EP0229330A2 - Schwenkwerk mit zwei separaten Zylinder-Kurbeltrieben als Antrieb - Google Patents

Schwenkwerk mit zwei separaten Zylinder-Kurbeltrieben als Antrieb Download PDF

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EP0229330A2
EP0229330A2 EP86117269A EP86117269A EP0229330A2 EP 0229330 A2 EP0229330 A2 EP 0229330A2 EP 86117269 A EP86117269 A EP 86117269A EP 86117269 A EP86117269 A EP 86117269A EP 0229330 A2 EP0229330 A2 EP 0229330A2
Authority
EP
European Patent Office
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swivel
cylinders
cylinder
slewing
pressure
Prior art date
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Application number
EP86117269A
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English (en)
French (fr)
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EP0229330B1 (de
EP0229330A3 (en
Inventor
Andreas Dipl.-Ing. Graf
Gert Hartwig
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
CESSIONE;MAK SYSTEM GESELLSCHAFT MBH
Original Assignee
Krupp Mak Maschinenbau GmbH
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Publication date
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Publication of EP0229330A2 publication Critical patent/EP0229330A2/de
Publication of EP0229330A3 publication Critical patent/EP0229330A3/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/02—Mechanical layout characterised by the means for converting the movement of the fluid-actuated element into movement of the finally-operated member
    • F15B15/06—Mechanical layout characterised by the means for converting the movement of the fluid-actuated element into movement of the finally-operated member for mechanically converting rectilinear movement into non- rectilinear movement

Definitions

  • the invention relates to a swivel mechanism with two separate cylinder crank drives as a drive, both swivel cylinders work double-acting and in particular have a piston rod led out on one side to form a differential piston arrangement and a swivel angle less than 360 degrees, as for use in crane and excavator systems , and the dead centers of the cylinder crank drives are arranged offset from one another with respect to the swivel cylinder and the swivel cylinders can be actuated by means of a preferably electro-hydraulic control by a pump via control elements.
  • Swivel mechanisms of this type are able to cover a swivel range of 180 ° and more. For this you need a special design of the geometry and the hydraulic control if you want to ensure increased demands on the uniformity of the swiveling speed under all loads as well as safe entry into the end positions. Swivel mechanisms of this type are known in which the cylinders are only driven from one side when traveling through a swivel direction, for example a cylinder over a certain swivel angle range from the rod space and the other cylinder over another swivel angle range from the floor space. Both areas partially overlap.
  • the control takes place either via a control valve for both cylinders with corresponding black-and-white distributor valves or one control valve per cylinder.
  • the cylinder spaces that are not actively acted upon are generally activated by externally controllable valves, so that they can suck in oil from the oil reservoir or push oil back into this reservoir or exchange the oil between the two cylinder spaces.
  • the suction function can of course also be achieved by a simple check valve between the cylinder and the oil tank.
  • swing mechanism controls also use one of the known load pressure sensing methods, in which the load pressure of each cylinder is fed back to a separate control element, such as a variable displacement pump or pressure compensator, which adjusts the pump pressure so that it is a constant amount higher than the load pressure .
  • a separate control element such as a variable displacement pump or pressure compensator, which adjusts the pump pressure so that it is a constant amount higher than the load pressure .
  • Controls have therefore also been proposed in which a common control element is used for both cylinders, so that both cylinders are supplied with the same system pressure. Such a solution leads to non-uniform swiveling speeds, even if the dead center areas of the cylinders are excluded, as by activation.
  • the object of the invention is to provide a swivel mechanism of the generic type with a simple swivel mechanism control which supplies the swivel cylinders with oil in all operating states sufficiently and enables a uniform swivel movement and ensures that a driving load is tied up at high swivel speeds.
  • the hydraulic supply be carried out according to the load-sensing method, the load pressure being able to be influenced by the load pressures of both swivel cylinders. It is thereby achieved that an active driving through of pivot cylinder dead centers with a corresponding switchover does not lead to the feared load pressure peaks and can therefore be carried out, even if both cylinders remain pressurized up to the dead centers.
  • load-sensing methods are generally known, as is known from DE-OS 34 13 866.
  • Another possibility is that only that of the two floor spaces of the swivel cylinder can be pressurized via control valves, the piston rod of which is extended further, while the other floor space is switched to self-priming or provided with a filling pressure.
  • the swivel cylinders be provided with arrangements for end position damping on their rod side. Furthermore, it is provided that the rod spaces of the swivel cylinders can be acted upon by lowering brake valves, wherein the braking function on the swivel cylinder can be switched on with the respective self-priming floor space.
  • the rapid swiveling behavior under load is positively influenced by the fact that the floor spaces of the swiveling cylinders are provided with throttle check valves for the oil that runs off.
  • each swivel cylinder can be controlled via an associated proportional valve, which has load pressure sensing connections and that the mean value of both sensed load pressures can be fed to the control element as a control variable.
  • the lower of the two sensed load pressures of the swivel cylinder serves as a control variable for the control element, provided that both swivel cylinders are activated. It also has a positive effect that the higher of the two sensed load pressures of the swivel cylinders, reduced to a value proportional to the control of the proportional valve, serves as a control variable for the control element.
  • the two swivel cylinders 1 and 2 shown are fastened on the bottom side to a common pivot point 3 of an abutment 4.
  • Your piston rods 5 and 6 are attached to a swivel platform 8 at points 9 and 10 arranged offset by an angle 7.
