EP1003972B1 - Turning control device with brake and control valves - Google Patents

Turning control device with brake and control valves Download PDF

Info

Publication number
EP1003972B1
EP1003972B1 EP98942618A EP98942618A EP1003972B1 EP 1003972 B1 EP1003972 B1 EP 1003972B1 EP 98942618 A EP98942618 A EP 98942618A EP 98942618 A EP98942618 A EP 98942618A EP 1003972 B1 EP1003972 B1 EP 1003972B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
control
valve
pressure
valves
hydraulic
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP98942618A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP1003972A1 (en
Inventor
Reinhold Schniederjan
Bernhard Adler
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.)
Brueninghaus Hydromatik GmbH
Original Assignee
Brueninghaus Hydromatik GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Brueninghaus Hydromatik GmbH filed Critical Brueninghaus Hydromatik GmbH
Publication of EP1003972A1 publication Critical patent/EP1003972A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP1003972B1 publication Critical patent/EP1003972B1/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/08—Superstructures; Supports for superstructures
    • E02F9/10—Supports for movable superstructures mounted on travelling or walking gears or on other superstructures
    • E02F9/12—Slewing or traversing gears
    • E02F9/121—Turntables, i.e. structure rotatable about 360°
    • E02F9/123—Drives or control devices specially adapted therefor
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/08—Superstructures; Supports for superstructures
    • E02F9/10—Supports for movable superstructures mounted on travelling or walking gears or on other superstructures
    • E02F9/12—Slewing or traversing gears
    • E02F9/121—Turntables, i.e. structure rotatable about 360°
    • E02F9/128—Braking systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control, in particular for controlling the Slewing gear of an excavator.
  • a hydraulic control according to the preamble of claim 1 is known from the DE 196 20 664 C1 known.
  • Slewing gear control is an adjustment device for adjusting one between two Signal pressure chambers arranged on the displacement volume of a hydraulic pump acting piston provided.
  • the adjustment piston is adjusted in Dependence on the pressure difference between two with one each Signal pressure chambers connected signal pressure lines.
  • the signal pressure in the Signal pressure lines are connected to a manual control transmitter by two Control lines specified.
  • There is a separate brake valve in each signal pressure line provided that the return flow of the pressure fluid from the associated with the brake valve Throttling pressure chamber in a pressure fluid tank and thus a slow one After the hand control by the Operator has been returned to its neutral position.
  • each connected to one of the working lines are, which a hydraulic motor driving the slewing gear with the hydraulic pump into one Connect working circuit, it is achieved that the slow braking by the Brake valves is turned off when the slewing gear against resistance, e.g. B. a Heap, swings out.
  • resistance e.g. B. a Heap
  • a disadvantage of the known hydraulic control is that the brake valves in the signal pressure lines are arranged and thus burdened by the signal pressure.
  • the Brake valves therefore from the pressure fluid filling the corresponding signal pressure chamber flows through and therefore exposed to increased pollution.
  • the course of the Pressurized fluids to the pressurized fluid tank take place via the manual control transmitter over a relatively long time Line paths. Therefore, not only the throttle provided in the brake valve acts limiting for the pressure fluid reflux, but also the cross section of the Control lines and the opening cross-section of the manual control transmitter.
  • the invention is therefore based on the object of a hydraulic control, in particular for controlling the slewing gear of an excavator, to specify in which the Throttle cross section for the backflow of pressure fluid through the brake valves more accurate is predeterminable and contamination of the brake valves is also counteracted.
  • the object is in connection with the characterizing features of claim 1 solved with the generic features.
  • the invention is based on the knowledge that it is advantageous to use the brake valves without Interposition of further valves directly between the signal pressure chambers of the Arrange the adjustment device and the pressure fluid tank. This results in short Line paths for the backflow of the pressure fluid from the signal pressure chambers to the Pressurized fluid tank via the brake valve, so that the effective throttle cross section in essentially from the throttle cross section specified by the brake valve and only in depends negligibly on the cable cross-sections. In the return flow path apart from the brake valve, no other valves that cause additional throttling, intended. The fact that the brake valves only from the refluxing pressure fluid however from that to the signal pressure chambers in the event of acceleration of the slewing gear flowing pressure fluid flows through, the pollution of the brake valves significantly reduced.
  • the Control valves and the brake valves are controlled by those in the control lines Control pressure controlled according to the invention so that the control valves in the case of Open the swing out of the hydraulic pump and close the brake valves and vice versa close the control valves and open the brake valves to their throttled valve position, when the pressurized fluid flows back from the actuating pressure chambers to the pressurized fluid tank.
  • the throttle cross section of the brake valves provide adjustable. This is only due to the solution according to the invention, the Brake valves not in the signal pressure lines, but in to the pressure medium tank to arrange branch lines that are subjected to a lower pressure are exposed to less pollution.
  • the brake valves in the known hydraulic control are designed as seat valves to the To withstand signal pressure there and less susceptibility to contamination exhibit.
  • the formation of an adjustable throttle cross section is with seat valves not possible or only with difficulty.
  • An adjustable throttle cross section can be easier a slide valve be formed.
  • a slide valve can, however, in the known hydraulic control can not be used, as it can jam when dirty can and can therefore lead to considerable malfunctions.
  • the control valves can be designed as seat valves and each have a control valve piston, each in a control valve housing is movable.
  • the control valve piston can have a conical section, which cooperates with a valve seat surface to form a sealing seat. Training the Control valves as seat valves is advantageous because it makes them relatively large Have pressure resistance and insensitivity to dirt.
  • each Control valve can have a control valve spring according to claim 7, which Control valve piston presses against the valve seat surface.
  • the control valve piston is according to claim 8 preferably formed as a step piston, a step of Control valve piston is acted upon by the actuating control pressure, so that a hydraulically controlled seat valve is created.
  • the brake valves and the control valves can according to claim 9 Pressure change valve to be connected to the control lines.
  • pressure change valve to be connected to the control lines.
  • the signal pressure lines can each have an assigned pressure control valve be connected to the feed line, the signal pressure in the signal pressure lines is regulated by the control pressure prevailing in the control lines. If according to claim 11, a pressure control valve spring is provided, the signal pressure is set slightly higher than the control pressure, so is at vanishing control pressure there is a low signal pressure, which is used for refilling serves the signal pressure chamber, the volume of which swings back when Hydraulic pump enlarged. A suction device with a relatively large size dimensioning filter is therefore not necessary.
  • control lines can according to claim 12 by a Control pressure supply and the control transmitter connected to the pressure fluid tank alternately can be acted upon with control pressure.
  • Fig. 1 shows a first embodiment of the hydraulic control according to the invention.
  • the hydraulic control generally designated by reference number 1, is used in particular to control the slewing gear of an excavator.
  • the slewing gear of the excavator is driven by a hydraulic motor, not shown, which is connected to the hydraulic pump 4 to form a working circuit via a first working line 2 and a second working line 3.
  • the hydraulic pump 4 is z. B. driven for an internal combustion engine, not shown, via the drive shaft 5.
  • the direction of delivery of the hydraulic pump is reversible, so that either the working line 2 or the working line 3 works as a high-pressure line depending on the desired direction of rotation of the slewing gear.
  • the displacement volume of the hydraulic pump 4 is via an adjusting device 6 adjustable.
  • the adjusting device 6 has an actuating piston 7, which in one Actuating cylinder 8 is movable and without two centering springs 9 and 10 Pressurization in its neutral position shown in Fig. 1 with zero displacement is centered.
  • the actuating piston 7 divides the actuating cylinder 8 into one first signal pressure chamber 11 and a second signal pressure chamber 12.
  • the first Signal pressure chamber 11 is connected to a first signal pressure line 13, while the second signal pressure chamber 12 is connected to a second signal pressure line 14, which supply the signal pressure to the signal pressure chambers 11, 12.
  • a branch 15 in the signal pressure lines 13 and 14 or 16 provided.
  • a secondary line 17 or 18 branches to one Brake valve 19 or 20, so that the first actuating pressure chamber 11 via the brake valve 19th is connected to the pressure fluid tank 21 and the second signal pressure chamber 12 via the Brake valve 20 is connected to the pressure fluid tank 21.
  • the brake valve 19 or 20 has a closed valve position 22 or 23, in which the flow through the respective brake valve 19 or 20 is interrupted, and a throttled valve position 24 or 25 on, in which the flow through the respective brake valve 19 or 20th is throttled.
  • the throttle cross section that the brake valve 19 or 20 in its throttled valve position 24 or 25, is preferably adjustable.
  • the Brake valves 19 and 20 are so through a common control pressure line 26 controlled that they fall below a predetermined threshold value of the control pressure in the control pressure line 26 change over to its throttled valve position 24 or 25 or switch. If the control pressure in the control pressure line 26 is the predetermined Exceeds the threshold value, the brake valves 19 and 20 are in their closed valve position 22 or 23 and are locked. If the control pressure in the Control pressure line 26, however, is less than the predetermined threshold, the Brake valves 19 and 20 pressed into their throttled valve positions 24 and 25, respectively, so that the Brake valves 19 and 20 a throttled, preferably adjustable flow exhibit.
  • the threshold value is preferably set to a very low, almost or completely disappearing control pressure is specified and is via the brake valve springs 29 and 30 adjustable.
  • a control valve 27 or 28 is located in each signal pressure line 13 or 14
  • Control valves 27 and 28 are arranged so that the branches 15 and 16th between the control valves 27 and 28 and the control pressure chambers 11 and 12 respectively Adjustment device 6 are.
  • the brake valves 19 and 20 are therefore on the Branches 15 and 16 directly with the signal pressure chamber 11 assigned to them or 12 connected without the hydraulic line between the Signal pressure chambers 11 and 12 and the pressure fluid tank 21 in addition to the brake valves 19th and 20 other hydraulic valves.
  • the brake valves 19 and 20 in close proximity to the signal pressure chambers 11 and 12 below Use of only small cable routes for the line section of the Signal pressure line 13 or 14 to branch 15 or 16 and for the secondary line 17 or 18 arranged.
  • the control valves 27 and 28 are also through the in the control pressure line 26th prevailing control pressure controlled.
  • the control valves 27 and 28 open when the Control pressure in the control pressure line 26 exceeds a predetermined threshold. In contrast, the control valves 27 and 28 close when the control pressure in the control pressure line 26 falls below the predetermined threshold.
  • the control valves 27 and 28 are preferably as seat valves z. B. formed in the form of check valves while the brake valves 19 and 20 are preferably designed as slide valves.
  • the signal pressure in the signal pressure lines 13 and 14 and thus the deflection of the Hydraulic pump 4 is in the illustrated embodiment by a manual Control transmitter 32 specified, the two control lines 33 and 34 depending on the desired Direction of rotation of the slewing gear alternately with a control pressure feed 35 or Pressurized fluid tank 21 connects. Depending on the intended direction of rotation of the slewing gear either the control line 33 or the control line 34 is subjected to control pressure.
  • the Control lines 33 and 34 are in the exemplary embodiment via throttling points 36 and 37 the control valves 27 and 28 directly connected.
  • the in the signal pressure lines 13th and 14 prevailing signal pressure is therefore from those in the control lines 33 and 34 prevailing control pressures in the embodiment shown in Fig. 1 immediately derived.
  • This embodiment saves a pilot control and is Particularly suitable for slewing gear controls with a small nominal size.
  • the control lines 33 and 34 are via a pressure change valve 38, each of which selects the highest of the control pressures prevailing in the two control lines 33 and 34 connected to the control pressure line 26.
  • the control pressure line 26 therefore prevails the highest of the control pressures prevailing in the control lines 33 and 34.
  • the Control pressure line 26 is via a pressure cut-off valve 39 with the pressure fluid tank 21 connected.
  • the pressure cut-off valve 39 is designed as a pressure limiting valve and limits the pressure in the control pressure line 26 to preferably one electrical transmitter 40 predetermined maximum pressure.
  • the control pressure line 26 is over another pressure relief valve 41 connected to the pressure fluid tank 21, which via a pressure swing valve 42 of the highest in the working lines 2 and 3 prevailing working pressure is controlled and a working pressure dependent Pressure limitation enabled.
  • a feed device 43 is also provided.
  • the feed device 43 includes one Via the common shaft 5 connected to the hydraulic pump 4 feed pump 44, which in a feed line 46 via a feed filter 45 through the pressure relief valve 47 limited feed pressure generated.
  • the feed pressure is in each case the low pressure leading working line 2 or 3 fed via a check valve 48 or 49.
  • the maximum working pressure in the working lines 2 and 3 is the Pressure relief valves 50 and 51 limited.
  • the hydraulic control according to the invention works as follows:
  • the hydraulic pump 4 connected to the hydraulic motor is pivoted out by actuating the control stick 53 of the control transmitter 32.
  • either the control line 33 or the control line 34 is acted upon with a metered control pressure via the control pressure feed 35, while the respective other control line 34 or 33 is connected to the pressure fluid tank 21.
  • the control pressure building up in the control line 33 or 34 is also present in the control pressure line 26 and causes the control valves 27 and 28 to open.
  • the control pressure lines 13 and 14 are therefore via the control valves 27 and 28 in the exemplary embodiment shown in FIG.
  • the time constant required for this by the brake valves 19 and 20 caused throttling depends. Since the restriction of the backflow of the pressure fluid from the signal pressure chambers 11 and 12 to the pressure fluid tank 21 almost exclusively is determined by the throttle cross section of the respective brake valve 19 and 20, respectively this time constant is set very precisely and reproducibly. Since the Throttle cross section of the brake valves 19 and 20 is preferably designed to be variable, a corresponding fine-tuning can be carried out. According to the invention Brake valves 19 and 20 immediately without the interposition of further valves or Longer hydraulic lines connected to the signal pressure chambers 11 and 12, so that the effective throttling of the return flow is determined solely by the brake valves 19 and 20 is. A backflow of the pressure fluid into the control lines 33 and 34 is impossible because block the control valves 27 and 28 in this operating state.
  • the threshold value for switching between the valve positions of the brake valves 19 and 20 and the control valves 27 and 28 is by the brake valve springs 29 and 30 and the control valve springs 54 and 55 adjustable.
  • Fig. 2 shows a second embodiment of the hydraulic according to the invention Control. Elements already described with reference to FIG. 1 are identical Provide reference numerals, so that a repetitive description is unnecessary.
  • FIG. 2 differs from that already based on Embodiment described in FIG. 1 in that two pressure control valves 60th and 61 are provided which are connected to the control pressure lines 13 and 14 at their outputs are connected upstream of the control valves 27 and 28, respectively.
  • One of each Inputs of the pressure control valves 60 and 61 is connected to the pressure fluid tank 21, while another input of the pressure control valves 60 and 61 via a Connection line 62 is each connected to the feed line 46.
  • each Pressure control valve 60 or 61 is at a first control input with an associated Control line 33 or 34 and at a second control input with the control pressure line 13 or 14 connected via a detour line 63 or 64.
  • Each pressure control valve 60 or 61 is therefore assigned by a pressure difference between the control pressure in the Control line 33 or 34 and the signal pressure in the assigned signal pressure line 13 or 14 controlled. This leads to the signal pressure in the signal pressure line 13 or 14 essentially with the control pressure in the associated control line 33 or 34 matches.
  • the pressure control valves 60 and 61 have a pressure control valve spring 66 and 67, respectively are also slightly impacted in the opening direction, is in the Signal pressure line 13 or 14 prevailing signal pressure slightly, for. B. by 1 to 2 bar, higher than the control pressure in the associated control line 33 or 34. In the Signal pressure line is therefore also a slight pressure when in the assigned control line 33 or 34, there is no control pressure.
  • the connecting line 62 and the associated pressure control valve 60 or 61 and the associated control valve 27 or 28 pressure fluid flow into the signal pressure chamber 11 or 12, the volume of which enlarged when the control piston 7 is returned to the neutral position.
  • a After-suction device with a correspondingly large after-suction filter is therefore not necessary.
  • FIG. 3 shows an example of a structural design of the brake valves 19 and 20 and the control valves 27 and 28 in a schematic representation.
  • the hydraulic circuit in accordance with Fig. 1 is also specified. Elements already described with reference to FIG. 1 are identical Provide reference numerals, so that a repetitive description is unnecessary.
  • the brake valves 19 and 20 are preferred in the Fig. 3 shown Embodiment designed as slide valves.
  • a brake valve piston 80 or 81 is arranged axially movable in a brake valve housing 82 and 83, respectively by means of the brake valve spring 29 or 30 against a preferably adjustable one Stop 84 or 85 acted upon.
  • the stop 84 or 85 is in one Cylinder bore 86 and 87, respectively, in the respective brake valve housing 82 and 83 is formed axially in front.
  • the axial board can, for. B. be adjusted in that the stop 84 or 85 has a thread that fits into the brake valve housing 82 or 83 can be screwed in.
  • the position of the stops 84 and 85 can also by a z. B.
  • electromagnetic or hydraulic encoder by the operator of the excavator be adjustable so that the hesitant, soft swiveling of the slewing gear through Changing the throttle cross section of the brake valves 19 and 20 via the stops 84 and 85 can be set flexibly.
  • the brake valve piston 80 or 81 has a chamfer 88 or 89. and works with a control edge 92 or 93 formed on an annular groove 90 or 91.
  • the control pressure line 26 is guided to a pressure chamber 94 or 95, to which the Brake valve pistons 80 and 81 are adjacent. With increasing pressure in the control pressure line 26, the brake valve piston 80 or 81 is therefore against the brake valve spring 29 or 30 shifted and the control edge 92 or 93 is not by the sealed chamfered area of the brake valve piston 80 or 81. With decreasing pressure in the control pressure line 26, the brake valve piston 80 or 81 through the brake valve spring 29 or 30 in Fig.
  • the throttle opening of the brake valve 19 or 20 in the The stop position on the stop 84 or 85 is determined by the position of the stop 84 or 85 and is determined by changing the position of the stop 84 or 85 adjustable.
  • the control valves 27 and 28 are preferred in the one shown in FIG Embodiment designed as seat valves.
  • the control valve pistons 96 and 97 are each movable in a control valve housing 98 or 99.
  • the control valve pistons 96 and 97 each have a tapered portion 100 and 101, respectively.
  • the control valve pistons 96 and 97 are so through the control valve spring 54 and 55, respectively acts on the conical section 100 or 101 against the valve seat surface 102 or 103 is pressed and thus a sealing seat is created. Upstream of the conical Section 100 and 101, a first valve chamber 104 and 105 is formed, the with is connected to the valve inlet. In the embodiment shown in FIG. 3 the valve input is connected directly to the associated control line 33 or 34.
  • valve outlet is connected to the associated signal pressure line 13 or 14 in Connection.
  • a second valve chamber 106 or 107 is from the first Valve chamber 104 or 105 through a sealing stage 108 or 109 of the control valve piston 96 and 97 isolated and connected to the control pressure line 26.
  • the Indian Control pressure line 26 prevailing control pressure engages on a surface 110 or 111 of the Control valve piston 96 or 97 on and moves the control valve piston 96 or 97 against the control valve spring 54 or 55. If one is exceeded by the control valve spring The conical section 100 or 101 raises 54 or 55 predetermined threshold value from the valve seat surface 102 or 103 and gives the flow through the control valve 27 or 28 free.
  • the brake valves 19 and 20 and the seat valves 27 and 28 can also be constructed in be formed in another way.
  • control valves 27 and 28 also form as simple check valves that a return flow of the pressure fluid in prevent the control line 33 and 34 or into the pressure control valves 60 and 61.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mining & Mineral Resources (AREA)
  • Civil Engineering (AREA)
  • Structural Engineering (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)

