WO2014001043A1 - Hydraulischer antrieb - Google Patents

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WO2014001043A1 PCT/EP2013/061564 EP2013061564W WO2014001043A1 WO 2014001043 A1 WO2014001043 A1 WO 2014001043A1 EP 2013061564 W EP2013061564 W EP 2013061564W WO 2014001043 A1 WO2014001043 A1 WO 2014001043A1
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Peter Loewe
Michael Schuette
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Robert Bosch GmbH
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    • F16H2059/6838—Sensing gearing status of hydrostatic transmissions
    • F16H2059/6876—Sensing gearing status of hydrostatic transmissions the motor speed

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic drive according to the preamble of claim 1.
  • a generic hydraulic drive for a winch is known in which a winch drum is driven by a hydraulic motor.
  • the inlet of the hydraulic motor is connected to a pump, preferably a variable displacement pump.
  • the hydraulic fluid flowing from the hydraulic motor flows through the return to a tank T out.
  • a pulling load acts on the winch drum, it can accelerate at insufficient deceleration so that the pumped by the pump pressure medium flow is not sufficient to supply the hydraulic motor with enough pressure medium, so that correspondingly decreases the pressure in the inlet and in unfavorable conditions even cavitation phenomena may occur.
  • a brake valve also called lowering brake valve is provided, which is biased in a closed position and is acted upon in the opening direction by the pressure in the respective inlet.
  • this brake valve is designed so that it is in both directions of rotation of the hydraulic motor, i. is effective for changing supply and return.
  • the brake valve is brought into an open position, so that the flow of hydraulic fluid flowing from the hydraulic motor flows through the brake valve to the tank.
  • the pressure medium volume flow flowing toward the tank is throttled or blocked, so that the hydraulic motor is decelerated accordingly and the pressure in the inlet rises until the brake valve opens again.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide a hydraulic drive, prevented in the speed fluctuations due to pressure changes in the inlet or at least reduced.
  • the hydraulic drive according to the invention has a hydraulic motor whose connections can be connected by means of working lines with a pressure medium source and a pressure medium sink and a brake valve assembly, the two working lines are assigned, so that the outflowing pressure medium volume flow can be throttled in both directions.
  • the two effective in the opening direction or in the closing direction control chambers of a brake valve of the brake valve assembly are connected to the input terminals of a selector valve assembly, the larger of the in the control to select adjacent control pressures.
  • the output of the selector valve assembly according to the invention is connected to a pressure relief valve, so that the actuation of the brake valve assembly is co-determined by the pressure set on the pressure relief valve, which is below the maximum expected in each operating condition control pressure.
  • This control pressure usually acts in the opening direction on the brake valve, according to the invention this effective in the opening direction pressure is reduced to the set pressure relief valve pressure, so that even with long supply lines and correspondingly large capacity volumes of the working pressure fluctuations and corresponding speed fluctuations can be reduced.
  • the pressure relief valve is adjusted such that a predetermined maximum speed of the hydraulic motor can not be exceeded and, accordingly, an overspeed is preventable.
  • the pressure limiting valve is made adjustable.
  • This adjustment can be purely electric or electrohydraulic.
  • a spring chamber of the pressure relief valve is internally connected to a tank port of the pressure relief valve.
  • the spring chamber can be acted upon to set the pressure to be limited with a pressure relief control pressure.
  • a variant of the invention provides, in each case to arrange an attenuator in the two lines leading to the above-mentioned control chambers, wherein the tap of the control pressure between the control chamber and the attenuator takes place.
  • the selector valve assembly is a shuttle valve.
  • the selector valve arrangement can also be formed by a check valve arrangement.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a hydraulic drive according to the invention
  • FIG. 2 shows an enlarged view of a motor unit with brake valve arrangement of the hydraulic drive according to FIG. 1,
  • FIG. 3 shows an enlarged view of a pump unit of the hydraulic drive according to FIG. 1,
  • FIG. 4 shows a partial view of a variant of the embodiment according to FIG. 1
  • FIG. 5 shows a partial view of a further variant of the exemplary embodiment shown in FIG.
  • FIG. 6 shows a diagram for illustrating the braking characteristic of a hydraulic drive according to the invention.
  • the hydraulic drive shown in Figure 1 can be used for example in driving, winch and Turasantrieben.
  • the illustrated hydraulic drive consists of a motor unit 1 and a pump unit 2, which are connected via working lines 4, 6 with each other.
  • the hydraulic capacity and the line resistance are designated by the reference symbols 8, 10.
  • FIG. 2 shows an enlarged view of the motor unit 1 from FIG. 1. Accordingly, this has a hydraulic motor 1, for example, an axial piston adjusting motor whose Swivel cradle via a control cylinder 14 is adjustable.
  • a bottom-side pressure chamber 16 of the actuating cylinder 14 is supplied via a mounted on a housing 18 control unit 20 with control oil.
  • a piston rod-side annular space 22 is connected to the respective pressure side of the hydraulic motor 12, so that the system pressure always acts here and biases the actuating cylinder 14 in the direction of the maximum absorption volume.
  • the bottom-side pressure chamber 16 is connected via the control unit 20 to a tank T.
  • the structure of such control devices is known in principle, so that only the essential components for understanding the invention will be explained.
  • the engine control valve 24 is formed as a continuously adjustable directional control valve, wherein an input port P via a respective check valve 28, 30, both open to the engine control valve 24, with the two working lines 4, 6, which - as explained - to the two working ports the hydraulic motor 12 are connected.
  • By the two parallel check valves 28, 30 is ensured that the higher of the pressures in the working lines 4, 6, the terminal P of the engine control valve 24 is applied.
  • a tank port T of the engine control valve 24 is connected to said tank T, while an output port A is connected to an input port P of the pressure regulating valve 26.
  • the adjustment of the engine control valve 24 by means of a proportional solenoid 32, which is controlled for example via a joystick or the like.
  • the tank port T is connected to the output port A and the port P is shut off.
  • the pressure regulating valve 26 is adjusted by the pressure at the input port P of the pump control valve 24 from its illustrated basic position in the direction of its positions (a). In the spring-biased home position, the input port P of the pressure control valve 26 is connected to an output port B, which in turn is in control oil connection with the bottom pressure chamber 16 of the actuating cylinder 22, so that this relieved in the illustrated basic position of the engine control valve 24 and the pressure control valve 26 to the tank T. is (Vg max).
  • the reduction of the swivel angle and thus the increase of the rotational speed takes place by controlling the proportional magnet 32, wherein the control valve 24 is adjusted in a direction in which a pressure medium connection between the pressure port P and the output port A of the engine control valve 24 is turned on.
  • the pressure control valve 26 initially remains in its illustrated spring-biased home position. Accordingly, then via the check valves 28, 30 of the control chamber in which the higher of the pressures in the working lines 4, 6 acts, connected to the bottom pressure chamber 16 so that flows into this control oil and the actuating cylinder 22 extends due to its area difference and accordingly the
  • Swivel cradle adjusted in the direction of a reduction of the swallow volume (Vg min). The adjustment takes place until an equilibrium of forces between the force of the proportional solenoid 32 and the force of a control spring is reached, which is stretched by the piston of the actuating cylinder.
