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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Hydraulikvorrichtung
gemäß dem Oberbegriff des
Patentanspruchs 1.
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Eine
dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 entsprechende, aus der
US 4,739,617 in Verbindung mit
2 bekannte Hydraulikvorrichtung weist
eine Verstellpumpe auf, die Hydrauliköl zwei Hubzylindern über Wegeventile
und Druckausgleichventile zuführt. Zwischen
der Verstellpumpe und den Druckausgleichventilen ist ein Differenzdruck-Steuerventil
angeordnet, das einen Differenzdruck, der zwischen einem Pumpenförderdruck
und einem maximalen Lastdruck der Hubzylinder herrscht, den Druckausgleichsventilen
zuführt,
um die Druckausgleichventile unter Verwendung des Differenzdrucks
zu steuern. Ein Förderstrom-Steuerventil
zum Verstellen der Förderleistung
der Verstellpumpe wird in Abhängigkeit von
dem maximalen Lastdruck der Hubzylinder und dem Pumpenförderdruck
betrieben. Da das Förderstrom-Steuerventil unter
Verwendung des maximalen Lastdrucks der Aktuatoren und des Förderdrucks
betrieben wird, wird bei niedrigen Temperaturen, bei denen die Viskosität des Hydrauliköls hoch
ist, das Ansprechverhalten der Aktuatoren verschlechtert.
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Aus
der
DE 33 21 483 A1 ist
eine Hydraulikvorrichtung mit einer Verstellpumpe, zwei hydraulischen
Aktuatoren und zwei Wegeventilen bekannt, die mit Druckausgleichsventilen
verbunden sind. Ein Förderstrom-Steuerventil
ist mit der Verstellpumpe verbunden, wobei dieses unter Verwendung
des maximalen Lastdrucks der Aktuatoren gesteuert wird.
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Der
Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine gattungsgemäße Hydraulikvorrichtung
so zu verbessern, dass sie unabhängig
von äußeren Umgebungseinflüssen sicher
funktioniert.
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Diese
Aufgabe wird durch die im Patentanspruch 1 angegebenen kennzeichnenden
Merkmale gelöst.
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Erfindungsgemäß weist
das Förderstrom-Steuerventil
zum Verstellen der Förderleistung der
Verstellpumpe eine Feder auf, deren Wirkungskraft in einer Schließrichtung des
Förderstrom-Steuerventils
wirkt, um die Fördermenge
der Verstellpumpe zu erhöhen,
wobei der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen
Lastdruck von Aktuatoren über
eine Leitung dem Förderstrom-Steuerventil
zugeführt
wird, um die Fördermenge
der Verstellpumpe zu verringern. Dies hat den Vorteil, dass ungeachtet
eines Druckverlustes in der Leitung zwischen der Verstellpumpe und
einer Ventileinheit, die die Druckausgleichsventile und die Wegeventile
aufweist, aufgrund erhöhter
Viskosität
des Förderöles bei
niedrigen Temperaturen, der durch den vergleichsweise langen Leitungsweg
zwischen der Verstellpumpe und der Ventileinheit bedingt ist, die
Förderleistung
der Verstellpumpe ohne große Zeitverzögerung verändert werden
kann, da der Differenzdruck zur Steuerung des Förderstrom-Steuerventils verwendet
wird. Dadurch wird ein schnelles Ansprechverhalten der Aktuatoren
auch bei niedrigen Umgebungstemperaturen erzielt. In solchen Fällen, wo
Aktuatoren ausgetauscht werden oder Aktuatoren mit anderen Betriebseigenschaften
eingesetzt werden, ist im Bedarfsfall nur der Austausch der Feder
des Förderstrom-Steuerventils
erforderlich.
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Weiterbildungen
der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.
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Die
Erfindung wird anhand der Zeichnungen näher erläutert. Darin zeigen:
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1 ein
Hydraulikschaltbild, das ein Beispiel einer Hydraulikvorrichtung
darstellt,
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2(a) ein Hydraulikschaltbild, das eine Hydraulikvorrichtung
zeigt, die eine erste Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung darstellt;
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2(b) ein Teil-Hydraulikschaltbild einer Hydraulikvorrichtung,
die zwei Laufmotoren synchron zueinander antreibt, gemäß einer
zweiten Ausführungsform
der Erfindung;
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2(c) ein Teil-Hydraulikschaltbild einer hydraulischen
Vorrichtung, die zwei Aktuatoren antreibt, die signifikant unterschiedliche
Belastungen besitzen, gemäß einer
dritten Ausführungsform
der Erfindung,
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3 eine
schematische Ansicht, die einen Abschnitt einer Ausführungsform eines
Druckausgleichsventils zeigt, das für die Hydraulikvorrichtung eingesetzt
ist, die in 2(a) dargestellt ist, und
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4 eine
schematische Ansicht, die einen Abschnitt einer Ausführungsform
eines ähnlichen Druckausgleichsventils
zeigt, das für
die Hydraulikvorrichtung eingesetzt ist, die in 2(a) dargestellt ist, die eine Ausführungsform
ist, die von der in 3 dargestellten Ausführungsform
abweicht.
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Ein
Hydraulikschaltbild, das eine Hydraulikvorrichtung darstellt, wird
nun unter Bezugnahme auf 1 beschrieben.
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Eine
Vielzahl von Druckausgleichsventilen 41, 42, von
denen nur zwei dargestellt sind, sind parallel zu Zuführleitungen 3, 23 einer
Verstellpumpe 2 verbunden, die durch eine Maschine 1 angetrieben wird;
eine Vielzahl von Wegeventilen 8, 18, von denen
nur zwei dargestellt sind und die eine Strömungssteuerfunktion zum Steuern
der Zuführung von Öl, das in
eine Vielzahl von Aktuatoren 10, 20 fließt, haben,
von denen nur zwei dargestellt sind, sind jeweils über ein
Absperrventil 40 mit Ausgangsleitungen 6 der Druckausgleichsventile 41, 42 verbunden,
die die Drücke
der jeweiligen Wegeventile 8, 18 kompensieren;
und die Ausgangsleitungen der Wegeventile 8, 18 sind
jeweils mit den Aktuatoren 10, 20 derart verbunden,
dass das Rückführöl von den jeweiligen
Aktuatoren 10, 20 zurück zu einem Tank 12 über die
jeweiligen Wegeventile 8, 18 fließt. Der aufgebrachte
Druck, der durch die Aktuator-Lastdruck-Druckaufnehmeranschlüsse 7 der
Wegeventile 8, 18 über Lastdruck-Aufnehmerleitungen 9 aufgenommen
wird, wird einem Wechselventil 13 zugeführt, das einen maximalen Lastdruck
unter solchen der Aktuatoren 10, 20 auswählt (nachfolgend
als „maximaler
Lastdruck" bezeichnet)
(Pm). Die Druckausgleichsventile 41, 42 bewirken,
dass ein Druck (Pz) auf der stromabwärtigen Seite der Druckausgleichsventile 41, 42 und
der maximale Lastdruck (Pm) in einer Schließrichtung in deren jeweiligen Steuerdruckkammern
der Druckausgleichsventile 41, 42 einwirken, wogegen
ein Pumpenförderdruck
(Pd), der ein Druck ist, der auf die stromaufwärtige Seite der Druckausgleichsventile 41, 42 einwirkt,
und ein Aktuator-Lastdruck
(PL), der ein Druck auslaufseitig der Wegeventile 8, 18 ist,
wirken in einer Öffnungsrichtung
der jeweiligen Druckausgleichsventile 41, 42 in
deren anderen, jeweiligen Druckausgleichskammern. Die Druckausgleichsventile 41, 42 besitzen eine
Anti-Sättigungsfunktion,
die die Versorgung der Verstellpumpe 2 unter einem geeigneten
Verhältnis zu
den Aktuatoren verteilt, wenn die Versorgung der Pumpe 2 niedriger
als ein vorbestimmter, erforderlicher Betrag der Aktuatoren 10, 20 wird.