Abstract

The invention relates to a hydraulic control device (1) comprised of an adjusting device (6) for regulating an adjusting piston (7). Said piston is located between two adjusting pressure chambers (11, 12) and is acting on the displacement volume of a hydraulic pump (4). The adjusting piston is regulated according to the pressure difference between two adjusting pressure lines (13, 14), said lines each being connected to one of the adjusting pressure chambers (11, 12). Each adjusting pressure chamber (11, 12) is assigned to a brake valve (19, 20). Said brake valve reduces the backflow of the hydraulic fluid from the assigned adjusting pressure chamber (11, 12) in a hydraulic fluid tank (21). A control valve (27, 28) is arranged in each adjusting pressure line (13, 14). Said control valve can be reversed between an open and a closed valve position. Within each adjusting pressure line (13, 14), a branch (15, 16) is located between the assigned control valve (27, 28) and the assigned adjusting pressure chamber (11, 12). The assigned brake valve (19, 20) is arranged between the branch (15, 16) and the hydraulic fluid tank (21). Said brake valve is reversible between a reduced valve position (24, 25) and a closed valve position (22, 23). The brake valves (19, 20) and the control valve (27, 28) are controlled through adjusting pressure lines (33, 44), whereby the brake valves (19, 20) are reduced and the control valves (27, 28) are closed. This results when the larger of the control pressures prevailing in the controlling lines (33, 34) is less than a predetermined threshold value.