  • the pressure control via the pressure control valve 26 is superimposed on this electro-proportional control. Increases by a load torque or by reducing the motor pivot angle of the system pressure, which is tapped at the input P of the engine control valve 24 and counter to the force of a control spring 34 acts on the control piston of the pressure control valve 26, a predetermined by the force of the control spring 34 maximum value, the Regulating piston of the pressure control valve 26 is displaced in a direction in which the pressure medium connection B, T is turned on, so that accordingly the bottom-side pressure chamber 16 is relieved to the tank and thus swings the hydraulic motor again. This increase in the absorption volume and the resulting pressure reduction then reduces the control deviation.
  • the hydraulic motor 12 outputs at a constant pressure by increasing the absorption volume from a larger torque.
  • the pressure in the two working lines 4, 6 is each limited by secondary pressure limiting valves 36, 38, each having a non-return function, which allows a flow of pressure medium through the low-pressure secondary Sekundärdruckbegrenzungs- valve in the direction of the then effective high pressure side Sekundärdruckbegrenzungs- valve.
  • a brake valve arrangement 40 is attached to the housing 18. This has a brake valve 42 in a known construction.
  • Two input ports P, P ' are connected to a respective one of the working lines 4, 6, wherein downstream of this connection in each case a check valve 46, 48 is arranged, which allow a pressure fluid flow only in the direction of the hydraulic motor 12.
  • An output port A of the brake valve 42 is connected via a branching line with two drain check valves 47, 49 with downstream of the check valves 46, 48 located portions of the working lines 4, 6.
  • These drain check valves 47, 49 allow only a flow of pressure medium in the direction of the respective working line 4, 6.
  • each attenuator 50, 52 has two parallel damping nozzles 54, 56, the latter a check valve 58 is connected upstream, which allows a control oil flow from the associated damping nozzle 56 and blocks in the opposite direction. Accordingly, the damping nozzle 54 acts to control oil flow toward the respective control chamber, while the damping nozzle 56 determines and damps the control oil flow out of the control chamber.
  • the damping nozzle 54 which determines the inflow to the control chamber, branches off in each case one db line 60, 62 (see also detail 52). These two db lines 60, 62 lead to the input of a shuttle valve 64. Its output is connected to a pressure relief line 66 which is connected to the input of a pressure relief valve 68.
  • this pressure relief valve 68 is designed to be electroproportionally adjustable, so that the maximum pressure to be limited is adjustable. This adjustment takes place via a control unit 70 as a function of the signal of a Drehbaumholz choir 71, via which the speed of the hydraulic motor 12 is detected and the signal is output to the control unit 70.
  • the larger of the control pressures in the control chambers of the brake valve 42 is guided to the pressure relief valve 68 and can then be limited by appropriate adjustment to a maximum value, so that, for example, a maximum speed of the hydraulic motor 12 is not exceeded.
  • the brake valve 42 is adjusted due to the effective in the working lines 4, 6 pressure difference in an opening direction. If the pressure medium supply, for example, via the working line 6 and the pressure fluid discharge via the working line 4, the brake valve 42 is adjusted in the direction of the control positions (a) in which the pressure medium connection from P to A of the brake valve 42 is opened. The pressure medium can then flow via the working line 6 to the hydraulic motor 12 and from the other working port via the upstream of the check valve 48 located part of the working line 4 and the brake valve 42 and then back through the check valve 47 back to the working line 4 and then to the tank T. The speed of the hydraulic motor 12 is constantly monitored.
  • a pressure is set at the pressure limiting valve 68, which is below the voltage applied to the output of the shuttle valve 64 in the regular operation pressure, i. the effective in the opening direction of the brake valve 42 pressure is reduced, so that correspondingly at the motor output a brake pressure is built up, which prevents over-rotation of the hydraulic motor 12.
  • a suitable brake pressure can thus be adjusted in a simple manner as a function of the respective operating state, in order to prevent over-rotation of the hydraulic motor 12.
  • the brake valve assembly 40 is further designed with a brake release valve 72 which is biased by a spring in a locked position and the larger of the pressures in the working lines 4, 6, which in turn is tapped via a shuttle valve 74, in the direction of Opening position is adjustable, in which this greater of the pressures is led to a brake port Br, to which a mechanical brake element is connected, which then depends on From the position of the brake release valve 72 by the higher of the pressures in the working lines 4, 6 is brought out of braking intervention. Since the system pressure applied in the working lines 4, 6 is often incompatible with the pressure required for the brake release, the brake release valve 72 is followed by a brake pressure reducing valve 76, via which the brake pressure is reduced to a brake pressure suitable for the mechanical brake.
  • the pressure medium supply of the hydraulic motor 12 via the pump unit 2 shown in Figure 3. This can be carried out in different ways; in the concrete embodiment, it is an axial piston variable displacement pump unit whose basic structure is known from the prior art, so that only a few components required for understanding are described here.
  • the pump unit 2 has an axial piston variable displacement pump 78, whose delivery volume flow is adjusted by adjusting the pivot angle of a pivoting cradle.
  • the adjustment is made via a control cylinder 80, whose control chamber is connected via a nozzle to the output of a pump control valve 82.
  • This is embodied as an electroproportionally adjustable directional control valve and is controlled via a proportional magnet 84 in the sense of an enlargement of the pivot angle and via an adjustable spring and a control spring 86 arranged in parallel in the sense of a reduction of the
  • Swivel angle minimum displacement applied.
  • said output port A is connected to an input port P, which in turn communicates with an output port of a shuttle valve 88 in fluid communication.
  • the pump pressure in a pump line 90 and on the other hand, a foreign body pressure, which ensures, for example when starting the system that the variable displacement pump 78 is displaced in the direction of its minimum delivery volume (Vg min) at no-current proportional solenoid 84. The larger of these pressures is thus at the port P of the control valve 82.
  • a control line is further connected, which opens via another nozzle in a control chamber of a return cylinder 92, in which a control piston 94 is immersed, which is mechanically connected to the pivoting cradle of the variable.
  • the adjusting movement of the control piston 94 is transmitted via a coupling mechanism 96 to the control spring 86, which is supported on the one hand on this coupling mechanism 96 and on the other hand acts on the control slide of the control valve 82 in the direction of the illustrated basic position.
  • the control piston 94 of the return cylinder 92 is in turn likewise biased by a spring into a basic position, wherein the force acting on the return cylinder 92 and the actuating cylinder 80 spring forces are designed so that the variable displacement in the de-energized non-energized state in the direction of the maximum delivery volume (Vg max ) is biased.
  • Vg max maximum delivery volume
  • a tank port T of the control valve 82 is connected to a port A of a pressure regulating or depressurizing valve 98 whose tank port T is connected to the tank T while a pressure port P is connected to the output port of the shuttle valve 88.
  • the pressure valve 98 is biased by a control spring in its illustrated home position, in which the terminal A is connected to the tank. Accordingly, the tank port T of the pump control valve 82 is connected to the tank T.
  • the continuously adjustable pressure control valve 98 can be adjusted by the pressure in the pump line 90 so that its input port P is connected to the output port A of the pressure control valve 98 and thus the pump pressure in this area is effective.