  • Both swivel cylinders 1 and 2 are double-acting and can therefore be pressurized with pressure oil from the floor space side as well as from the rod side. They have internal end position dampers 11 on the rod side, which are intended to reduce the swiveling speed when approaching the end stops.
  • the swivel cylinder 1 determines the one end position 8, the swivel cylinder 2 the other end position 8 '.
  • the total pivot angle 12 corresponds to the pivot angles 13 and 14 of the articulation points 9 and 10 of the piston rods 5 and 6. It is therefore greater than 180 °.
  • the bottom dead center of the swivel cylinder 1 is reached when the swivel stage center has reached point 15.
  • the bottom dead center of the pivot cylinder 2 is correspondingly given at point 16 of the pivot stage 8.
  • a transmitter 60 and at dead center 16 a transmitter 61 is fixed to the foundation. Both transmitters 60, 61 are supported by a cam 62 attached to the swivel platform 8 during passage through the respective dead centers 15 or 16 actuated.
  • the corresponding functions are described in connection with the explanation of the circuit diagram according to FIG. 5.
  • the pivot cylinders 1 and 2 are connected to a hydraulic system on the bottom side via lines 17 and 18 and on the rod side on lines 19 and 20 according to the control diagram in FIG. 2.
  • This receives its hydraulic energy from a variable displacement pump 21, which sucks in oil from a tank 22 and supplies two 4/3 proportional valves 25 and 26 via lines 23 and 24. These are controlled by electrical sensors 60, 61, 63.
  • Each proportional valve 25, 26 actuates a swivel cylinder 1, 2. In the middle position, the oil inflows and outflows are blocked.
  • the valves are deflected to the left, the bottom sides of the cylinders 1 and 2 are pressurized with oil via lines 17 and 18 and the rod sides are connected to a return line 27 via lines 19 and 20.
  • Associated 4/2 black and white valves 28 and 29 also enable the pivoting cylinders 1, 2 to be activated.
  • the swivel cylinder 1 is connected to the return line 27 on the base side as well as on the rod side when valve 28 is electrically activated.
  • load pressure sensing lines 30 and 31 determine which load pressure is present on the respective pressure line 17, 18, 19 or 20 on the cylinder side at the proportional valve 25, 26. This is via a pressure change valve 32 and line 33 to the Transfer variable pump 21. This enables them to adjust their flow rate so that it remains approximately constant regardless of the load pressure. This means that the flow rate to the swivel cylinders 1 and 2 is load-independent and is only determined by the control of the proportional valves 25, 26.
  • the pressure change valve 32 has the effect that the higher of the two load pressures present at the valves 25 and 26 acts on the variable displacement pump 21. This would increase up to the maximum pressure of the variable displacement pump 21 - secured by the valve 34 - if both swivel cylinders 1 and 2 reached a dead center at the same time or if only one cylinder was connected to the pressure line 23 or 24 and reached the dead center. In these cases, the volume flow would be braked to zero and the variable displacement pump 21 would be informed of a high load via line 33, which it countered by increasing the delivery rate and maximum pressure increase.
  • the sensed load pressure at the swivel cylinder 1 or at the valve 25 can therefore not increase appreciably beyond the load pressure from the swivel cylinder 2 present at the valve 26, because both valves on the pressure side are connected via lines 23 and 24 to the same pressure source in the form of the variable displacement pump 21.
  • the lowering brake valves 37 and 38 are intended to brake the entry of the swivel cylinders 1, 2 into the rod-side end positions in addition to the internal damping 11. They are unlocked when the bottom sides are depressurized. In this case, the oil on the rod side can only flow out via the restrictors 39 and 40.
  • the throttles 41 and 42 on the floor side serve to limit the swiveling speed under external load when the piston rods 5, 6 are inserted into the swiveling cylinders 1, 2.
  • the throttles 41, 42 are bridged by the check valves 43, 44 when these are released by the pressure that is simultaneously present on the rod sides (lines 19, 20).
  • Lines 46 and 47 indicate the bottom dead centers of cylinders 1 and 2.
  • the rod spaces swiveling cylinder 1 (48) and Swivel cylinder 2 (49) to the dead centers 46 or. 47 pressurized, while the floor spaces pivot cylinder 1 (50) and pivot cylinder 2 (51) are connected to the return line 27.
  • the pivot cylinder 2 is subjected to pressure 51 'on the bottom side and 49' is relieved of the rod space side.
  • the associated lowering brake valve 38 is unlocked by the pressure 51 '.
  • the pivot cylinder 1 remains connected to the pump pressure 48 on the rod side.
  • the oil flow is not interrupted.
  • the rod chamber is depressurized, while the bottom chamber pivot cylinder 2 is still subjected to pressure 51 'and maintains the oil flow from the variable displacement pump 21.
  • the floor space pressure 50 and the rod space pressure 48 'of the swivel cylinder 1 remain activated from the dead center 46 by switching the associated proportional valve 25 to the middle position and the black-and-white valve 28 to the flow position. This relieves the pressure in line 17 and the lowering brake valve 37 switches to the blocking position.
  • the oil running off on the rod side is braked by the throttle 39 (compare 52 in FIG. 3).
  • the swiveling speed decreases and is braked to zero shortly before reaching the end position 8 'by the end position damping 11 additionally acting in the swiveling cylinder 2 (compare 53 in FIG. 3).
  • this measure also reduces the bottom pressure 55 of the pivot cylinder 1 from the high value 55 'to the value 55' ', which is equal to the value 57'.