Description

Die Erfindung betrifft ein hydraulische Steuerung, insbesondere zum Ansteuern des Drehwerks eines Baggers.The invention relates to a hydraulic control, in particular for controlling the Slewing gear of an excavator.

Eine hydraulische Steuerung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist aus der DE 196 20 664 C1 bekannt. Bei der aus dieser Druckschrift hervorgehenden Drehwerksteuerung ist eine Verstellvorrichtung zum Verstellen eines zwischen zwei Stelldruckkammern angeordneten, auf das Verdrängungsvolumen einer Hydropumpe einwirkenden Stellkolbens vorgesehen. Die Verstellung des Stellkolbens erfolgt in Abhängigkeit von der Druckdifferenz zwischen zwei mit jeweils einer der Stelldruckkammern verbundenen Stelldruckleitungen. Der Stelldruck in den Stelldruckleitungen wird durch zwei mit einem Handsteuergeber verbundene Steuerleitungen vorgegeben. In jeder Stelldruckleitung ist jeweils ein separates Bremsventil vorgesehen, das den Rückfluß des Druckfluids aus der dem Bremsventil zugeordneten Stelldruckkammer in einen Druckfluid-Tank drosselt und somit ein langsames Ausschwenken des Drehwerks ermöglicht, nachdem der Handsteuergeber durch die Bedienungsperson in seine Neutralstellung zurückgeführt wurde. Durch die Verwendung von zwei separaten Bremsventilen, die jeweils mit einer der Arbeitsleitungen verbunden sind, welche einen das Drehwerk antreibenden Hydromotor mit der Hydropumpe zu einem Arbeitskreislauf verbinden, wird erreicht, daß die langsame Abbremsung durch die Bremsventile abgeschaltet wird, wenn das Drehwerk gegen einen Widerstand, z. B. ein Haufwerk, ausschwenkt.A hydraulic control according to the preamble of claim 1 is known from the DE 196 20 664 C1 known. With the resulting from this document Slewing gear control is an adjustment device for adjusting one between two Signal pressure chambers arranged on the displacement volume of a hydraulic pump acting piston provided. The adjustment piston is adjusted in Dependence on the pressure difference between two with one each Signal pressure chambers connected signal pressure lines. The signal pressure in the Signal pressure lines are connected to a manual control transmitter by two Control lines specified. There is a separate brake valve in each signal pressure line provided that the return flow of the pressure fluid from the associated with the brake valve Throttling pressure chamber in a pressure fluid tank and thus a slow one After the hand control by the Operator has been returned to its neutral position. By using it of two separate brake valves, each connected to one of the working lines are, which a hydraulic motor driving the slewing gear with the hydraulic pump into one Connect working circuit, it is achieved that the slow braking by the Brake valves is turned off when the slewing gear against resistance, e.g. B. a Heap, swings out.

Nachteilig bei der bekannten hydraulischen Steuerung ist jedoch, daß die Bremsventile in den Stelldruckleitungen angeordnet sind und somit durch den Stelldruck belastet werden. Beim Auslenken des Stellkolbens zum Beschleunigen des Drehwerks werden die Bremsventile daher von dem die entsprechende Stelldruckkammer befüllenden Druckfluid durchströmt und daher einer erhöhten Verschmutzung ausgesetzt. Der Ablauf des Druckfluids zu dem Druckfluid-Tank erfolgt über den Handsteuergeber über relativ lange Leitungswege. Daher wirkt nicht nur die in dem Bremsventil vorgesehene Drossel begrenzend für den Druckfluid-Rückfluß, sondern auch der Querschnitt der Steuerleitungen und der Öffnungsquerschnitt des Handsteuergebers. Dadurch läßt sich die Zeitkonstante für den Rückfluß des Druckfluids aus den Stelldruckkammern der Verstellvorrichtung über den Drosselquerschnitt der Bremsventile nur bedingt reproduzierbar einstellen. Dabei ist zu berücksichtigen, daß die Leitungslänge der Steuerleitungen, der verwendete Handsteuergeber und weitere bauliche Parameter von dem Typ des Baggers, in welchen die hydraulische Drehwerksteuerung eingebaut werden soll, variiert. Der Drosselquerschnitt der Bremsventile muß daher an jeden Bagger-Typ individuell angepaßt werden, was einen hohen Montage-Aufwand erfordert. Zudem sind die Drosselquerschnitte der bei der DE 196 20 664 C1 verwendeten Bremsventile nicht einstellbar, so daß ein Abgleich nach dem Einbau nicht ohne weiteres möglich ist.A disadvantage of the known hydraulic control, however, is that the brake valves in the signal pressure lines are arranged and thus burdened by the signal pressure. When the control piston is deflected to accelerate the slewing gear, the Brake valves therefore from the pressure fluid filling the corresponding signal pressure chamber flows through and therefore exposed to increased pollution. The course of the Pressurized fluids to the pressurized fluid tank take place via the manual control transmitter over a relatively long time Line paths. Therefore, not only the throttle provided in the brake valve acts limiting for the pressure fluid reflux, but also the cross section of the Control lines and the opening cross-section of the manual control transmitter. This allows the Time constant for the backflow of the pressure fluid from the signal pressure chambers of the Adjustment device via the throttle cross-section of the brake valves only to a limited extent reproducible setting. It should be noted that the line length of the Control lines, the hand control transmitter used and other structural parameters of the Type of excavator in which the hydraulic slewing gear control is to be installed, varied. The throttle cross section of the brake valves must therefore be on every excavator type can be individually adapted, which requires a lot of assembly effort. Also are the throttle cross sections of the brake valves used in DE 196 20 664 C1 are not adjustable, so that a comparison after installation is not easily possible.

Aus der DE 196 20 665 C1 geht eine weitere Drehwerksteuerung hervor. Bei dieser Drehwerksteuerung wird der Stelldruck für die Stelldruckkammern der Verstellvorrichtung aus dem Speisedruck einer Einspeisevorrichtung über ein oder zwei Druckregelventile abgeleitet. Dabei ist nur ein beiden Stelldruckkammern gemeinsames Bremsventil vorgesehen, daß in Rückflußrichtung stromabwärts einer Vorsteuereinrichtung bzw. eines Vorsteuerventils angeordnet ist. Auch bei dieser Ausgestaltung wird das rückströmende Druckfluid zunächst durch das den Rückfluß ebenfalls drosselnde Vorsteuerventil geführt, bevor es das Bremsventil erreicht. Der effektive Drosselquerschnitt hängt daher nicht nur von dem Drosselquerschnitt des Bremsventils, sondern zusätzlich von dem Drosselquerschnitt des Vorsteuerventils sowie von den Querschnitten der Verbindungsleitungen ab. Die Einstellung des effektiven Drosselquerschnitts für den Rückfluß des Druckfluids und somit die Einstellung der Abbremsung des Drehwerks ist daher auch bei dieser Ausbildung der Drehwerksteuerung erschwert, zumal ein variabler, einstellbarer Drosselquerschnitt für das Bremsventil nicht vorgesehen ist.DE 196 20 665 C1 shows a further slewing gear control. At this Slewing gear control becomes the signal pressure for the signal pressure chambers of the adjustment device from the feed pressure of an infeed device via one or two pressure control valves derived. There is only one brake valve common to both signal pressure chambers provided that downstream of a pilot control or a Pilot valve is arranged. In this embodiment, too, the backflow Pressurized fluid first passed through the pilot valve, which also throttles the return flow, before it reaches the brake valve. The effective throttle cross section is therefore not only dependent from the throttle cross section of the brake valve, but also from that Throttle cross section of the pilot valve and of the cross sections of the Connecting lines. The setting of the effective throttle cross section for the Return flow of the pressure fluid and thus the setting of the braking of the slewing gear is therefore also difficult with this design of the slewing gear control, especially since a variable, adjustable throttle cross section is not provided for the brake valve.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine hydraulische Steuerung, insbesondere zum Ansteuern des Drehwerks eines Baggers, anzugeben, bei welcher der Drosselquerschnitt für den Rückfluß des Druckfluids durch die Bremsventile genauer vorgebbar ist und ferner einer Verschmutzung der Bremsventile entgegengewirkt wird.The invention is therefore based on the object of a hydraulic control, in particular for controlling the slewing gear of an excavator, to specify in which the Throttle cross section for the backflow of pressure fluid through the brake valves more accurate is predeterminable and contamination of the brake valves is also counteracted.

Die Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 in Verbindung mit den gattungsbildenden Merkmalen gelöst.The object is in connection with the characterizing features of claim 1 solved with the generic features.

Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, daß es vorteilhaft ist, die Bremsventile ohne Zwischenschaltung weiterer Ventile unmittelbar zwischen den Stelldruckkammern der Verstellvorrichtung und dem Druckfluid-Tank anzuordnen. Dadurch ergeben sich kurze Leitungswege für den Rückfluß des Druckfluids von den Stelldruckkammern zu dem Druckfluid-Tank über das Bremsventil, so daß der effektive Drosselquerschnitt im wesentlichen von dem durch das Bremsventil vorgegeben Drosselquerschnitt und nur in vernachlässigender Weise von den Leitungsquerschnitten abhängt. In dem Rückflußweg außer dem Bremsventil keine weiteren Ventile, die eine zusätzliche Drosselung bewirken, vorgesehen. Dadurch, daß die Bremsventile nur von dem rückfließenden Druckfluid nicht jedoch von dem zu den Stelldruckkammern im Falle der Beschleunigung des Drehwerks hinfließenden Druckfluid durchströmt werden, wird die Verschmutzung der Bremsventile deutlich reduziert. Um im Fall des Ausschwenkens der Hydropumpe und der Beaufschlagung der Stelldruckleitungen mit Stelldruck einen hydraulischen Kurzschluß der Stelldruckleitungen über die Bremsventile zu den Druckfluid-Tank hin zu vermeiden und andererseits einen Rückstrom des rückfließenden Druckfluids in die Stelldruckleitungen bzw. Steuerleitungen zu vermeiden, ist in Rückflußrichtung stromabwärts einer zu dem jeweiligen Bremsventil führenden Abzweigung jeweils ein Steuerventil angeordnet. Die Steuerventile und die Bremsventile werden durch den in den Steuerleitungen herrschenden Steuerdruck erfindungsgemäß so angesteuert, daß die Steuerventile im Falle der Ausschwenkung der Hydropumpe öffnen und die Bremsventile schließen und umgekehrt die Steuerventile schließen und die Bremsventile in ihre gedrosselte Ventilstellung öffnen, wenn das Druckfluid aus den Stelldruckkammern zu dem Druckfluid-Tank zurückfließt.The invention is based on the knowledge that it is advantageous to use the brake valves without Interposition of further valves directly between the signal pressure chambers of the Arrange the adjustment device and the pressure fluid tank. This results in short Line paths for the backflow of the pressure fluid from the signal pressure chambers to the Pressurized fluid tank via the brake valve, so that the effective throttle cross section in essentially from the throttle cross section specified by the brake valve and only in depends negligibly on the cable cross-sections. In the return flow path apart from the brake valve, no other valves that cause additional throttling, intended. The fact that the brake valves only from the refluxing pressure fluid however from that to the signal pressure chambers in the event of acceleration of the slewing gear flowing pressure fluid flows through, the pollution of the brake valves significantly reduced. To in the event that the hydraulic pump and the Actuation of the signal pressure lines with signal pressure a hydraulic short circuit Avoid signal pressure lines via the brake valves to the pressure fluid tank and on the other hand, a backflow of the backflowing pressure fluid into the signal pressure lines or to avoid control lines, is one downstream in the return flow direction each brake valve leading branch arranged a control valve. The Control valves and the brake valves are controlled by those in the control lines Control pressure controlled according to the invention so that the control valves in the case of Open the swing out of the hydraulic pump and close the brake valves and vice versa close the control valves and open the brake valves to their throttled valve position, when the pressurized fluid flows back from the actuating pressure chambers to the pressurized fluid tank.

Die in den Ansprüchen 2 bis 12 angegebenen Maßnahmen stellen vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung dar.The measures specified in claims 2 to 12 represent advantageous Developments of the invention.

Entsprechend Anspruch 2 ist es vorteilhaft, den Drosselquerschnitt der Bremsventile einstellbar vorzusehen. Dies wird erst durch die erfindungsgemäße Lösung, die Bremsventile nicht in den Stelldruckleitungen, sondern in zu dem Druckmittel-Tank abzweigenden Nebenleitungen anzuordnen, die mit einem geringerem Druck beaufschlagt sind und einer geringeren Verschmutzung ausgesetzt sind, ermöglicht. Die Bremsventile bei der bekannten hydraulischen Steuerung sind als Sitzventile ausgeführt, um dem Stelldruck dort standzuhalten und eine geringere Anfälligkeit gegen Verschmutzung aufzuweisen. Die Ausbildung eines einstellbaren Drosselquerschnitts ist bei Sitzventilen nicht oder nur erschwert möglich. Ein einstellbarer Drosselquerschnitt kann einfacher an einem Schieberventil ausgebildet sein. Ein Schieberventil kann jedoch bei der bekannten hydraulischen Steuerung nicht eingesetzt werden, da es bei einer Verschmutzung klemmen kann und somit zu erheblichen Betriebsstörungen führen kann. Bei der erfindungsgemäßen Weiterbildung ist die Verwendung eines Schieberventils in der zu dem Druckfluid-Tank führenden Nebenleitung jedoch entsprechend Anspruch 3 möglich. Dabei kann das Bremsventil entsprechend Anspruch 3 einen in einem Bremsventil-Gehäuse bewegbaren Bremsventil-Kolben aufweisen, der mit einer Steuerkante des Bremsventil-Gehäuses zusammenwirkt und eine Abschrägung aufweist. Der Bremsventil-Kolben kann entsprechend Anspruch 4 gegen einen verstellbaren Anschlag anschlagen, der den Drosselquerschnitt des Bremsventils vorgibt, der durch die Überdeckung der Abschrägung des Bremsventil-Kolbens mit der Steuerkante des Bremsventil-Gehäuses festgelegt ist. Dabei kann das Bremsventil entsprechend Anspruch 5 eine Bremsventil-Feder aufweisen, die den Bremsventil-Kolben gegen den Anschlag beaufschlagt. According to claim 2, it is advantageous to the throttle cross section of the brake valves provide adjustable. This is only due to the solution according to the invention, the Brake valves not in the signal pressure lines, but in to the pressure medium tank to arrange branch lines that are subjected to a lower pressure are exposed to less pollution. The brake valves in the known hydraulic control are designed as seat valves to the To withstand signal pressure there and less susceptibility to contamination exhibit. The formation of an adjustable throttle cross section is with seat valves not possible or only with difficulty. An adjustable throttle cross section can be easier a slide valve be formed. A slide valve can, however, in the known hydraulic control can not be used, as it can jam when dirty can and can therefore lead to considerable malfunctions. In the case of the invention Further development is the use of a slide valve in the pressurized fluid tank leading secondary line possible however according to claim 3. It can Brake valve according to claim 3 a movable in a brake valve housing Have brake valve piston with a control edge of the brake valve housing cooperates and has a bevel. The brake valve piston can according to claim 4 strike against an adjustable stop that the Throttle cross-section of the brake valve specifies by covering the bevel of the brake valve piston is fixed with the control edge of the brake valve housing. The brake valve can have a brake valve spring, which presses the brake valve piston against the stop.

Die Steuerventile können entsprechend Anspruch 6 als Sitzventile ausgebildet sein und jeweils einen Steuerventil-Kolben aufweisen, der jeweils in einem Steuerventil-Gehäuse bewegbar ist. Dabei kann der Steuerventil-Kolben einen konischen Abschnitt aufweisen, der mit einer Ventilsitzfläche zu einen Dichtsitz zusammenwirkt. Die Ausbildung der Steuerventile als Sitzventile ist vorteilhaft, weil sie dadurch eine relativ große Druckbeständigkeit und Unempfindlichkeit gegen Verschmutzung aufweisen. Jedes Steuerventil kann entsprechend Anspruch 7 eine Steuerventil-Feder aufweisen, die den Steuerventil-Kolben gegen die Ventilsitzfläche drückt. Der Steuerventil-Kolben ist entsprechend Anspruch 8 vorzugsweise als Stufenkolben ausgebildet, wobei eine Stufe des Steuerventil-Kolbens durch den ansteuernden Steuerdruck beaufschlagt ist, so daß ein hydraulisch angesteuertes Sitzventil entsteht.The control valves can be designed as seat valves and each have a control valve piston, each in a control valve housing is movable. The control valve piston can have a conical section, which cooperates with a valve seat surface to form a sealing seat. Training the Control valves as seat valves is advantageous because it makes them relatively large Have pressure resistance and insensitivity to dirt. each Control valve can have a control valve spring according to claim 7, which Control valve piston presses against the valve seat surface. The control valve piston is according to claim 8 preferably formed as a step piston, a step of Control valve piston is acted upon by the actuating control pressure, so that a hydraulically controlled seat valve is created.

Die Bremsventile und die Steuerventile können entsprechend Anspruch 9 über ein Druckwechselventil mit den Steuerleitungen verbunden sein. Entsprechend Anspruch 10 kann eine Speiseeinrichtung vorgesehen sein, die in einer Speiseleitung einen Speisedruck erzeugt. Die Stelldruckleitungen können über jeweils ein zugeordnetes Druckregelventil mit der Speiseleitung verbunden sein, wobei der Stelldruck in den Stelldruckleitungen durch den in den Steuerleitungen herrschenden Steuerdruck eingeregelt wird. Wenn entsprechend Anspruch 11 eine Druckregelventil-Feder vorgesehen ist, die den Stelldruck geringfügig höher als den ansteuernden Steuerdruck einstellt, so ist auch bei verschwindendem Steuerdruck ein geringer Stelldruck vorhanden, der zum Nachfüllen derjenigen Stelldruckkammer dient, deren Volumen sich beim Zurückschwenken der Hydropumpe vergrößert. Eine Nachsaugeeinrichtung mit einem relativ groß zu dimensionierendem Filter ist daher nicht erforderlich.The brake valves and the control valves can according to claim 9 Pressure change valve to be connected to the control lines. According to claim 10 can be provided a feed device, the feed pressure in a feed line generated. The signal pressure lines can each have an assigned pressure control valve be connected to the feed line, the signal pressure in the signal pressure lines is regulated by the control pressure prevailing in the control lines. If according to claim 11, a pressure control valve spring is provided, the signal pressure is set slightly higher than the control pressure, so is at vanishing control pressure there is a low signal pressure, which is used for refilling serves the signal pressure chamber, the volume of which swings back when Hydraulic pump enlarged. A suction device with a relatively large size dimensioning filter is therefore not necessary.

Die Steuerleitungen können entsprechend Anspruch 12 durch einen mit einer Steuerdruckeinspeisung und dem Druckfluid-Tank verbundenen Steuergeber wechselseitig mit Steuerdruck beaufschlagbar sein.The control lines can according to claim 12 by a Control pressure supply and the control transmitter connected to the pressure fluid tank alternately can be acted upon with control pressure.

Bevorzugte Ausführungsbeispiele werden nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnung beschrieben. In der Zeichnung zeigen:

Fig. 1
ein erstes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen hydraulischen Steuerung in einem hydraulischen Prinzipschaltbild;
Fig. 2
ein zweites Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen hydraulischen Steuerung in einem hydraulischen Prinzipschaltbild; und
Fig. 3
eine schematisierte, konstruktive Realisierung des in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiels.
Preferred exemplary embodiments are described below with reference to the drawing. The drawing shows:
Fig. 1
a first embodiment of the hydraulic control according to the invention in a hydraulic block diagram;
Fig. 2
a second embodiment of the hydraulic control according to the invention in a hydraulic block diagram; and
Fig. 3
a schematic, constructive implementation of the embodiment shown in Fig. 1 .