  • the pressure fluid connection of the control chamber of the actuating cylinder 80 is controlled to the tank T and control oil supplied to the control chamber of the adjusting cylinder 80 so that it extends and correspondingly the variable pump 78 pivots back. That is to say, when the setpoint value set on the pressure regulating valve 98 via its control spring is exceeded, the pump is automatically pivoted back and the control deviation is reduced.
  • This pressure control is superimposed on the above-described EP control.
  • the suction port of the variable displacement pump 78 is connected to the pressure port of a charge pump 100, can be promoted via the pressure medium from the tank T.
  • This charge pump 100 is usually a centrifugal pump, which is effective even at higher speeds.
  • the charge pump 100 facilitates in particular the cold start at low temperatures and correspondingly high viscosity of the pressure medium.
  • a feed pump 102 can be promoted via the pressure medium from the tank T in a feed line 103. This opens in the illustration of Figure 2 between the two flow check valves 47, 49 a.
  • the pump line 90 leads to the connection P of a directional valve 104.
  • This can be adjusted purely electrically or electro-hydraulically or in any other way.
  • the two working ports A, B are connected to the working lines 4, 6.
  • a tank connection T opens in the tank T.
  • the two working connections A, B are connected to the tank T via nozzles in the manner of a floating position.
  • the pressure port P is connected to the working line 6 and the tank port T is connected to the working line 4, which is then located in the discharge line 10.
  • the directional valve 104 is adjusted in the direction "1"
  • the connection P with the working port is reversed B and the tank connection T connected to the working port A.
  • the directional valve 104 may also be designed so that it also connects the pump line to the tank T in the basic position (0). This circulation position is blocked in an adjustment of the directional valve 104 in the direction of "1" or "2".
  • the pressure in the feed line 103 may still be limited via a feed pressure relief valve 106.
  • the pressure regulating valve 98 is still designed with a remote control 108.
  • This consists in principle of a pressure relief valve 1 10 and a running as a 2/2 way valve actuation valve 1 12, the individual or can be used in conjunction.
  • the pressure relief valve 1 10 is made adjustable and limits the pressure in a pressure control line 1 14, which is connected via a nozzle 1 16 to the pump line 90.
  • the pressure in the pressure control line 1 14 acts on the pressure control valve 98 in the direction of its basic position and thus parallel to the pressure control spring.
  • This actuating valve 1 12 can also be designed as a continuously adjustable directional control valve.
  • FIG. 4 shows a variant of the above-described embodiment, in which instead of the electro-proportionally adjustable pressure limiting valve 68, a special design is used in which a spring chamber is internally connected to the tank port of the pressure relief valve 68.
  • the adjustable pressure at the pressure limiting valve 68 which acts on the brake valve 42 in the direction of its (rotational direction-dependent) opening direction, must then be adjusted to the spring of the pressure relief valve 68, wherein the back pressure must be taken into account in the expiring part of the working line.
  • the pressure to be limited is approximately 40 bar plus this back pressure.
  • the flow characteristic of the two check valves 47, 49 (feed) is used as a measuring orifice.
  • Device-specific flow resistances are compensated by means of the inverse shuttle valve 1 18 and thus by the control pressure applied to the control line 16, see above That changes to the devices, which affect the flow resistance of the return lines, have practically no influence.
  • FIG. 5 shows a further variant in which the pressure limiting valve 68 acts in the closing direction on the one hand by the variable force of the pressure limiting spring and additionally by the pressure in a control line 16 which is connected to the outlet port A of an inverse shuttle valve 1 18, both of which Input terminals P, P 'are each connected to one of the working lines 4, 6, wherein the respective lower of the pressures to the terminal A is forwarded.
  • the two pressure control lines 60, 62 via feed check valves 120, 122 connected to each other, wherein the feed line 103 opens into the region between the two feed check valves 120, 122.
  • a conventional pressure relief valve instead of the special valve types in Figures 4 and 5 are used.
  • the brake valve 42 is on the one hand by the pressure difference in the working lines 4, 6, more precisely adjusted by the pressure surplus in the higher pressure working line and the back pressure in the respective sequence in an opening direction, depending on the opening cross-section of the Hydraulic motor 12 running pressure medium flow rate is throttled proportional to this force / pressure difference.
  • the pressure relief valve 68 (in the circuit of Figure 2) driven to adjust the pressure to be limited so that in the opening direction on the Brake valve 42 effective pressure against the actual (with the pressure relief valve 68 closed) acting pressure is lowered, so that due to the reduced opening pressure in the opening cross-section of the brake valve 42 is reduced and accordingly the running pressure medium volume flow is throttled.
  • FIG. This shows a diagram in which the pressure at the engine output, ie the braking torque generating pressure in dependence on the Speed is shown.
  • the pressure relief valve according to the above-described embodiments is set to a maximum pressure of about 70 bar, the maximum speed should be about 1800 revolutions.
  • a hydraulic drive with a brake valve wherein the pressure acting on the brake valve in the opening direction is limited by a pressure limiting valve. This can for example be adjusted depending on the speed or be set to a predetermined pressure.

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Description

Hydraulischer Antrieb Beschreibung
Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Antrieb gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 .
Aus der DE 103 20 946 B4 ist ein gattungsgemäßer hydraulischer Antrieb für eine Seilwinde bekannt, bei dem eine Windentrommel über einen Hydromotor angetrieben wird. Der Zulauf des Hydromotors ist mit einer Pumpe, vorzugsweise einer Verstellpumpe verbunden. Das vom Hydromotor abströmende Druckmittel fließt über den Rücklauf zu einem Tank T hin ab. In dem Fall, in dem eine ziehende Last an der Windentrommel angreift, kann diese bei nicht hinreichender Abbremsung so beschleunigen, dass der von der Pumpe geförderte Druckmittelvolumenstrom nicht ausreicht, um den Hydromotor mit genug Druckmittel zu versorgen, so dass entsprechend der Druck im Zulauf abfällt und es bei ungünstigen Bedingungen sogar zu Kavitationserscheinungen im Zulauf kommen kann.
Um einen derartigen unerwünschten Druckabfall im Zulauf zu vermeiden, ist bei der aus der DE 103 20 946 B4 bekannten Lösung ein Bremsventil, auch Senkbremsventil genannt, vorgesehen, das in eine Schließposition vorgespannt ist und in Öffnungsrichtung vom Druck im jeweiligen Zulauf beaufschlagt ist. Bei der bekannten Lösung ist dieses Bremsventil so ausgebildet, dass es in beiden Drehrichtungen des Hydromotors, d.h. bei wechselndem Zu- und Rücklauf wirksam ist. Bei hinreichendem Druck im Zulauf wird das Bremsventil in eine Öffnungsstellung gebracht, so dass der vom Hydromotor abströmende Druckmittelvolumenstrom über das Bremsventil zum Tank hin abströmt. Bei einem unerwünschten Druckabfall wird der zum Tank hin abströmende Druckmittelvolumenstrom angedrosselt oder gesperrt, so dass entsprechend der Hydromotor abgebremst wird und der Druck im Zulauf ansteigt bis das Bremsventil wieder öffnet.