Dabei ist auch ein Förderstrom-Steuerventil 45 vorgesehen, das
ermöglicht,
dass das Versorgungsöl
der Verstellpumpe 2 mit einer die Pumpenkapazität variierenden Verstelleinrichtung 17 der
Verstellpumpe 2 kommuniziert. Der maximale Lastdruck (Pm) über eine
Leitung 35 und die einwirkende Kraft einer Feder 46 des
Förderstrom-Steuerventils 45 werden
in einer Richtung zum Schließen
des Förderstrom-Steuerventils 45 aufgebracht,
um die Förderung
der Verstellpumpe 2 zu erhöhen; der Pumpenförderdruck
(Pd) wird über eine
andere Leitung 23' in
einer Richtung zum Öffnen des
Förderstrom-Steuerventils 45 aufgebracht,
um die Förderung
der Verstellpumpe 2 zu erhöhen; der Pumpenförderdruck
Pd wird in Bezug auf eine einwirkende Kraft ausbalanciert, die durch
den maximalen Lastdruck Pm und die Feder 46 aufgebracht
wird, so dass die Förderung
der Verstellpumpe 2 verringert wird, wenn die einwirkende
Kraft des Pumpenförderdrucks
Pd größer als
die sich ergebende, wirkende Kraft des maximalen Lastdrucks Pm und
der Feder 46 ist, und umgekehrt wird die Förderung
der Verstellpumpe 2 erhöht,
wenn die wirkende Kraft des Pumpenförderdrucks Pd kleiner als die
sich ergebende, wirkende Kraft des maximalen Lastdrucks Pm und der
Feder 46 wird. Dies liefert eine Lastfühlfunktion zum Steuern der
Zufuhr der Verstellpumpe 2 gemäß dem (maximalen) Lastdruck.
Die Strömungen der
Druckausgleichsventile 41 und 42, die mit den Aktuatoren 10, 20 der
Hydraulikvorrichtung der 1 kommunizieren, werden verringert,
wenn sich die Lastdrücke
der Aktuatoren 10, 20 erhöhen.
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Mit
dieser Anordnung werden die Flächenbereiche
der Steuerdruckkammern in der Schließrichtung größer gestaltet
als diejenigen der Steuerdruckkammer in der Öffnungsrichtung, um so die
Ausgangsströmung
des Druckausgleichsventils zu erniedrigen, das mit einem bestimmten
Aktuator kommuniziert, wenn sich der Lastdruck des bestimmten Aktuators
erhöht
(was den Differenzdruck des Wegeventils verringert). Demzufolge
dämpft
sich, gerade wenn sich der selbst belastete Druck plötzlich ändert, der
Lastdruck des Aktuators, um zu ermöglichen, dass die Hydraulik-Steuervorrichtung
eine stabile Operation beibehält,
um so die Druckausgleichsventile in die Lage zu versetzen, einen
Druckausgleich zu liefern, der durch die maximalen Lastdrücke der Aktuatoren
oder des Zufuhrdrucks der Verstellpumpe unbeeinflusst ist. Dies
liefert eine stabile Betriebsweise frei von einem Pendeln bzw. Nach laufen
für sowohl
die niedrig belastete Seite als auch die hoch belastete Seite ungeachtet
eines unabhängigen
Betriebs oder eines Compound- bzw. Verbund-Betriebs, was von Vorteil
ist.
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Der
Hydraulikkreis einer Hydraulikvorrichtung, der eine Ausführungsform
gemäß der vorliegenden
Erfindung ist, wird unter Bezugnahme auf 2(a) beschrieben.
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Ähnliche
Teile wie solche der Ausführungsform,
die in 1 dargestellt ist, werden mit entsprechenden Bezugszeichen
bezeichnet werden und die Beschreibung davon wird teilweise weggelassen werden.
In dem Hydraulikschaltbild, das in 2(a) angegeben
ist, wählt
ein Wechselventil 13 einen maximalen Lastdruck (Pm) unter
den Aktuatoren 10, 20 aus. Ein Differenzdruck-Steuerventil 31,
das einen sekundären
Druck (Pc) entsprechend dem Differenzdruck zwischen dem Zufuhrdruck
(Pd) einer variablen Verdrängungspumpe
und dem maximalen Lastdruck (Pm) erzeugt, ist in der Ventileinheit 22 vorgesehen.
Druckausgleichsventile 4, 14 dienen dazu, zu bewirken,
dass ein Ausgangsdruck (Pz) auf einer stromabwärtigen Seite 6 der
Druckausgleichsventile 4, 14 in eine Richtung
zum Schließen
des Druckausgleichsventils 4,14 in seiner Steuerdruckkammer
des Druckausgleichsventils 4, 14 wirkt; sie bewirken
auch einen sekundären
Druck (Pc) einer sekundären Druckleitung 32,
der von dem Differenzdruck-Steuerventil 31 aufgenommen
wird, und einen Lastdruck (PL) einer Lastdruckleitung 34,
der ein Druck auf der stromabwärtigen
Seite des Wegeventils 8, 18 ist und der von den
Aktuatoren 10, 20 aufgenommen worden ist, um in
einer Richtung zum Öffnen
der Druckkompensationsventile in deren anderer, jeweiliger Steuerdruckkammer
zu wirken.
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Ein
Förderstrom-Steuerventil 38 bewirkt, dass
das Förderöl der Verstellpumpe 2 mit
einer die Pumpenkapazität
variierenden Verstelleinrichtung 17 der Verstellpumpe 2 kommuniziert,
und es bringt auch die einwirkende Kraft einer Feder 19 auf
das Förderstrom-Steuerventil 38 auf,
um das Förderstrom-Steuerventil 38 zu
schließen,
um so die Förderleistung
der Verstellpumpe 2 zu erhöhen; und sie bewirkt auch,
dass der sekundäre
Druck Pc über
eine Leitung 33 so wirkt, dass das Förderstrom-Steuerventil 38 geöffnet wird,
um die Förderleistung
der Verstellpumpe 2 zu erniedrigen. Weiterhin wird der
sekundäre
Druck Pc zu der einwirkenden Kraft, die durch die Feder 19 vorab
eingestellt ist, ausbalanciert, um zu bewirken, dass eine die Pumpenkapazität variierende
Verstelleinrichtung 17 die Förderleistung der Verstellpumpe 2 verringert,
wenn die einwirkende Kraft des sekundären Drucks Pc größer als
die einwirkende Kraft der Feder 19 ist, oder um die Förderleistung
der Verstellpumpe 2 zu erhöhen, wenn der sekundäre Druck
Pc kleiner als die einwirkende Kraft der Feder 19 ist,
um so eine Lastfühlfunktion
zu schaffen.
