressure medium is discharged from the chamber 6 through the working line 10.
  • the chamber 6 and the opening pressure line 16 are pressurized, which opens the closing element 13 against the force of the spring 12.
  • the load F begins to decrease.
  • Pressure medium constantly flows through the bypass channel 23 to the other working line 9, which is connected to the return line T. If there are pressure fluctuations in the chambers 6 and 7, the working lines 9, 10 and in the control circuit of the load holding valve H, these are damped because of the pressure medium flowing out via the bypass duct 23 and the interference throttle passage D2 and because of the movement damping throttle 20.
  • the work line 10 is relieved.
  • the check valve 14 is in its blocking position.
  • the closing element 13 is closed, the movement damping throttle 20 damping this movement.
  • Pressure medium flows to a working line 10 and / or through the bypass duct 23 via the check valve 25.
  • the hydraulic control device H according to FIG. 3 differs from that of FIG. 2 in that the bypass channel 23 is connected directly to the return T. Furthermore, a check valve 26 which blocks in the direction of a working line 10 is provided in the pilot pressure line 16. The check valve 26 can also be arranged at the same location in the embodiment according to FIG. 2. The function of the control device is the same as that of FIG. 2. Only no pressure medium can flow back into the one working line 10.
  • a pressure accumulator 27 is connected to the pilot pressure line 16, expediently between the component 19 and the branch 22.
  • the check valve 26 from FIG. 3 could be provided at the same location. It is also indicated that the bypass duct 23 either leads directly to the return T or, as in FIG. 2, to the other working line 9.
  • Fig. 5 the hydraulic consumer V (e.g. the articulated cylinder in Fig. 1) is secured in both working directions by load holding valves H.
  • the bypass channels 23 of both damping devices X are connected to the other pilot pressure line 16.
  • the valve 11 of the load holding valve is shown schematically in FIG. 6.
  • the closing element 13 designed as a ball 29 is pressed by the spring 12 onto a valve seat 30 which connects two chambers 31 and 32 to one another.
  • the part of the other working line 9 leading to the chamber 7 is connected to the chamber 31; to the chamber 32, on the other hand, the part of the working line 9 leading to the control valve C.
  • the check valve 14 is located between the chambers 31 and 32.
  • a control piston 34 can be acted upon by the pressure in the control line 16 in order to open the closing element 13 via a tappet 33.
  • the chamber part 35 located behind the control piston 34 is relieved of pressure.
  • the valve seat 30 has a cross-sectional area A1, which is in a geometrical area ratio to the application area A2 of the control piston 34, is greater than 1: 4 and preferably greater than 1: 6.5.
  • the pressure in the chamber 32 acts on the closing element 13 parallel to the spring 12 in the closing direction.
  • the pressure in the chamber 31 acts on the closing element 13 parallel to Control piston 34 in the control direction.
  • bypass channel 23 could also run through the control piston 34 to the chamber 35 and contain the interference throttle passage D2. It would also be conceivable to lead the bypass channel 23 out on the loading side of the control piston 34.
  • Fig. 7 in a diagram, the vertical axis represents pressure and the horizontal axis represents time.
  • the curve P17 represents the pressure curve at the branch 17.
  • the lower curve P18 represents the pressure curve at the connection 18. Both pressures oscillate strongly at the beginning and then calm down until they finally remain constant.
  • a pressure difference dP prevails between the pressures P17 and P18 due to the pressure medium flowing out via the bypass channel 23 and the interference throttle passage D2. This pressure difference is compensated for by the size of the pressure surface of the control piston 34 (FIG. 5), so that the load holding valve H operates in the usual way.
  • the throttle passage D1 has a diameter of 0.8 mm
  • the interference throttle passage D2 has a diameter of 1.0 mm
  • the control piston 34 has a diameter of 17 mm.
  • the pressure at branch 17 is approximately 90 bar; the pressure P 18 at the connection P18, on the other hand, is approximately 40 bar.
  • a pressure difference of approximately 40 bar is reduced via the bypass duct 23 and the interference throttle passage D2.
  • a parallel line 36 is provided, which extends from the pilot pressure line 16 between the components 19 and branches off the valve 11 and opens into the pilot pressure line 16 between the throttle passage D1 and the branch 17. It bypasses the movement damping throttle 20 and contains a check valve 37 which opens in the direction of a working line 10.
