EP4540529A1 - Volumenstromversorgung - Google Patents

Volumenstromversorgung

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Publication number
EP4540529A1
EP4540529A1 EP23723834.0A EP23723834A EP4540529A1 EP 4540529 A1 EP4540529 A1 EP 4540529A1 EP 23723834 A EP23723834 A EP 23723834A EP 4540529 A1 EP4540529 A1 EP 4540529A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
volume flow
control
supply
variable
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
EP23723834.0A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Bruck
Tobias DOHMEN
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.)
Hydac Fluidtechnik GmbH
Original Assignee
Hydac Fluidtechnik GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hydac Fluidtechnik GmbH filed Critical Hydac Fluidtechnik GmbH
Publication of EP4540529A1 publication Critical patent/EP4540529A1/de
Pending legal-status Critical Current

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    • F15B2211/71—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders
    • F15B2211/7142—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders the output members being arranged in multiple groups

Definitions

  • the invention relates to a volume flow supply, in particular for closed center LS systems, with a pressure supply device and a pressure compensator as components of a supply system for supplying fluid to a hydraulic consumer that can be connected thereto.
  • a valve arrangement is known for pressure control of a pressure medium from a pressure medium pump to at least a first consumer, with a pilot-controlled pressure control valve, with a main piston acted upon by the pressure medium and a pilot control piston, with a pressure chamber between a piston back of the main piston and the Pilot piston can be relieved, with a relief valve being fluidly connected to the pressure chamber, which opens at a pressure medium pressure at the load tap LS, which represents an inoperative position of the consumer and returns pressure medium at low pressure into a pressure medium container or to the pressure medium pump and the relief valve closes , if the pressure medium pressure at the load tap LS represents the consumer being put into operation.
  • valve arrangement for regulating the pressure of a pressure medium is created, which further minimizes the pressure loss if no Consumer is switched, enables. In this way, a significant reduction in the pressure losses of the valve arrangement is achieved compared to known circuits with circulating pressure compensators.
  • a control device in particular for the hydraulic control of components of mobile work machines, consisting of at least one pressure supply and one tank or return connection as well as two useful connections and control and / or regulating valves connected between the individual connections and with two control lines which can control at least one of the control and/or regulating valves, with a modular function block being connected to at least one of the control lines.
  • a suitable design of the modular functional block a large number of other designs of the control devices can be conceptually revised and in this way the functional reliability can also be regularly increased.
  • the pressure supply device for supplying the hydraulic consumer provides demand-oriented volume flow
  • the pressure compensator is formed from a circulating pressure compensator, which removes any excess volume flow from the supply flow and with a control that by controlling the pressure supply device
  • Excess volume flow is reduced to a minimum, creating a structurally simple, cost-effective, robust and demand-oriented volume flow supply for hydraulic systems, such as closed-center ES systems.
  • Such a demand-oriented volume flow supply promotes in the case of On the one hand, oversupply affects system stability; on the other hand, the associated excess volume flow causes hydraulic losses, which must be avoided.
  • the pressure compensator or circulating pressure compensator used in each case can be integrated into a main control block with the aperture or measuring orifice preferably used in each case.
  • the pressure supply device has a variable-speed hydraulic pump which is driven by a variable-speed motor which is controlled by the control system.
  • the losses resulting from the excess volume flow can be reduced to the minimum required for system stability through demand-oriented control.
  • the control has a controller with a predeterminable reference variable, preferably in the form of a PID controller, the controlled variable of which is formed by output values of a sensor, which is designed as a pressure sensor and detects pressure values on the outlet side of the circulating pressure compensator and/or designed as a position sensor, the travel position of the valve slide of the circulating pressure compensator is recorded.
  • a measuring orifice is arranged downstream of the circulating pressure compensator, through which the fluid flows to the tank or return connection and thus to a storage tank.
  • the pressure difference across the measuring orifice can be recorded with a pressure sensor, with the signal from the pressure sensor serving as a controlled variable or actual value for the closed control loop.
  • the speed is controlled by the regulation
  • the hydraulic pump is then regulated in such a way that, ideally, the controlled variable corresponds to the reference variable or the target value.
  • a constant Ap is regulated via the measuring orifice, so that a continuous excess volume flow flows via the circulating pressure compensator within the control range (n ⁇ n max) of the hydraulic pump.
  • the system is therefore in oversupply and works at a stable operating point.
  • the losses resulting from the excess volume flow can be reduced to the minimum required for system stability by the demand-oriented control system.
  • the supply system designed for this purpose only requires a single pressure sensor and the pressure recorded in front of the measuring orifice is independent of the load or the load pressure/pump pressure.
  • Another advantage is the comparatively low pressure level of the measuring orifice, compared to the load-dependent pressures, so that the pressure range to be detected by the sensor is smaller and the resolution of the pressure range is therefore higher. Since the sensor accuracy can be reduced, this results in a cost advantage.
  • the measuring orifice has a damping effect and the measured variable is independent of the load on the hydraulic consumer. This has a positive effect on the signal quality of the sensor and improves the control quality. If necessary, the smoothing of the signal can be dispensed with, which in turn improves the response.
  • the circulation pressure compensator can be made smaller because only a small excess volume flow has to be dissipated in regular operation.
  • the circulating pressure compensator It is also possible to alternatively or additionally equip the circulating pressure compensator with a measuring system with which the slide position of the circulating pressure compensator is recorded.
  • the signal from the slider position serves as a controlled variable (actual value) for the closed control loop.
  • the control then regulates the speed of the hydraulic pump in such a way that, ideally, the controlled variable in turn corresponds to the reference variable (setpoint value).
  • a constant slide position is regulated, which corresponds to a desired excess volume flow via the circulating pressure compensator at a nominal pressure to be defined.
  • the system is therefore in oversupply and works at a stable operating point.
  • the other advantages as shown for the pressure sensor solution also arise here.
  • a constant slide position is regulated that corresponds to the desired pressure difference Apis.
  • the slide position corresponds to the opening point of the circulating pressure compensator. This makes it possible to detect early on when the circulating pressure compensator “goes into control”.
  • the excess volume flow is load-dependent at a constant slide position and is therefore greater at higher load pressures than at lower ones.
  • Possibilities to reduce or avoid this effect include providing a large fine control range for the circulating pressure compensator or additionally or alternatively using the pressure sensor solution for further compensation within the control system.
  • bypass line connected in parallel to the measuring orifice mentioned, which particularly preferably has at least one spring-loaded check valve which opens in the direction of a tank or return line.
  • the pressure difference across the measuring orifice can be limited, particularly in the case of high excess volume flows, for example in standby mode.
  • standby operation occurs when no consumer is activated and the hydraulic pump delivers a volume flow Qmin due to a minimum speed.
  • the opening pressure of the check valve in the bypass must be above the reference value. In standby mode, this is with the circulating pressure and contributes to energy-efficient operation of the pressure supply device.
  • limiting the pressure protects the pressure sensor against overload pressure.
  • At least one further measuring orifice is connected parallel to the one measuring orifice and preferably in front of the check valve when viewed in the flow direction, the free cross section of the further measuring orifice preferably being larger than that of the one orifice.
  • the opening pressure of the bypass check valve for one measuring orifice and the other measuring orifice is then above the bypass check valve for one measuring orifice.
  • the aforementioned fine control range expands the detection range of the sensors used.
  • further system interventions are conceivable, e.g. that a valve or several valves are switched via the measuring orifices above a certain pressure (electrically or hydraulic-mechanically).
  • the invention also relates to a method for carrying out a demand-oriented volume flow supply, in particular for closed center LS systems, using the supply device shown above.
  • a demand-oriented volume flow supply in particular for closed center LS systems, using the supply device shown above.
  • Figure 1 shows an embodiment of a volumetric flow supply
  • Figure 1 shows a volumetric flow supply in the form of a hydraulic circuit diagram, in particular for so-called closed-center LS systems, one of which is designated as a whole by 10 in Figure 1.
  • a system 10 is also referred to as LS-MCV (Main Control Valve).
  • the volume flow supply has a pressure supply device designated as a whole by 12 and a so-called circulating pressure compensator 14 as a pressure compensator.
  • the pressure supply device 12 and the pressure compensator 14 are components of a supply system, designated as a whole by 16, for supplying fluid to a hydraulic consumer that can be connected to it, designated as a whole by 18.
  • the hydraulic consumer 18 has two hydraulic motors 20 with two possible current directions.
  • the respective hydraulic motor 20 is obviously controlled via an electrically actuated 4/3 proportional directional control valve 22.
  • the shuttle valve 24 shown between the assignable hydraulic motor 20 and the proportional valve 22 the higher pressure in the supply to the hydraulic motor 20 is reported into an LS (load sensing) line 26 and there is a 2/2-way valve in this line 28 connected to its control line 29.
  • the respective valve 28 In the open switching position shown, the respective valve 28 has a pressure-limiting function 74 and to this extent the respective valve 28 provides a fluid-carrying connection between a pressure supply line P and an inlet of the respective one Valve 22.
  • the other input of the valve 22 is connected to the tank or return line T, which leads to a storage tank 30, which can also consist of several tank components.