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Die
Betriebsweise der Hydraulikvorrichtung gemäß einer Ausführungsform
der Erfindung, die in 2(a) dargestellt
ist, wird beschrieben. Die jeweiligen Druckausgleichsventile 4, 14 wirken
so, um den Druck auf der stromabwärtigen Seite 6 der
Wegeventile 8, 18 ausbalanciert zu der Summe des
Lastdrucks (PL) und des sekundären
Drucks (Pc) der jeweiligen Aktuatoren auf der stromabwärtigen Seite
zu gestalten; deshalb wird, unter der Annahme, dass die den Druck
aufnehmenden Flächenbereiche
dieselben sind, der Differenzdruck des Wegeventils gleich zu dem
vorstehenden sekundären
Druck (Pc), ungeachtet der Lastdrücke der Aktuatoren, d.h. gleich
zu dem Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck (Pd) und dem maximalen
Lastdruck (Pm) der Aktuatoren. Der sekundäre Druck (Pc) wird dem Förderstrom-Steuerventil 38 über eine
Leitung 33 zugeführt, und
da der sekundäre
Druck (Pc) in Bezug auf die einwirkende Kraft der Feder 19 des
Förderstrom-Steuerventils 38 ausbalanciert
ist, wird der Pumpenförderdruck
(Pd) der Verstellpumpe 2 so gesteuert, dass der sekundäre Druck
(Pc) gleich einem Druck wird, der der einwirkenden Kraft der Feder 19 entspricht.
Demzufolge werden die richtungsmäßigen Ventildifferenzdrücke der
jeweiligen Wegeventile 8, 18 auch zu dem Druck
gesteuert, der der einwirkenden Kraft der Feder 19 entspricht.
Mit dieser Anordnung ist zum Beispiel dann, wenn die Pumpenzufuhr
unzureichend ist, der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck
(Pd) und dem maximalen Lastdruck (Pm) der Aktuatoren, d.h. der sekundäre Druck
(Pc), nicht länger
dazu geeignet, die differentielle Druckvoreinstellung der vorstehend
erwähnten Feder 19 zu
sichern; deshalb werden die jeweiligen Wege-Differenzdrücke auch
niedriger als der vorab eingestellte Wert, allerdings werden die
richtungsmäßigen Ventildifferenzdrücke gleich,
so dass die Strömung
in die jeweiligen Aktuatoren 10, 20 in Strömungen verzweigt
wird, die äquivalent
zu dem Verhältnis der Öffnungen
der Wegeventile 8, 18 sind, und die demzufolge
eine Anti-Sättigungs-Funktion
liefern.
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Mit
einer solchen Anordnung wird der sekundäre Druck (Pc) über die
Pilot- bzw. Steuerleitung 33 in der Richtung zum Schließen des
Förderstrom-Steuerventils 38 der
Verstellpumpe 2 und in der Richtung zum Verringern der
Förderleistung
der Verstellpumpe 2 aufgebracht. Deshalb wird die Viskosität des Pumpenförderöls unter
niedriger Temperatur erhöht,
und gerade wenn ein übermäßiger Druckverlust
in einer Leitung 23 erzeugt wird, die von der Verstellpumpe 2 zu
einer Ventileinheit 22 führt, wird der sekundäre Druck
(Pc) in eine Leitung 32 basierend auf dem Differenzdruck
(Pc) zwischen dem Pumpenzufuhrdruck einer Pumpenzufuhrleitung 3 und
dem maximalen Lastdruck (Pm) in der Ventileinheit 22 so
erzeugt, um den Pumpenförderdruck
(Pd) der Pumpenzufuhrleitung 3 in der Ventileinheit 22 zu einem
Druck hin zu steuern, der der einwirkenden Kraft der Feder 19 in
Relation zu dem maximalen Lastdruck der Aktuatoren ungeachtet der
Größe des Druckverlusts
in der Pumpenzufuhrleitung 23 von der Verstellpumpe 2 zu
der Ventileinheit 22 entspricht. Demzufolge ist, im Gegensatz
zum Stand der Technik, oder dem, was in 1 dargestellt
ist, wo der maximale Lastdruck (Pm) in der Richtung zum Schließen des
Förderstrom-Steuerventils 45 über die lange,
dünne oder
mit kleinem Durchmesser ausgestattete Pilotleitung 35 von
der Ventileinheit 43 zugeführt wird und der Pumpenförderdruck
(Pd) in der Richtung zum Öffnen
des Förderstrom-Steuerventils 45 aufgebracht
wird, die Hydraulikvorrichtung gemäß 2(a) nach
der vorliegenden Erfindung so ausgelegt, dass sich die Pumpenförderleistung
nicht deutlich bzw. ausgeprägt
verringert und sich die Aktuatoren nicht verlangsamen, gerade unter
niedriger Temperatur.
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In
dem Hydraulikkreis der Ausführungsform, die
in 2(a) dargestellt ist, wird der
Flächenbereich
einer Steuerdruckkammer des Druckausgleichsventils in der Schließrichtung
größer gestaltet als
derjenige einer Steuerdruckkammer des Druckausgleichsventils in
der Öffnungsrichtung,
um so die Strömung
des Druckausgleichsventils zu verringern, das mit einem bestimmten
Aktuator kommuniziert, falls sich der Lastdruck des bestimmten Aktuators
erhöht,
wie dies gemäß 1 offenbart
ist. Demzufolge dämpft
sich gerade dann, wenn sich der Selbstlastdruck plötzlich ändert, der
Lastdruck des Aktuators, um zu ermöglichen, dass das Hydrauliksteuersystem
eine stabile Betriebsweise beibehält, um demzufolge zu ermöglichen,
dass die Druckausgleichsventile eine Druckkompensation liefern,
die durch die maximalen Lastdrücke
der Aktuatoren oder des Zufuhrdrucks der variablen Verdrängungspunkte unbeeinflusst
ist. Dies liefert eine stabile Betriebsweise frei von einem Pendeln
bzw. Nachlaufen für
sowohl die niedrig belastete Seite als auch die hoch belastete Seite
ungeachtet einer unabhängigen
Betriebsweise oder einer Verbund- Betriebsweise,
was vorteilhaft ist.
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Wie
die 3 zeigt, ist dort eine schematische Ansicht des
Abschnitts einer Ausführungsform der
Druckausgleichsventile 4, 14 dargestellt, die
für die
Hydraulikvorrichtung eingesetzt werden, die in 2(a) dargestellt ist. Die Druckausgleichsventile 4 und 14 haben
die gleiche Querschnittskonfiguration; deshalb wird die Querschnittskonfiguration
des Druckausgleichsventils 4 beschrieben. Wie später besprochen
wird, können
allerdings die Druckausgleichsventile 4 und 14 so
aufgebaut werden, dass sie unterschiedliche, Druck aufnehmende Flächenbereiche
ihrer jeweiligen Steuerdruckkammern besitzen. Das Druckausgleichsventil 4 besitzt:
einen Ventilkörper 101;
eine Ventilkörperbohrung 128,
die in dem Ventilkörper 101 vorgesehen
ist, die zwei innenseitige Bohrungen besitzt, nämlich eine Bohrung 111 mit
kleinem Durchmesser und eine Bohrung 130 mit großem Durchmesser,
die davon fortführen;
eine Spule 112, die einen Bereich 132 mit kleinem
Durchmesser besitzt, der gleitbar in die Bohrung 111 mit kleinem
Durchmesser (Innendurchmesser d3) eingepasst befestigt ist, und
einen ersten und einen zweiten Steg 133 und 134 mit
großem
Durchmesser, die gleitbar in die Bohrung 130 (Innendurchmesser
d2) eingepasst befestigt sind; und einen Lastdruckanschluss 103 eines
Aktuators, einen sekundären Druckanschluss 104,
einen Auslassanschluss 105, einen Einlassanschluss 102,
der mit einer Pumpenzufuhrleitung kommuniziert, und einen Tankanschluss 106,
die alle der Reihe nach an dem Ventilkörper 101 entlang der
Ventilkörperbohrung 128 vorgesehen
sind. Der Bereich mit kleinem Durchmesser, der an einem Ende der
Spule 112 vorgesehen ist und der sich in die Bohrung 111 mit
kleinem Durchmesser einpasst und mit einer Endoberfläche 127 der
Ventilkörperbohrung 128 über eine
Feder 118 in Kontakt gebracht wird, bildet eine dritte
Steuerdruckkammer 119 dazwischen, die mit dem Lastdruckanschluss 103 kommuniziert,
während
sich das andere Ende 114 der Spule 112 zwischen
der anderen Endoberfläche 126 der
Ventilkörperbohrung 128 einer
Tankkammer 124 bildet, die mit dem Tankanschluss 106 kommuniziert.