  • the parallel line 36 can also be connected directly to the one working line 10.
  • the check valve 37 allows 11 pressure medium to flow past the throttle 20 when the pressure medium is cold or when the damping throttle 20 is set strictly.
  • the check valve 37 contributes to the damping because it passes pressure peaks.
  • the bypass channel 23 can be connected to the other working line 9 or directly to the tank T. In the event of pressure fluctuations in the system, the pressure prevailing at the throttle passage D1 keeps the check valve 37 closed, so that the movement damping throttle 20 is properly effective.
  • the damping device X with or without check valve 37 is particularly useful for control devices in oscillatable load movement systems, in which relatively complex control valves are provided with inlet regulators and load pressure sensing, which on the one hand are unaffected by pressure changes on the pump side and work independently of the load, but on the other hand the tendency itself to create or maintain pressure fluctuations in the system. With the design according to the invention, the pressure fluctuations in the system are effectively and quickly dampened regardless of where they originate.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steuervorrichtung der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art.
  • Ein Kran ist ein schwingendes Last-Bewegungssystem bei dem am Beginn oder Ende einer Lastbewegung, auch bedingt durch große Hebelübersetzungen, schwingende Bewegungen auftreten, die auf den oder die Hydroverbraucher rückwirken und zu Druckschwankungen im hydraulischen System führen. Die Hydrauliksäulen des theoretisch inkompressiblen Mediums zeigen in der Praxis elastische Reaktionen, so daß aus dem Zusammenwirken verschiedener Faktoren die Schwingbewegungen und die Druckschwankungen störend über lange Zeitdauer, d.h. auch während der Lastbewegung aufrechterhalten werden.
  • Eine gattungsgemäße Steurvorrichtung (EP-A-0 172 524) weist keine hydraulische Dämpfungsvorrichtung für Druckschwankungen in der Steuerdruckleitung des Lasthalteventils auf. Der Steuerdruck bzw. Druckschwankungen im system wirken ungedämpft auf das Lasthalteventil.
  • Bei einer aus GB-A-2 113 310 bekannten Steuervorrichtung zweigt von einer Steuerdruckleitung, die zu einer Seite eines Regelkolbens eines Ablauf-Regelventils führt, eine Beipassleitung zum Tank ab, in der ein Drosseldurchgang angeordnet ist. Vor der Abzweigung des Beipasskanals ist in der Steurdruckleitung ein Rheostat angeordnet, der mit dem Drosseldurchgang konstanten Druck fur den Regelkolben erzeugt. Die andere Seite des Regelkolbens wird mit variablem Druck aus der das Regelventil enthaltenden Arbeitsleitung beaufschlagt.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine hydraulische Steuervorrichtung der eingangs genannten Art zu schaffen, bei der einfach und kostengünstig eine wirkungsvolle Dämpfung von Druckschwankungen erreicht wird.
  • Die gestellte Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den im Patentanspruch 1 angegebenen Merkmalen gelöst.
  • Zum Dämpfen der Druckschwankungen wird nur in den Steuerdruckkreis des Lasthalteventils eingegriffen, indem ständig eine Störmenge an Steuerdruckmittel abgelassen wird. Aus einem Zusammenspiel zwischen dem Drosseldurchgang und dem Stördrosseldurchgang, über den das Störvolumen aus der Aufsteuerdruckleitung abströmt, resultiert die rasch wirkende Dämpfung von Druckschwankungen. Dabei wird die gewünschte Dämpfung unabhängig von der Art und Konstruktion des Steuerventils erreicht, was bedeutet, daß die Wahl des Steuerventils frei bleibt. Es kann auch ein kompliziertes Steuerventil mit Zulaufreglern und Lastdruckabtastung benutzt werden, das an sich bei zum Schwingen neigenden Systemen kritisch ist, weil es Druck-Schwingungen anregen kann. Die Dämpfung beruht vermutlich darauf, daß durch die aus der Aufsteuerdruckleitung abströmende Störmenge die oberen und unteren Kuppen im Druckverlauf bei Druckschwankungen gekappt werden und ein pendelnder Druckverlauf in den Arbeitsleitungen und im Hydroverbraucher so gestört wird, daß Druckschwankungen rasch abklingen. Die zum Dämpfen abfließende Störmenge ist gering.