  • the opposite outputs of the respective proportional valve 22 are directed to the control sides of the associated hydraulic motor 20.
  • a check valve 36 is connected in the direction of a central load sensing (LS) line 34, which opens in the direction of the central LS line 34 and in the opposite direction Direction is held in its closed position.
  • LS central load sensing
  • the pressure supply device 12 for supplying the hydraulic consumer 18 provides it with a demand-oriented volume flow in that the circulation pressure compensator 14 removes any excess volume flow from the supply flow, which is made available by the pressure supply device 12 in the pressure supply line P. Furthermore, there is a control system designated as a whole by 28, which helps to reduce the excess volume flow to a minimum by controlling the pressure supply device 12 mentioned.
  • the controller 42 is connected to a motor control 48, for example in the form of a frequency converter, which specifies the required speed for the electric motor M as a manipulated variable and thus sets the hydraulic pump 40 with its respective delivery quantity in a speed-controlled manner, which it collects from the storage tank 30 and feeds it into the pressure supply line P.
  • a motor control 48 for example in the form of a frequency converter, which specifies the required speed for the electric motor M as a manipulated variable and thus sets the hydraulic pump 40 with its respective delivery quantity in a speed-controlled manner, which it collects from the storage tank 30 and feeds it into the pressure supply line P.
  • the control variable 46 mentioned is formed by output values from a pressure sensor 50.
  • This pressure sensor 50 detects pressure values on the outlet side 52 of the circulating pressure compensator 14, for which purpose the pressure sensor 50 is connected to a branch point 54, which leads to the storage tank 30 via a further tank or return line 56.
  • the circulation pressure compensator 14 is connected on the input side to the pressure supply line P via a further branch point 58, which is arranged directly at the outlet of the hydraulic pump 40.
  • the circulation pressure compensator 14 is designed in a slide design as a directly controlled, spring-loaded throttle valve, the valve slide 60 of which on one side together with an energy storage, such as a compression spring 62, an LS pressure from the consumer 18 and on the other side a control pressure via a control line 64 is exposed, which corresponds to the output or supply pressure of the pressure supply device 12, i.e. the respective output pressure of the hydraulic pump 40.
  • the addressed LS pressure is transferred via an LS control line 66 from the central LS line 34 to one control side of the circulating pressure carriage 14 forwarded.
  • Such circulation pressure compensators 14 in a slide design can be directly controlled as shown and with an integrated pressure relief function, for example designed as a screw-in valve, and can be obtained from the owner of the property rights, for example under the order number DWM12121 ZD.
  • the relevant pressure compensators 14 are infinitely variable and closed in the normal position as shown in Figure 1.
  • the task of such a pressure compensator 14 is to keep a set volume flow constant, regardless of pressure fluctuations.
  • As a control valve in combination With the compression spring 62 it keeps the pressure drop across the integrated measuring throttle and thus the connection to the consumer 18 at the same level as required. With the same measuring throttle area, the volume flow remains the same.
  • the pressure compensator 14 also opens to the storage tank 30 via the internal measuring throttle. In this way, such a circulating pressure compensator 14 can be used, for example when lifting variable loads or for Drive a hydraulic motor 20 with the same speed.
  • a pilot-controlled pressure compensator can alternatively be used when implementing the circuit solution according to FIG. 1, which will be explained in more detail below.
  • a measuring aperture 68 On the drain side 52 of the circulating scale 14 shown, there is a measuring aperture 68, which is connected in the direction of the storage tank 30 behind the branch point 54 into the tank or return line 56.
  • a spring-loaded check valve 72 is connected parallel to the measuring orifice 68 in a branch line 70 and opens in the direction of the storage tank 30.
  • a further measuring orifice 74 with a larger cross-section than the first measuring orifice 68 is connected in the branch line 70 parallel to the first measuring orifice 68 and in front of the check valve 72 in the flow direction.
  • the further measuring orifice 74 can also be arranged behind the check valve 72.
  • a resulting excess volume flow is removed from the system 10 via the circulating pressure compensator 14 in such a way that the circulating pressure compensator 14 is followed by a measuring orifice 68, via which the Fluid flows to the storage tank 30.
  • the pressure difference across this measuring orifice 68 is detected with the pressure sensor 50 and the signal from this pressure sensor 50 serves as a controlled variable (actual value) 46 for the closed control loop as the control 38.
  • This control 38 regulates the speed of the hydraulic pump 40 in such a way that that ideally the controlled variable 46 as the actual value corresponds to the reference variable 44 as the target value. Accordingly, with the control presented here according to FIG.
  • a constant Ap is regulated via the one measuring orifice 68, so that within the control range, in which the current speed is in any case smaller than the maximum speed of the hydraulic pump 40, a continuous excess volume flow over the Circulating pressure compensator 14 flows.
  • the supply system is therefore in oversupply and operates at a stable operating point, whereby at the same time the excess volume flow required for system stability is reduced to a required minimum, so that hydraulic losses within the supply are avoided. In this way, a compromise is created between system stability and loss avoidance.
  • the second measuring aperture 74 By using the second measuring aperture 74, the free cross section of which is preferably larger than that of the first measuring aperture 68, a fine control range can be realized and the detection range of the sensor system can be expanded by means of the pressure sensor 50.
  • volume flow can be provided as required, so that the excess volume flow via the circulation pressure compensator 14, and the associated losses, are reduced to a required minimum. Accordingly, an excess volume flow is discharged from the system via the circulating pressure compensator 14 in such a way that at least one measuring orifice 68 is arranged downstream of the circulating pressure compensator 14, via which the fluid flows to the tank 30.
  • the signal from the pressure sensor 50 serves as a controlled variable (actual value) for a closed control loop.
  • the control regulates the speed of the unit in such a way that, ideally, the controlled variable corresponds to the reference variable (setpoint value).
  • a constant Ap is regulated via the measuring orifice 68, which must not be equated with APLS, so that within the control range (n ⁇ n max, unit) a continuous excess volume flow flows via the circulating pressure compensator 14.
  • the system is therefore in oversupply and works at a stable operating point.
  • the system only requires one pressure sensor 50, whereas so-called eLS systems generally require at least two load-dependent sensor values, once in the form of a pump pressure and once in the form of an LS pressure. Furthermore, the detected pressure in front of the measuring orifice 68 is independent of the load or the load pressure/pump pressure. Another advantage is the comparatively low pressure level of the measuring orifice 68 (probably less than 10 bar, depending on the orifice design), compared to the load-dependent pressures with pressure ranges up to 250/350 bar, so that the pressure range of the sensor is smaller and thus the resolution of the pressure range is higher. Accordingly, the sensor accuracy can be reduced, which brings with it a cost advantage.
  • the respective measuring aperture 68 has a damping effect and the measured variable is independent of the load.
  • the circulation pressure compensator 14 can be dimensioned smaller, since only a small excess volume flow has to be dissipated in regular operation.
  • a bypass valve I/return valve I 72 with an upstream further measuring orifice 74 is arranged parallel to the measuring orifice 68 in order to ensure that there is a high excess volume flow, e.g. B. to limit the pressure difference via the measuring orifice 68 in standby mode.
  • standby mode no consumer is activated and the unit delivers a volume flow Qmin, unit due to a minimum speed.
  • the opening pressure of the check valve 72 in the bypass must be above the reference value.
  • the circulating pressure is limited and contributes to energy-efficient operation of the unit.
  • limiting the pressure protects the sensor 50 against overload pressure.
  • Figures 2 and 3 show the volume flow V over the pressure p at the measuring orifice 68 as a controlled variable for the solution according to Figure 1 in diagram form.
  • the opening pressure “bypass of the measuring orifice 68 via check valve 72” is represented by a.
  • the fine control range is marked with b and the excess volume flow is marked with c.
  • the kink point KS 1 after leaving the fine control range b is characteristic.
  • FIG. 3 there is a further second bend point KS 2 in the event that, as shown in the solution according to FIG. 1, a bypass with a further measuring orifice 74 is present next to the first measuring orifice 68.
  • a fine control range b as in Figure 1 is achieved and the further measuring orifice 74 is only flowed through when the opening pressure of the bypass check valve 72 is exceeded.
  • the fine control range b is only achieved by arranging a further aperture or measuring orifice 74, which is preferably larger than the first measuring orifice 68, in front of or behind the bypass valve or check valve 72 of the measuring orifice 68.
  • the measuring orifice 74 is only flowed through when the opening pressure of the bypass valve or check valve 72 is exceeded and, as already explained in Figure 3, this point can be recognized by the kink KS 2 in the volume flow-pressure diagram. Once the kink point KS 2 has been reached, the pressure p above the measuring orifice 68 does not increase any further; only the volume flow V continues to increase. In any case, the detection range of the sensor system, in particular using a pressure sensor 50, is expanded by the fine control range b mentioned.
  • valves or several valves are switched via the measuring orifices 68, 74 above a certain predeterminable pressure, be it electrically or hydraulically-mechanically.
  • the circulating pressure compensator 14 now has a position measuring system, in particular in the form of a displacement sensor 76, with which the position of the valve slide 60 in each control position of the circulating pressure compensator 14 is detected.