  • an electrical control of the two proportional valves 25 and 26 for the pivot cylinders 1 and 2 is shown. These are shifted into the positions corresponding to the control slide by a manually operated control slide 63 via control magnets 64 to 67.
  • the electrical energy required for this is supplied by a battery 68.
  • a line 69 is connected to the negative pole
  • a line 70 corresponding to a wiper position 71 on the electrical resistor 72 is connected to part of the positive battery voltage.
  • the actuating magnets 65 and 67 are activated and deflect the valves in proportion to the position of the control slide 63. 2, the bottom sides of both swivel cylinders 1 and 2 are pressurized with pressure oil.
  • the transmitter 60 (see FIG. 1) is actuated and activates the magnet 65 and with it the floor space of the cylinder 1. With further swivel movement, the transmitter 61 is also actuated, so that the bottom space of the cylinder 2 is pressurized.
  • the encoders 60 and 61 can be both digital changeover switches and a rotary angle encoder (analog encoder), the signal of which is dependent on the angle of rotation is processed in a downstream signal processing unit to produce the two required changeover signals for the proportional valves 25, 26.
  • one floor space (cylinder 1) can be relieved via the switch 73 by moving the valve 25 back into the neutral position and the magnet 74 of the valve 28 (FIG. 2) is excited. This connects the cylinder 1 on the floor and rod side to the return 27 and thus unlocks it.

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Abstract

Es ist hierbei vorgesehen, daß zur Erzielung einer gleichmäßigen Schwenkbewegung mit versetzt angeordneten Zylinder-Kurbeltrieben der Pumpendruck über ein Ventil beim Durchgang durch einen bodenseitigen Totpunkt vom Bodenraum auf den Stangenraum der Schwenkzylinder geschaltet wird. Gleichzeitig ist vorgesehen, daß der Rücklaufdruck vom Stangenraum auf den Bodenraum schaltbar ist. Gegenbenenfalls ist vorgesehen, über ein Lastdruck-Sensierungs-Verfahren eine Verstellpumpe zu steuern, wobei der Druck von den Lastdrücken beider Schwenkzylinder beeinflußbar ist.

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf ein Schwenkwerk mit zwei separaten Zylinder-Kurbeltrieben als Antrieb, wobei beide Schwenkzylinder doppelt wirkend arbeiten und insbesondere eine einseitig herausgeführte Kolbenstange zur Bildung einer Differenzkolbenanordnung besitzen und einen Schwenkwinkel kleiner als 360 Grad, wie für den Einsatz in Kran- und Baggeranlagen, aufweisen sowie die Totpunkte der Zylinder-Kurbeltriebe bezüglich des Schwenkzylinders zueinander versetzt angeordnet und die Schwenkzylinder mittels einer vorzugsweise elektro-hydraulischen Ansteuerung von einer Pumpe über Steuerelemente dosierbar betätigbar sind.
  • Schwenkwerke dieser Art sind in der Lage, einen Schwenkbereich von 180° und mehr zu bestreichen. Sie benötigen hierzu eine spezielle Auslegung der Geometrie und der hydraulischen Ansteuerung, wenn sie erhöhte Anforderungen an die Gleichmäßigkeit der Schwenkgeschwindigkeit unter allen Lasten sowie sicheren Einlauf in die Endlagen gewährleisten sollen. Bekannt sind derartige Schwenkwerke, bei denen die Zylinder bei Durchfahren einer Schwenkrichtung jeweils nur von einer Seite aus angesteuert werden, beispielsweise ein Zylinder über einen bestimmten Schwenkwinkelbereich vom Stangenraum her und der weitere Zylinder über einen anderen Schwenkwinkelbereich vom Bodenraum her. Beide Bereiche überdecken sich teilweise.
  • Dabei erfolgt die Ansteuerung entweder über ein Ansteuerventil für beide Zylinder mit entsprechenden Schwarz-Weiß-Verteiler-Ventilen oder ein Ansteuerventil pro Zylinder. Die jeweils nicht aktiv beaufschlagten Zylinderräume sind in der Regel durch extern ansteuerbare Ventile freigeschaltet, so daß sie Öl aus dem Ölreservoir ansaugen bzw. Öl in dieses Reservoir zurückdrücken können oder das Öl zwischen beiden Zylinderräumen austauschen. Die Saugfunktion läßt sich dabei natürlich auch durch ein einfaches Rückschlagventil zwischen Zylinder und Öltank erreichen.
  • Andere Schwenkwerksteuerungen wenden zusätzlich eines der bekannten Lastdruck-Sensierungs-Verfahren an, bei dem der Lastdruck jedes Zylinders zu einem separaten Regelorgan, wie Verstellpumpe oder Druckwaage, zurückgeführt wird, das den Pumpendruck so nachführt, daß er um einen konstanten Betrag höher liegt als der Lastdruck. Diese Steuerungen sind sehr aufwendig.
  • Es sind daher auch schon Steuerungen vorgeschlagen worden, bei denen für beide Zylinder ein gemeinsames Regelorgan verwendet wird, so daß beide Zylinder mit dem gleichen Systemdruck versorgt werden. Eine derartige Lösung führt zu ungleichförmigen Schwenkgeschwindigkeiten, auch wenn die Totpunktbereiche der Zylinder, wie durch Freischaltung, ausgeklammert werden.