  • Bei der Ausführungsform von Anspruch 2 bleibt der das Lasthalteventil enthaltende Block konventionell. Er ist mit herstellungstechnisch geringem Aufwand für die zusätzliche Funktion modifiziert. Allein durch Austausch des Blocks ist eine bereits im Betrieb gewesene hydraulische Steuervorrichtung nachträglich umzurüsten.
  • Die Ausführungsform gemäß Anspruch 3 entspricht dem modernen Baukastenprinzip für wahlweise kombinierbare Komponenten. Die Baueinheit läßt sich leicht im Steuerkreis an passender Stelle eingliedern. Bei einem bisher ungedämpften System wird durch Anbau der Baueinheit nachträglich eine Dämpfung erreicht. Gegebenenfalls ist die Baueinheit in den Arbeitskreis eingegliedert, wobei dann die Bypassleitung und der Stördrosseldurchgang größer bemessen werden.
  • Obwohl zu erwarten ist, daß bei gegenüber dem Drosseldurchgang größerem Stördrosseldurchgang die Aufsteuerung des Lasthalteventils beeinträchtigt ist, zeigt sich überraschend, daß bei der ungewöhnlichen Auslegung gemäß Anspruch 4 trotz der Dämpfung das Lasthalteventil unbeeinträchtigt arbeitet. Beispielsweise wird als Drosseldurchgang eine Bohrung mit 0,8mm Durchmesser und als Stördrosseldurchgang eine Bohrung mit 1,0mm verwendet. Grundsätzlich werden das Größenverhältnis und die Größen der Durchgänge an die jeweiligen Anforderungen individuell angepaßt.
  • Es ist denkbar, den Bypasskanal in dem den Aufsteuerkolben des Lasthalteventils enthaltenden Zylinder oder im Aufsteuerkolben selbst anzuordnen und mit dem Zylinderteil an der Aufsteuerkolben-Rückseite zu verbinden, der gegebenenfalls ohnedies druckentlastet ist.
  • Bei der Ausführungsform nach Anspruch 5 ist zusätzlich im Steuerkreis eine Bewegungsdämpfdrossel vorhanden. Die Bewegungsdämpfdrossel wird auf betriebswarmes Druckmittel oder aus anderen Gründen so eng eingestellt, daß sie bei kaltem Druckmittel oder beim schnellen Anhalten des Verbrauchers das rasche Zusteuern des Lasthalteventils verzögern könnte. Es käme dann zum Nachlaufen des Hydroverbrauchers unter ist. Das Rückschlagventil in der Parallelleitung eliminiert diese Gefahr, weil es beim Zusteuern des Lasthalteventils Druckmittel an der Bewegungsdämpfdrossel vorbei läßt, wenn die Druckdifferenz an der Bewegungsdämpfdrossel zu groß wird. Bei Druckschwankungen während des Senkens der Last dämpft die Bewegungsdämpfdrossel im Zusammenspiel mit der Dämpfvorrichtung.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 6 kooperieren die Dämpfungsvorrichtung und die Bewegungsdämpfdrossel auf optimale Weise.
  • Die Zusteuerbewegung des Aufsteuerkolbens wird durch das Rückschlagventil gemäß Anspruch 7 nicht beeinträchtigt, weil das Druckmittel über den Bypasskanal abströmt.
  • Gemäß Anspruch 8 durch den Bypasskanal und den Stördrosseldurchgang abströmendes Druckmittel gelangt in die das Lasthalteventil enthaltende Arbeitsleitung. Eine Verbindung des Bypasskanals mit dem Rücklauf entfällt. Das Rückschlagventil im Bypasskanal stellt sicher, daß bei Druckbeaufschlagung der anderen Arbeitsleitung kein Druckmittel über den Beipaßkanal zur einen Arbeitsleitung gelangt.
  • Gemäß Anspruch 9 glangt das zum Dämpfen abströmende Druckmittel direkt in den Rücklauf oder Tank.
  • Der Druckspeicher gemäß Anspruch 10 trägt dazu bei, die Druckschwankungen rasch abklingen zu lassen.