  • the signal of the slide position now serves as a controlled variable 46 and represents the respective actual value for the closed control loop in the form of the control 38.
  • This type of control 38 regulates the speed of the hydraulic pump 40 in such a way that, ideally, the controlled variable 46 as the actual value in turn corresponds to the reference variable 44 as the setpoint. Accordingly, a constant slide position is regulated with the control 38 presented here according to FIG of loss volume.
  • the excess volume flow is load-dependent at a constant slide position and accordingly the excess volume flow is greater at higher load pressures than at lower ones.
  • Possibilities for reducing or completely avoiding this effect include providing a large fine control range for the circulating pressure compensator 14 or additionally using the pressure sensor 50 for compensation within the control system 38.
  • the valve slide 60 preferably has a positive overlap within the circulating pressure compensator 14 with an adjusted spring preload/spring stiffness of the compression spring 62.
  • the additional measuring orifices 68 and 74 shown in FIG. 1 as well as the check valve 72 in a bypass line have been omitted and the further tank or return line 56 as a branch opens directly into the storage tank 30 for fluid on the output side.
  • a pressure relief valve 80 is additionally arranged such that the volume flow discharged via the pressure relief valve 80 flows to the tank 30 via the downstream measuring orifice 68 or measuring orifices 68, 74.
  • the pressure relief valve 80 opens mechanically when the set pressure value is exceeded;
  • an electrical solution can also be implemented.
  • a demand-oriented volume flow supply with additional pressure cut-off is possible, without an additional pressure sensor or pressure switch to record the pump Z system pressure, use it in the system or superimpose an additional pressure regulator for pressure cut-off on the demand-oriented control.
  • the function of a pressure cut-off is as follows: The delivery volume flow of the respective unit is limited or reduced when a set pressure, equal to the setting value of the pressure relief valve 80, is reached in order to avoid increased power loss in the system.
  • the pressure relief valve 80 is connected in parallel to the pressure compensator 14 and is fluidly connected to the pressure supply line of the hydraulic pump 40 as well as to the two measuring orifices 68 and 74. Furthermore, in the bypass to the second measuring orifice 74 with a check valve 72, an additional check valve 82 is present, which leads to the tank 30 opens. With the circuit diagram solution according to FIG. 5, a volume flow-pressure diagram as shown in FIG. 3 can be achieved.
  • the additional measuring orifice 74 with check valve 72 can be dispensed with to the extent of the volume flows and pressures to be controlled.
  • a target speed is passed on as an input variable to the motor control 48, which is formed, for example, from a conventional frequency converter.
  • the engine control 48 specifies the respective speed for the engine M as a manipulated variable and this time a variable pump with hydraulic-mechanical control is used as the hydraulic pump 40, which is controlled by a pressure difference across the measuring orifice 68, which is returned hydraulically to the variable pump.
  • the relevant pressure difference is picked up in front of the measuring orifice 68 and the check valve 82.
  • the further measuring aperture 74 with the check valve 72 is not necessary with this solution. Otherwise, the advantageous configurations as described above can be achieved with the solution according to the circuit diagram representation according to FIG.
  • the pressure sensor 50 or other sensor technology can be omitted.
  • a variable-speed unit with speed control is used.
  • the speed control of the unit takes place parallel to the control of the hydraulic pump 40 in the form of a variable displacement pump.
  • the speed control uses the manipulated variable of the variable pump control, which is proportional to the adjustment angle, as the controlled variable (actual value) for a closed control loop.
  • the control regulates the speed of the unit in such a way that, ideally, the controlled variable corresponds to a reference variable (setpoint value).
  • the prerequisite is a variable pump with electrical adjustment, which works in particular electrically-proportionally.
  • the controller 42 ' is preferably a PID controller that receives a reference variable on the input side and a controlled variable that comes from the pressure sensor 50 on the output side. To control the variable displacement pump, the controller 42' then outputs, for example, a current as a manipulated variable, which is proportional to the adjustment angle of the relevant hydraulic pump 40.
  • the manipulated variable of the controller 42' is supplied as a controlled variable to the controller 42 for the motor control 38.
  • a unit with a double pump is now used, with both pumps 40, 40 'feeding into the same system and at least one of the two pumps is connected via a return Impact valve 84 separated from the system.
  • a changeover valve 86 is additionally arranged in front of the check valve 84, which blocks in the direction of the changeover valve 86.
  • the pressure difference across the measuring orifice 68 or the measuring orifices 68, 74 is additionally fed back to the changeover valve 86 as a hydraulic signal.
  • the changeover valve 86 has a control characteristic as shown in more detail in FIG. 11.
  • the upper setting value e which can be specified mechanically or electrically, it connects one of the two pumps 40, 40 'to a further, third pressure level, which is below the system pressure; Ideally, this pressure level corresponds to the tank pressure in tank 30. Only when the pressure falls below a further pressure value than the lower setting value f does the changeover valve 86 switch back and cancel the connection towards the third pressure level (tank pressure). Accordingly, the changeover valve 86, as shown in FIG. 11, has a hysteresis g with respect to the opening and closing pressure.
  • the speed control of the drive M for both hydraulic pumps 40, 40 ' takes place in parallel.
  • the embodiment according to FIG. 10 can also be changed in such a way that the control 38 for the motor M is omitted and the drive or motor M is operated at a fixed target speed (not shown).
  • a controller 42' is used for this purpose, which receives the (pressure) condition switching on h as well as the further (pressure) condition switching off i as an input variable. Furthermore, a (speed) switch-off condition j can be specified as an input condition. Further input variables come from the output side of the pressure sensor 50 and the manipulated variable (speed) on the output side of the frequency converter 48 is passed on to the controller 42 'as a further input variable.
  • the changeover valve 86 according to FIG. 12 is an electrically actuated changeover valve (can also be implemented with normally open valves), with a volume flow-pressure diagram as shown in FIG. 11 being realized, with a hysteresis behavior g as shown.
  • the changeover valve 86 can be designed in very different ways and in the present case is formed from an electromagnetically actuated 2/2-way switching valve, which is connected to the tank 30 on the output side. What all variants have in common, however, is that when the pressure value falls below h, the switching valve 86 is in a position in which there is no connection to a pressure level below the system pressure (pressure of the further pump stage). If another pressure value i is exceeded, however, the switching valve 86 establishes a connection to another pressure level that is below the system pressure; ideally corresponds to the tank pressure. Furthermore, although this is not absolutely necessary, this process can also be coupled to another condition, for example to a speed condition j. The speed control for the drive M takes place in parallel or the unit M can be operated again at a constant speed.

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Abstract

1. Volumenstromversorgung 2. Volumenstromversorgung, insbesondere für Closed-Center-LS-Systeme (10), mit einer Druckversorgungseinrichtung (12) und einer Druckwaage als Komponenten eines Versorgungssystems zur Fluidversorgung eines daran anschließbaren hydraulischen Verbrauchers (18), dadurch gekennzeichnet, dass die Druckversorgungseinrichtung (12) für die Versorgung des hydraulischen Verbrauchers (18) bedarfsorientiert Volumenstrom bereitstellt, indem die Druckwaage aus einer Umlaufdruckwaage (14) gebildet ist, die einen etwaigen Überschussvolumenstrom aus dem Versorgungsstrom abführt und mit einer Regelung (38), die durch Ansteuern der Druckversorgungseinrichtung (12) den Überschussvolumenstrom auf ein Minimum reduziert.

Description

Vol umenstromversorgung
Die Erfindung betrifft eine Volumenstromversorgung, insbesondere für Closed-Center-LS-Systeme, mit einer Druckversorgungseinrichtung und einer Druckwaage als Komponenten eines Versorgungssystems zur Fluidversorgung eines daran anschließbaren hydraulischen Verbrauchers. Durch DE 10 2009 049 548 A1 ist eine Ventilanordnung bekannt zur Druckregelung eines Druckmittels von einer Druckmittelpumpe zu zumindest einem ersten Verbraucher, mit einem vorgesteuerten Druckregelventil, mit einem von dem Druckmittel beaufschlagten Hauptkolben und einem Vorsteuerkolben, wobei ein Druckraum zwischen einer Kolbenrückseite des Hauptkolbens und dem Vorsteuerkolben entlastet werden kann, wobei ein Entlastungsventil fluidführend mit dem Druckraum verbunden ist, welches bei einem Druckmittel Druck an dem Lastabgriff LS öffnet, der eine Außerbetriebstellung des Verbrauchers abbildet und Druckmittel mit geringem Druck in einen Druckmittelbehälter oder an die Druckmittelpumpe rückführt und wobei das Entlastungsventil schließt, wenn der Druckmitteldruck an dem Lastabgriff LS eine Inbetriebnahme des Verbrauchers abbildet.
Dergestalt ist eine Ventilanordnung zur Druckregelung eines Druckmittels geschaffen, die eine weitere Minimierung des Druckverlustes, wenn kein Verbraucher geschaltet ist, ermöglicht. Dergestalt ist eine wesentliche Reduzierung der Druckverluste der Ventilanordnung im Vergleich zu bekannten Schaltungen mit Umlaufdruckwaagen erreicht.