Bei diesen bekannten Lösungen kann es insbesondere bei langen Zulaufleitungen und einem entsprechend großem Kapazitätsvolumen der Zuleitungen bei Druckänderungen im Zulauf und damit zu Druckschwankungen und entsprechenden Schwankungen des Kapazitätsvolumens der Schlauchleitungen kommen, so dass das Bremsventil aufgrund dieser Druckschwankungen entsprechend öffnet und schließt, so dass die Drehzahl des Hydromotors entsprechend schwankt und somit eine kontrollierte Bewegung der Last erschwert wird. Dieses Schwingungsverhalten des Hydromotors kann auch bei einer Fehlfunktion der Pumpe auftreten.
In der DE 10 2008 064 064 A1 der Anmelderin ist ein hydraulischer Antrieb mit einem Senkbremsventil beschrieben, bei dem dieses in Öffnungsrichtung mit einem Steuersignal beaufschlagt ist, das an einem Wegeventil abgegriffen wird, über das die Druckmittelzufuhr zum und vom Hydromotor gesteuert wird. D.h. bei dieser Variante erfolgt die Druckmittelzufuhr zum Hydromotor nicht direkt abhängig vom Zulaufdruck, so dass das Schwingungsverhalten in den vorbeschriebenen Sonderfällen verbessert ist. Es zeigte sich jedoch, dass die vorbeschriebene Problematik auch bei einer derartigen An- steuerung des Bremsventils auftreten kann.
Demgegenüber liegt der Erfindung somit die Aufgabe zugrunde, einen hydraulischen Antrieb zu schaffen, bei dem Drehzahlschwingungen aufgrund von Druckveränderungen im Zulauf verhindert oder zumindest verringert sind.
Diese Aufgabe wird durch einen hydraulischen Antrieb mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Der erfindungsgemäße hydraulische Antrieb hat einen Hydromotor, dessen Anschlüsse mittels Arbeitsleitungen mit einer Druckmittelquelle und einer Druckmittelsenke verbindbar sind und eine Bremsventilanordnung, die beiden Arbeitsleitungen zugeordnet sind, so dass der abströmende Druckmittelvolumenstrom in beiden Drehrichtungen androsselbar ist. Die beiden in Öffnungsrichtung oder in Schließrichtung wirksamen Steuerräume eines Bremsventils der Bremsventilanordnung sind mit den Eingangsanschlüssen einer Auswahlventilanordnung verbunden, die den größeren der in den Steu- erräumen anliegenden Steuerdrücke auswählt. Der Ausgang der Auswahlventilanordnung ist erfindungsgemäß mit einem Druckbegrenzungsventil verbunden, so dass die Betätigung der Bremsventilanordnung durch den am Druckbegrenzungsventil eingestellten Druck mitbestimmt ist, der unterhalb des im jeweiligen Betriebszustand maximal zu erwartenden Steuerdrucks liegt. Dieser Steuerdruck wirkt üblicher Weise in Öffnungsrichtung auf das Bremsventil, erfindungsgemäß wird dieser in Öffnungsrichtung wirksame Druck auf den am Druckbegrenzungsventil eingestellten Druck verringert, so dass auch bei langen Zulaufleitungen und entsprechend großen Kapazitätsvolumina der Arbeitsleitungen Druckschwankungen und entsprechende Drehzahlschwankungen verringert werden können. Insbesondere wird das Druckbegrenzungsventil derart eingestellt, dass eine vorgegebene maximale Drehzahl des Hydromotors nicht überschritten werden kann und entsprechend eine Überdrehzahl verhinderbar ist.
Bei einem besonders bevorzugten Ausführungsbeispiel ist das Druckbegrenzungsventil verstellbar ausgeführt.
Diese Verstellung kann rein elektrisch oder elektrohydraulisch erfolgen.
Bei einem alternativen Ausführungsbeispiel ist ein Federraum des Druckbegrenzungsventils intern mit einem Tankanschluss des Druckbegrenzungsventils verbunden. Bei einem weiteren Ausführungsbeispiel kann der Federraum zur Einstellung des zu begrenzenden Drucks mit einem Druckbegrenzungssteuerdruck beaufschlagt werden.
Eine Variante der Erfindung sieht vor, in den beiden zu den oben genannten Steuerräumen führenden Leitungen jeweils ein Dämpfungsglied anzuordnen, wobei der Abgriff des Steuerdrucks zwischen dem Steuerraum und dem Dämpfungsglied erfolgt.
Bei einem besonders einfach ausgeführten Ausführungsbeispiel ist die Auswahlventilanordnung ein Wechselventil. Alternativ kann die Auswahlventilanordnung auch durch eine Rückschlagventilanordnung ausgebildet sein. Eine Überdrehzahl lässt sich besonders effektiv vermeiden, wenn der hydraulische Antrieb mit einem Drehzahlsensor ausgeführt ist, über den die Motordrehzahl erfasst wird und dessen Signal von einer Steuereinheit verarbeitet wird, die dann ein entsprechendes Steuersignal an das Druckbegrenzungsventil abgibt, um den zu begrenzenden Druck so zu steuern, dass bei Überschreiten der oder Annähern an die Höchstdrehzahl der vom Hydromotor ablaufende Druckmittelvolumenstrom angedrosselt wird, um den Hydromotor abzubremsen.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im Folgenden anhand von Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen
Figur 1 einen Schaltplan eines erfindungsgemäßen hydraulischen Antriebs,
Figur 2 eine vergrößerte Darstellung einer Motoreinheit mit Bremsventilanordnung des hydraulischen Antriebs gemäß Figur 1 ,
Figur 3 eine vergrößerte Darstellung einer Pumpeneinheit des hydraulischen Antriebs gemäß Figur 1 ,
Figur 4 eine Teildarstellung einer Variante des Ausführungsbeispiels gemäß Figur 1 , Figur 5 eine Teildarstellung einer weiteren Variante des in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiels und
Figur 6 ein Diagramm zur Veranschaulichung der Bremscharakteristik eines erfindungsgemäßen hydraulischen Antriebs.
Der in Figur 1 dargestellte hydraulische Antrieb kann beispielsweise bei Fahr-, Winden- und Turasantrieben verwendet werden. Im Grundprinzip besteht der dargestellte hydraulische Antrieb aus einer Motoreinheit 1 und einer Pumpeneinheit 2, die über Arbeitsleitungen 4, 6 mit einander verbunden sind. In der Darstellung gemäß Figur 1 sind die hydraulische Kapazität und der Leitungswiderstand mit den Bezugszeichen 8, 10 gekennzeichnet.