  • Eine weitere zweckmäßige Ausführungsform, geht aus Anspruch 11 hervor. Üblicherweise wird bei hydraulischen Steuervorrichtungen für schwingende Lastbewegungssysteme im Lasthalteventil weltweit ein geometrisches Flächenverhältnis von 1:3 zwischen dem Ventilsitz und dem Aufsteuerkolben verwendet. Durch Angehen von diesem als Standard durchgesetzten Flächenverhältnis wird jedoch die sich durch das über den Bypasskanal abströmende Druckmittel ergebende Druckdifferenz kompensiert und der Vorteil erreicht, daß sich für eine wirksame Dämpfung und auch zum Aufsteuern aus der den Aufsteuerdruck bereitstellenden Arbeitsleitung eine größere Druckmittelmenge bewegt, um den Aufsteuerkolben mit der gleichen Kraft zu bewegen wie bisher.
  • Mit Anspruch 12 wird dem Fachmann eine einfach nachzuvollziehende Anweisung gegeben, wie eine optimale Dämpfung der Druckschwankungen bei gleichbleibendem Regel- oder Steuerverhalten der hydraulischen Steuervorrichtung erzielbar ist.
  • Gemäß Anspruch 13 sind beide Arbeitsleitungen des Hydroverbrauchers mit einem Lasthalteventil abgesichert Eine wirksame Dämpfung von Druckschwankungen wird unabhängig von der Bewegungsrichtung der Last erreicht. Die Verknüpfung der Bypasskanäle ist eine bauliche Vereinfachung.
  • Anhand der Zeichnung werden Ausführungsformen des Erfindungsgegenstandes erläutert. Es zeigen:
    • Fig. 1
    eine schematische Ansicht eines schwingenden Lastbewegungssystems,
    Fig. 2
    eine hydraulische Steuervorrichtung als Blockschaltbild,
    Fig. 3
    eine Detailvariante,
    Fig. 4
    eine weitere Detailvariante,
    Fig. 5
    eine weitere Detailvariante,
    Fig. 6
    einen schematischen Schnitt durch ein Lasthalteventil,
    Fig. 7
    ein Druck/Zeitdiagramm zur Verdeutlichung der Dämpfung in der hydraulischen Steuervorrichtung, und
    Fig. 8
    ein Blockschaltbild einer weiteren Ausführungsform.
  • Ein schwingendes Last-Bewegungssystem S gemaß Fig. 1 ist beispielsweise ein an einen Lastkraftwagen 1 an dessen Fahrzeugrahmen 2 angebauter Hydraulikkran 3, dessen Auslegerkomponenten durch Hydroverbraucher V, z.B. doppeltwirkende Hydraulikzylinder, bewegt werden, wenn eine Last F zu manipulieren ist. Am Beginn oder am Ende einer oder auch während der Bewegung der Last F treten Kräfte auf, die die Auslegerkomponenten, vor allem wegen der großen Hebelverhältnisse, zum Schwingen bringen, was in den Hydroverbrauchern V zu spürbaren Druckschwankungen führt, woraus gefährliche oder unangenehme Lastbewegungen resultieren.
  • Aus Fig. 2 ist im Blockschaltbild eine hydraulische Steuervorrichtung L entnehmbar, mit der beispielsweise der in Fig. 1 gezeigte, linke Hydroverbraucher V betätigt wird. Die hydraulische Steuervorrichtung L enthält ein Lasthalteventil H mit einem Aufsteuerteil A und einer Dämpfungsvorrichtung X sowie ein schematisch angedeutetes Steuerventil C, und wird aus einer Druckquelle P, der ein Rücklauf-Tank T zugeordnet ist, mit Druckmittel versorgt.
  • Der Hydroverbraucher V ist ein doppelt wirkender Differential-Zylinder 4 mit einem Kolben 5, an dem über eine Kolbenstange 8 die Last F angreift. Die Kammern 6 und 7 des Zylinders 4 sind über Arbeitsleitungen 9, 10 an das Steuerventil C angeschlossen und wechselweise mit der Druckquelle P oder dem Rücklauf T verbindbar, um den Kolben 5 in beiden Richtungen zu bewegen. Zum Anhalten der Last hat das Steuerventil eine Nullstellung. Das Lasthalteventil H ist in der anderen Arbeitsleitung 9 angeordnet und wird zum Senken der Last F aus der einen Arbeitsleitung 10 mit Aufsteuerdruck beaufschlagt, der durch das Steuerventil C eingestellt wird.