  • Es hat sich gezeigt, daß der Schwenkvorgang sich mit derartigen Schwenkwerksteuerungen nicht genügend beherrschen läßt, insbesondere ist das Fesseln einer treibenden Last bei hohen Schwenkgeschwindigkeiten nicht gewährleistet. Außerdem ist das Nachsaugen von Öl in den freigeschalteten Zylindern nicht befriedigend möglich. Nach der DE-OS 24 43 760 ist eine Anordnung in der Art einer sogenannten Dampfmaschinen-Umsteuerung für ein Drehwerk bekannt geworden, das abweichend vom Schwenkwerk beliebig viele Umdrehungen hintereinander ausführen kann. Für gattungsgemäße Schwenkwerke sind diese bekannten Anordnungen nicht übertragbar, da sie für eine feinfühlige Steuerung einer Schwenkbewegung nicht einsetzbar sind. Darüber hinaus ist es bei dieser bekannten Ausbildung erforderlich, eine räumliche Baueinheit zwischen den auf der Drehwerkswelle angeordneten Nocken und den Umsteuerventilen zu schaffen. Deshalb besteht auch der Mangel, daß die Ventile für den vollen Förderstrom ausgelegt und daher entsprechend groß sein müssen.
  • Die Aufgabe der Erfindung ist es, ein Schwenkwerk der .gattungsgemäßen Art mit einer einfachen Schwenkwerksteuerung zu schaffen, die die Schwenkzylinder bei allen Betriebszuständen hinreichend mit Öl versorgt und eine gleichmäßige Schwenkbewegung ermöglicht sowie das Fesseln einer treibenden Last bei hohen Schwenkgeschwindigkeiten gewährleistet.
  • Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt erfindungsgemäß dadurch, daß jeweils die Stangen-Räume der beiden Schwenkzylinder in den Schwenkbereichen, in denen sie Öl aufnehmen, mit dem vollen Pumpendruck beaufschlagbar sind, während die ölabgehenden Räume gedrosselt sind und zur Umschaltung der Pumpen- bzw. Rücklaufdrücke Geber verwendet werden, die den bodenseitigen Totpunkten der beiden Schwenkzylinder zugeordnet sind.
  • Hierdurch wird erreicht, daß die Schwenkzylinder bei allen Betriebszuständen mit Öl versorgt werden und der Ölstrom nicht gestoppt wird. Eine optimale Ausgestaltung wird dadurch erreicht, daß beide Schwenkzylinder in der genannten Weise umschaltbar sind.
  • Weiterhin wird vorgeschlagen, daß die Hydraulikversorgung nach dem Load-Sensing-Verfahren erfolgt, wobei der Load-Druck von den Lastdrücken beider Schwenkzylinder beeinflußbar ist. Es wird damit erreicht, daß ein aktives Durchfahren von Schwenkzylinder-Totpunkten mit entsprechender Umschaltung nicht zu den befürchteten Lastdruckspitzen führt und damit durchführbar ist, auch wenn beide Zylinder bis in die Totpunkte mit Druck beaufschlagt bleiben. Selbstverständlich sind grundsätzlich Load-SensingVerfahren, wie aus der DE-OS 34 13 866, bekannt.
  • Um zu vermeiden, daß beide Bodenseiten der Schwenkzylinder beim Einfahren in die Endlagen mit Drucköl beaufschlagt sind und daß dadurch auf den Stangenseiten wegen des Druck-Übersetzungsverhältnisses zwischen Boden- und Stangenseiten und der bei schnellen Schwenkbewegungen mitwirkenden Schwungmassen ein zu hoher Abbremsdruck erzeugt wird, ist vorgesehen, daß in den Teilen der Schwenkbereiche, in denen die Bodenflächen bei der Kolben der Schwenkzylinder gemeinsam das Schwenkmoment erzeugen, dieses über Steuerelemente zur Begrenzung des verfügbaren Drucks, wie zur Begrenzung des sensierten Lastdrucks, reduzierbar ist.
  • Eine weitere Möglichkeit besteht darin, daß nur jeweils derjenige der beiden Bodenräume der Schwenkzylinder über Steuerventile mit Druck beaufschlagbar ist, dessen Kolbenstange weiter ausgefahren ist, während der andere Bodenraum selbstansaugend geschaltet oder mit einem Fülldruck versehen wird.
  • Um das Einlaufen in die Endlage auf der Stangenseite des Schwenkzylinders zu bremsen, wird vorgeschlagen, daß die Schwenkzylinder auf ihrer Stangenseite mit Anordnungen zur Endlagendämpfung versehen sind. Ferner ist hierzu vorgesehen, daß die Stangenräume der Schwenkzylinder über Senkbremsventile beaufschlagbar sind, wobei die Bremsfunktion an dem Schwenkzylinder mit dem jeweils selbstansaugenden Bodenraum einschaltbar ist.
  • Ferner wird das Schnellschwenkverhalten unter Last positiv dadurch beeinflußt, daß die Bodenräume der Schwenkzylinder mit Drossel-Rückschlagventilen für das ablaufende Öl versehen sind.
  • Günstige Verhältnisse werden bei Anwendung eines Lastdruck-Sensierungs-Verfahrens dadurch erzielt, daß jeder Schwenkzylinder über ein zugeordnetes Proportionalventil steuerbar ist, das Lastdruck-Sensierungsanschlüsse besitzt und daß der Mittelwert beider sensierten Lastdrücke dem Regelorgan als Steuergröße zuleitbar ist.