Figur 2 zeigt eine vergrößerte Darstellung der Motoreinheit 1 aus Figur 1 . Demgemäß hat diese einen Hydromotor 1 , beispielsweise einen Axialkolben-Verstellmotor, dessen Schwenkwiege über einen Stellzylinder 14 verstellbar ist. Ein bodenseitiger Druckraum 16 des Stellzylinders 14 wird über ein auf ein Gehäuse 18 aufgesetztes Steuergerät 20 mit Steueröl versorgt. Ein kolbenstangenseitiger Ringraum 22 ist mit der jeweiligen Druckseite des Hydromotors 12 verbunden, so dass hierin stets der Systemdruck wirkt und den Stellzylinder 14 in Richtung des maximalen Schluckvolumens vorspannt. In dieser Grundposition ist der bodenseitige Druckraum 16 über das Steuergerät 20 mit einem Tank T verbunden. Die Verstellung des Stellzylinders 22 erfolgt über ein Motorregelventil 24 des Stellgerätes 20, wobei dem Motorregelventil 24 ein Druckregelventil 26 nachgeschaltet ist. Der Aufbau derartiger Steuergeräte ist im Prinzip bekannt, so dass hier nur die zum Verständnis der Erfindung wesentlichen Bauelemente erläutert werden. Das Motorregelventil 24 ist als stetig verstellbares Wegeventil ausgebildet, wobei ein Eingangsanschluss P über jeweils ein Rückschlagventil 28, 30, die beide hin zum Motorregelventil 24 öffnen, mit den beiden Arbeitsleitungen 4, 6, verbunden sind, die - wie erläutert - an die beiden Arbeitsanschlüsse des Hydromotors 12 angeschlossen sind. Durch die beiden parallel geschalteten Rückschlagventile 28, 30 ist dafür gesorgt, dass der höhere der Drücke in den Arbeitsleitungen 4, 6, am Anschluss P des Motorregelventils 24 anliegt. Ein Tankanschluss T des Motorregelventils 24 ist mit dem genannten Tank T verbunden, während ein Ausgangsanschluss A mit einem Eingangsanschluss P des Druckregelventils 26 verbunden ist. Die Verstellung des Motorregelventils 24 erfolgt mittels eines Proportionalmagneten 32, der beispielsweise über einen Joystick oder dergleichen angesteuert wird. In der federvorgespannten Grundposition ist der Tankanschluss T mit dem Ausgangsanschluss A verbunden und der Anschluss P abgesperrt.
Das Druckregelventil 26 wird vom Druck am Eingangsanschluss P des Pumpen- regelventils 24 aus seiner dargestellten Grundposition in Richtung seiner Positionen (a) verstellt. In der federvorgespannten Grundposition ist der Eingangsanschluss P des Druckregelventils 26 mit einem Ausgangsanschluss B verbunden, der seinerseits in Steuerölverbindung mit dem bodenseitigen Druckraum 16 des Stellzylinders 22 steht, so dass dieser in der dargestellten Grundposition des Motorregelventils 24 und des Druckregelventils 26 zum Tank T hin entlastet ist (Vg max). Die Verringerung des Schwenkwinkels und damit die Erhöhung der Drehzahl erfolgt durch Ansteuerung des Proportionalmagneten 32, wobei das Regelventil 24 in einer Richtung verstellt wird, in der eine Druckmittelverbindung zwischen dem Druckan- schluss P und dem Ausgangsanschluss A des Motorregelventils 24 aufgesteuert wird. Das Druckregelventil 26 bleibt zunächst in seiner dargestellten federvorgespannten Grundposition. Dementsprechend wird dann über die Rückschlagventile 28, 30 der Steuerraum, in dem der höhere der Drücke in den Arbeitsleitungen 4, 6 wirkt, mit dem bodenseitigen Druckraum 16 verbunden, so dass in diesen Steueröl einströmt und der Stellzylinder 22 aufgrund seiner Flächendifferenz ausfährt und entsprechend die
Schwenkwiege in Richtung einer Verringerung des Schluckvolumens (Vg min) verstellt. Die Verstellung erfolgt, bis ein Kräftegleichgewicht zwischen der Kraft des Proportionalmagneten 32 und der Kraft einer Regelfeder erreicht ist, die vom Kolben des Stellzylinders gespannt wird.
Die Druckregelung über das Druckregelventil 26 ist dieser elektroproportionalen Regelung überlagert. Steigt durch ein Lastmoment oder durch die Verringerung des Motorschwenkwinkels der Systemdruck, der am Eingang P des Motorregelventils 24 abgegriffen wird und entgegen der Kraft einer Regelfeder 34 auf den Regelkolben des Druckregelventils 26 wirkt, einen über die Kraft der Regelfeder 34 vorgegebenen Maximalwert, so wird der Regelkolben des Druckregelventils 26 in eine Richtung verschoben, in der die Druckmittelverbindung B, T aufgesteuert wird, so dass entsprechend der bodensei- tige Druckraum 16 zum Tank hin entlastet wird und somit der Hydromotor wieder ausschwenkt. Durch diese Erhöhung des Schluckvolumens und der daraus resultierenden Druckreduzierung wird dann die Regelabweichung abgebaut. Der Hydromotor 12 gibt bei gleichbleibendem Druck durch Vergrößerung des Schluckvolumens ein größeres Drehmoment ab.
Der Druck in den beiden Arbeitsleitungen 4, 6 wird jeweils über Sekundärdruck- begrenzungsventile 36, 38 begrenzt, die jeweils eine Rückschlagfunktion aufweisen, die eine Druckmittelströmung durch das niederdruckseitige Sekundärdruckbegrenzungs- ventil in Richtung zum dann wirksamen hochdruckseitigen Sekundärdruckbegrenzungs- ventil zulässt. An das Gehäuse 18 ist des Weiteren noch eine Bremsventilanordnung 40 angebaut. Diese hat ein Bremsventil 42 in an sich bekannter Bauweise. Zwei Eingangsanschlüsse P, P' sind mit jeweils einer der Arbeitsleitungen 4, 6 verbunden, wobei stromabwärts dieser Anbindung jeweils ein Rückschlagventil 46, 48 angeordnet ist, die eine Druckmittelströmung nur in Richtung zum Hydromotor 12 zulassen.
Ein Ausgangsanschluss A des Bremsventils 42 ist über eine sich verzweigende Leitung mit zwei Ablaufrückschlagventilen 47, 49 mit stromabwärts der Rückschlagventile 46, 48 gelegenen Abschnitten der Arbeitsleitungen 4, 6 verbunden. Diese Ablaufrückschlagventile 47, 49 lassen nur eine Druckmittelströmung in Richtung zu der jeweiligen Arbeitsleitung 4, 6 zu.
In der federvorgespannten Grundposition (siehe Figur 2) des Bremsventils 42 sind die Anschlüsse P, P' und A gegeneinander abgesperrt. Die beiden Steuerseiten des Bremsventils 42 sind jeweils über ein Dämpfungsglied 50, 52 mit der zugeordneten Arbeitsleitung 4 bzw. 6 verbunden. Wie im Detail 52 in Figur 2 unten links dargestellt, hat jedes Dämpfungsglied 50, 52 zwei parallel geschaltete Dämpfungsdüsen 54, 56, wobei der letzteren ein Rückschlagventil 58 vorgeschaltet ist, das eine Steuerölströmung von der zugeordneten Dämpfungsdüse 56 zulässt und in Gegenrichtung sperrt. Dementsprechend wirkt die Dämpfungsdüse 54 für eine Steuerölströmung in Richtung zum jeweiligen Steuerraum, während die Dämpfungsdüse 56 die Steuerölströmung aus dem Steuerraum heraus bestimmt und dämpft.