Fig. 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen hydraulischen Steuerung. Die allgemein mit dem Bezugszeichen 1 bezeichnete hydraulische Steuerung dient insbesondere zum Ansteuern des Drehwerks eines Baggers. Das Drehwerk des Baggers wird dabei durch einen nicht dargestellten Hydromotors angetrieben, der über eine erste Arbeitsleitung 2 und eine zweite Arbeitsleitung 3 mit der Hydropumpe 4 zu einem Arbeitskreislauf verbunden ist. Die Hydropumpe 4 wird z. B. für einen nicht dargestellten Verbrennungsmotor über die Antriebswelle 5 angetrieben. Die Förderrichtung der Hydropumpe ist umkehrbar, so daß entweder die Arbeitsleitung 2 oder die Arbeitsleitung 3 je nach dem gewünschten Drehsinn des Drehwerks als Hochdruckleitung arbeitet. Fig. 1 shows a first embodiment of the hydraulic control according to the invention. The hydraulic control, generally designated by reference number 1, is used in particular to control the slewing gear of an excavator. The slewing gear of the excavator is driven by a hydraulic motor, not shown, which is connected to the hydraulic pump 4 to form a working circuit via a first working line 2 and a second working line 3. The hydraulic pump 4 is z. B. driven for an internal combustion engine, not shown, via the drive shaft 5. The direction of delivery of the hydraulic pump is reversible, so that either the working line 2 or the working line 3 works as a high-pressure line depending on the desired direction of rotation of the slewing gear.

Das Verdrängungsvolumen der Hydropumpe 4 ist über einen Verstellvorrichtung 6 einstellbar. Die Verstellvorrichtung 6 weist einen Stellkolben 7 auf, der in einem Stellzylinder 8 bewegbar ist und über zwei Zentriertefedern 9 und 10 ohne Druckbeaufschlagung in seiner in Fig. 1 dargestellten Neutralstellung mit Null-Verdrängungsvolumen zentriert ist. Der Stellkolben 7 gliedert den Stellzylinder 8 in eine erste Stelldruckkammer 11 und eine zweite Stelldruckkammer 12. Die erste Stelldruckkammer 11 ist mit einer ersten Stelldruckleitung 13 verbunden, während die zweite Stelldruckkammer 12 mit einer zweiten Stelldruckleitung 14 verbunden ist, welche den Stelldruckkammern 11, 12 den Stelldruck zuführen.The displacement volume of the hydraulic pump 4 is via an adjusting device 6 adjustable. The adjusting device 6 has an actuating piston 7, which in one Actuating cylinder 8 is movable and without two centering springs 9 and 10 Pressurization in its neutral position shown in Fig. 1 with zero displacement is centered. The actuating piston 7 divides the actuating cylinder 8 into one first signal pressure chamber 11 and a second signal pressure chamber 12. The first Signal pressure chamber 11 is connected to a first signal pressure line 13, while the second signal pressure chamber 12 is connected to a second signal pressure line 14, which supply the signal pressure to the signal pressure chambers 11, 12.

In den Stelldruckleitungen 13 und 14 ist erfindungsgemäß jeweils eine Abzweigung 15 bzw. 16 vorgesehen. Jeweils eine Nebenleitung 17 bzw. 18 verzweigt zu jeweils einem Bremsventil 19 bzw. 20, so daß die erste Stelldruckkammer 11 über das Bremsventil 19 mit dem Druckfluid-Tank 21 verbunden ist und die zweite Stelldruckkammer 12 über das Bremsventil 20 mit dem Druckfluid-Tank 21 verbunden ist. Das Bremsventil 19 bzw. 20 weist eine geschlossene Ventilstellung 22 bzw. 23, in welcher der Durchfluß durch das jeweilige Bremsventil 19 bzw. 20 unterbrochen ist, und eine gedrosselte Ventilstellung 24 bzw. 25 auf, in welcher der Durchfluß durch das jeweilige Bremsventil 19 bzw. 20 gedrosselt ist. Der Drosselquerschnitt, den das Bremsventil 19 bzw. 20 in seiner gedrosselten Ventilstellung 24 bzw. 25 aufweist, ist vorzugsweise einstellbar. Die Bremsventile 19 und 20 werden durch eine gemeinsame Steuerdruck-Leitung 26 so angesteuert, daß sie bei Unterschreiten eines vorgegebenen Schwellwert des Steuerdrucks in der Steuerdruck-Leitung 26 in ihre gedrosselte Ventilstellung 24 bzw. 25 umsteuern bzw. umschalten. Wenn der Steuerdruck in der Steuerdruck-Leitung 26 den vorgegebenen Schwellwert überschreitet, befinden sich die Bremsventile 19 bzw. 20 in ihrer geschlossenen Ventilstellung 22 bzw. 23 und sind gesperrt. Wenn der Steuerdruck in der Steuerdruck-Leitung 26 jedoch kleiner als der vorgegebene Schwellwert ist, werden die Bremsventile 19 und 20 in ihre gedrosselte Ventilstellung 24 bzw. 25 gedrückt, so daß die Bremsventile 19 und 20 einen gedrosselten, vorzugsweise einstellbaren Durchfluß aufweisen. Der Schwellwert wird vorzugsweise auf einen sehr geringen, nahezu oder vollständig verschwindenden Steuerdruck vorgegeben und ist über die Bremsventil- Federn 29 und 30 einstellbar.According to the invention, there is a branch 15 in the signal pressure lines 13 and 14 or 16 provided. In each case a secondary line 17 or 18 branches to one Brake valve 19 or 20, so that the first actuating pressure chamber 11 via the brake valve 19th is connected to the pressure fluid tank 21 and the second signal pressure chamber 12 via the Brake valve 20 is connected to the pressure fluid tank 21. The brake valve 19 or 20 has a closed valve position 22 or 23, in which the flow through the respective brake valve 19 or 20 is interrupted, and a throttled valve position 24 or 25 on, in which the flow through the respective brake valve 19 or 20th is throttled. The throttle cross section that the brake valve 19 or 20 in its throttled valve position 24 or 25, is preferably adjustable. The Brake valves 19 and 20 are so through a common control pressure line 26 controlled that they fall below a predetermined threshold value of the control pressure in the control pressure line 26 change over to its throttled valve position 24 or 25 or switch. If the control pressure in the control pressure line 26 is the predetermined Exceeds the threshold value, the brake valves 19 and 20 are in their closed valve position 22 or 23 and are locked. If the control pressure in the Control pressure line 26, however, is less than the predetermined threshold, the Brake valves 19 and 20 pressed into their throttled valve positions 24 and 25, respectively, so that the Brake valves 19 and 20 a throttled, preferably adjustable flow exhibit. The threshold value is preferably set to a very low, almost or completely disappearing control pressure is specified and is via the brake valve springs 29 and 30 adjustable.

In jeder Stelldruckleitung 13 bzw. 14 befindet sich ein Steuerventil 27 bzw. 28. Die Steuerventile 27 und 28 sind dabei so angeordnet, daß sich die Abzweigungen 15 und 16 jeweils zwischen den Steuerventilen 27 und 28 und den Stelldruckkammern 11 und 12 der Verstellvorrichtung 6 befinden. Die Bremsventile 19 und 20 sind daher über die Abzweigungen 15 und 16 unmittelbar mit der ihnen zugeordneten Stelldruckkammer 11 bzw. 12 verbunden, ohne daß sich auf dem hydraulischen Leitungsweg zwischen den Stelldruckkammern 11 und 12 und dem Druckfluid-Tank 21 außer den Bremsventilen 19 und 20 weitere hydraulische Ventile befinden. Vorzugsweise sind die Bremsventile 19 und 20 in unmittelbarer räumlicher Nähe zu den Stelldruckkammern 11 und 12 unter Verwendung von nur geringen Leitungswegen für den Leitungsabschnitt der Stelldruckleitung 13 bzw. 14 bis zu der Abzweigung 15 bzw. 16 und für die Nebenleitung 17 bzw. 18 angeordnet.A control valve 27 or 28 is located in each signal pressure line 13 or 14 Control valves 27 and 28 are arranged so that the branches 15 and 16th between the control valves 27 and 28 and the control pressure chambers 11 and 12 respectively Adjustment device 6 are. The brake valves 19 and 20 are therefore on the Branches 15 and 16 directly with the signal pressure chamber 11 assigned to them or 12 connected without the hydraulic line between the Signal pressure chambers 11 and 12 and the pressure fluid tank 21 in addition to the brake valves 19th and 20 other hydraulic valves. Preferably, the brake valves 19 and 20 in close proximity to the signal pressure chambers 11 and 12 below Use of only small cable routes for the line section of the Signal pressure line 13 or 14 to branch 15 or 16 and for the secondary line 17 or 18 arranged.

Die Steuerventile 27 und 28 werden ebenfalls durch den in der Steuerdruck-Leitung 26 herrschenden Steuerdruck angesteuert. Dabei öffnen die Steuerventile 27 und 28 wenn der Steuerdruck in der Steuerdruck-Leitung 26 einen vorgegebenen Schwellwert überschreitet. Dagegen schließen die Steuerventile 27 und 28, wenn der Steuerdruck in der Steuerdruck-Leitung 26 den vorgegebenen Schwellwert unterschreitet. Die Steuerventile 27 und 28 sind vorzugsweise als Sitzventile z. B. in Form von Rückschlagventilen ausgebildet, während die Bremsventile 19 und 20 vorzugsweise als Schieberventile ausgebildet sind.The control valves 27 and 28 are also through the in the control pressure line 26th prevailing control pressure controlled. The control valves 27 and 28 open when the Control pressure in the control pressure line 26 exceeds a predetermined threshold. In contrast, the control valves 27 and 28 close when the control pressure in the control pressure line 26 falls below the predetermined threshold. The control valves 27 and 28 are preferably as seat valves z. B. formed in the form of check valves while the brake valves 19 and 20 are preferably designed as slide valves.