Durch DE 10 2013 01 7 093 A1 ist eine Steuervorrichtung bekannt, insbesondere für die hydraulische Ansteuerung von Komponenten mobiler Arbeitsmaschinen, bestehend aus mindestens einem Druckversorgungs- und einem Tank- oder Rücklaufanschluss sowie zwei Nutzanschlüssen und zwischen die einzelnen Anschlüsse geschalteten Steuer- und/oder Regelventilen sowie mit zwei Steuerleitungen, die zumindest eines der Steuer- und/oder Regelventile ansteuern können, wobei an zumindest eine der Steuerleitungen ein modulartig aufgebauter Funktionsblock angeschlossen ist. Bei geeigneter Ausgestaltung des modulartig aufgebauten Funktionsblockes lassen sich eine Vielzahl weiterer Ausgestaltungen der Steuervorrichtungen konzeptionell überarbeiten und dergestalt lässt sich auch regelmäßig die Funktionssicherheit erhöhen.
Ausgehend von diesem Stand der Technik liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die bekannten Eösungen unter Beibehalten ihrer Vorteile weiter zu verbessern. Eine dahingehende Aufgabe löst eine Volumenstromversorgung mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 in seiner Gesamtheit.
Dadurch, dass gemäß dem kennzeichnenden Teil des Patentanspruches 1 die Druckversorgungseinrichtung für die Versorgung des hydraulischen Verbrauchers bedarfsorientiert Volumenstrom bereitstellt, indem die Druckwaage aus einer Umlaufdruckwaage gebildet ist, die einen etwaigen Überschussvolumenstrom aus dem Versorgungsstrom abführt und mit einer Regelung, die durch Ansteuern der Druckversorgungseinrichtung den Überschussvolumenstrom auf ein Minimum reduziert, ist eine konstruktiv einfache, kostengünstige, robuste und bedarfsorientierte Volumenstromversorgung für hydraulische Systeme geschaffen, wie Closed-Center-ES-Systeme. Eine solche bedarfsorientierte Volumenstromversorgung fördert im Fall der Überversorgung einerseits die Systemstabilität; andererseits bedingt der damit einhergehende Überschussvolumenstrom hydraulische Verluste, die es zu vermeiden gilt. Mit der erfindungsgemäßen Lösung ist es möglich mittels der Regelung bedarfsorientiert Volumenstrom für den jeweils angeschlossenen hydraulischen Verbraucher bereitzustellen, wobei ein etwaiger Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage abgeführt wird, so dass die damit einhergehenden Verluste auf ein erforderliches Minimum reduziert werden können. Die jeweils zum Einsatz kommende Druckwaage respektive Umlaufdruckwaage kann mit der vorzugsweise jeweils zum Einsatz kommenden Blende respektive Messblende in einem Hauptsteuerblock integriert sein.
Vorteilhaft ist dabei vorgesehen, dass die Druckversorgungseinrichtung eine drehzahlvariable Hydropumpe aufweist, die von einem drehzahlvariablen Motor angetrieben ist, der von der Regelung gesteuert wird. Die aus dem Überschussvolumenstrom resultierenden Verluste können durch die bedarfsorientierte Regelung auf ein für die Systemstabilität erforderliches Minimum reduziert werden.
Bei einer weiteren besonders bevorzugten Ausführungsform der erfindungsgemäßen Volumenstromversorgung ist vorgesehen, dass die Regelung einen Regler mit einer vorgebbaren Führungsgröße aufweist, vorzugsweise in Form eines PID-Reglers, dessen Regelgröße durch Ausgabewerte eines Sensors gebildet ist, der als Drucksensor konzipiert Druckwerte auf der Ablaufseite der Umlaufdruckwaage und/oder als Wegesensor konzipiert die Verfahrposition des Ventilschiebers der Umlaufdruckwaage erfasst. Vorzugsweise ist dabei der Umlaufdruckwaage nachgeschaltet eine Messblende angeordnet, über die das Fluid zum Tank- oder Rücklaufanschluss und damit zu einem Vorratstank strömt. Die Druckdifferenz über der Messblende kann mit einem Drucksensor erfasst werden, wobei das Signal des Drucksensors als Regelgröße respektive Ist-Wert dient für den insoweit geschlossen ausgeführten Regelkreis. Durch die Regelung wird die Drehzahl der Hydropumpe dann derart eingeregelt, dass im Idealfall die Regelgröße der Führungsgröße respektive dem Soll-Wert entspricht.
Dementsprechend wird mit der hier vorgestellten Regelung ein konstantes Ap über die Messblende eingeregelt, so dass innerhalb des Regelbereiches (n < n max) der Hydropumpe ein kontinuierlicher Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage fließt. Das System befindet sich dementsprechend in einer Überversorgung und arbeitet in einem stabilen Betriebspunkt. Die aus dem Überschussvolumenstrom resultierenden Verluste können durch die bedarfsorientiert arbeitende Regelung auf ein für die Systemstabilität erforderliches Minimum reduziert werden. Das dahingehend konzipierte Versorgungssystem erfordert lediglich einen einzelnen Drucksensor und weiter ist der erfasste Druck vor der Messblende unabhängig von der Last bzw. dem Lastdruck/Pumpendruck. Ein weiterer Vorteil ist das vergleichsweise geringe Druckniveau der Messblende, verglichen mit den lastabhängigen Drücken, so dass der zu erfassende Druckbereich durch den Sensor kleiner ausfällt und damit die Auflösung des Druckbereiches höher ist. Da dahingehend die Sensorgenauigkeit reduziert werden kann, ergibt dies einen Kostenvorteil.
Die Messblende wirkt dämpfend und die Messgröße ist unabhängig von der Last am hydraulischen Verbraucher. Dies wirkt sich positiv auf die Signalqualität des Sensors aus und verbessert die Regelgüte. Gegebenenfalls kann auf die Glättung des Signals verzichtet werden, was wiederum das Ansprechverhalten verbessert. Die Umlaufdruckwaage kann kleiner dimensioniert werden, da im Regelbetrieb nur ein kleiner Überschussvolumenstrom abgeführt werden muss.
Ferner besteht die Möglichkeit alternativ oder zusätzlich die Umlaufdruckwaage mit einem Messsystem auszustatten mit dem die Schieberposition der Umlaufdruckwaage erfasst wird. Dabei dient das Signal der Schieberposition als Regelgröße (Ist-Wert) für den geschlossen konzipierten Regelkreis. Durch die Regelung wird die Drehzahl für die Hydropumpe dann derart eingeregelt, dass im Idealfall die Regelgröße wiederum der Führungsgröße (Soll-Wert) entspricht. Dementsprechend wird mit der hier vorgestellten Regelung eine konstante Schieberposition eingeregelt, die bei einem zu definierenden Nenndruck einem gewünschten Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage entspricht. Das System befindet sich dementsprechend wiederum in einer Überversorgung und arbeitet in einem stabilen Betriebspunkt. Im Übrigen ergeben sich auch hier die sonstigen Vorteile wie für die Drucksensorlösung aufgezeigt. Mit der hier vorgestellten Regelung wird eine konstante Schieberposition eingeregelt, die der gewünschte Druckdifferenz Apis entspricht. Die Schieberposition entspricht dem Öff- nungspunkt der Umlaufdruckwaage. Dergestalt ist eine frühzeitige Erkennung möglich, wann die Umlaufdruckwaage „in Regelung geht".
Der Überschussvolumenstrom ist bei konstanter Schieberposition lastabhängig und dementsprechend bei höheren Lastdrücken größer als bei kleineren. Möglichkeiten diesen Effekt zu reduzieren oder zu vermeiden, ist einen großen Feinsteuerbereich bei der Umlaufdruckwaage vorzusehen oder zusätzlich oder alternativ auf die Drucksensorlösung zur weiteren Kompensation innerhalb der Regelung zurückzugreifen.
Bei einer besonders bevorzugten Ausführungsform ist vorgesehen, dass parallel zu der genannten Messblende geschaltet eine Bypassleitung vorhanden ist, die besonders bevorzugt mindestens ein federbelastetes Rückschlagventil aufweist, das in Richtung einer Tank- oder Rücklaufleitung aufsteuert. Dergestalt kann insbesondere bei hohen Überschussvolumenströmen, z.B. im Standby-Betrieb, die Druckdifferenz über die Messblende begrenzt werden. Ein solcher Standby-Betrieb ergibt sich, wenn kein Verbraucher betätigt ist und die Hydropumpe aufgrund einer Mindestdrehzahl einen Volumenstrom Qmin fördert. Der Öffnungsdruck des Rückschlagventiles im Bypass muss oberhalb der Führungsgröße liegen. Im Standby-Betrieb wird da- mit der Umlaufdruck beschränkt und trägt zu einem energieeffizienten Betrieb der Druckversorgungseinrichtung mit bei. Darüber hinaus wird durch die Limitierung des Drucks der Drucksensor gegen einen Überlastdruck geschützt.