  • Im Lasthalteventil H ist ein Ventil 11 mit einem Schließelement 13 enthalten, das durch eine Feder 12 und von einem Steuerdruck in einem vom dem Steuerventil C zugewandten Teil der anderen Arbeitsleitung 9 abzweigenden Steuerleitung 15b in Zusteuerrichtung belastet wird. Ein in Strömungsrichtung zum Steuerventil C sperrendes Rückschlagventil 14 umgeht das Ventil 11. In Aufsteuerrichtung wird das Ventilelement 13 gegen die Kraft der Feder 12 vom Steuerdruck einer angedeuteten Steuerleitung 15a beaufschlagt, die vom dem Hydroverbraucher V zugewandten Teil der anderen Arbeitsleitung 9 abzweigt.
  • Der Aufsteuerteil A weist eine Aufsteuerdruckleitung 16 auf, die von einer Abzweigung 17 der einen Arbeitsleitung 10 abzweigt und zu einem Anschluß 18 des Ventils 11 führt. In der Aufsteuerdruckleitung 16 kann zum Dämpfen der Bewegungen des Schließelementes 13 bzw. des diesem zugeordneten Aufsteuerkolbens (s. Fig. 5) eine Komponente 19 enthalten sein, die aus einer Bewegungsdämpfdrossel 20, vorzugsweise verstellbar, und aus einem Umgehungsrückschlagventil 21 besteht, das in Richtung zur einen Arbeitsleitung 10 sperrt. Wird das Umgehungsrückschlagventil 21 weggelassen, so werden sowohl Schließ- als auch Öffnungsbewegungen des Schließelementes 13 gedämpft.
  • In einer Abzweigung 22 der Aufsteuerdruckleitung 16 zweigt eine Beipaßleitung 23 ab, in der eine Stördrossel D2 enthalten ist. Die Beipaßleitung 23 führt bei dieser Ausführungsform zu einem Knotenpunkt 24 in dem dem Steuerventil C zugewandten Teil der anderen Arbeitsleitung 9. Zwischen den Abzweigungen 17 und 22 in der Aufsteuerdruckleitung 16 ist ein Drosseldurchgang D1 vorgesehen, der kleiner ist als der Stördrosseldurchgang D2 (z.B. Drosseldurchgang D1 0,8mm, Stördrosseldurchgang D2 1,0mm). hat. Zwischen dem Stördrosseldurchgang D2 und dem Knotenpunkt 24 kann ein in Richtung zum Stördrosseldurchgang D2 sperrendes Rückschlagventil 25 vorgesehen sein.
  • In der Stellung von Fig. 2 hält das Ventil 11 die Last. Das Rückschlagventil 14 sperrt. Der zwischen dem Lasthalteventil H und dem Steuerventil C liegende Teil der Arbeitsleitung 9 ist zum Rücklauf T entlastet.
  • Zum Anheben der Last F wird das Steuerventil C verstellt, so daß die Arbeitsleitung 9 mit der Druckquelle P und die Arbeitsleitung 10 mit dem Rücklauf T verbunden werden. Das Schließelement 13 verbleibt in seiner Schließstellung. Das Rückschlagventil 14 öffnet. Die Kammer 7 wird mit Druck beaufschlagt. Der Kolben 5 fährt aus. Aus der Kammer 6 wird Druckmittel durch die Arbeitsleitung 10 abgeführt.
  • Zum Anhalten der Last F wird das Steuerventil C wieder zurückgestellt; es tritt der Zustand gemäß Fig. 2 erneut ein.
  • Zum Senken der Last F werden die Kammer 6 und die Aufsteuerdruckleitung 16 mit Druck beaufschlagt, der das Schließelement 13 gegen die Kraft der Feder 12 aufsteuert. Die Last F beginnt zu sinken. Druckmittel strömt ständig über den Beipaßkanal 23 zur anderen Arbeitsleitung 9, die mit dem Rücklauf T verbunden ist. Kommt es zu Druckschwankungen in den Kammern 6 und 7, den Arbeitsleitungen 9, 10 und im Steuerkreis des Lasthalteventils H, dann werden diese wegen des über den Beipaßkanal 23 und den Stördrosseldurchgang D2 abströmenden Druckmittels und wegen der Bewegungsdämpfdrossel 20 gedämpft.