Der Stelldruck in den Stelldruckleitungen 13 und 14 und somit die Auslenkung der Hydropumpe 4 wird im dargestellten Ausführungsbeispiel durch einen manuellen Steuergeber 32 vorgegeben, der zwei Steuerleitungen 33 und 34 je nach gewünschter Drehrichtung des Drehwerks wechselseitig mit einer Steuerdruckeinspeisung 35 oder dem Druckfluid-Tank 21 verbindet. Je nach beabsichtigter Drehrichtung des Drehwerks ist entweder die Steuerleitung 33 oder die Steuerleitung 34 mit Steuerdruck beaufschlagt. Die Steuerleitungen 33 und 34 sind im Ausführungsbeispiel über Drosselstellen 36 und 37 mit den Steuerventilen 27 und 28 unmittelbar verbunden. Der in den Stelldruckleitungen 13 und 14 herrschende Stelldruck wird daher aus den in den Steuerleitungen 33 und 34 herrschenden Steuerdrücken in dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel unmittelbar abgeleitet. Diese Ausführungsform spart eine Vorsteuerung ein und ist insbesondere für Drehwerksteuerungen mit kleiner Nenngröße geeignet.The signal pressure in the signal pressure lines 13 and 14 and thus the deflection of the Hydraulic pump 4 is in the illustrated embodiment by a manual Control transmitter 32 specified, the two control lines 33 and 34 depending on the desired Direction of rotation of the slewing gear alternately with a control pressure feed 35 or Pressurized fluid tank 21 connects. Depending on the intended direction of rotation of the slewing gear either the control line 33 or the control line 34 is subjected to control pressure. The Control lines 33 and 34 are in the exemplary embodiment via throttling points 36 and 37 the control valves 27 and 28 directly connected. The in the signal pressure lines 13th and 14 prevailing signal pressure is therefore from those in the control lines 33 and 34 prevailing control pressures in the embodiment shown in Fig. 1 immediately derived. This embodiment saves a pilot control and is Particularly suitable for slewing gear controls with a small nominal size.

Die Steuerleitungen 33 und 34 sind über ein Druckwechselventil 38, das jeweils den höchsten der in den beiden Steuerleitungen 33 und 34 herrschenden Steuerdrücke auswählt mit der Steuerdruck-Leitung 26 verbunden. In der Steuerdruck-Leitung 26 herrscht daher jeweils der höchste der in den Steuerleitungen 33 und 34 herrschenden Steuerdrücke. Die Steuerdruck-Leitung 26 ist über ein Druckabschneideventil 39 mit dem Druckfluid-Tank 21 verbunden. Das Druckabschneideventil 39 ist als Druckbegrenzungsventil ausgebildet und begrenzt den Druck in der Steuerdruck-Leitung 26 auf einen vorzugsweise durch einen elektrischen Geber 40 vorgebbaren Maximaldruck. Die Steuerdruck-Leitung 26 ist über ein weiteres Druckbegrenzungsventil 41 mit dem Druckfluid-Tank 21 verbunden, das über ein Druckwechselventil 42 von dem jeweils höchsten in den Arbeitsleitungen 2 und 3 herrschenden Arbeitsdruck angesteuert wird und eine arbeitsdruckabhängige Druckbegrenzung ermöglicht.The control lines 33 and 34 are via a pressure change valve 38, each of which selects the highest of the control pressures prevailing in the two control lines 33 and 34 connected to the control pressure line 26. The control pressure line 26 therefore prevails the highest of the control pressures prevailing in the control lines 33 and 34. The Control pressure line 26 is via a pressure cut-off valve 39 with the pressure fluid tank 21 connected. The pressure cut-off valve 39 is designed as a pressure limiting valve and limits the pressure in the control pressure line 26 to preferably one electrical transmitter 40 predetermined maximum pressure. The control pressure line 26 is over another pressure relief valve 41 connected to the pressure fluid tank 21, which via a pressure swing valve 42 of the highest in the working lines 2 and 3 prevailing working pressure is controlled and a working pressure dependent Pressure limitation enabled.

Ferner ist eine Speiseeinrichtung 43 vorgesehen. Die Speiseeinrichtung 43 umfaßt eine über die gemeinsame Welle 5 mit der Hydropumpe 4 verbundene Speisepumpe 44, die in eine Speiseleitung 46 über ein Speisefilter 45 einen durch das Druckbegrenzungsventil 47 begrenzten Speisedruck erzeugt. Der Speisedruck wird in die jeweils den Niederdruck führende Arbeitsleitung 2 bzw. 3 über ein Rückschlagventil 48 bzw. 49 eingespeist. Der maximale Arbeitsdruck in den Arbeitsleitungen 2 bzw. 3 ist durch die Druckbegrenzungsventile 50 und 51 begrenzt.A feed device 43 is also provided. The feed device 43 includes one Via the common shaft 5 connected to the hydraulic pump 4 feed pump 44, which in a feed line 46 via a feed filter 45 through the pressure relief valve 47 limited feed pressure generated. The feed pressure is in each case the low pressure leading working line 2 or 3 fed via a check valve 48 or 49. The maximum working pressure in the working lines 2 and 3 is the Pressure relief valves 50 and 51 limited.

Die Arbeitsweise der erfindungsgemäßen hydraulischen Steuerung ist folgendermaßen:The hydraulic control according to the invention works as follows:

Zum Beschleunigen des durch den nicht dargestellten Hydromotor angetriebenen Drehwerks wird die mit dem Hydromotor in Verbindung stehende Hydropumpe 4 durch betätigen des Steuerknüppels 53 des Steuergebers 32 ausgeschwenkt. Je nach beabsichtigter Drehrichtung des Drehwerks wird entweder die Steuerleitung 33 oder die Steuerleitung 34 über die Steuerdruckeinspeisung 35 mit einem dosierten Steuerdruck beaufschlagt, während die jeweils andere Steuerleitung 34 bzw. 33 mit dem Druckfluid-Tank 21 verbunden wird. Der sich in der Steuerleitung 33 bzw. 34 aufbauende Steuerdruck steht auch in der Steuerdruck-Leitung 26 an und bewirkt ein Öffnen der Steuerventile 27 und 28. Die Stelldruckleitungen 13 und 14 sind daher über die Steuerventile 27 und 28 im in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel unmittelbar aus den Steuerleitungen 33 und 34 verbunden, so daß der Stelldruck im dargestellten Ausführungsbeispiel unmittelbar mit dem Steuerdruck abgeleitet wird. Dadurch wird eine der beiden Stelldruckkammern 11 bzw. 12 mit Stelldruck beaufschlagt und die jeweils andere Stelldruckkammer, 12 bzw. 11 wird über das jeweilige Steuerventil 27 bzw. 28 und den Steuergeber 32 zum Druckfluid-Tank 21 hin belüftet. Der Stellkolben 7 der Verstellvorrichtung 6 wird entsprechend verschoben und die Hydropumpe 4 wird in die beabsichtigte Richtung ausgeschwenkt. Die Bremsventile 19 und 21 werden durch den Steuerdruck in der Steuerdruck-Leitung 26 so beaufschlagt, daß sie sich in ihren geschlossenen Ventilstellung 22 bzw. 23 befinden und somit über die Bremsventile 19 und 20 keine Druckverluste in den Stelldruckleitungen 13 und 14 auftreten.In order to accelerate the rotating mechanism driven by the hydraulic motor (not shown), the hydraulic pump 4 connected to the hydraulic motor is pivoted out by actuating the control stick 53 of the control transmitter 32. Depending on the intended direction of rotation of the slewing gear, either the control line 33 or the control line 34 is acted upon with a metered control pressure via the control pressure feed 35, while the respective other control line 34 or 33 is connected to the pressure fluid tank 21. The control pressure building up in the control line 33 or 34 is also present in the control pressure line 26 and causes the control valves 27 and 28 to open. The control pressure lines 13 and 14 are therefore via the control valves 27 and 28 in the exemplary embodiment shown in FIG. 1 directly connected from the control lines 33 and 34, so that the signal pressure in the exemplary embodiment shown is derived directly from the control pressure. As a result, one of the two control pressure chambers 11 and 12 is acted upon by the control pressure and the other control pressure chamber 12 and 11 is vented to the pressure fluid tank 21 via the respective control valve 27 or 28 and the control transmitter 32. The adjusting piston 7 of the adjusting device 6 is shifted accordingly and the hydraulic pump 4 is pivoted out in the intended direction. The brake valves 19 and 21 are acted upon by the control pressure in the control pressure line 26 so that they are in their closed valve positions 22 and 23 and thus no pressure losses occur in the control pressure lines 13 and 14 via the brake valves 19 and 20.

Sobald das Drehwerk die gewünschte Drehgeschwindigkeit erreicht hat, kann die Bedienungsperson den Steuerknüppel 53 loslassen, so daß der Steuergeber 32 in seine Neutralstellung zurückgeführt wird, in welcher er die Steuerleitungen 33 und 34 mit dem Druckfluid-Tank 21 verbindet. Somit herrscht kein Steuerdruck mehr in den Steuerleitungen 33 und 34 und auch die gemeinsame Steuerdruck-Leitung 26 führt keinen Steuerdruck mehr. Folglich werden die Steuerventile 27 und 28 durch die Steuerventil-Feder 54 und 55 geschlossen, während die Bremsventile 19 und 20 durch ihre Bremsventil-Federn 29 und 30 in ihre gedrosselte Ventilstellung 24 bzw. 25 umgesteuert werden. Die Hydropumpe 4 befindet sich noch in ihrer ausgeschwenkten Förderstellung mit aus der Neutralstellung verschobenem Stellkolben 7. Die Zentrierfedern 9 und 10 führen den Stellkolben 7 allmählich wieder in seine in Fig. 1 dargestellte Neutralstellung zurück, wobei die dafür erforderliche Zeitkonstante von der durch die Bremsventile 19 und 20 bewirkten Drosselung abhängt. Da die Drosselung des Rückflusses des Druckfluids von den Stelldruckkammern 11 und 12 zu dem Druckfluid-Tank 21 nahezu ausschließlich durch den Drosselquerschnitt des jeweiligen Bremsventils 19 bzw. 20 bestimmt ist, läßt sich diese Zeitkonstante sehr genau und reproduzierbar einstellen. Da der Drosselquerschnitt der Bremsventile 19 und 20 vorzugsweise variierbar ausgebildet ist, läßt sich eine entsprechende Feinabstimmung vornehmen. Erfindungsgemäß sind die Bremsventile 19 und 20 unmittelbar ohne Zwischenschaltung weiterer Ventile oder längerer Hydraulikleitungen mit den Stelldruckkammern 11 und 12 verbunden, so daß die effektive Drosselung des Rückflusses allein durch die Bremsventile 19 und 20 bestimmt ist. Ein Rückfluß des Druckfluids in die Steuerleitungen 33 und 34 ist ausgeschlossen, da die Steuerventile 27 und 28 in diesem Betriebszustand sperren.As soon as the slewing gear has reached the desired speed, the Release the operator stick 53 so that the control transmitter 32 in his Neutral position is returned, in which he the control lines 33 and 34 with the Pressurized fluid tank 21 connects. Thus there is no longer any control pressure in the Control lines 33 and 34 and also the common control pressure line 26 do not carry any Control pressure more. As a result, the control valves 27 and 28 are driven by the control valve spring 54 and 55 closed, while the brake valves 19 and 20 through their Brake valve springs 29 and 30 reversed into their throttled valve positions 24 and 25, respectively become. The hydraulic pump 4 is still in its pivoted delivery position with the adjusting piston 7 moved from the neutral position. The centering springs 9 and 10 gradually guide the actuating piston 7 back into its neutral position shown in FIG. 1 back, the time constant required for this by the brake valves 19 and 20 caused throttling depends. Since the restriction of the backflow of the pressure fluid from the signal pressure chambers 11 and 12 to the pressure fluid tank 21 almost exclusively is determined by the throttle cross section of the respective brake valve 19 and 20, respectively this time constant is set very precisely and reproducibly. Since the Throttle cross section of the brake valves 19 and 20 is preferably designed to be variable, a corresponding fine-tuning can be carried out. According to the invention Brake valves 19 and 20 immediately without the interposition of further valves or Longer hydraulic lines connected to the signal pressure chambers 11 and 12, so that the effective throttling of the return flow is determined solely by the brake valves 19 and 20 is. A backflow of the pressure fluid into the control lines 33 and 34 is impossible because block the control valves 27 and 28 in this operating state.