Bei einer weiteren besonders bevorzugten Ausführungsform der erfindungsgemäßen Volumenstromversorgung ist vorgesehen, dass parallel zu der einen Messblende und vorzugsweise in Strömungsrichtung gesehen vor dem Rückschlagventil mindestens eine weitere Messblende geschaltet ist, wobei vorzugsweise der freie Querschnitt der weiteren Messblende größer bemessen ist als die der einen Messblende. Dergestalt lässt sich ein Feinsteuerbereich erreichen und die weitere Messblende wird erst durchströmt, wenn der Öffnungsdruck des Bypass-Rückschlagventils überschritten ist. Dieser Punkt lässt sich durch einen Knick im Volumenstrom-Druckdiagramm erkennen. Weiter kann ein zusätzlicher Bypass, z.B. über ein Rückschlagventil, für die eine und die andere Messblende vorgesehen sein. Der Öffnungsdruck des Bypass-Rückschlagventils für die eine Messblende und die weitere Messblende liegt dann oberhalb des Bypass-Rückschlagventils für die eine Messblende. Hierdurch ergibt sich erneut eine Änderung im Volumenstrom-Druckdiagramm. Durch den angesprochenen Feinsteuerbereich wird der Erfassungsbereich der eingesetzten Sensorik erweitert. Darüber hinaus sind weitere Systemeingriffe vorstellbar, z.B. dass ein Ventil oder mehrere Ventile oberhalb eines gewissen Drucks über die Messblenden geschaltet werden (elektrisch oder hydraulisch-mechanisch).
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der erfindungsgemäßen Lösung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche. Des Weiteren betrifft die Erfindung auch ein Verfahren zum Durchführen einer bedarfsorientierten Volumenstromversorgung, insbesondere für Closed-Center-LS-Systeme, unter Einsatz der vorstehend aufgezeigten Versorgungsvorrichtung. Im Folgenden wird die erfindungsgemäße Lösung anhand von Ausführungsformen näher erläutert. Dabei zeigen in prinzipieller und nicht maßstäblicher Darstellung die
Figur 1 eine Ausführungsform einer Volumenstromversorgung;
Figur 2, 3 zwei Volumenstromdiagramme; und
Figur 4 ff. gegenüber der Figur 1 geänderte Ausführungsformen.
Die Figur 1 zeigt in der Art eines hydraulischen Schaltplans eine Volumenstromversorgung, insbesondere für sogenannte Closed-Center-LS-Systeme, von denen ein System in der Figur 1 als Ganzes mit 10 bezeichnet ist. Fachsprachlich bezeichnet man ein solches System 10 auch als LS-MCV (Main Control Valve). Des Weiteren weist die Volumenstromversorgung eine als Ganzes mit 12 bezeichnete Druckversorgungseinrichtung auf und als Druckwaage eine sogenannte Umlaufdruckwaage 14. Die Druckversorgungseinrichtung 12 sowie die Druckwaage 14 sind Komponenten eines als Ganzes mit 16 bezeichneten Versorgungssystems zur Fluidversorgung eines daran anschließbaren als Ganzes mit 18 bezeichneten hydraulischen Verbrauchers.
Der hydraulische Verbraucher 18 weist zwei Hydromotoren 20 auf mit zwei möglichen Stromrichtungen. Der jeweilige Hydromotor 20 wird über ein elektrisch betätigbares 4/3-Proportional Wegeventil 22 sinnfällig angesteuert. Mittels des gezeigten Wechselventils 24 zwischen dem zuordenbaren Hydromotor 20 und dem Proportionalventil 22 wird der jeweils höhere Druck in der Zuführung zum Hydromotor 20 in eine LS (Load-Sensing)- Leitung 26 gemeldet und in diese Leitung ist ein 2/2-Wege-Ventil 28 mit seiner Steuerleitung 29 geschaltet. Dem jeweiligen Ventil 28 kommt in der gezeigten geöffneten Schaltstellung eine Druckbegrenzungsfunktion 74 zu und insoweit stellt das jeweilige Ventil 28 eine fluidführende Verbindung zwischen einer Druckversorgungsleitung P und einem Eingang des jeweiligen Ventils 22 her. Der andere Eingang des Ventils 22 ist auf die Tank- oder Rücklaufleitung T geschaltet, die zu einem Vorratstank 30 führt, der auch aus mehreren Tankkomponenten bestehen kann. Die gegenüberliegenden Ausgänge des jeweiligen Proportionalventils 22 sind auf die Ansteuerseiten des zugehörigen Hydromotors 20 geleitet. Hinter einer Abzweigstelle 32, in die die zuordenbare Steuerleitung 29 des Wegeventiles 28 mündet, ist in Richtung zu einer zentralen Load-Sensing (LS)-Leitung 34 ein Rückschlagventil 36 geschaltet, das in Richtung der zentralen LS-Leitung 34 öffnet und in der entgegengesetzten Richtung in seiner Schließstellung gehalten ist.
Die Druckversorgungseinrichtung 12 für die Versorgung des hydraulischen Verbrauchers 18 stellt diesem bedarfsorientiert Volumenstrom zur Verfügung, indem die Umlaufdruckwaage 14 einen etwaigen Überschussvolumenstrom aus dem Versorgungsstrom abführt, der von der Druckversorgungseinrichtung 12 in der Druckversorgungsleitung P zur Verfügung gestellt wird. Des Weiteren ist eine als Ganzes mit 28 bezeichnete Regelung vorhanden, die durch Ansteuern der genannten Druckversorgungseinrichtung 12 den Überschussvolumenstrom auf ein Minimum reduzieren hilft.
Wie sich des Weiteren aus der Figur 1 ergibt, weist die Druckversorgungseinrichtung 12 eine drehzahlvariable Hydropumpe 40 auf, vorzugsweise in Form einer Konstantpumpe, die von einem drehzahlvariablen Motor M, beispielsweise in Form eines Elektromotors, angetrieben ist, der wiederum von der Regelung 38 angesteuert wird. Die Regelung 38 weist einen Regler 42 auf, beispielsweise in Form eines PID-Reglers. Der Regler 42 weist eingangsseitig eine Führungsgröße 44 auf sowie eine Regelgröße 46. Die Führungsgröße 44 stellt insoweit den Soll-Wert dar und die Regelgröße 46 den jeweiligen Ist-Wert. Ausgangsseitig ist der Regler 42 an eine Motorsteuerung 48 angeschlossen, beispielsweise in Form eines Frequenzumrichters, der als Stellgröße die benötigte Drehzahl bei dem Elektromotor M vorgibt und damit drehzahlgesteuert die Hydropumpe 40 mit ihrer jeweiligen Abgabemenge einstellt, die sie aus dem Vorratstank 30 abholt und in die Druckversorgungsleitung P einspeist.
Die genannte Regelgröße 46 ist durch Ausgabewerte eines Drucksensors 50 gebildet. Dieser Drucksensor 50 erfasst Druckwerte auf der Ablaufseite 52 der Umlaufdruckwaage 14, wozu der Drucksensor 50 an eine Abzweigstelle 54 angeschlossen ist, die über eine weitere Tank- oder Rücklaufleitung 56 zum Vorratstank 30 führt.
Die Umlaufdruckwaage 14 ist eingangsseitig an die Druckversorgungsleitung P angeschlossen und zwar über eine weitere Abzweigstelle 58, die unmittelbar am Ausgang der Hydropumpe 40 angeordnet ist. Die Umlaufdruckwaage 14 ist in Schieberbauweise als direkt gesteuertes, federbelastetes Drosselventil ausgeführt, deren Ventilschieber 60 auf der einen Seite zusammen mit einem Energiespeicher, wie einer Druckfeder 62, einem LSDruck vonseiten des Verbrauchers 18 und auf der anderen Seite einem Steuerdruck über eine Steuerleitung 64 einem Steuerdruck ausgesetzt ist, der dem Ausgangs- oder Versorgungsdruck der Druckversorgungseinrichtung 12 entspricht, also dem jeweiligen Ausgangsdruck der Hydropumpe 40. Der angesprochene LS-Druck wird über eine LS-Steuerleitung 66 von der zentralen LS-Leitung 34 auf die eine Steuerseite der Um laufd ruckwage 14 weitergeleitet.
Dahingehende Umlaufdruckwaagen 14 in Schieberausführung können wie dargestellt direkt gesteuert und mit integrierter Druckbegrenzungsfunktion, beispielsweise als Einschraubventil konzipiert, bei der Schutzrechtsinhaberin bezogen werden, beispielhaft unter der Bestellnummer DWM12121 ZD. Dahingehende Druckwaagen 14 sind stufenlos regelnd und wie in Figur 1 dargestellt in Normalstellung geschlossen. Die Aufgabe einer solchen Druckwaage 14 ist es einen eingestellten Volumenstrom, unabhängig von Druckschwankungen, konstant zu halten. Als Regelventil in Kombination mit der Druckfeder 62 hält sie das Druckgefälle über die integrierte Messdrossel und somit den Zuschluss zum Verbraucher 18 bedarfsorientiert auf gleichem Niveau. Bei gleicher Messdrosselfläche bleibt so der Volumenstrom gleich. Sinkt in Load-Sensing-Systemen 10 der Lastdruck auf Tankdruck, indem alle Verbraucher 20 zum Tank entlastet sind, öffnet die Druckwaage 14 gleichfalls über die interne Messdrossel zum Vorratstank 30. Dergestalt kann eine solche Umlaufdruckwaage 14, beispielsweise beim Heben von variablen Lasten oder zum Antrieb eines Hydromotors 20 mit jeweils gleicher Geschwindigkeit, eingesetzt werden. Anstelle der direktgesteuerten Umlaufdruckwaage 14 kann bei der Realisierung der Schaltungslösung nach der Figur 1 alternativ auch eine vorgesteuerte Druckwaage Anwendung finden, was im Folgenden noch näher erläutert werden wird.