Wie des Weiteren in Figur 2 angedeutet, zweigt stromabwärts der die Zuströmung zum Steuerraum bestimmenden Dämpfungsdüse 54 jeweils eine db-Leitung 60, 62 (siehe auch Detail 52) ab. Diese beiden db-Leitungen 60, 62 führen zum Eingang eines Wechselventils 64. Dessen Ausgang ist mit einer Druckbegrenzungsleitung 66 verbunden, die an den Eingang eines Druckbegrenzungsventils 68 angeschlossen ist. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist dieses Druckbegrenzungsventil 68 elektroproportional verstellbar ausgeführt, so dass der zu begrenzende Maximaldruck einstellbar ist. Diese Einstellung erfolgt über eine Steuereinheit 70 in Abhängigkeit vom Signal eines Drehzahlaufnehmer 71 , über den die Drehzahl des Hydromotors 12 erfasst wird und dessen Signal an die Steuereinheit 70 abgegeben wird. Über das Wechselventil 64 wird der größere der Steuerdrücke in den Steuerräumen des Bremsventils 42 zum Druckbegrenzungsventil 68 geführt und kann dann durch entsprechende Einstellung auf einen Maximalwert begrenzt werden, so dass beispielsweise eine Maximaldrehzahl des Hydromotors 12 nicht überschritten wird.
Im regulären Betrieb wird das Bremsventil 42 aufgrund der in den Arbeitsleitungen 4, 6 wirksamen Druckdifferenz in eine Öffnungsrichtung verstellt. Erfolgt die Druckmittelzufuhr beispielsweise über die Arbeitsleitung 6 und die Druckmittelabfuhr über die Arbeitsleitung 4, so wird das Bremsventil 42 in Richtung der Regelpositionen (a) verstellt, in der die Druckmittelverbindung von P nach A des Bremsventils 42 aufgesteuert wird. Das Druckmittel kann dann über die Arbeitsleitung 6 zum Hydromotor 12 und von dessen anderen Arbeitsanschluss über den stromaufwärts des Rückschlagventils 48 gelegenen Teil der Arbeitsleitung 4 und das Bremsventil 42 und dann wieder über das Rückschlagventil 47 zurück zur Arbeitsleitung 4 und dann zum Tank T hin abströmen. Die Drehzahl des Hydromotors 12 wird dabei ständig überwacht. Damit diese eine Maximaldrehzahl nicht überschreitet, wird am Druckbegrenzungsventil 68 ein Druck eingestellt, der unterhalb des am Ausgang des Wechselventils 64 im regulären Betrieb anliegenden Drucks liegt, d.h. der in Öffnungsrichtung auf das Bremsventil 42 wirksame Druck wird reduziert, so dass entsprechend am Motorausgang ein Bremsdruck aufgebaut wird, der ein Überdrehen des Hydromotors 12 verhindert. Durch geeignete Einstellung des Druckbegrenzungsventils 68 kann somit auf einfache Weise in Abhängigkeit vom jeweiligen Betriebszustand ein geeigneter Bremsdruck eingestellt werden, um ein Überdrehen des Hydromotors 12 zu verhindern.
Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Bremsventilanordnung 40 des Weiteren noch mit einem Bremslüftventil 72 ausgeführt, das über eine Feder in eine Sperrposition vorgespannt ist und über den größeren der Drücke in den Arbeitsleitungen 4, 6, der wiederum über ein Wechselventil 74 abgegriffen wird, in Richtung einer Öffnungsposition verstellbar ist, in der dieser größere der Drücke zu einem Bremsanschluss Br geführt ist, an das ein mechanisches Bremselement angeschlossen ist, das dann in Abhängig- keit von der Position des Bremslüftventils 72 durch den höheren der Drücke in den Arbeitsleitungen 4, 6 außer Bremseingriff gebracht wird. Da der in den Arbeitsleitungen 4, 6 anliegende Systemdruck oftmals nicht kompatibel zu dem für die Bremslüftung erforderlichen Druck ist, ist beim dargestellten Ausführungsbeispiel dem Bremslüftventil 72 ein Bremsdruckreduzierventil 76 nachgeschaltet, über das der Bremsdruck auf einen für die mechanische Bremse geeigneten Bremsdruck reduziert wird.
Die Druckmittelversorgung des Hydromotors 12 erfolgt über die in Figur 3 dargestellte Pumpeneinheit 2. Diese kann in unterschiedlicher Weise ausgeführt sein; beim konkreten Ausführungsbeispiel handelt es sich um eine Axialkolben-Verstellpumpen-Einheit, deren Grundaufbau aus dem Stand der Technik bekannt ist, so dass hier nur einige zum Verständnis erforderliche Bauelemente beschrieben werden.
Die Pumpeneinheit 2 hat eine Axialkolben-Verstellpumpe 78, deren Fördervolumenstrom durch Verstellen des Schwenkwinkels einer Schwenkwiege verstellt wird. Die Verstellung erfolgt über einen Stellzylinder 80, dessen Stellraum über eine Düse mit dem Ausgang eines Pumpenregelventils 82 verbunden ist. Dieses ist als elektropropor- tional verstellbares Wegeventil ausgeführt und wird über einen Proportionalmagneten 84 im Sinne einer Vergrößerung des Schwenkwinkels und über eine einstellbare Feder sowie eine parallel angeordnete Regelfeder 86 im Sinne einer Verringerung des
Schwenkwinkels (minimales Fördervolumen) beaufschlagt. In der dargestellten federvorgespannten Grundposition ist der genannte Ausgangsanschluss A mit einem Ein- gangsanschluss P verbunden, der seinerseits mit einem Ausgangsanschluss eines Wechselventils 88 in Druckmittelverbindung steht. An den Eingängen dieses Wechselventils 88 liegen einerseits der Pumpendruck in einer Pumpenleitung 90 und andererseits ein Fremdstelldruck an, der beispielsweise beim Anfahren der Anlage dafür sorgt, dass die Verstellpumpe 78 bei unbestromtem Proportionalmagneten 84 in Richtung ihres minimalen Fördervolumens (Vg min) verstellt ist. Der größere dieser Drücke liegt somit am Anschluss P des Regelventils 82 an. An den Ausgang des Wechselventils 88 ist des Weiteren eine Steuerleitung angeschlossen, die über eine weitere Düse in einem Steuerraum eines Rückstellzylinders 92 mündet, in den ein Regelkolben 94 eintaucht, der mit der Schwenkwiege der Verstellpumpe 78 mechanisch verbunden ist. Die Stell- bewegung des Regelkolbens 94 wird über einen Koppelmechanismus 96 auf die Regelfeder 86 übertragen, die einerseits an diesem Koppelmechanismus 96 abgestützt ist und andererseits den Regelschieber des Regelventils 82 in Richtung der dargestellten Grundposition beaufschlagt.