Der Schwellwert für das Umschalten zwischen den Ventilstellungen der Bremsventile 19 und 20 und der Steuerventile 27 und 28 ist durch die Bremsventil-Federn 29 und 30 bzw. die Steuerventil-Federn 54 und 55 einstellbar. The threshold value for switching between the valve positions of the brake valves 19 and 20 and the control valves 27 and 28 is by the brake valve springs 29 and 30 and the control valve springs 54 and 55 adjustable.

Fig. 2 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen hydraulischen Steuerung. Bereits anhand von Fig. 1 beschriebene Elemente sind mit übereinstimmenden Bezugszeichen versehen, so daß sich insoweit eine wiederholende Beschreibung erübrigt.Fig. 2 shows a second embodiment of the hydraulic according to the invention Control. Elements already described with reference to FIG. 1 are identical Provide reference numerals, so that a repetitive description is unnecessary.

Das in Fig. 2 dargestellte Ausführungsbeispiel unterscheidet sich von dem bereits anhand von Fig. 1 beschriebenen Ausführungsbeispiel dadurch, daß zwei Druckregelventile 60 und 61 vorgesehen sind, die an ihren Ausgängen mit den Stelldruckleitungen 13 und 14 jeweils stromaufwärts der Steuerventile 27 und 28 verbunden sind. Jeweils einer der Eingänge der Druckregelventile 60 und 61 ist mit dem Druckfluid-Tank 21 verbunden, während jeweils ein anderer Eingang der Druckregelventile 60 und 61 über eine Verbindungsleitung 62 jeweils mit der Speiseleitung 46 verbunden ist. Jedes Druckregelventil 60 bzw. 61 ist an einem ersten Steuereingang mit einer zugeordneten Steuerleitung 33 bzw. 34 und an einem zweiten Steuereingang mit der Stelldruckleitung 13 bzw. 14 über eine Umwegleitung 63 bzw. 64 verbunden. Jedes Druckregelventil 60 bzw. 61 wird daher durch eine Druckdifferenz zwischen dem Steuerdruck in der zugeordneten Steuerleitung 33 bzw. 34 und dem Stelldruck in der zugeordneten Stelldruckleitung 13 bzw. 14 angesteuert. Dies führt dazu, daß der Stelldruck in der Stelldruckleitung 13 bzw. 14 im wesentlichen mit dem Steuerdruck in der zugehörigen Steuerleitung 33 bzw. 34 übereinstimmt.The embodiment shown in FIG. 2 differs from that already based on Embodiment described in FIG. 1 in that two pressure control valves 60th and 61 are provided which are connected to the control pressure lines 13 and 14 at their outputs are connected upstream of the control valves 27 and 28, respectively. One of each Inputs of the pressure control valves 60 and 61 is connected to the pressure fluid tank 21, while another input of the pressure control valves 60 and 61 via a Connection line 62 is each connected to the feed line 46. each Pressure control valve 60 or 61 is at a first control input with an associated Control line 33 or 34 and at a second control input with the control pressure line 13 or 14 connected via a detour line 63 or 64. Each pressure control valve 60 or 61 is therefore assigned by a pressure difference between the control pressure in the Control line 33 or 34 and the signal pressure in the assigned signal pressure line 13 or 14 controlled. This leads to the signal pressure in the signal pressure line 13 or 14 essentially with the control pressure in the associated control line 33 or 34 matches.

Da die Druckregelventile 60 und 61 über eine Druckregelventil-Feder 66 bzw. 67 zusätzlich geringfügig in Öffnungsrichtung beaufschlagt werden, ist der in der Stelldruckleitung 13 bzw. 14 herrschende Stelldruck geringfügig, z. B. um 1 bis 2 bar, höher als der Steuerdruck in der zugeordneten Steuerleitung 33 bzw. 34. In der Stelldruckleitung herrscht daher auch dann ein geringfügiger Druck, wenn in der zugeordneten Steuerleitung 33 bzw. 34 kein Steuerdruck vorhanden ist. Bei dem Zurückführen des Stellkolbens 7 in seine durch die Zentrierfeder 9 und 10 vorgegebene Neutralstellung kann daher über die Speiseeinrichtung 43, die Verbindungsleitung 62 und das zugeordnete Druckregelventil 60 bzw. 61 sowie das zugeordnete Steuerventil 27 bzw. 28 Druckfluid in diejenige Stelldruckkammer 11 bzw. 12 nachfließen, deren Volumen sich bei der Rückführung des Stellkolbens 7 in die Neutralstellung vergrößert. Eine Nachsaugeeinrichtung mit einem entsprechend groß zu dimensionierenden Nachsaugefilter ist daher nicht erforderlich.Since the pressure control valves 60 and 61 have a pressure control valve spring 66 and 67, respectively are also slightly impacted in the opening direction, is in the Signal pressure line 13 or 14 prevailing signal pressure slightly, for. B. by 1 to 2 bar, higher than the control pressure in the associated control line 33 or 34. In the Signal pressure line is therefore also a slight pressure when in the assigned control line 33 or 34, there is no control pressure. In which Return the actuating piston 7 to its predetermined by the centering spring 9 and 10 Neutral position can therefore via the feed device 43, the connecting line 62 and the associated pressure control valve 60 or 61 and the associated control valve 27 or 28 pressure fluid flow into the signal pressure chamber 11 or 12, the volume of which enlarged when the control piston 7 is returned to the neutral position. A After-suction device with a correspondingly large after-suction filter is therefore not necessary.

Durch die durch die Druckregelventile 60 und 61 bewirkte Untersetzung des von dem Steuerdruck abhängigen Stelldrucks ist das in Fig. 2 dargestellte Ausführungsbeispiel auch für hydraulische Steuerungen mit großer Nenngröße, d. h. für groß auszulegende Drehwerksteuerungen, geeignet.Due to the reduction caused by the pressure control valves 60 and 61 of the Control pressure-dependent signal pressure is the embodiment shown in Fig. 2 also for hydraulic controls with large nominal size, d. H. for large size Slewing gear controls, suitable.

Fig. 3 zeigt eine beispielsweise konstruktive Ausgestaltung der Bremsventile 19 und 20 und der Steuerventile 27 und 28 in einer schematisierten Darstellung. Um das Verständnis zu erleichtern, ist die hydraulische Beschaltung in Übereinstimmung mit Fig. 1 ebenfalls angegeben. Bereits anhand von Fig. 1 beschriebene Elemente sind mit übereinstimmenden Bezugszeichen versehen, so daß sich insoweit eine wiederholende Beschreibung erübrigt.3 shows an example of a structural design of the brake valves 19 and 20 and the control valves 27 and 28 in a schematic representation. For understanding to facilitate, the hydraulic circuit in accordance with Fig. 1 is also specified. Elements already described with reference to FIG. 1 are identical Provide reference numerals, so that a repetitive description is unnecessary.

Die Bremsventile 19 und 20 sind im in Fig. 3 dargestellten, bevorzugten Ausführungsbeispiel als Schieberventile ausgebildet. Ein Bremsventil-Kolben 80 bzw. 81 ist jeweils in einem Bremsventil-Gehäuse 82 bzw. 83 axial bewegbar angeordnet und mittels der Bremsventil-Feder 29 bzw. 30 gegen einen vorzugsweise verstellbaren Anschlag 84 bzw. 85 beaufschlagt. Der Anschlag 84 bzw. 85 steht in einer Zylinderbohrung 86 bzw. 87, die in dem jeweiligen Bremsventil-Gehäuse 82 bzw. 83 ausgebildet ist, axial vor. Der axiale Vorstand kann z. B. dadurch eingestellt werden, daß der Anschlag 84 bzw. 85 ein Gewinde aufweist, das in das Bremsventil-Gehäuse 82 bzw. 83 einschraubbar ist. Die Position der Anschläge 84 und 85 kann auch durch einen z. B. elektromagnetischen oder hydraulischen Geber durch die Bedienungsperson des Baggers einstellbar sein, so daß das zögerliche, weiche Ausschwenken des Drehwerks durch Verändern des Drosselquerschnitts der Bremsventile 19 und 20 über die Anschläge 84 und 85 flexibel eingestellt werden kann.The brake valves 19 and 20 are preferred in the Fig. 3 shown Embodiment designed as slide valves. A brake valve piston 80 or 81 is arranged axially movable in a brake valve housing 82 and 83, respectively by means of the brake valve spring 29 or 30 against a preferably adjustable one Stop 84 or 85 acted upon. The stop 84 or 85 is in one Cylinder bore 86 and 87, respectively, in the respective brake valve housing 82 and 83 is formed axially in front. The axial board can, for. B. be adjusted in that the stop 84 or 85 has a thread that fits into the brake valve housing 82 or 83 can be screwed in. The position of the stops 84 and 85 can also by a z. B. electromagnetic or hydraulic encoder by the operator of the excavator be adjustable so that the hesitant, soft swiveling of the slewing gear through Changing the throttle cross section of the brake valves 19 and 20 via the stops 84 and 85 can be set flexibly.