Auf der gezeigten Ablaufseite 52 der Umlaufwaage 14, schließt sich eine Messblende 68 an, die in Richtung des Vorratstankes 30 hinter der Abzweigstelle 54 in die Tank- oder Rücklaufleitung 56 geschaltet ist. Dabei ist parallel zu der Messblende 68 in einer Abzweigleitung 70 ein federbelastetes Rückschlagventil 72 geschaltet, das in Richtung des Vorratstanks 30 öffnet.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform kann ferner vorgesehen sein, dass eine weitere Messblende 74 mit gegenüber der ersten Messblende 68 größerem Querschnitt in die Abzweigleitung 70 parallel zur ersten Messblende 68 und in Durchströmungsrichtung vor dem Rückschlagventil 72 geschaltet ist. Zwingend ist ein dahingehender Aufbau jedoch nicht. Insbesondere kann die weitere Messblende 74 auch hinter dem Rückschlagventil 72 angeordnet sein.
Ein entstehender Überschussvolumenstrom wird über die Umlaufdruckwaage 14 aus dem System 10 derart abgeführt, dass der Umlaufdruckwaage 14 nachgeschaltet, die eine Messblende 68 angeordnet ist, über die das Fluid zum Vorratstank 30 strömt. Die Druckdifferenz über dieser Messblende 68 wird mit dem Drucksensor 50 erfasst und das Signal dieses Drucksensors 50 dient als Regelgröße (Ist-Wert) 46 für den geschlossen ausgeführten Regelkreis als der Regelung 38. Durch diese Regelung 38 wird die Drehzahl der Hydropumpe 40 derart eingeregelt, dass im Idealfall die Regelgröße 46 als dem Ist-Wert der Führungsgröße 44 als dem Soll-Wert entspricht. Dementsprechend wird mit der hier vorgestellten Regelung nach der Figur 1 ein konstantes Ap über die eine Messblende 68 eingeregelt, so dass innerhalb des Regelbereiches, bei der die aktuelle Drehzahl in jedem Fall kleiner als die maximale Drehzahl der Hydropumpe 40 ist, ein kontinuierlicher Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage 14 fließt. Das Versorgungssystem befindet sich dementsprechend in einer Überversorgung und arbeitet in einem stabilen Betriebspunkt, wobei gleichzeitig der für die Systemstabilität benötigte Überschussvolumenstrom auf ein erforderliches Minimum reduziert ist, so dass hydraulische Verluste im Rahmen der Versorgung vermieden sind. Dergestalt ist ein Kompromiss geschaffen zwischen Systemstabilität und Verlustvermeidung.
Durch die Verwendung der zweiten Messblende 74, deren freier Querschnitt, vorzugsweise größer ist als die der ersten Messblende 68, lässt sich ein Feinsteuerbereich realisieren und der Erfassungsbereich der Sensorik mittels des Drucksensors 50 erweitern.
Mit einem drehzahlvariablen Aggregat, insbesondere in Form einer Konstantpumpe als der Hydropumpe 40, lässt sich bedarfsorientiert Volumenstrom bereitstellen, so dass der Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage 14, und die damit einhergehenden Verluste, auf ein erforderliches Minimum reduziert werden. Demgemäß wird ein Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage 14 aus dem System derart abgeführt, dass der Umlaufdruckwaage 14 nachgeschaltet mindestens eine Messblende 68 angeordnet ist, über die das Fluid zum Tank 30 strömt. Die Druckdifferenz über der Messblende 68 (p? = pu = 0 bar) wird mit einem Drucksensor 50 erfasst. Das Signal des Drucksensors 50 dient als Regelgröße (IST-Wert) für einen geschlossenen Regelkreis. Durch die Regelung wird die Drehzahl des Aggregats derart eingeregelt, dass im Idealfall die Regelgröße der Führungsgröße (Soll-Wert) entspricht.
Dementsprechend wird mit der hier vorgestellten Regelung ein konstantes Ap über die Messblende 68 eingeregelt, das nicht gleichgesetzt werden darf mit APLS, SO dass innerhalb des Regelbereichs (n < n max, Aggregat ) ein kontinuierlicher Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage 14 fließt. Das System befindet sich dementsprechend in einer Überversorgung und arbeitet in einem stabilen Betriebspunkt.
Die aus dem Überschussvolumenstrom resultierenden Verluste können durch die bedarfsorientierte Regelung auf ein für die Systemstabilität erforderliches Minimum reduziert werden.
Das System erfordert lediglich einen Drucksensor 50, wohingegen sogenannte eLS-Systeme in der Regel mindestens zwei lastabhängige Sensorwerte benötigen, einmal in Form eines Pumpendruckes und einmal in Form eines LS-Druckes. Weiter ist der erfasste Druck vor der Messblende 68 unabhängig von der Last bzw. dem Lastdruck/Pumpendruck. Ein weiterer Vorteil ist das vergleichsweise geringe Druckniveau der Messblende 68 (voraussichtlich kleiner 10 bar, abhängig von der Blendenauslegung), verglichen mit den lastabhängigen Drücken mit Druckbereichen bis 250/350 bar, so dass der Druckbereich des Sensors kleiner ausfällt und damit die Auflösung des Druckbereichs höher ist. Demgemäß kann die Sensorgenauigkeit reduziert werden, was einen Kostenvorteil mit sich bringt. Die jeweilige Messblende 68 wirkt dämpfend und die Messgröße ist unabhängig von der Last. Dies wirkt sich positiv auf die Signalqualität des Sensors 50 aus und verbessert die Regelgüte. Gegebenenfalls kann auf eine Glättung des Signals verzichtet werden, was das Ansprechverhalten verbessert. Insgesamt kann die Umlaufdruckwaage 14 kleiner dimensioniert werden, da im Regelbetrieb nur ein kleiner Überschussvolumenstrom abgeführt werden muss.
Zusätzlich ist bei der Ausführungsform nach der Figur 1 ein Bypass-Ven- ti I/Rücksch lagventi I 72 mit vorgeschalteter weiterer Messblende 74 parallel zur Messblende 68 angeordnet, um bei einem hohen Überschussvolumenstrom, z. B. im Standby-Betrieb die Druckdifferenz über die Messblende 68 zu begrenzen. Im Dahingehenden Standby-Betrieb wird kein Verbraucher betätigt und das Aggregat fördert aufgrund einer Mindestdrehzahl einen Volumenstrom Qmin, Aggregat. Der Öffn ungsd ruck des Rückschlagventils 72 im Bypass muss oberhalb der Führungsgröße liegen. Im Standby-Betrieb wird damit der Umlaufdruck beschränkt und trägt zu einem energieeffizienten Betrieb des Aggregats bei. Darüber hinaus wird durch die Limitierung des Drucks der Sensor 50 gegen einen Überlastdruck geschützt.
Die Figuren 2 und 3 geben für die Lösung nach der Figur 1 in Diagrammform den Volumenstrom V über den Druck p an der Messblende 68 als Regelgröße wieder. Dabei ist mit a der Öffnungsdruck „Bypass der Messblende 68 über Rückschlagventil 72" wiedergegeben. Ferner ist mit b der Feinsteuerbereich gekennzeichnet und mit c der Überschussvolumenstrom. Charakteristisch ist die Knickstelle KS 1 nach Verlassen des Feinsteuerbereichs b.
Bei dem Diagramm nach der Figur 3 ergibt sich eine weitere zweite Knickstelle KS 2 für den Fall, dass wie in der Lösung nach der Figur 1 dargestellt ein Bypass mit einer weiteren Messblende 74 neben der ersten Messblende 68 vorhanden ist. Dergestalt ist ein Feinsteuerbereich b wie in Figur 1 erreicht und die weitere Messblende 74 wird erst durchströmt, wenn der Öffnungsdruck des Bypass-Rückschlagventils 72 überschritten ist. Demgemäß wird der Feinsteuerbereich b erst erreicht, indem eine weitere Blende respektive Messblende 74, die vorzugsweise größer dimensioniert ist als die erste Messblende 68, vor oder hinter dem Bypass-Ventil respektive Rückschlagventil 72 der Messblende 68 angeordnet ist. Die Messblende 74 wird erst durchströmt, wenn der Öffnungsdruck des Bypass-Ventils respektive Rückschlagventils 72 überschritten wird und dieser Punkt ist wie bereits dargelegt in Figur 3 durch den Knick KS 2 im Volumenstrom- Druck-Diagramm erkennbar. Ist die Knickstelle KS 2 erreicht, erhöht sich der Druck p über der Messblende 68 nicht weiter; nur der Volumenstrom V steigt weiter an. In jedem Fall ist durch den angesprochenen Feinsteuerbereich b der Erfassungsbereich der Sensorik, insbesondere unter Einsatz eines Drucksensors 50, erweitert.