  • Ferner ist es auch vorteilhaft, daß der niedrigere der beiden sensierten Lastdrücke der Schwenkzylinder als Steuergröße des Regelorgans dient, sofern beide Schwenkzylinder aktiv geschaltet sind. Positiv wirkt sich auch aus, daß der höhere der beiden sensierten Lastdrücke der Schwenkzylinder reduziert auf einen Wert proportional der Ansteuerung des Proportionalventils als Steuergröße des Regelorgans dient.
  • In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung schematisch dargestellt. Es zeigen:
    • Fig. 1 eine Draufsicht auf ein Zwei-Zylinder-Schwenkwerk,
    • Fig. 2 ein hydraulisches Ansteuerschema für ein Schwenkwerk,
    • Fig. 3 und 4 zwei Funktionsablaufdiagramme,
    • Fig. 5 ein Schaltschema für eine elektrische Ansteuerung der Proportionalventile.
  • Die dargestellten beiden Schwenkzylinder 1 und 2 sind bodenseitig an einem gemeinsamen Drehpunkt 3 eines Widerlagers 4 befestigt. Ihre Kolbenstangen 5 und 6 sind an um einen Winkel 7 versetzt angeordneten Punkten 9 und 10 auf einer Schwenkbühne 8 befestigt. Beide Schwenkzylinder 1 und 2 sind doppelt wirkend ausgeführt und können also von der Bodenraumseite wie auch von der Stangenseite mit Drucköl beaufschlagt werden. Sie besitzen auf der Stangenseite interne Endlagendämpfungen 11, die die Schwenkgeschwindigkeit bei Annäherung an die Endanschläge reduzieren sollen. Dabei bestimmt der Schwenkzylinder 1 die eine Endlage 8, der Schwenkzylinder 2 die andere Endlage 8'. Der Gesamtschwenkwinkel 12 entspricht den Schwenkwinkeln 13 und 14 der Anlenkpunkte 9 und 10 der Kolbenstangen 5 und 6. Er ist somit größer als 180°. Der bodenseitige Totpunkt des Schwenkzylinders 1 ist erreicht, wenn die Schwenkbühnenmitte am Punkt 15 angekommen ist. Der bodenseitige Totpunkt des Schwenkzylinders 2 ist entsprechend beim Punkt 16 der Schwenkbühne 8 gegeben.
  • Im Totpunkt 15 ist ein Geber 60 und im Totpunkt 16 ein Geber 61 fundamentfest angebracht. Beide Geber 60,61 werden von einem an der Schwenkbühne 8 angebrachten Nocken 62 beim Durchgang durch die jeweiligen Totpunkte 15 bzw. 16 betätigt. Die entsprechenden Funktionen werden in Zusammenhang mit der Erläuterung des Schaltschemas gemäß Fig. 5 beschrieben.
  • Die Schwenkzylinder 1 und 2 werden gemäß Ansteuerschema Fig. 2 bodenseitig über die Leitungen 17 und 18 und stangenraumseitig über die Leitungen 19 und 20 mit einem Hydrauliksystem verbunden. Dieses erhält seine hydraulische Energie von einer Verstellpumpe 21, die Öl aus einem Tank 22 ansaugt und über Leitungen 23 und 24 zwei 4/3-Proportionalventilen 25 und 26 zuführt. Diese werden durch elektrische Geber 60,61,63 angesteuert. Jedes Proportionalventil 25,26 betätigt einen Schwenkzylinder 1,2. In der Mittelstellung sind die Ölzu- und -abflüsse gesperrt. Bei Auslenkung der Ventile nach links werden die Bodenseiten der Zylinder 1 und 2 über die Leitungen 17 und 18 mit Drucköl beaufschlagt und die Stangenseiten über die Leitungen 19 und 20 mit einer Rücklaufleitung 27 verbunden.
  • Bei der Auslenkung der Proportionalventile 25 und 26 nach rechts werden die Zylinder 1 und 2 in umgekehrter Richtung mit Druck beaufschlagt.
  • Ferner ermöglichen zugeordnete 4/2-Schwarz-Weiß-Ventile 28 und 29 eine Freischaltung der Schwenkzylinder 1,2. So ist beispielsweise der Schwenkzylinder 1 bodenseitig wie auch stangenseitig mit der Rücklaufleitung 27 verbunden, wenn Ventil 28 elektrisch aktiviert wird.
  • Weiterhin wird über Lastdruck-Sensierungsleitungen 30 und 31 ermittelt, welcher Lastdruck auf der jeweiligen Druckleitung 17,18,19 oder 20 zylinderseitig am Proportionalventil 25,26 vorliegt. Dieser wird über ein Druckwechselventil 32 und die Leitung 33 auf die Verstellpumpe 21 übertragen. Diese wird damit in die Lage versetzt, ihre Fördermenge so nachzuregeln, daß sie unabhängig vom Lastdruck in etwa konstant bleibt. Das bedeutet, daß der Förderstrom zu den Schwenkzylindern 1 und 2 lastunabhängig ist und nur durch die Ansteuerung der Proportionalventile 25,26 bestimmt wird.
  • Das Druckwechselventil 32 bewirkt, daß jeweils der höhere von beiden an den Ventilen 25 und 26 anstehenden Lastdrücken auf die Verstellpumpe 21 wirkt. Dieser würde bis zum Maximaldruck der Verstellpumpe 21 - durch das Ventil 34 abgesichert - ansteigen, wenn beide Schwenkzylinder 1 und 2 gleichzeitig einen Totpunkt erreichten bzw. wenn nur ein Zylinder mit der Druckleitung 23 bzw. 24 in Verbindung steht und den Totpunkt erreicht. In diesen Fällen würde der Volumenstrom auf Null abgebremst und der Verstellpumpe 21 über Leitung 33 eine hohe Last gemeldet werden, der sie mit Erhöhung der Fördermenge und maximalem Druckanstieg begegnete.