  • Zum Anhalten der Last F wird die eine Arbeitsleitung 10 entlastet. Das Rückschlagventil 14 ist in seiner Sperrstellung. Das Schließelement 13 wird zugesteuert, wobei die Bewegungsdämpfdrossel 20 diese Bewegung dämpft. Druckmittel strömt zur einen Arbeitsleitung 10 und/oder durch den Beipaßkanal 23 über das Rückschlagventil 25 ab.
  • Die hydraulische Steuervorrichtung H gemäß Fig. 3 unterscheidet sich von der von Fig. 2 dadurch, daß der Beipaßkanal 23 direkt mit dem Rücklauf T verbunden ist. Ferner ist in der Aufsteuerdruckleitung 16 ein in Richtung zur einen Arbeitsleitung 10 sperrendes Rückschlagventil 26 vorgesehen. Das Rückschlagventil 26 kann auch bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2 an der gleichen Stelle angeordnet sein. Die Funktion der Steuervorrichtung ist gleich der von Fig. 2. Es kann nur kein Druckmittel in die eine Arbeitsleitung 10 zurückströmen.
  • Gemäß Fig. 4 ist an die Aufsteuerdruckleitung 16 ein Druckspeicher 27 angeschlossen, zweckmäßigerweise zwischen der Komponente 19 und der Abzweigung 22. Das Rückschlagventil 26 von Fig. 3 könnte an der gleichen Stelle vorgesehen sein. Ferner wird angedeutet, daß der Beipaßkanal 23 entweder direkt zum Rücklauf T oder wie in Fig. 2 zur anderen Arbeitsleitung 9 führt.
  • In Fig. 5 ist der Hydroverbraucher V (z.B. der Knickzylinder in Fig. 1) in beiden Arbeitsrichtungen durch Lasthalteventile H abgesichert. Die Beipaßkanäle 23 beider Dämpfungsvorrichtungen X sind an die jeweils andere Aufsteuerdruckleitung 16 angeschlossen.
  • In Fig. 6 ist schematisch das Ventil 11 des Lasthalteventils gezeigt. In seinem Gehäuse 28 wird das als Kugel 29 ausgebildete Schließelement 13 von der Feder 12 auf einen Ventilsitz 30 gedrückt, der zwei Kammern 31 und 32 miteinander verbindet. An die Kammer 31 ist der zur Kammer 7 führende Teil der anderen Arbeitsleitung 9 angeschlossen; an die Kammer 32 hingegen der zum Steuerventil C führende Teil der Arbeitsleitung 9. Das Rückschlagventil 14 sitzt zwischen den Kammern 31 und 32. Ein Aufsteuerkolben 34 ist vom Druck in der Aufsteuerleitung 16 beaufschlagbar, um über einen Stößel 33 das Schließelement 13 aufzusteuern. Der hinter dem Aufsteuerkolben 34 liegende Kammerteil 35 ist druckentlastet. Der Ventilsitz 30 hat eine Querschnittsfläche A1, die zur Beaufschlagungsfläche A2 des Aufsteuerkolbens 34 in einem geometrischen Flächenverhältnis steht, größer als 1:4 und vorzugsweise größer als 1:6,5 ist. Der Druck in der Kammer 32 beaufschlagt das Schließelement 13 parallel zur Feder 12 in Schließrichtung. Der Druck in der Kammer 31 beaufschlagt das Schließelement 13 parallel zum Aufsteuerkolben 34 in Aufsteuerrichtung.
  • Der Beipaßkanal 23 der könnte auch durch den Aufsteuerkolben 34 zur Kammer 35 verlaufen und den Stördrosseldurchgang D2 enthalten. Denkbar wäre es auch, den Beipaßkanal 23 auf der Beaufschlagungsseite des Aufsteuerkolbens 34 herauszuführen.
  • In Fig. 7 repräsentieren in einem Diagramm die vertikale Achse den Druck und die horizontale Achse die Zeit. Die Kurve P17 repräsentiert den Druckverlauf an der Abzweigung 17. Die untere Kurve P18 repräsentiert den Druckverlauf am Anschluß 18. Beide Drücke pendeln anfangs stark und beruhigen sich dann bis sie schließlich konstant bleiben. Durch über den Beipaßkanal 23 und den Stördrosseldurchgang D2 abströmendes Druckmittel herrscht zwischen den Drücken P17 und P18 eine Druckdifferenz dP. Diese Druckdifferenz ist durch die Größe der Beaufschlagungsfläche des Aufsteuerkolbens 34 (Fig. 5) kompensiert, so daß das Lasthaltenventil H in der üblichen Weise arbeitet.