Der Regelkolben 94 des Rückstellzylinders 92 ist seinerseits ebenfalls über eine Feder in eine Grundposition vorgespannt, wobei die auf den Rückstellzylinder 92 und auf den Stellzylinder 80 wirkenden Federkräfte so ausgelegt sind, dass die Verstellpumpe im unbestromten nicht angesteuerten Zustand in Richtung des maximalen Fördervolumens (Vg max) vorgespannt ist. Bei Anfahren der Anlage und Aufbau des Betriebsdrucks (Regelventil 82 in Grundposition) wird dann der Schwenkwinkel auf das minimale Fördervolumen eingestellt, so dass mit steigendem Steuerstrom die Pumpe auf ein größeres Fördervolumen ausschwenkt.
Ein Tankanschluss T des Regelventils 82 ist mit einem Anschluss A eines Druckregeloder Druckabschneideventils 98 verbunden, dessen Tankanschluss T mit dem Tank T verbunden ist, während ein Druckanschluss P mit dem Ausgangsanschluss des Wechselventils 88 verbunden ist. Das Druckventil 98 wird durch eine Regelfeder in seine dargestellte Grundposition vorgespannt, in der der Anschluss A mit dem Tank verbunden ist. Dementsprechend ist auch der Tankanschluss T des Pumpenregelventils 82 mit dem Tank T verbunden. Das stetig verstellbare Druckregelventil 98 kann durch den Druck in der Pumpenleitung 90 so verstellt werden, dass dessen Eingangsanschluss P mit dem Ausgangsanschluss A des Druckregelventils 98 verbunden wird und somit der Pumpendruck in diesem Bereich wirksam wird. Bei bestromtem Proportionalmagnet 84 wird die Druckmittelverbindung des Steuerraums des Stellzylinders 80 zum Tank T zugesteuert und Steueröl dem Steuerraum des Stellzylinders 80 zugeführt, so dass dieser ausfährt und entsprechend die Verstellpumpe 78 zurück schwenkt. D.h. bei Überschreiten des am Druckregelventil 98 über dessen Regelfeder eingestellten Sollwertes, wird die Pumpe automatisch zurück geschwenkt und die Regelabweichung abgebaut. Diese Druckregelung ist der vorbeschriebenen EP-Regelung überlagert. Der Sauganschluss der Verstellpumpe 78 ist an dem Druckanschluss einer Ladepumpe 100 angeschlossen, über die Druckmittel aus dem Tank T gefördert werden kann. Diese Ladepumpe 100 ist üblicher weise eine Kreiselpumpe, die auch bei höheren Drehzahlen wirksam ist. Die Ladepumpe 100 erleichtert insbesondere den Kaltstart bei niedrigen Temperaturen und entsprechend hoher Viskosität des Druckmittels.
Beim dargestellten Ausführungsbeispiel liegt auf der gleichen Antriebswelle auch noch eine Speisepumpe 102, über die Druckmittel aus dem Tank T in eine Speiseleitung 103 gefördert werden kann. Diese mündet in der Darstellung gemäß Figur 2 zwischen den beiden Ablaufrückschlagventilen 47, 49 ein.
Die Pumpenleitung 90 führt zum Anschluss P eines Richtungsventils 104. Dieses kann rein elektrisch oder elektrohydraulisch oder in sonstiger Weise verstellt werden. Die beiden Arbeitsanschlüsse A, B sind an die Arbeitsleitungen 4, 6 angeschlossen. Ein Tankanschluss T mündet im Tank T. In der dargestellten, beispielsweise federzentrierten Grundposition sind die beiden Arbeitsanschlüsse A, B über Düsen nach Art einer Schwimmstellung mit dem Tank T verbunden. Bei einer Verstellung in Richtung„2" wird der Druckanschluss P mit der Arbeitsleitung 6 und der Tankanschluss T mit der dann im Ablauf gelegenen Arbeitsleitung 4 verbunden. Bei Verstellung des Richtungsventils 104 in Richtung„1 " wird in umgekehrter Weise der Anschluss P mit dem Arbeitsanschluss B und der Tankanschluss T mit dem Arbeitsanschluss A verbunden. Wie in Figur 3 gestrichelt angedeutet, kann das Richtungsventil 104 auch so ausgelegt sein, dass es in der Grundposition (0) auch die Pumpenleitung mit dem Tank T verbindet. Diese Umlaufposition ist bei einer Verstellung des Richtungsventils 104 in Richtung„1 " oder„2" gesperrt.
Der Druck in der Speiseleitung 103 kann noch über ein Speisedruckbegrenzungsventil 106 begrenzt sein.
Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Druckregelventil 98 noch mit einer Fernsteuerung 108 ausgeführt. Diese besteht im Prinzip aus einem Druckbegrenzungsventil 1 10 und einem als 2/2 -Wegeventil ausgeführten Betätigungsventil 1 12, die einzeln oder in Verbindung verwendbar sind. Das Druckbegrenzungsventil 1 10 ist verstellbar ausgeführt und begrenzt den Druck in einer Drucksteuerleitung 1 14, die über eine Düse 1 16 mit der Pumpenleitung 90 verbunden ist. Der Druck in der Drucksteuerleitung 1 14 wirkt auf das Druckregelventil 98 in Richtung seiner Grundposition und somit parallel zu dessen Druckregelfeder. Durch entsprechende Einstellung des Drucks am Druckbegrenzungsventil 1 10 kann somit dieser in Richtung der Grundposition des Druckregelventils 92 wirksame Steuerdruck verändert werden, so dass ein niedrigerer Drucksollwert auf einfache Weise einstellbar ist.
Über das Betätigungsventil 1 12 kann die Drucksteuerleitung 1 14 zum Tank T hin entlastet werden, so dass ein Starten der Pumpe mit einem sehr niedrigen Betriebsdruck (Stand-By-Druck) realisierbar ist. Dieses Betätigungsventil 1 12 kann auch als stetig verstellbares Wegeventil ausgeführt sein.
Figur 4 zeigt eine Variante des vorbeschriebenen Ausführungsbeispiels, bei dem anstelle des elektroproportional verstellbaren Druckbegrenzungsventils 68 eine Sonderbauform verwendet wird, bei der ein Federraum intern mit dem Tankanschluss des Druckbegrenzungsventils 68 verbunden ist.
Der am Druckbegrenzungsventils 68 einstellbare Druck, der das Bremsventil 42 in Richtung seiner (drehrichtungsabhängigen) Öffnungsrichtung beaufschlagt, muss dann an der Feder des Druckbegrenzungsventils 68 eingestellt werden, wobei der Gegendruck in des im Ablauf gelegenen Teils der Arbeitsleitung berücksichtigt werden muss. Als Grundregel kann angegeben werden, dass der zu begrenzende Druck etwa bei 40 bar zuzüglich dieses Gegendrucks liegt. Durch das Druckbegrenzungsventil 68 wird damit der auf den Ventilschieber des Bremsventils 42 in Öffnungsrichtung wirkende Druck begrenzt, so dass dessen Hub auch bei einem erhöhten Systemdruck konstant bleibt.
Bei dem in Figur 5 dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Durchflusskennlinie der beiden Rückschlagventile 47, 49 (Einspeisekennlinie) als Messblende verwendet. Gerätespezifische Durchflusswiderstände werden über das inverse Wechselventil 1 18 und somit durch den in die Steuerleitung 1 16 eingespielten Steuerdruck kompensiert, so dass Änderungen an den Geräten, welche sich auf die Durchflusswiderstände der Rücklaufleitungen auswirken, praktisch keinen Einfluss haben.