  • Dieser Druckanstieg wird bei dem Zwei-Zylinder-Schwenkwerk mit gegeneinander versetzt arbeitendem Schwenkzylindern 1,2 vermieden, wenn beide Zylinder 1 und 2 gleichzeitig mit Druck beaufschlagt werden und ein Zylinder durch den Totpunkt läuft sowie die Druckzuführung in den bodenseitigen Totpunkten von der Stangenseite auf die Bodenseite oder umgekehrt mit Hilfe der Proportionalventile 25 und 26 und der Geber 60 und 61 umgeschaltet wird. In diesem Fall wird zwar der Ölstrom zu dem durch den Totpunkt schwenkenden Zylinder 1 auf Null reduziert. Der Ölstrom zu dem jeweils anderen Schwenkzylinder 2 bleibt aber voll erhalten. Der sensierte Lastdruck am Schwenkzylinder 1 bzw. am Ventil 25 kann also nicht nennenswert über den am Ventil 26 anliegenden Lastdruck aus Schwenkzylinder 2 ansteigen, weil beide Ventile druckseitig über die Leitungen 23 und 24 mit der gleichen Druckquelle in Form der Verstellpumpe 21 verbunden sind.
  • Eine zusätzliche Möglichkeit, nur an einem Proportionalventil 25 bzw. 26 sensierte Lastdruckspitzen abzubauen, besteht darin, daß das Doppelrückschlagventil 32 durch ein Ventil ersetzt wird, welches den Mittelwert aus beiden sensierten Lastdrücken oder den kleineren von beiden Lastdrücken zur Verstellpumpe 21 weiterleitet. Ein zeitlich steuerbarer Abbau hoher Lastdruckspitzen ist natürlich auch mit Hilfe eines Druckbegrenzungsventils 36 möglich, welches durch ein 2/2-Wegeventil 35 in kritischen Fällen aktiv geschaltet werden kann.
  • Die Senkbremsventile 37 und 38 sollen das Einlaufen der Schwenkzylinder 1,2 in die stangenseitigen Endlagen zusätzlich zu den internen Dämpfungen 11 abbremsen. Sie sind freigeschaltet, wenn die Bodenseiten drucklos sind. In diesem Fall kann das stangenseitige Öl nur über die Drosseln 39 und 40 abfließen.
  • Die bodenraumseitigen Drosseln 41 und 42 dienen der Begrenzung der Schwenkgeschwindigkeit unter äußerer Last, wenn die Kolbenstangen 5,6 in die Schwenkzylinder 1,2 eingeschoben werden. Die Drosseln 41,42 werden durch die Rückschlagventile 43,44 überbrückt, wenn diese durch gleichzeitig auf den Stangenseiten (Leitungen 19,20) anstehenden Druck freigeschaltet werden.
  • Fig. 3 zeigt den Funktionsablauf für das Schwenken der Schwenkbühne 8 in die Lage 8', Schwenkrichtung gemäß Pfeil 45. Die Linien 46 bzw. 47 kennzeichnen die bodenseitigen Totpunkte der Zylinder 1 bzw. 2. Es werden zunächst die Stangenräume Schwenkzylinder 1 (48) und Schwenkzylinder 2 (49) bis zu den Totpunkten 46-bzw. 47 mit Druck beaufschlagt, während die Bodenräume Schwenkzylinder 1 (50) und Schwenkzylinder 2 (51) mit der Rücklaufleitung 27 verbunden sind. In dem Totpunkt 47 wird Schwenkzylinder 2 bodenseitig mit Druck 51' beaufschlagt und stangenraumseitig 49' entlastet. Das zugehörige Senkbremsventil 38 ist durch den Druck 51' entsperrt. Zur gleichen Zeit bleibt Schwenkzylinder 1 stangenseitig mit dem Pumpendruck 48 verbunden. Der Ölstrom wird nicht unterbrochen.
  • In der Totlage 46 des Schwenkzylinders 1 wird der Stangenraum drucklos geschaltet, während der Bodenraum Schwenkzylinder 2 weiterhin mit Druck 51' beaufschlagt wird und den Ölstrom von'der Verstellpumpe 21 aufrecht erhält. Bodenraumdruck 50 und Stangenraumdruck 48' des Schwenkzylinders 1 bleiben ab Totpunkt 46 freigeschaltet, indem das zugehörige Proportionalventil 25 in die Mittelstellung und das Schwarz-Weiß-Ventil 28 in die Durchflußstellung geschaltet werden. Damit wird der Druck in Leitung 17 entlastet, und das Senkbremsventil 37 schaltet in die Sperrstellung. Das stangenseitig ablaufende Öl wird durch die Drossel 39 gebremst (vergleiche 52 in Fig.3). Die Schwenkgeschwindigkeit nimmt ab und wird kurz vor Erreichen der Endlage 8' durch die zusätzlich im Schwenkzylinder 2 wirkende Endlagendämpfung 11 (vergleiche 53 in Fig. 3) bis auf Null abgebremst.