  • Bei einem konkreten Ausführungsbeispiel hat der Drosseldurchgang D1 einen Durchmesser von 0,8mm, der StörDrosseldurchgang D2 einen Durchmesser von 1,0mm, der Aufsteuerkolben 34 einen Durchmesser von 17mm. Der Druck an der Abzweigung 17 beträgt ca. 90 Bar; der Druck P 18 Am Anschluß P18 hingegen ca. 40 Bar. Es wird über den Beipaßkanal 23 und den Stördrosseldurchgang D2 eine Druckdifferenz von ca. 40 Bar abgebaut.
  • Bei der hydraulischen Steuervorrichtung L gemäß Fig. 8 ist zusätzlich zu der Ausführungsform von Fig. 2 oder 3 eine Parallelleitung 36 vorgesehen, die von der Aufsteuerdruckleitung 16 zwischen der Komponente 19 und dem Ventil 11 abzweigt und zwischen dem Drosseldurchgang D1 und der Abzweigung 17 in die Aufsteuerdruckleitung 16 mündet. Sie umgeht die Bewegungsdämpfdrossel 20 und enthält ein Rückschlagventil 37, das in Richtung zur einen Arbeitsleitung 10 öffnet. Die Parallelleitung 36 kann auch direkt an die eine Arbeitsleitung 10 angeschlossen sein. Das Rückschlagventil 37 läßt bei kaltem Druckmittel oder bei streng eingestellter Dämpfdrossel 20 zum raschen Zusteuern des Ventils 11 Druckmittel an der Drossel 20 vorbei abströmen. Außerdem trägt das Rückschlagventil 37 zur Dämpfung bei, weil es Druckspitzen durchläßt. Der Beipaßkanal 23 kann an die andere Arbeitsleitung 9 oder gleich an den Tank T angeschlossen sein. Bei Druckschwankungen im System hält der am Drosseldurchgang D1 herrschende Druck das Rückschlagventil 37 geschlossen, damit die Bewegungsdämpfdrossel 20 ordnungsgemäß wirksam wird.
  • Die Dämpfungsvorrichtung X mit oder ohne Rückschlagventil 37 ist im besonderen für Steuervorrichtungen in schwingfähigen Last-Bewegungssystemen zweckmäßig, in denen relativ aufwendige Steuerventile mit Zulaufreglern und Lastdruckabtastung vorgesehen sind, die zwar einerseits unbeeinflußt von Druckänderungen auf der Pumpenseite und lastunabhängig arbeiten, andererseits jedoch selbst die Tendenz zum Erzeugen oder Aufrechterhalten von Druckschwankungen im System haben. Mit der erfindungsgemäßen Ausbildung werden die Druckschwankungen im System unabhängig von ihrem Entstehungsort wirkungsvoll und rasch abgedämpft.

Claims (13)

  1. Hydraulische Steuervorrichtung für ein schwingendes Last-Bewegungssystem, mit einem doppelt beaufschlagbaren Hydrovmotor (V), der über eine erste und eine zweite Arbeitsleitung (9, 10) und ein Steuerventil (C) wahlweise mit einer Druckquelle (P) oder einem Rücklauf (T) verbindbar ist, mit einem in zumindest der ersten Arbeitsleitung (9) zwischen dem Steuerventil (C) und dem Hydromotor (V) angeordneten, aus der zweiten Arbeitsleitung (10) über eine von der zweiten Arbeitsleitung (10) abzweigenden Aufsteuerdruckleitung (16) aus einer Sperrstellung in eine Durchgangsstellung aufsteuerbaren Lasthalteventil (H), dadurch gekennzeichnet, daß in der Aufsteuerdruckleitung (16) eine hydraulische Dämpfungsvorrichtung (X) für Druckschwankungen angeordnet ist, die aus einem von der Aufsteuerdruckleitung (16) abzweigenden, bei Druck in der Aufsteuerdruckleitung (16) ständig Druckmittel ablassenden Bypasskanal (23) und einem darin angeordneten Stördrosseldurchgang (D2) gebildet ist, und daß in der Aufsteuerdruckleitung (16) zwischen einer Abzweigung (22) des Bypasskanals (23) von der Aufsteuerdruckleitung (16) und der zweiten Arbeitsleitung (10) ein Drosseldurchgang (D1) vorgesehen ist.