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Eine
zweite Steuerdruckkammer 113, die mit dem sekundären Druckanschluss 104 kommuniziert, ist
in der Bohrung 130 mit dem größeren Durchmesser gebildet,
die den Verbindungsbereich des Bereichs 132 mit kleinerem
Durchmesser der Spule 112 und den ersten Steg 133 mit
großem
Durchmesser umgibt; ein Kolben 117 ist gleitbar eingesetzt,
und zwar in einer öldichten
und verschachtelten Ausführung,
in einer axialen Bohrung 116 (Innendurchmesser d1), und
das andere Ende des Kolbens 117 ist so angeordnet, dass
es in Kontakt mit einer rechten Endoberfläche der Ventilkörperbohrung
in der Öltankkammer 124 in
Kontakt gebracht werden kann, die mit dem Tankanschluss 106 kommuniziert.
Eine erste Steuerdruckkammer 121, die mit dem Auslassanschluss 105 über die
Pilotleitung 123 kommuniziert, ist zwischen der Spule 112 und
dem Kolben 117 in der axialen Bohrung 116 gebildet.
Ein erster einen Druck aufnehmender Flächenbereich A1 der ersten Kammer 121 ist
durch den Querschnittsflächenbereich
des Kolbens 117 gebildet; ein zweiter einen Druck aufnehmender
Flächenbereich
A2 der zweiten Kammer 113 ist durch den Flächenbereich
gebildet, der durch Subtrahieren des Querschnittsflächenbereichs
der Bohrung 111 mit dem kleinen Durchmesser von der Bohrung 130 mit
dem großen
Durchmesser gebildet ist; ein dritter einen Druck aufnehmender Flächenbereich
A3 der dritten Kammer 119 ist durch den Querschnittsflächenbereich
des Bereichs 132 mit dem kleinen Durchmesser gebildet.
Die Spule 112 besitzt auch einen ausgesparten Drosselbereich 115,
der geöffnet
und geschlossen werden kann, um die Pumpenzufuhrströmung von
dem Einlassanschluss 102 zu dem Auslassanschluss 105 zu
drosseln, der Drosselbereich 115 ist auf dem Steg 124 mit dem
großen
Durchmesser gebildet, der zu dem ersten Steg 133 mit dem
großen
Durchmesser hin weist. Ein Auslassdruck Pz wirkt auf die erste Kammer 121 ein,
die mit dem Auslassanschluss 105 kommuniziert, um die Spule 112 nach
links, entsprechend der Zeichnung gesehen, zu bewegen, um den ausgesparten
Drosselbereich 115 zu schließen; der sekundäre Druck
Pc wirkt auf den zweiten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereich
A2 der zweiten Kammer 113, um die Spule 112 nach
rechts, betrachtet aus der Zeichnung, zu bewegen, um den Drosselbereich 115 zu öffnen; und
der Lastdruck PL wirkt auf den dritten einen Druck aufnehmenden
Flächenbereich A3
der dritten Kammer 119 ein, um die Spule 112 nach
rechts, betrachtet aus der Zeichnung, zu bewegen, um den Drosselbereich 115 zu öffnen.
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In
der Ausführungsform,
die in 3 dargestellt ist, sind der Flächenbereich des dritten, einen Druck
aufnehmenden Flächenbereichs
A3 und desjenigen des zweiten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs
A2 gleich, und der Außendurchmesser d3
des Bereichs 132 mit dem kleinen Durchmesser der Spule 112 wird
geringfügig
kleiner ausgeführt
als der Außendurchmesser
d1 des Kolbens 117 (d3 < d1),
um den dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A3 kleiner zu gestalten
als den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1. Wenn die Spule 112 nach links
zu dem maximalen Hub davon, betrachtet aus 3, eingestellt
wird, gelangt die linke Endoberfläche der Spule 112 mit
der Endoberfläche 127 der
Ventilkörperbohrung 128 in
Kontakt, um den Drosselbereich 115 zu schließen. Umgekehrt
gelangt, wenn die Spule 112 nach rechts zu dem maximalen
Hub davon eingestellt wird, die rechte Endoberfläche 114 der Spule
um die rechte Endoberfläche
des Kolbens 117 mit der rechten Endoberfläche 126 der
Ventilkörperbohrung 128 in
Kontakt, um vollständig
den Drosselbereich 115 zu öffnen. Wenn die Spule 112 unter
dem mittleren Hub davon eingestellt wird, wird die Öffnung in
Proportion zu dem nach rechts gerichteten Hub der Spule durch den
Drosselbereich 115 der Spule erhöht. Die Feder 118 funktioniert
dahingehend, die Spule 112 nach rechts zu bewegen, um den
Drosselbereich 115 offen zu halten, wenn das Wegeventil 8 oder 18 nicht
in Betrieb ist; sie übt
eine extrem weich wirkende Kraft aus. 3 stellt
im Konzept das Betriebsprinzip dar. Beide Enden der Ventilkörperbohrung 128 sind
nicht geöffnet;
allerdings kann bei der tatsächlichen
Verwendung die Ventilkörperbohrung
als eine abgestufte Durchgangsöffnung
konfiguriert werden oder als eine spanabhebend bearbeitete Bohrung,
die von der rechten Seitenoberfläche
konfiguriert ist, die nicht dargestellt ist, und kann durch einen
Schraubstopfen oder dergleichen, der nicht dargestellt ist, verschlossen
werden.
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Die
Betriebsweise der Ausführungsform,
die in 3 dargestellt ist, wird nun beschrieben. Zuerst wird
die Balance der Kräfte,
die auf die Spule 112 des Druckausgleichsventils ausgeübt werden,
besprochen. Wenn ein Lastdruck als PL bezeichnet wird, ein Pumpenförderdruck
als Pd bezeichnet wird, ein maximaler Lastdruck als Pm bezeichnet
wird und ein sekundärer
Druck als Pc (Pc = Pd – Pm)
bezeichnet wird, kann die Kraft, die dahingehend wirkt, die Spule 112 nach
rechts zu bewegen, um den ausgesparten Drosselbereich 115 zu öffnen, ausgedrückt werden als: (A3·PL) + (A2·Pc) (1)
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Umgekehrt
kann die Kraft, die dahingehend wirkt, die Spule 112 nach
links in der Zeichnung zu bewegen, um den ausgesparten Drosselbereich 115 zu
schließen,
so ausgedrückt
werden, wie dies nachfolgend dargestellt ist, wenn ein Auslassdruck
auf einer stromabwärtigen
Seite 6 des Wegeventils, d.h. die Auslassöffnung 105,
als Pz bezeichnet wird: (A1·Pz) (2)
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Die
Kräfte,
die in den zwei entgegengesetzten Richtungen wirken, sind während der
Steuerung des Druckausgleichsventils ausbalanciert, und die Ergebnisse
des Ausdrucks (1) und des Ausdrucks (2) sind gleich; deshalb kann
der nachfolgende Ausdruck abgeleitet werden: (A3·PL) + (A2·Pc) = (A1·Pz) (3)wobei die
einwirkende Kraft der Feder 118 vernachlässigt wird,
da sie extrem schwach ist.