Es sind weitere Systemeingriffe vorstellbar, beispielsweise dass ein Ventil oder mehrere Ventile oberhalb eines gewissen vorgebbaren Drucks über die Messblenden 68, 74 geschaltet werden, sei es elektrisch oder hydraulisch-mechanisch.
Im Folgenden werden insbesondere ausgehend von der Lösung nach der Figur 1 weitere Ausführungsbeispiele beschrieben, die aber nur noch insofern erläutert werden, als sie sich wesentlich von der Ausführungsform nach der Figur 1 unterscheiden. Auch insoweit werden für die nachfolgenden Ausführungsbeispiele für ein- und dieselben Baukomponenten dieselben Bezugszeichen verwendet wie für Figur 1 und die hierzu getroffenen Ausführungen gelten dann auch für die nachfolgenden Ausführungsbeispiele.
Die Lösung nach der Figur 4 ist dahingehend geändert, dass die Umlaufdruckwaage 14 nunmehr ein Wegmesssystem, insbesondere in Form eines Wegsensors 76, aufweist, mit dem die Position des Ventilschiebers 60 in jeder Regelposition der Umlaufdruckwaage 14 erfasst wird. Das Signal der Schieberposition dient nunmehr als Regelgröße 46 und stellt den jeweiligen Ist-Wert für den geschlossenen Regelkreis in Form der Regelung 38 dar. Durch diese Art der Regelung 38 wird die Drehzahl der Hydropumpe 40 derart eingeregelt, dass im Idealfall die Regelgröße 46 als dem Ist-Wert wiederum der Führungsgröße 44 als dem Sollwert entspricht. Dementsprechend wird mit der hier vorgestellten Regelung 38 nach der Figur 4 eine konstante Schieberposition eingeregelt und diese Schieberposition entspricht bei einem zu definierenden Nenndruck einem gewünschten Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage 14. Das System befindet sich dementsprechend wiederum in einer Überversorgung und arbeitet in einem stabilen Betriebspunkt unter Vermeidung von Verlustvolumen. Der Überschussvolumenstrom ist bei konstanter Schieberposition lastabhängig und dementsprechend ist der Überschussvolumenstrom bei höheren Lastdrücken größer als bei kleineren. Möglichkeiten diesen Effekt zu reduzieren oder ganz zu vermeiden, bestehen darin einen großen Feinsteuerbereich für die Umlaufdruckwaage 14 vorzusehen oder zusätzlich den Drucksensor 50 zur Kompensation innerhalb der Regelung 38 einzusetzen. Vorzugsweise weist der Ventilschieber 60 innerhalb der Umlaufdruckwaage 14 eine positive Überdeckung auf bei angepasster Federvorspannung/Federsteifigkeit der Druckfeder 62. Im Übrigen sind die in Figur 1 gezeigten zusätzlichen Messblenden 68 und 74 sowie das Rückschlagventil 72 in einer Bypassleitung in Wegfall geraten und die weitere Tank- oder Rücklaufleitung 56 als Abzweig mündet ausgangsseitig direkt in den Vorratstank 30 für Fluid ein.
Bei der Ausführungsform nach der Figur 5 ist zusätzlich ein Druckbegrenzungsventil 80 derart angeordnet, dass der über das Druckbegrenzungsventil 80 abgeführte Volumenstrom über die nachgeschaltete Messblende 68 bzw. Messblenden 68, 74 zum Tank 30 strömt. Das Druckbegrenzungsventil 80 öffnet bei Überschreiten des eingestellten Druckwertes, mechanisch; es ist aber auch eine elektrische Lösung realisierbar. Mit dieser Anordnung des Druckbegrenzungsventils 80 und der Umlaufdruckwaage 14 ist eine bedarfsorientierte Volumenstromversorgung mit zusätzlicher Druckabschneidung möglich, ohne einen zusätzlichen Drucksensor oder Druckschalter einzusetzen, um den Pumpen-ZSystemdruck zu erfassen, im System zu nutzen bzw. der bedarfsorientierten Regelung einen zusätzlichen Druckregler für die Druckabschneidung zu überlagern. Die Funktion einer Druckabschneidung ist dabei wie folgt: Der Fördervolumenstrom des jeweiligen Aggregats wird bei Erreichen eines eingestellten Drucks, gleich Einstellwert des Druckbegrenzungsventils 80, begrenzt bzw. verringert, um eine erhöhte Verlustleistung im System zu vermeiden.
Das Druckbegrenzungsventil 80 ist parallel zur Druckwaage 14 geschaltet und fluidführend mit der Druckversorgungsleitung der Hydropumpe 40 verbunden sowie mit den beiden Messblenden 68 und 74. Ferner ist im Bypass zu der zweiten Messblende 74 mit Rückschlagventil 72 ein zusätzliches Rückschlagventil 82 vorhanden, das zum Tank 30 hin öffnet. Mit der Schaltplanlösung nach der Figur 5 lässt sich ein Volumenstrom-Druck-Diagramm gemäß der Darstellung nach der Figur 3 erreichen.
Im Umfang der zu beherrschenden Volumenströme und Drücke kann im Bedarfsfall auch auf die weitere Messblende 74 mit Rückschlagventil 72 verzichtet werden. Ebenso können gemäß der Darstellung nach der Figur 6 aus vergleichbaren Überlegungen heraus zwei parallele Messblenden 74, 74' zum Einsatz kommen, die gemeinsam in Richtung des Rückschlagventils 72 ausmünden.
Bei der Ausführungsform nach der Figur 7 wird als Eingangsgröße eine Solldrehzahl an die Motorsteuerung 48 weitergegeben, die beispielsweise aus einem üblichen Frequenzumrichter gebildet ist. Die Motorsteuerung 48 gibt dann als Stellgröße die jeweilige Drehzahl für den Motor M vor und als Hydropumpe 40 ist diesmal eine Verstellpumpe mit hydraulisch-mechanischer Regelung eingesetzt, die von einer Druckdifferenz über der Messblende 68 angesteuert wird, die hydraulisch zu der Verstellpumpe zurückgeführt wird. Die dahingehende Druckdifferenz wird vor der Messblende 68 und dem Rückschlagventil 82 abgegriffen. Die weitere Messblende 74 mit dem Rückschlagventil 72 entfällt bei dieser Lösung. Ansonsten lassen sich mit der Lösung nach der Schaltplandarstellung gemäß Figur 7 die vorteilhaften Ausgestaltungen wie vorstehend beschrieben erreichen. Des Weiteren kann der Drucksensor 50 oder eine sonstige Sensorik entfallen.
Bei der Ausführungsform nach der Figur 8 kommt ein drehzahlvariables Aggregat mit Drehzahlregelung zum Einsatz. Die Drehzahl regel ung des Aggregats erfolgt dabei parallel zur Regelung der Hydropumpe 40 in Form einer Verstellpumpe. Dabei nutzt die Drehzahlregelung die Stellgröße der Verstellpumpenregelung, welche proportional zum Verstellwinkel ist, als Regelgröße (IST-Wert) für einen geschlossenen Regelkreis. Durch die Regelung wird die Drehzahl des Aggregats derart eingeregelt, dass im Idealfall die Regelgröße einer Führungsgröße (Soll-Wert) entspricht. Mit diesem Ansatz kann auf einen Sensor zur Erfassung des Schwenkwinkels der Verstellpumpe verzichtet werden.
Voraussetzung ist eine Verstellpumpe mit elektrischer Verstellung, die insbesondere elektrisch-proportional, arbeitet. Der Regler 42' ist wie der Regler 42 bevorzugt ein PID-Regler, der eingangsseitig eine Führungsgröße erhält sowie eine Regelgröße, die ausgangsseitig vom Drucksensor 50 stammt. Zur Ansteuerung der Verstellpumpe gibt dann der Regler 42' als Stellgröße beispielsweise einen Strom aus, welcher proportional zum Verstellwinkel der dahingehenden Hydropumpe 40 ist.
Bei der Ausführungsform nach der Figur 9, die weitgehend der Lösung nach der Figur 8 entspricht, wird die Stellgröße des Reglers 42' als Regelgröße dem Regler 42 für die Motorregelung 38 zugeführt.
Bei der Ausführungsform nach der Figur 10 wird nunmehr ein Aggregat mit Doppelpumpe eingesetzt, wobei beide Pumpen 40, 40' in das gleiche System fördern und mindestens eine der beiden Pumpen ist über ein Rück- schlagventil 84 vom System getrennt. Bei mindestens einer der Hydropumpen, hier die Hydropumpe 40', ist zusätzlich ein Umschaltventil 86 vor dem Rückschlagventil 84 angeordnet, das in Richtung des Umschaltventils 86 sperrt. Die Druckdifferenz über der Messblende 68 bzw. den Messblenden 68, 74 wird zusätzlich als hydraulisches Signal auf das Umschaltventil 86 rückgeführt.