  2. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsvorrichtung (X) in einen das Lasthalteventil (H) enthaltenden Block (B) eingegliedert ist.
  3. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsvorrichtung (X) eine eigenständige, an die Aufsteuerdruckleitung (16) des Lasthalteventils (H) angeschlossene Baueinheit ist.
  4. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Stördrosseldurchgang (D2) größer ist als der Drosseldurchgang (D1), und daß das Durchmesserverhältnis der Drosseldurchgänge (D1, D2) bei etwa 1:1,25 liegt.
  5. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß in der Aufsteuerdruckleitung (16) eine Bewegungsdämpfdrossel (20) und ein in Aufsteuerrichtung des Lasthalteventils (H) öffnendes Umgehungsrückschlagventil (21) für die Bewegungsdämpfdrossel (20) vorgesehen sind, daß in einer die Bewegungsdämpfdrossel (20) umgehenden Parallelleitung (36) ein in Richtung zur zweiten Arbeitsleitung (10) öffnendes Rückschlagventil (37) angeordnet ist, und daß die Parallelleitung (36) zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und der zweiten Arbeitsleitung (10) an die Aufsteuerdruckleitung (16) oder direkt an die zweite Arbeitsleitung (10) angeschlossen ist.
  6. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Bypasskanal (23) zwischen der Bewegungsdämpfdrossel (20) und dem Drosseldurchgang (D1) von der Aufsteuerdruckleitung (16) abzweigt.
  7. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß in der Aufsteuerdruckleitung (16) zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und der zweiten Arbeitsleitung (10) ein in Richtung zur zweiten Arbeitsleitung (10) sperrendes Rückschlagventil (26) angeordnet ist.
  8. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Bypasskanal (23) abströmseitig an die das Lasthalteventil (H) enthaltende erste Arbeitsleitung (9) angeschlossen ist, und daß im Bypasskanal (23) zwischen dem Stördrosseldurchgang (D2) und der ersten Arbeitsleitung (9) ein in Richtung zur Aufsteuerdruckleitung (16) sperrendes Rückschlagventil (25) angeordnet ist.
  9. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Bypasskanal (23) direkt mit einem Rücklauf oder Tank (T) verbunden ist.
  10. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und dem Stördrosseldurchgang (D2) ein Druckspeicher (27) an die Aufsteuerdruckleitung (16) oder die Bypassleitung (23) angeschlossen ist.
  11. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß im Lasthalteventil (H) ein durch Federkraft in Zusteuerrichtung auf einen in der ersten Arbeitsleitung (9) liegenden Ventilsitz (30) gedrücktes Schließelement (13) und ein Aufsteuerkolben (34) vorgesehen sind, der aus der Aufsteuerdruckleitung (16) in Aufsteuerrichtung beaufschlagbar ist und das Schließelement (13) in Aufsteuerrichtung bewegbar, und daß das geometrische Flächenverhältnis (A1:A2) zwischen dem Ventilsitz (30) und der Beaufschlagungsfläche des Aufsteuerkolbens (34) größer als 1:4, vorzugsweise größer als 1:6,5 ist.
  12. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß das geometrische Flächenverhältnis (A1:A2) von Aufsteuerkolben (34) und Ventilsitz (30) und das Durchmesserverhältnis der Drosseldurchgänge (D1, D2) derart aufeinander abgestimmt sind, daß für ein wählbares Verhältnis zwischen dem Aufsteuerdruck (P18) am Aufsteuerkolben (34) und dem Druck in der den Aufsteuerdruck (P17) bereitstellenden zweiten Arbeitsleitung (10) eine rasche Dämpfung von Druckschwankungen im Hydroverbraucher (V) erreicht wird.
  13. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß beide Arbeitsleitungen (9, 10) des Hydroverbrauchers (V) ein Lasthalteventil (H) mit jeweils einer Dämpfungsvorrichtung (X) enthalten, und daß die Bypasskanäle (23) der Dämpfungsvorrichtungen (X) verknüpft sind.
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