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Falls
angenommen wird, dass der Außendurchmesser
d3 des Bereichs mit kleinem Durchmesser der Spule gleich zu dem
Außendurchmesser d1
des Kolbens 117 ist, dann gilt A3 = A1, und ein richtungsmäßiger Ventildifferenzdruck ΔP = (Pz – PL) kann
so ausgedrückt
werden, wie dies durch den Ausdruck (3) ausgedrückt ist: ΔP = (Pz – PL) = (A2/A3)·Pc (4)
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Demgemäss wird
der Differenzdruck ΔP
des Wegeventils auf einen vorbestimmten Wert durch den sekundären Druck
Pc, die Außendurchmesser d2
und d3 der Spule 112 und den Außendurchmesser d1 des Kolbens 117 dargestellt;
deshalb wird er ein konstanter Wert unabhängig der individuellen Lastdrücke PL.
Unter einem gesättigten
Zustand wächst der
sekundäre
Druck Pc entsprechend dem Zustand an und die Wegeventil-Differenzdrücke wachsen
entsprechend langsamer an, allerdings wird, da die Differenzdrücke gleich
sind, wie dies zuvor beschrieben ist, die Strömung, die zu den jeweiligen
Aktuatoren 10, 20 zugeführt wird, in Strömungen verzweigt,
die äquivalent
zu dem Verhältnis
der Drosselöffnungen der
Wegeventile 8, 18 sind, was demzufolge die Anti-Sättigungs-Funktion
liefert, die die Strömung,
die zu den jeweiligen Aktuatoren 10, 20 zugeführt ist,
dahingehend bewahrt, dass sie durch die individuellen Lastdrücke PL beeinflusst
wird. Der dritte einen Druck aufnehmende Flächenbereich A3 und der zweite
einen Druck aufnehmende Flächenbereich
A2 können
gleich zueinander oder nicht gleich zueinander sein. Falls A2 =
A3 ist, dann gilt ΔP
= Pc; falls A2 ≠ A3
ist, dann kann der absolute Wert von ΔP durch das Verhältnis von
A2 zu A3 geändert
werden, wie dies in dem Ausdruck (4) dargestellt ist. Der ers te
einen Druck aufnehmende Flächenbereich
wird durch die Beziehung davon mit dem dritten einen Druck aufnehmenden
Flächenbereich
bestimmt.
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Gemäß einer
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung wird der Außendurchmesser d1 des Kolbens 117 geringfügig größer gestaltet
als der Außendurchmesser
d3 des Bereichs mit kleinem Durchmesser der Spule 112 (d1 > d3). Demzufolge führt ein
Substituieren von A3 = k·A1
(wobei k < 1) in dem
Ausdruck (3) zu dem nachfolgenden Ausdruck: k·A1·PL + A2·Pc = A1·Pz (5)
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Zum
Zweck der Vereinfachung gilt, falls k = {1 – (1–k)} in dem vorstehenden Ausdruck
(5) ist, dann: {1 – (1–k)}·A1·PL + A2·Pc = A1·Pz
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Dieser
Ausdruck kann wie folgt modifiziert werden: A1·PL – A1·(1–k)·PL + A2·Pc = A1·Pz PL – (1 – k)·PL + (A2/A1)·Pc = Pz (1–k)·PL + (A2/A1)·Pc = Pz – PL
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Deshalb
wird der Differenzdruck AP des Wegeventils bestimmt durch: ΔP = (Pz – PL) = (A2/A1)·PC – (1 – k)·PL (6)
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Oder
Substituieren von A1 = A3/k in dem Ausdruck führt zu dem nachfolgenden Ausdruck: ΔP = [(k·A2)/A3]·Pc – (1 – k)« PL (7)wobei die
Konstante k kleiner als 1 ist; deshalb sind die zweiten Terme der
rechten Seiten der Ausdrücke (6)
und (7) negative Werte. Gemäß den Ausdrücken 6 und
7 liefern die Wegeventil-Differenzdrücke ΔP einen linearen Ausdruck des
sekundären
Drucks Pc und des Aktuator-Lastdrucks PL; die jeweiligen Wegeventil-Differenzdrücke ΔP verringern
sich und die Strömung
verringert sich, wenn sich die Aktuator-Lastdrücke PL erhöhen. Anders ausgedrückt wird eine
Charakteristik mit einem nach rechts unten gerichteten Gradienten
des Druckausgleichsventils erhalten, wobei sich die Ausgangsströmung verringert, wenn
sich der Aktuator-Lastdruck PL erhöht.
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Das
Vorstehende gilt, ob nun nur ein Wegeventil betrieben wird oder
zwei oder mehr Wegeventile zur selben Zeit betrieben werden, so
lange wie die maximale Zufuhr der Verstellpumpe die Strömung übersteigt,
die durch alle Aktuatoren erforderlich ist, das bedeutet, so lange
wie der gesättigte
Zustand bis jetzt noch nicht erreicht worden ist. Unter dieser Bedingung
wird, wie zuvor erwähnt
ist, der sekundäre Druck
Pc unter einem konstanten Pegel gehalten, der durch die wirkende
Kraft der Feder 19 eingestellt worden ist. Im Gegensatz
hierzu hängt,
da der Lastdruck PL jeden Aktuator-Lastdruck liefert, er konsistent
nur von jedem Aktuator-Lastdruck unabhängig des anderen Aktuator-Lastdrucks,
des maximalen Lastdrucks des Aktuators oder des Pumpenförderdrucks
ab, um so die Charakteristik mit einem Gradienten rechts nach unten
des Druckausgleichsventils zu zeigen. Unter einem gesättigten
Zustand, wo die Pumpenförderung
unzureichend ist, wird der sekundäre Druck Pc ein Druck Pc', der kleiner als
die wirkende Kraft ist, die durch die Feder 19 vorab eingestellt
ist; die Größe von Pc' hängt von
dem Mangel der Strömung
ab und verbleibt nicht unter einem konstanten Wert. Allerdings wirkt
derselbe sekundäre
Druck Pc' auf alle Druckausgleichsventile
und deshalb wird die Fördermenge
der Verstellpumpe zu den individuellen Aktuatoren unter einem geeigneten
Verhältnis
verteilt.
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Falls
nur ein Wegeventil betätigt
wird und der gesättigte
Zustand erreicht wird, dann wird natürlich die gesamte Zufuhr zu
dem einzelnen Aktuator ungeachtet des Aktuator-Lastdrucks PL zugeführt.
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Das
Nachfolgende beschreibt einen Fall, wo zwei Wegeventile betätigt werden
und der Sättigungszustand
stattfindet. Für
eine deutlichere Beschreibung wird angenommen, dass die Öffnungen beider
Wegeventile unverändert
verbleiben und der Lastdruck nur eines Aktuators ansteigt, während der Lastdruck
des anderen Aktuators unverändert
verbleibt. Der Wegeventil-Differenzdruck ΔP des Aktuators, dessen Lastdruck
angestiegen ist, erniedrigt sich, wenn sich der Aktuator-Lastdruck
PL er höht, und
zwar gemäß den Ausdrücken (6)
und (7). Die Strömung
selbst ist allerdings klein, da der Differenzdruck des ersten Terms
der kleine Druck Pc' ist.