Das Umschaltventil 86 besitzt dabei eine Regelcharakteristik wie in Figur 1 1 näher dargestellt. Bei Überschreiten eines eingestellten Druckes, als dem oberen Einstellwert e, welcher mechanisch oder elektrisch vorgebbar ist, verbindet es eine der beiden Pumpen 40, 40' mit einem weiteren, dritten Druckniveau, welches unterhalb des Systemdrucks liegt; im Idealfall entspricht dieses Druckniveau dem Tankdruck im Tank 30. Erst bei Unterschreiten eines weiteren Druckwertes, als dem unteren Einstellwert f, schaltet das Umschaltventil 86 zurück und hebt die Verbindung in Richtung drittes Druckniveau (Tankdruck) auf. Dementsprechend weist das Umschaltventil 86, wie in Figur 1 1 dargestellt, eine Hysterese g bezüglich des Öff- nungs- und Schließdrucks auf. Die Drehzahlregelung des Antriebs M für beide Hydropumpen 40, 40', insbesondere in Form von Konstantpumpen, erfolgt parallel.
Die Ausführungsform nach der Figur 10 kann auch dahingehend geändert sein, dass die Regelung 38 für den Motor M entfällt und der Antrieb oder Motor M bei einer festen Solldrehzahl betrieben wird, (nicht dargestellt).
Des Weiteren besteht die Möglichkeit, vergleichbar der Lösung nach der Figur 7, die Regelung 38 für den Motor M entfallen zu lassen und der Motorsteuerung 48 zur Vorgabe einer Drehzahl als Stellgröße oder Eingangswert ausschließlich eine Solldrehzahl vorzugeben. Die Ausführungsform nach der Figur 12 ist gegenüber den vorangehend beschriebenen Lösungen dahingehend geändert, dass nunmehr die Druckdifferenz über der Messblende 68 bzw. den Messblenden 68, 74 elektronisch von dem Drucksensor 50 erfasst wird, wobei das Signal dieses Sensor 50 zur Drehzahlregelung des Antriebs in Form des Motors M genutzt wird mittels der bereits beschriebenen Regelung 38. Weiter wird dieses Sensorsignal genutzt, um das Umschaltventil 86 elektrisch anzusteuern.
Hierfür dient wiederum eine Steuerung 42' , die als Eingangsgröße die (Druck-)Bedingung Zuschalten h erhält sowie die weitere (Druck-)Bedin- gung Abschalten i. Weiter kann als Eingangsbedingung eine (Drehzahl-)Be- dingung Abschalten j vorgegeben werden. Weitere Eingangsgrößen stammen von der Ausgangsseite des Drucksensors 50 und ferner wird als weitere Eingangsgröße die Stellgröße (Drehzahl) auf der Ausgangsseite des Frequenzumrichters 48 an den Regler 42' weitergegeben. Das Umschaltventil 86 nach der Figur 12 ist ein elektrisch betätigbares Umschaltventil mit (auch realisierbar mit normally open Ventilen), wobei ein Volumenstrom-Druck- Diagramm gemäß der Darstellung nach der Figur 1 1 realisiert wird, mit einem Hysterese-Verhalten g wie dargestellt. Dabei ist der untere Einstellwert f der (Druck-)Bedingung Zuschalten h gleichzusetzen und der obere Einstellwert e entspricht der (Druck-)Bedingung Abschalten i. In dieser elektrisch angesteuerten Variante ist die Hysterese in der Steuerung 42' realisiert.
Das Umschaltventil 86 kann ganz unterschiedlich ausgeführt sein und ist im vorliegenden Fall aus einem elektromagnetisch betätigbaren 2/2-Wege- Schaltventil gebildet, das ausgangsseitig an den Tank 30 angeschlossen ist. Allen Varianten gemein ist jedoch, dass bei Unterschreiten eines Druckwertes h, das Umschaltventil 86 in einer Stellung ist in der keine Verbindung zu einem Druckniveau unterhalb des Systemdrucks (Druck der weiteren Pumpenstufe) vorliegt. Bei Überschreiten eines weiteren Druckwertes i hingegen stellt das Umschaltventil 86 eine Verbindung zu einem weiteren Druckniveau her, welches unterhalb des Systemdrucks liegt; im Idealfall dem Tankdruck entspricht. Weiter kann, was jedoch nicht zwingend erforderlich ist, dieser Vorgang auch an eine weitere Bedingung, beispielsweise an eine Drehzahlbedingung j, gekoppelt werden. Die Drehzahlregelung für den Antrieb M erfolgt parallel oder das Aggregat M kann wieder bei konstanter Drehzahl betrieben werden.
Allen Lösungen ist jedenfalls gemeinsam, dass eine einfache, kostengünstige, robuste und bedarfsorientierte Volumenstromversorgung für closed- sensor-Systeme erreicht ist und dass mit der Lösung bedarfsorientiert Volu- menstrom an Fluid bereitgestellt wird, wobei ein etwaiger Überschussvolumenstrom über die Umlaufdruckwaage 14 und die damit einhergehenden Verluste auf ein erforderliches Minimum reduziert sind.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Volumenstromversorgung, insbesondere für Closed-Center-LS-Sys- teme (10), mit einer Druckversorgungseinrichtung (12) und einer Druckwaage als Komponenten eines Versorgungssystems zur Fluidversorgung eines daran anschließbaren hydraulischen Verbrauchers (18), dadurch gekennzeichnet, dass die Druckversorgungseinrichtung (12) für die Versorgung des hydraulischen Verbrauchers (18) bedarfsorientiert Volumenstrom bereitstellt, indem die Druckwaage aus einer Umlaufdruckwaage (14) gebildet ist, die einen etwaigen Überschussvolumenstrom aus dem Versorgungsstrom abführt und mit einer Regelung (38), die durch Ansteuern der Druckversorgungseinrichtung (12) den Überschussvolumenstrom auf ein Minimum reduziert.
2. Volumenstromversorgung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Druckversorgungseinrichtung (12) mindestens eine Hydropumpe (40) aufweist, die von einem Motor (M) angetrieben ist, der von der Regelung (38) angesteuert ist.
3. Volumenstromversorgung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelung (38) einen Regler (42) mit einer vorgebbaren Führungsgröße (44) aufweist, vorzugsweise in Form eines PID- Reglers, dessen Regelgröße (46) durch Ausgabewerte eines Sensors gebildet ist, der als Drucksensor (50) konzipiert Druckwerte auf der Ablaufseite (52) der Umlaufdruckwaage (14) und/oder als Wegsensor (76) konzipiert die Verfahrposition des Ventilschiebers (60) der Umlaufdruckwaage (14) erfasst. Volumenstromversorgung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgang des Reglers (42) an eine Motorsteuerung (48) angeschlossen ist. Volumenstromversorgung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Motorsteuerung (48) aus einem Frequenzumrichter, der als Stellgröße die Drehzahl für einen Elektromotor (M) als Antrieb der Hydropumpe (40) vorgibt. Volumenstromversorgung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Umlaufdruckwaage (14) in Schieberbauweise als direkt gesteuertes, federbelastetes Drosselventil ausgeführt ist, deren Ventilschieber (60) auf der einen Seite zusammen mit einem Energiespeicher, wie einer Druckfeder (62), einem LSDruck vonseiten des Verbrauchers (18) und auf der anderen Seite einem Steuerdruck ausgesetzt ist, der dem Ausgangs- oder Versorgungsdruck der Druckversorgungseinrichtung (12) entspricht. Volumenstromversorgung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass auf der Ablaufseite (52) der Umlaufdruckwaage (14) sich mindestens eine Messblende (68) anschließt. Volumenstromversorgung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass parallel zu dieser Messblende (68) geschaltet eine Bypassleitung (70) vorhanden ist, die besonders bevorzugt mindestens ein federbelastetes Rückschlagventil (72) aufweist, das in Richtung einer Tank- oder Rücklaufleitung (56) aufsteuert. Volumenstromversorgung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass parallel zu der einen Messblende (68) und vorzugsweise in Strömungsrichtung gesehen vor dem Rückschlagventil (72) mindestens eine weitere Messblende (74) geschaltet ist und dass vorzugsweise der freie Querschnitt der weiteren Messblende (74) größer bemessen ist als die der einen Messblende (68). Verfahren zum Durchführen einer bedarfsorientierten Volumenstromversorgung, insbesondere für Closed-Center-LS-System (10), mit einer Vorrichtung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mittels des jeweiligen Druck (50)- und/oder Wegesensors (76) eine Regelgröße (46) für einen geschlossenen Regelkreis erfasst wird, der die Antriebsdrehzahl für die Hydropumpe (40) derart einregelt, dass im Idealfall die Regelgröße (46) der Füh- rungsgröße (44) des Reglers (42) entspricht, so dass gerade genug
Überschussvolumenstrom zur Verfügung steht, dass das Versorgungssystem stabil gehalten und ein hydraulischer Verlust verringert wird.
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