  • Fig. 4 zeigt analog den Rückschwenkvorgang von der Endlage 8' zur Endlage 8, Pfeil 59. Dabei werden wieder beide Stangenräume in den Bereichen, in denen sie Öl aufnehmen, mit Druck 54 und 56 beaufschlagt. Von der Totlage 47 des Schwenkzylinders 2 ab wird dessen Bodenraumdruck 57 nicht wie in Fig. 3 der Druck 50 auf Null gehalten, sondern mit einem reduzierten Wert 57' aufgeschaltet. Dies kann beispielsweise durch Aktivschalten der Ventile 35 und 36 geschehen, sofern ein Lastdruck-Sensierungs-Verfahren angewendet wird.
  • Diese Maßnahme bewirkt gleichzeitig auch eine Reduzierung des Bodendrucks 55 des Schwenkzylinders 1 vom hohen Wert 55' auf den Wert 55'', der gleich dem Wert 57' ist. Dadurch wird erfindungsgemäß vermieden, daß der Dämpfungsdruck der internen Endlagendämpfung 58 (11 in Fig. 1 u. 2 für Schwenkzylinder 1) zu hoch ansteigt. Damit kann die Schwenkbühne 8 bis zur Endlage auf Null abgebremst werden.
  • Gemäß Fig. 5 ist eine elektrische Ansteuerung der beiden Proportionalventile 25 und 26 für die Schwenkzylinder 1 und 2 gezeigt. Diese werden durch einen handbedienten Regelschieber 63 über Stellmagnete 64 bis 67 in die dem Regelschieber entsprechenden Stellungen verschoben. Die dazu erforderliche elektrische Energie wird von einer Batterie 68 geliefert. So ist beispielsweise in der gezeichneten Stellung eine Leitung 69 mit dem Minuspol, eine Leitung 70 entsprechend einer Schleiferstellung 71 auf dem elektrischen Widerstand 72 mit einem Teil der positiven Batteriespannung verbunden. Dem entsprechend sind die Stellmagnete 65 und 67 aktiviert und lenken die Ventile proportional zur Stellung des Regelschiebers 63 aus. Damit werden gemäß Fig. 2 die Bodenseiten beider Schwenkzylinder 1 und 2 mit Drucköl beaufschlagt. Bewegt man den Regelschieber 63 in die Stellung 71', so werden umgekehrt über den Widerstand 72' die Stellmagneten 64 und 66 mit elektrischer Energie beaufschlagt und damit die Stangenseite der beiden Schwenkzylinder 1 und 2 mit Drucköl versorgt.
  • Bewegt sich die Schwenkbühne nun durch den bodenseitigen Totpunkt des Zylinders 1, so wird der Geber 60 (siehe Fig. 1) betätigt und aktiviert den Magneten 65 und mit ihm den Bodenraum des Zylinders 1. Bei weiterer Schwenkbewegung wird auch der Geber 61 betätigt, so daß auch der Bodenraum des Zylinders 2 mit Druck beaufschlagt wird. Bei den Gebern 60 und 61 kann es sich sowohl um digitale Umschalter als auch um einen Drehwinkelgeber (Analoggeber) handeln, dessen schwenkwinkelabhängiges Signal in einer nachgeschalteten Signalverarbeitung zu den beiden erforderlichen Umschaltsignalen für die Proportionalventile 25,26 verarbeitet wird.
  • Um in diesem Fall, wie schon erläutert, die Schwenkkräfte zu begrenzen, kann über den Umschalter 73 der eine Bodenraum (Zylinder 1) entlastet werden, indem das Ventil 25 in die Neutralstellung zurückgefahren und dafür der Magnet 74 des Ventils 28 (Fig. 2) erregt wird. Dieses verbindet den Zylinder 1 boden- wie auch stangenseitig mit dem Rücklauf 27 und schaltet ihn somit frei.

Claims (10)

1. Schwenkwerk mit zwei separaten Zylinder-Kurbeltrieben als Antrieb, wobei beide Schwenkzylinder doppelt wirkend arbeiten und insbesondere eine einseitig herausgeführte Kolbenstange zur Bildung einer Differenzkolbenanordnung besitzen und einen Schwenkwinkel kleiner als 360 Grad, wie für den Einsatz in Kran- und Baggeranlagen, aufweisen sowie die Totpunkte der Zylinder-Kurbeltriebe bezüglich des Schwenkwinkels zueinander versetzt angeordnet und die Schwenkzylinder mittels einer vorzugsweise elektro-hydraulischen Ansteuerung von einer Pumpe über Steuerelemente dosierbar betätigbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß jeweils die Stangen-Räume der beiden Schwenkzylinder (1,2) in den Schwenkbereichen, in denen sie Öl aufnehmen, mit dem vollen Druck der Pumpe (21) beaufschlagbar sind, während die ölabgebenden Räume gedrosselt sind und zur Umschaltung der Pumpen- bzw. Rücklaufdrücke Geber (60,61) verwendet werden, die den bodenseitigen Totpunkten der beiden Schwenkzylinder (1,2) zugeordnet sind.
2. Schwenkwerk nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikversorgung nach dem Load-Sensing- Verfahren erfolgt, wobei der Load-Druck von den Lastdrücken beider Schwenkzylinder (1,2) beeinflußbar ist.
3. Schwenkwerk nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß in den Teil der Schwenkbereiche, in denen die Bodenflächen beider Kolben der Schwenkzylinder (1,2) gemeinsam das Schwenkmoment erzeugen, dieses über Steuerelemente zur Begrenzung des verfügbaren Drucks, wie zur Begrenzung des sensierten Lastdrucks, reduzierbar ist.