In Bezug auf den Wegeventil-Differenzdruck des anderen Aktuators
verbleibt der Lastdruck davon unverändert, der zweite Term der
Ausdrücke
(6) und (7) verbleibt unverändert,
da sich der Aktuator-Lastdruck PL nicht ändert; allerdings bewirkt der
Abfall in der Strömung
des Aktuators, der den angestiegenen Lastdruck besitzt, ein Zulassen
der Pumpenförderströmung insgesamt
und der sekundäre
Druck Pc' erhöht sich,
was bewirkt, dass der erste Term stärker ansteigt. Als Folge erhöht sich
der Wegeventil-Differenzdruck mit einem daraus folgenden Erhöhen in der
Strömung.
Anders ausgedrückt
wird, als Ganzes, die gesamte Pumpenzufuhr zu den Aktuatoren verteilt
und die Strömung
des Aktuators mit dem nicht geänderten
Lastdruck erhöht
sich durch das Volumen entsprechend dem Verringern in der Strömung des
Aktuators mit dem angestiegenen Lastdruck. Demgemäss wird,
unter dem gesättigten
Zustand, die Strömung
des Aktuators mit dem nicht geänderten
Lastdruck aufgrund des Lastdrucks des Aktuators mit dem angestiegenen
Lastdruck trotz der Tatsache erhöht,
dass sein eigener Lastdruck konstant verbleibt; allerdings ist die
Strömung,
die tatsächlich
zugeführt
wird, unzureichend und kleiner als eine erforderliche Strömung unter
dem gesättigten
Zustand, und deshalb wird kein Überschuss
in Bezug auf eine Zielgeschwindigkeit stattfinden. Diese Charakteristik führt deshalb
nicht zu einem Aufschaukeln bzw. Pendeln; im Gegensatz dazu liefert
sie einen Vorteil dahingehend, dass das Ansteigen in der Strömung des Aktuators
mit einem unveränderten
Lastdruck die unzureichende Strömung
kompensiert, was eine Geschwindigkeit ermöglicht, die näher an der
Zielgeschwindigkeit liegt.
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Das
entgegengesetzte Phänomen
findet dann statt, wenn sich der andere Lastdruck verringert. Genauer
gesagt erhöht
sich die Strömung
des Aktuators mit dem erniedrigten Lastdruck, während die Strömung des
Aktuators mit dem konstanten Lastdruck abfällt. Weiterhin ändert sich,
wenn die Lastdrücke
unter demselben Verhältnis
ansteigen oder abfallen, die Strömung
mit einem unveränderten Teilungsverhältnis. Dies
gilt auch dann, wenn drei oder mehr Wegeventile gleichzeitig betätigt werden. Demzufolge
ermöglicht
die vorliegende Erfindung ein stabiles Aufschaukeln bzw. eine pendelfreie
Steuerbarkeit zu allen Zeitpunkten, gerade wenn eine ausreichende
Pumpenzufuhr vorhanden ist, oder unter dem gesättigten Zustand.
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Weiterhin
ist offensichtlich, dass die Druckkompensationscharakteristik auf
einen wahlweisen Wert durch Änderung
des Ventils der Konstante k eingestellt werden kann. Genauer gesagt
wird, je kleiner der Wert von k eingestellt wird, desto stärker die
Charakteristik mit einem Gradienten nach rechts unten eines Druckkompensationswerts
erhalten. Dies bedeutet, dass der Gradient nach rechts unten entsprechend
der Last-Charakteristik jedes Aktuators eingestellt werden kann.
Die Einstellung kann einfach durch Änderung des Außendurchmessers
d1 des Kolbens 117 ohne das Erfordernis einer Änderung
des Ventilkörpers 101 selbst
vervollständigt werden,
was eine einfache Einstellungsänderung
ermöglicht.
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Der
Wert der Konstanten k wird gemäß einer aktuellen
Vorrichtung bestimmt; in einem Aktuator, der zu einem Aufschaukeln
bzw. Pendeln neigt, würde
eine übermäßig kleine
Abfallrate einer kompensierenden Strömung zu einer größeren Wahrscheinlichkeit
eines Aufschaukelns führen,
während
eine übermäßig große Abfallrate
die den Druck kompensierende Funktion zum Aufrechterhalten einer
konstanten Strömung
sperren bzw. verhindern würde; deshalb
sollte der Wert von k ungefähr
0,99 > k > 0,95 (0,99 bis 95%)
sein. Demzufolge können
nicht nur der Grad des Gradienten nach rechts unten oder der Kurve,
sondern auch verschiedene Werte von k leicht auch unter Verwendung
desselben Ventilkörpers
erhalten werden, was ermöglicht,
verschiedene Druckkompensationsventile leicht gemäß den Lastbedingungen
zu erhalten.
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Wie
in 2(b) dargestellt ist, ist es,
in der Hydraulikvorrichtung, die den Kreis verwendet, der in 2(a) dargestellt ist, wenn mindestens zwei Aktuatoren 14, 15 von
einer Vielzahl von Aktuatoren synchron zueinander unabhängig des
Lastdrucks der Aktuatoren angetrieben werden müssen, wie in einem Fall, wo
zwei Laufmotoren 14, 15 zum Antreiben eines Paars
Raupenketten eines hydraulisch fahrenden Fahrzeugs laufen, bevorzugt,
dass die Werte, die durch Teilen des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs
A3 der zwei Druckausgleichsventile 28, 29, die
mit den zwei Aktuatoren 14, 15 kommunizieren,
durch den ersten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1, dieselben sind.
Wenn dies vorgenommen wird, wenn sich die Pumpenzufuhrströmung, die
zu dem rechten und dem linken Fahrmotor 14, 15 zugeführt wird,
als Folge einer Differenz in der Zahl der Umdrehungen ändert, der
Lastdruck des Motors größere Strömungsanstiege
aufnehmen; allerdings nehmen die Strömungen der Druckausgleichsventile
ab, wenn sich der Lastdruck erhöht, und
die Strömungscharakteristika
der Druckausgleichsventile des Paars des rechten und des linken Fahrmotors
werden gleich. Deshalb bewirken, gerade wenn dort ein Fehler in
dem Druck aufnehmenden Flächenbereich
aufgrund eines Bearbeitungsfehlers der Druckausgleichsventile oder
eines Bearbeitungsfehlers der Spulen der Wegeventile 8, 18 vorhanden ist,
solche Fehler, dass der Lastdruck PL des Motors, der die größere Strömung aufnimmt,
ansteigt. Da der Differenzdruck Pc zwischen dem Zufuhrdruck Pd und dem
maximalen Lastdruck Pm konstant gestaltet wird, bewirkt der Anstieg
in dem Lastdruck, dass das Druckausgleichsventil der größeren Strömung bewirkt,
dass sich der Differenzdruck des Wegeventils reduziert, um die Strömung zu
dem zugeordneten Motor zu erniedrigen, so dass die Eingangsströmung abnimmt
und die Laufgeschwindigkeit des Fahrmotors, der die größere Strömung aufnimmt,
abnimmt. In dem anderen Fahrmotor ändert sich, da sich der Differenzdruck
zwischen dem maximalen Lastdruck und dem Zufuhrdruck und dem Lastdruck
nicht ändert,
die Strömung
entsprechend nicht, und die Umdrehungszahl ändert sich nicht, was eine
gute Geradeaus-Fahreigenschaft sicherstellt. Wenn eine Kurve gefahren
wird, erniedrigt sich der Lastdruck des Fahrmotors, der die größere Strömung aufnimmt,
um ein gerades Fahren beizubehalten, allerdings unterscheiden sich
die Öffnungen
des rechten und des linken Wegeventils stark zu dem Zeitpunkt, wo
eine Kurve gefahren wird. Als Folge kann die große Differenz in der Öffnung nicht
korrigiert werden und das Geradeausfahren kann nicht beibehalten
werden. Um dies zu beseitigen, wird die Strömung zu den Fahrmotoren entsprechend
der Betriebshübe
der Wegeventile zugeführt,
um die Kurvenfahrt zu ermöglichen.