Figur 5 zeigt eine weitere Variante, bei der das Druckbegrenzungsventil 68 in Schließrichtung zum einen durch die veränderliche Kraft der Druckbegrenzungsfeder und zusätzlich vom Druck in einer Steuerleitung 1 16 beaufschlagt, die an den Aus- gangsanschluss A eines inversen Wechselventils 1 18 angeschlossen ist, dessen beide Eingangsanschlüsse P, P' mit jeweils einer der Arbeitsleitungen 4, 6 verbunden sind, wobei der jeweils niedrigere der Drücke zum Anschluss A weitergeleitet wird.
Beim dargestellten Ausführungsbeispiel sind die beiden Druckbegrenzungsleitungen 60, 62 über Speiserückschlagventile 120, 122 mit einander verbunden, wobei die Speiseleitung 103 in den Bereich zwischen den beiden Speiserückschlagventilen 120, 122 einmündet. Prinzipiell kann auch ein herkömmliches Druckbegrenzungsventil anstelle der Sonderventilbauarten in den Figuren 4 und 5 eingesetzt werden.
Wie bereits erläutert, wird das Bremsventil 42 zum einen durch die Druckdifferenz in den Arbeitsleitungen 4, 6, genauer gesagt durch den Drucküberschuss in der den höheren Druck führenden Arbeitsleitung sowie von dem Gegendruck im jeweiligen Ablauf in eine Öffnungsrichtung verstellt, wobei je nach Öffnungsquerschnitt der vom Hydromotor 12 ablaufende Druckmittelvolumenstrom proportional zu dieser Kräfte-/Druckdifferenz angedrosselt wird. Über den Drehzahlaufnehmer 71 wird die Drehzahl des Hydromotors 12 erfasst und bei Erreichen der in der Steuereinheit abgelegten Höchstdrehzahl oder des Höchstdrehzahlbereiches das Druckbegrenzungsventil 68 (bei der Schaltung gemäß Figur 2) angesteuert, um den zu begrenzenden Druck so einzustellen, dass der in Öffnungsrichtung auf das Bremsventil 42 wirksame Druck gegenüber dem tatsächlich (bei geschlossenem Druckbegrenzungsventil 68) wirkenden Druck abgesenkt wird, so dass aufgrund des in Öffnungsrichtung verringerten Drucks der Öffnungsquerschnitt des Bremsventils 42 verringert wird und entsprechend der ablaufende Druckmittelvolumenstrom angedrosselt wird. Dieses Verhalten lässt sich sehr anschaulich anhand des Diagramms in Figur 6 erläutern. Dieses zeigt ein Diagramm, in dem der Druck am Motorausgang, d.h. der ein Bremsmoment erzeugende Druck in Abhängigkeit von der Drehzahl dargestellt ist. Bei diesem Ausführungsbeispiel ist das Druckbegrenzungsventil gemäß den vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen auf einen Maximaldruck von etwa 70 bar eingestellt, die maximale Drehzahl soll in etwa 1800 Umdrehungen betragen.
Man erkennt am Diagramm gemäß Figur 6 relativ deutlich, dass bei niedrigeren Drehzahlen am Motorausgang ein Druck im Bereich zwischen 20 bar und 40 bar anliegt, der mit zunehmender Drehzahl leicht ansteigt. Im höheren Drehzahlbereich steigt der Druck im Ablauf dann etwas überproportional an, nach Erreichen der am Druckbegrenzungsventil eingestellten Schwelle oder nach Aufsteuern des Druckbegrenzungsventils (Ausführungsbeispiel gemäß Figur 2) in Abhängigkeit von der Drehzahl steigt dann der ablaufseitige Druck sehr stark an, wobei die Drehzahl dann den voreingestellten Wert von 1800 Umdrehungen nicht mehr überschreitet, da der Motor in effektiver Weise durch das ihn wirkende Bremsmoment abgebremst wird. Das Druckbegrenzungsventil 68 hält die Motordrehzahl dann in diesem Bereich, wobei Drehzahlschwankungen minimal sind, so dass ein Überdrehen des Motors praktisch nicht vorkommen kann. Der am Motoreingang messbare drehzahlabhängige Druckverlauf liegt natürlich oberhalb der in Figur 6 dargestellten Kurve, hat aber in etwa die gleiche Charakteristik.
Offenbart ist ein hydraulischer Antrieb mit einem Bremsventil, wobei der auf das Bremsventil in Öffnungsrichtung wirksame Druck über ein Druckbegrenzungsventil begrenzt ist. Dieses kann beispielsweise in Abhängigkeit von der Drehzahl eingestellt werden oder aber auf einen vorbestimmten Druck eingestellt sein.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulischer Antrieb mit einem Hydromotor (12), dessen Anschlüsse mittels Arbeitsleitungen (4, 6) mit einer Druckmittelquelle und einer Druckmittelsenke verbunden sind und mit einer beiden Arbeitsleitungen (4, 6) zugeordneten, hydraulisch betätigten Bremsventilanordnung (40), über die der vom Hydromotor (12) abströmende Druckmittelvolumenstrom androsselbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Steuerräume eines Bremsventils (42) mit einer Auswahlventilanordnung hydraulisch verbunden sind, die den größeren der Steuerdrücke in den Steuerräumen auswählt, so dass der entsprechende Steuerraum mit einem Druckbegrenzungsventil (68) verbunden ist.
2. Antrieb nach Patentanspruch 1 , wobei das Druckbegrenzungsventil (68) verstellbar ausgeführt ist.
3. Antrieb nach Patentanspruch 1 oder 2, wobei das Druckbegrenzungsventil (68) elektrisch verstellbar ausgeführt ist.
4. Antrieb nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei ein Federraum des Druckbegrenzungsventils (68) intern mit einem Tankanschluss (T) verbunden ist.
5. Antrieb nach einem der Patentansprüche 1 bis 3, wobei ein Federraum des Druckbegrenzungsventils (68) mit einem Steuerdruck beaufschlagbar ist.
6. Antrieb nach Patentanspruch 5, wobei der Steuerdruck der niedrigerer der Drücke im Zulauf und im Ablauf ist, der über eine inverse Wechselventilanordnung abgegriffen wird.
7. Antrieb nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei in einer zu jedem der Steuerräume des Bremsventils (42) führenden Steuerleitungen jeweils ein Dämpfungsglied (50, 52) angeordnet ist und der Abgriff des Steuerdrucks zwischen dem jeweiligen Steuerraum und dem Dämpfungsglied (50, 52) erfolgt.
8. Antrieb nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei die Auswahleinrichtung ein Wechselventil (64) oder eine Rückschlagventilanordnung ist.
9. Antrieb nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, mit einem Drehzahlaufnehmer (71 ) zur Erfassung der Motordrehzahl und einer Steuereinheit (70) zur Ansteuerung des Druckbegrenzungsventils (78) in Abhängigkeit vom Drehzahlsignal.
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