4. Schwenkwerk nach einem der Ansprüche 1- bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß nur jeweils derjenige der beiden Bodenräume der Schwenkzylinder (1,2) über Steuerventile (25 bzw. 26) mit Druck beaufschlagbar ist, dessen Kolbenstange (5 bzw. -6) weiter ausgefahren ist, während der andere Bodenraum selbstansaugend geschaltet oder mit einem Fülldruck versehen wird.
5. Schwenkwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwenkzylinder (1,2) auf ihrer Stangenseite mit Anordnungen (11) zur Endlagendämpfung versehen sind.
6. Schwenkwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Stangenräume der Schwenkzylinder (1,2) über Senkbremsventile (37,38) beaufschlagt sind, wobei die Bremsfunktion an dem Schwenkzylinder (1 bzw. 2) mit dem jeweils selbstansaugenden Bodenraum einschaltbar ist.
7. Schwenkwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Bodenräume der Schwenkzylinder (1,2) mit Drossel-Rückschlagventilen (41,43 und 42,44) für das ablaufende Öl versehen sind.
8. Schwenkwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß jeder Schwenkzylinder (1,2) über ein zugeordnetes Proportionalventil (25,26) steuerbar ist, das Lastdruck-Sensierungsanschlüsse besitzt und daß der Mittelwert beider sensierten Lastdrücke dem Regelorgan (21) als Steuergröße zuleitbar ist.
9. Schwenkwerk nach einem der Ansprüche 1' bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der niedrigere der beiden sensierten Lastdrücke der Schwenkzylinder (1,2) als Steuergröße des Regelorgans (21) dient, sofern beide Schwenkzylinder (1,2) aktiv geschaltet sind.
10. Schwenkwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der höhere der beiden sensierten Lastdrücke der Schwenkzylinder (1,2) reduziert auf einen Wert proportional der Ansteuerung des Proportionalventils (25 bzw. 26) als Steuergröße des Regelorgans (21) dient.
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Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4757685A (en) * 1987-08-24 1988-07-19 Caterpillar Inc. Pressure responsive hydraulic control circuit
WO2005011948A1 (de) * 2003-07-24 2005-02-10 Bbg Gmbh & Co. Kg Werkzeug
US7059126B2 (en) 2003-10-16 2006-06-13 Caterpillar Inc. System for preventing swing wag for a work machine with a boom assembly
CN104140048A (zh) * 2014-08-06 2014-11-12 山东丰汇设备技术有限公司 一种用于塔机的液压驱动回转机构

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19603400A1 (de) * 1996-01-31 1997-08-07 Claas Saulgau Gmbh Landwirtschaftliche Maschine mit in Fahrtrichtung gestaffelt angeordneten Arbeitswerkzeugen

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3630120A (en) * 1970-05-04 1971-12-28 Int Harvester Co Swinging apparatus
DE2443760A1 (de) * 1974-09-13 1976-03-25 Krone Bernhard Gmbh Maschf Steuerung fuer einen zylinderantrieb zur herbeifuehrung einer drehbewegung
FR2304801A1 (fr) * 1975-03-17 1976-10-15 Massey Ferguson Inc Mecanisme de pivotement
FR2453297A1 (fr) * 1979-03-20 1980-10-31 Bouter Andre Mecanisme de renversement controle
US4240327A (en) * 1978-05-30 1980-12-23 Harris Corporation Fluid operated linear actuator control system
DE3413866A1 (de) * 1983-04-13 1984-11-15 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Hydrostatisches antriebssystem
DE3508691C1 (de) * 1985-03-12 1986-07-10 Eisenwerke Kaiserslautern Göppner GmbH, 6750 Kaiserslautern Hydraulisches Erdbaufahrzeug mit einem schwenkbaren Ausleger

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3630120A (en) * 1970-05-04 1971-12-28 Int Harvester Co Swinging apparatus
DE2443760A1 (de) * 1974-09-13 1976-03-25 Krone Bernhard Gmbh Maschf Steuerung fuer einen zylinderantrieb zur herbeifuehrung einer drehbewegung
FR2304801A1 (fr) * 1975-03-17 1976-10-15 Massey Ferguson Inc Mecanisme de pivotement
US4240327A (en) * 1978-05-30 1980-12-23 Harris Corporation Fluid operated linear actuator control system
FR2453297A1 (fr) * 1979-03-20 1980-10-31 Bouter Andre Mecanisme de renversement controle
DE3413866A1 (de) * 1983-04-13 1984-11-15 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Hydrostatisches antriebssystem
DE3508691C1 (de) * 1985-03-12 1986-07-10 Eisenwerke Kaiserslautern Göppner GmbH, 6750 Kaiserslautern Hydraulisches Erdbaufahrzeug mit einem schwenkbaren Ausleger

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4757685A (en) * 1987-08-24 1988-07-19 Caterpillar Inc. Pressure responsive hydraulic control circuit
WO1989002010A1 (en) * 1987-08-24 1989-03-09 Caterpillar Inc. Pressure responsive hydraulic control circuit
WO2005011948A1 (de) * 2003-07-24 2005-02-10 Bbg Gmbh & Co. Kg Werkzeug
US7059126B2 (en) 2003-10-16 2006-06-13 Caterpillar Inc. System for preventing swing wag for a work machine with a boom assembly
CN104140048A (zh) * 2014-08-06 2014-11-12 山东丰汇设备技术有限公司 一种用于塔机的液压驱动回转机构

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