Gemäß der vorliegenden
Erfindung ist, außer
den verbesserten Druckausgleichsventilen, kein spezielles, zusätzliches
Ventil erforderlich, was Vorteile dahingehend liefert, die Größe des gesamten
Ventils nicht zu erhöhen,
die Kosten zu senken, und was zu einer größeren Leichtigkeit einer Benutzung
führt.
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Vorzugsweise
reichen die Werte, die durch Unterteilen des dritten einen Druck
aufnehmenden Flächenbereichs
der Druckausgleichsventile durch den ersten einen Druck aufnehmenden
Flächenbereich
erhalten sind, von 0,99 bis 0,95, d.h. 99% bis 95%. Dies kommt daher,
dass dann, wenn die die Strömung
herabsetzende Rate zu hoch ist, dann eine übermäßige Korrektur dahingehend
tendiert, dass sie hervorgerufen wird, wenn man geradeaus fährt, mit
einem konsequenten, zickzackförmigen
Verlauf, oder das System versucht, die Geradeausfahrt beizubehalten,
wenn eine Kurve vorgenommen wird, was zu einer nicht sanften Betriebsweise
führt;
andererseits kann, falls die Strömungsverringerungsrate zu
niedrig ist, dann eine Korrektur nicht vorgenommen werden, was nachteilig
eine Geradeausfahrt beeinflusst.
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Wie
in 2(c) dargestellt ist, ist es
in der Hydraulikvorrichtung, die den Kreis verwendet, der in 2(a) dargestellt ist, wenn der Lastdruck eines Hochlast-Aktuators 25,
wie beispielsweise ein hydraulischer Schwing-Motor für ein Fahrerhaus
mit mindestens zwei Aktuatoren 11, 25 unter einer
Vielzahl von hydraulischen Aktuatoren extrem höher als der Lastdruck des Niedriglast-Aktuators 11 ist,
wie beispielsweise ein hydraulischer Ausleger-Zylinder, bevorzugt,
den Wert einzustellen, der durch Teilen des dritten einen Druck
aufnehmenden Bereichs A3 eines Hochlast-Druckausgleichsventils 36 erhalten wird,
das mit dem Hochlast-Aktuator 25 kommuniziert, durch den
ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1, der kleiner
als der Wert ist, der durch Teilen des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs
A3 eines Niedriglast-Druckausgleichsventils 30 erhalten
ist, das mit dem Niedriglast-Aktuator 11 kommuniziert,
durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1. Mit dieser
Anordnung nimmt, falls der Lastdruck des Hochlast-Aktuators 25 plötzlich ansteigt,
die Strömung
zu dem Hochlast-Aktuator ab und die Strömung, die der abnehmenden Strömung entspricht, wird
zu dem Niedriglast-Aktuator 11 zugeführt, was demzufolge
verhindert, dass sich der Niedriglast-Aktuator 11 verlangsamt.
Weiterhin reicht bevorzugt der Wert, der durch Teilen des dritten
einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs
A3 des Druckausgleichsventils 30 des Niedriglast-Aktuators 11 durch den
ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1 erhalten wird,
von 1 bis 0,98, und der Wert, der durch Teilen des dritten einen
Druck aufnehmenden Flächenbereichs
A3 des Druckausgleichsventils 36 des Hochlast-Aktuators
durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1 erhalten wird,
reicht von 0,97 bis 0,94.
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Weiterhin
wird, wenn der Lastdruck des Hochlast-Schwing-Motors 25 übermäßig hoch
ist, die Öffnung
des Druckausgleichsventils 36 verringert, um die Strömung zu
reduzieren, die zu dem Schwing-Motor 25 zugeführt wird.
Deshalb kann die verschwenderische Entlastungs- bzw. Überlaufströmung, die
von einem überlasteten
Entlastungsventil, das nicht dargestellt ist, zu dem Tank, der nicht
dargestellt ist, läuft,
reduziert werden und der Anstieg des Lastdrucks selbst des Schwing-Motors 25 wird auch
eingeschränkt.
Deshalb kann der Abfall in der Geschwindigkeit des hydraulischen
Ausleger-Zylinders, der ein Niedriglast-Aktuator 11 ist,
durch den Betrag der reduzierten, verschwenderischen Überdruckströmung verhindert
werden.
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Hiernach
wird, wenn sich die Geschwindigkeit des Schwing-Motors 25 erhöht und die
Beschleunigung davon abnimmt, der Lastdruck auch abnehmen. Als Folge
erhöht
sich die Öffnung
des Druckausgleichsventils 36 graduell und die Strömung erhöht sich
graduell entsprechend dazu, wie der Schwinglastdruck abnimmt, was
demzufolge ermöglicht,
dass der Schwing-Motor 25 sanft beschleunigt werden kann.
Weiterhin fällt,
wenn die Beschleunigung des Schwing-Motors 25 endet und
das Schwingen unter einem Beharrungszustand bzw. einer Bereitschaftsgeschwindigkeit
gestartet wird, der Lastdruck des Schwing-Motors 25 plötzlich ab,
während sich
der Lastdruck von dem Ausleger-Zylinder erhöht. Zu diesem Zeitpunkt befindet
sich das Druckausgleichsventil 36 des Schwing-Motors 25 in
einem Prozess eines graduellen Öffnens
von einem geschlossenen Zustand aus im Gegensatz zu einem vollständig offenen
Zustand, und es befindet sich noch in einem gedrosselten Zustand.
Aus diesem Grund wird, gerade dann, wenn der Lastdruck des Schwing-Motors 25 plötzlich abfällt, die Änderung des
Druckausgleichsventils 36 des Schwing-Motors 25,
die plötzlich
erniedrigt wird, reduziert werden, was demzufolge verhindert, dass
der Schwing-Motor 25 mit einem Stoß verzögert wird. Eine relativ große Öffnung des
Druckausgleichsventils 30 des Ausleger-Zylinders 11 wird
sichergestellt, da ein bestimmter Pegel des sekundären Drucks
von der anfänglichen
Stufe der Drehung des Schwing-Motors 25 an sichergestellt
wird; deshalb nimmt, gerade wenn der Schwing-Motor 25 die
Beschleunigung beendet und zu der Rotation unter einer stetigen
Geschwindigkeit umschaltet, die Öffnung
nicht plötzlich
wie in der herkömmlichen
Art zu, wodurch demzufolge eine Beschleunigung mit einem Stoß verhindert
wird.
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Unter
Bezugnahme nun auf 4 wird ein Druckausgleichsventil 4', das für die Hydraulikvorrichtung
eingesetzt wird, die in 2(a) dargestellt
ist und sich die von der Ausführungsform,
die in 3 dargestellt ist, unterscheidet, beschrieben
werden. Entsprechenden Teilen, wie solchen der Ausführungsform,
die in 3 dargestellt ist, werden entsprechende Bezugszeichen
zugeordnet werden und die Beschreibung davon wird teilweise weggelassen werden.
Das Druckausgleichsventil 4'' unterscheidet sich
von der Ausführungsform,
die in 3 dargestellt ist, in den Konfigurationen der
einen Druck aufnehmenden Flächenbereiche
A3 und A2, die in der Öffnungsrichtung
des Druckausgleichsventils wirken.
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Genauer
gesagt besitzt in 4 eine Ventilkörperbohrung 228 eines
Ventilkörpers 201 nur
eine Bohrung mit großem
Durchmesser (Innendurchmesser d2), in die eine Spule 212,
die einen ersten, zweiten und dritten Steg mit großem Durchmesser 209, 210, 211 besitzt,
gleitbar angepasst befestigt ist, und ein Hilfskolben 217,
der einen Außendurchmesser
d3 anstelle einer Bohrung 111 mit kleinem Durchmesser (Innendurchmesser
d3) besitzt, wie in 3 dargestellt ist, ist gleitbar
in eine axiale Unter-Bohrung 202 eingesetzt,
die auf einem äußeren Ende 214 der
Spule 212 in einer verschachtelten Art und Weise vorgesehen
ist. Weiterhin ist ein sekundärer
Druckanschluss 204, ein Aktuator-Lastdruck-Anschluss 203, ein
Auslassanschluss 105, ein Einlassanschluss 102, der
mit einer Pumpenzufuhrleitung kommuniziert, und ein Tankanschluss 106 der
Reihe nach auf dem Ventilkörper 201 entlang
einer Ventilkörperbohrung 228 vorgesehen.
Das äußere Ende
des Hilfskolbens 217 ist so angeordnet, dass es in Kontakt
mit einer Endoberfläche 227 der
Ventilkörperbohrung 228 gebracht
werden kann, die eine zweite Steuerdruckkammer 213 bildet,
die mit dem sekundären
Druckanschluss 204 kommuniziert. Eine Feder 218 ist
zwischen der Spule 212 und dem Hilfskolben 217 in
einer axialen Unter-Bohrung 202 vorgesehen, und eine dritte
Steuerdruckkammer 220, die mit dem Lastdruck-Anschluss 203 über eine
Pilotleitung 223 kommuniziert, ist gebildet. Ein erster
einen Druck aufnehmender Flächenbereich
A1 einer ersten Steuerdruckkammer 121 ist durch den Querschnittsflächenbereich
eines Kolbens 117 gebildet; ein zweiter einen Druck aufnehmender
Flächenbereich
A2 der zweiten Steuerdruckkammer 213 ist durch den Flächenbereich
gebildet, der durch Subtrahieren des Querschnittsflächenbereichs
des Hilfskolbens 217 von dem Querschnittsflächenbereich
der Ventilkörperbohrung 228 erhalten
ist; und ein dritter einen Druck aufnehmender Flächenbereich A3 der dritten
Kammer 220 ist durch den Querschnittsflächenbereich des Hilfskolbens 217 gebildet.
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Mit
dieser Anordnung liefert, wenn dieselbe Beziehung zwischen den jeweiligen
Durchmessern d1, d2 und d3, wie diejenige der Ausführungsform, die
in 3 dargestellt ist, eingesetzt wird, der sekundäre Druck
Pc, d.h. der Differenzdruck zwischen dem Pumpenzufuhrdruck und dem
maximalen Lastdruck der Aktuatoren, die wirkende Kraft einer Feder 19 eines
Förderstrom-Steuerventils 38.
Der Lastdruck PL ist ausreichend groß in Bezug auf den sekundären Druck
Pc, und deshalb wird der Hilfskolben gegen eine linke Endoberfläche der
Ventilkörperbohrung
gepresst, was demzufolge die ähnliche
Betriebsweise zu derjenigen der einen, die in 3 dargestellt
ist, liefert.
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In
der Ausführungsform,
die in 4 dargestellt ist, bewegt sich, falls der Lastdruck
PL übermäßig niedrig
für den
sekundären
Druck Pc wird, und zwar aufgrund einer negativen Last, wie in einer
sich selbst antreibenden Last, dann der Hilfskolben 217 von
der linken Endoberfläche
des Ventilkörpers 227 weg,
um die Spule 212 zu drücken,
um dadurch zu bewirken, dass der sekundäre Druck Pc auf den einen Druck
aufnehmenden Flächenbereich
A3 aufgebracht wird, auf den der Lastdruck PL aufgebracht wird.
In diesem Fall wird der Lastdruck als gleich zu Pc beim Ausführen der
Steuerung angesehen und der Differenzdruck der Richtungsventile
wird leicht höher,
um leicht die Strömung
zu erhöhen.
Während die
Ausführungsform,
die in 3 dargestellt ist, abgestufte Bohrungen besitzt,
erfordert die Ausführungsform,
die in 4 dargestellt ist, keine abgestuften Bohrungen,
und deshalb liefert sie solche Vorteile, wie ein einfacheres, spanabhebendes
Bearbeiten, und eine geringere Wahrscheinlichkeit von Problemen,
die durch den sekundären
Druck Pc verursacht werden, der auf die äußere Oberfläche des Hilfskolbens 217 aufgebracht
wird, da der sekundäre Druck
Pc gewöhnlich
niedrig ist, was es geeigneter für
ein Gerät
macht, bei dem der Lastdruck selbst unter einem vorbestimmten Niveau
oder höher
zu allen Zeiten verbleibt.
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Die
Druckausgleichsventile 4, 4', die in 3 und in 4 dargestellt
sind, sind so beschrieben, dass sie in dem Kreis, der in 2(a) dargestellt ist, verwendet werden, allerdings
sind sie auch auf andere Konfigurationen von Kreisen als ein solcher,
der in 2(a) dargestellt ist, anwendbar.
Insbesondere sind sie dann anwendbar, so lange wie das Druckausgleichsventil
so gesteuert wird, dass der Lastdruck PL und der sekundäre Druck
Pc in der Öffnungsrichtung
wirken, wie dies vorstehend beschreiben ist, und der Druck Pz auf
der stromabwärtigen Seite
des Wegeventils, d.h. die stromabwärtige Seite der Druckausgleichsventile,
in der Schließrichtung wirkt.
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Alle
Ausführungsformen
sind vorstehend unter Bezugnahme auf die Hydraulikkreise zum Antreiben
von zwei hydraulischen Aktuatoren beschrieben worden; allerdings
arbeitet zum Beispiel ein hydraulischer Bagger mit mindestens sechs
Aktuatoren, die zwei Fahrmotoren zum Antreiben eines Paars von Raupenketten
eines hydraulisch fahrenden Fahrzeugs, einen hydraulischen Schwing-Motor
für eine Kabine
und die hydraulischen Zylinder für
einen Ausleger, einen Arm und einen Löffel, umfassen.
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Dies
bedeutet, dass jede der Ausführungsformen,
die vorstehend beschrieben sind, nur zwei Aktuatoren darstellt,
die diese Aktuatoren repräsentieren,
und es sollte verständlich
werden, dass eine Vielzahl hydraulischer Aktuatoren in dieser Erfindung die
individuellen Fahrmotoren, die hydraulischen Schwing-Motoren und
die hydraulischen Zylinder, usw., umfassen, und weiterhin eine Vielzahl
von Druckausgleichsventilen und Wegeventilen umfassen, die jeweils
mit den hydraulischen Aktuatoren kommunizieren.