Der Bremsventil-Kolben 80 bzw. 81 weist eine Abschrägung 88 bzw. 89 auf. und wirkt mit einer an einer Ringnut 90 bzw. 91 ausgebildeten Steuerkante 92 bzw. 93 zusammen. Die Steuerdruck-Leitung 26 ist zu einer Druckkammer 94 bzw. 95 geführt, an welche der Bremsventil-Kolben 80 bzw. 81 angrenzt. Mit zunehmendem Druck in der Steuerdruck-Leitung 26 wird der Bremsventil-Kolben 80 bzw. 81 daher gegen die Bremsventil-Feder 29 bzw. 30 verschoben und die Steuerkante 92 bzw. 93 wird durch den nicht abgeschrägten Bereich des Bremsventil-Kolbens 80 bzw. 81 abgedichtet. Mit nachlassendem Druck in der Steuerdruck-Leitung 26 wird der Bremsventil-Kolben 80 bzw. 81 durch die Bremsventil-Feder 29 bzw. 30 in Fig. 3 nach links bzw. rechts zurückgeschoben, so daß die Abschrägung 88 bzw. 89 die Steuerkante 92 bzw. 93 zunehmend freigibt. Die Drosselöffnung des Bremsventils 19 bzw. 20 in der Anschlagposition an dem Anschlag 84 bzw. 85 wird durch die Position des Anschlags 84 bzw. 85 festgelegt und ist durch Verändern der Position des Anschlags 84 bzw. 85 einstellbar. The brake valve piston 80 or 81 has a chamfer 88 or 89. and works with a control edge 92 or 93 formed on an annular groove 90 or 91. The control pressure line 26 is guided to a pressure chamber 94 or 95, to which the Brake valve pistons 80 and 81 are adjacent. With increasing pressure in the control pressure line 26, the brake valve piston 80 or 81 is therefore against the brake valve spring 29 or 30 shifted and the control edge 92 or 93 is not by the sealed chamfered area of the brake valve piston 80 or 81. With decreasing pressure in the control pressure line 26, the brake valve piston 80 or 81 through the brake valve spring 29 or 30 in Fig. 3 to the left or right pushed back so that the bevels 88 and 89 the control edge 92 and 93 increasingly releases. The throttle opening of the brake valve 19 or 20 in the The stop position on the stop 84 or 85 is determined by the position of the stop 84 or 85 and is determined by changing the position of the stop 84 or 85 adjustable.

Die Steuerventile 27 und 28 sind im in Fig. 3 dargestellten, bevorzugten Ausführungsbeispiel als Sitzventile ausgebildet. Die Steuerventil-Kolben 96 und 97 sind jeweils in einem Steuerventil-Gehäuse 98 bzw. 99 bewegbar. Die Steuerventil-Kolben 96 und 97 weisen jeweils einen konischen Abschnitt 100 bzw. 101 auf. Die Steuerventil-Kolben 96 und 97 werden jeweils durch die Steuerventil-Feder 54 bzw. 55 so beaufschlagt, daß der konische Abschnitt 100 bzw. 101 gegen die Ventilsitzfläche 102 bzw. 103 gepreßt wird und somit ein Dichtsitz entsteht. Stromaufwärts des konischen Abschnitts 100 bzw. 101 ist eine erste Ventilkammer 104 bzw. 105 ausgebildet, die mit dem Ventileingang verbunden ist. Im in der Fig. 3 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Ventileingang unmittelbar mit der zugeordneten Steuerleitung 33 bzw. 34 verbunden. Der Ventilausgang steht mit der zugeordneten Stelldruckleitung 13 bzw. 14 in Verbindung. Jeweils eine zweite Ventilkammer 106 bzw. 107 ist von der ersten Ventilkammer 104 bzw. 105 durch eine abdichtende Stufe 108 bzw. 109 des Steuerventil-Kolbens 96 bzw. 97 isoliert und mit der Steuerdruck-Leitung 26 verbunden. Der in der Steuerdruck-Leitung 26 herrschende Steuerdruck greift an einer Fläche 110 bzw. 111 des Steuerventil-Kolben 96 bzw. 97 an und verschiebt den Steuerventil-Kolben 96 bzw. 97 gegen die Steuerventil-Feder 54 bzw. 55. Bei Überschreiten eines durch die Steuerventil-Feder 54 bzw. 55 vorgegebenen Schwellwerts hebt der konische Abschnitt 100 bzw. 101 von der Ventilsitzfläche 102 bzw. 103 ab und gibt den Durchfluß durch das Steuerventil 27 bzw. 28 frei.The control valves 27 and 28 are preferred in the one shown in FIG Embodiment designed as seat valves. The control valve pistons 96 and 97 are each movable in a control valve housing 98 or 99. The control valve pistons 96 and 97 each have a tapered portion 100 and 101, respectively. The control valve pistons 96 and 97 are so through the control valve spring 54 and 55, respectively acts on the conical section 100 or 101 against the valve seat surface 102 or 103 is pressed and thus a sealing seat is created. Upstream of the conical Section 100 and 101, a first valve chamber 104 and 105 is formed, the with is connected to the valve inlet. In the embodiment shown in FIG. 3 the valve input is connected directly to the associated control line 33 or 34. The valve outlet is connected to the associated signal pressure line 13 or 14 in Connection. A second valve chamber 106 or 107 is from the first Valve chamber 104 or 105 through a sealing stage 108 or 109 of the control valve piston 96 and 97 isolated and connected to the control pressure line 26. The Indian Control pressure line 26 prevailing control pressure engages on a surface 110 or 111 of the Control valve piston 96 or 97 on and moves the control valve piston 96 or 97 against the control valve spring 54 or 55. If one is exceeded by the control valve spring The conical section 100 or 101 raises 54 or 55 predetermined threshold value from the valve seat surface 102 or 103 and gives the flow through the control valve 27 or 28 free.

Die Bremsventile 19 und 20 und die Sitzventile 27 und 28 können konstruktiv auch in anderer Weise ausgebildet sein. Insbesondere ist es möglich, die Steuerventile 27 und 28 auch als einfache Rückschlagventile auszubilden, die einen Rückfluß des Druckfluids in die Steuerleitung 33 und 34 bzw. in die Druckregelventile 60 und 61 verhindern.The brake valves 19 and 20 and the seat valves 27 and 28 can also be constructed in be formed in another way. In particular, it is possible to control valves 27 and 28 also form as simple check valves that a return flow of the pressure fluid in prevent the control line 33 and 34 or into the pressure control valves 60 and 61.

Claims (12)

  1. Hydraulic control system (1), in particular for activating the slewing gear of a digger, comprising an adjusting apparatus (6) for adjusting an actuating piston (7), which is disposed between two actuating pressure chambers (11, 12) and influences the displacement volume of a hydraulic pump (4), in dependence upon the pressure difference between two actuating pressure lines (13, 14) which are each connected to one of the actuating pressure chambers (11, 12), wherein the actuating pressure prevailing in the actuating pressure lines (13, 14) is defined by two control lines (33, 34), and
    one braking valve (19, 20) associated with each of the actuating pressure chambers (11, 12) and throttling the return flow of hydraulic fluid from the associated actuating pressure chamber (11, 12) into a hydraulic fluid tank (21),
    characterized in that disposed in each actuating pressure line (13, 14) is a control valve (27, 28), which is switchable between an open and a closed valve position,
    that a branch (15, 16) is provided in each actuating pressure line (13, 14) between the associated control valve (27, 28) and the associated actuating pressure chamber (11, 12), wherein the associated braking valve (19, 20) is disposed between the branch (15, 16) and the hydraulic fluid tank (21) and switchable between a throttled valve position (24, 25) and a closed valve position (22, 23), and
    that the braking valves (19, 20) and the control valves (27, 28) are activated by the control lines (33, 34), wherein the braking valves (19, 20) are closed and the control valves (27, 28) are opened when the greater of the control pressures prevailing in the control lines (33, 34) is greater than a defined threshold value and the braking valves (19, 20) assume their throttled valve position (24, 25) and the control valves (27, 28) are closed when the greater of the control pressures prevailing in the control lines (33, 34) is lower than the defined threshold value.
  2. Hydraulic control system according to claim 1,
    characterized in that in each case a throttle area, which each braking valve (19, 20) assumes in its throttled valve position (24, 25), is adjustable.
  3. Hydraulic control system according to claim 2,
    characterized in that the braking valves (19, 20) take the form of slide valves and comprise a braking valve piston (80, 81), which is movable in a braking valve housing (82, 83) and cooperates with a control edge (92, 93) of the braking valve housing (82, 83) and has a bevel (88, 89).
  4. Hydraulic control system according to claim 3,
    characterized in that the braking valve piston (80, 81) strikes against an adjustable stop (84, 85), which defines the throttle area which the bevel (88, 89) of the braking valve piston (80, 81) releases at the control edge (92, 93) when the braking valve (19, 20) assumes its throttled valve position (24, 25).
  5. Hydraulic control system according to claim 4,
    characterized in that each braking valve (19, 20) comprises a braking valve spring (29, 30), which loads the braking valve piston (80, 81) towards the stop (84, 85).
  6. Hydraulic control system according to one of claims 1 to 5,
    characterized in that the control valves (27, 28) take the form of seat valves and each comprise a control valve piston (96, 97), which is movable in each case in a control valve housing (98, 99), wherein the control valve piston (96, 97) on a sealing valve step (108, 109) has in each case a conical portion (100, 101), which cooperates with a valve seat (102, 103) so as to form a sealed seat.
  7. Hydraulic control system according to claim 6,
    characterized in that each control valve (27, 28) comprises a control valve spring (54, 55), which loads the control valve piston (96, 97) towards the valve seat (102, 103).
  8. Hydraulic control system according to claim 6 or 7,
    characterized in that the control valve piston (96, 97) takes the form of a stepped piston and a step of the control valve piston (96, 97) is loaded by the activating control pressure.
  9. Hydraulic control system according to one of claims 1 to 8,
    characterized in that the braking valves (19, 20) and the control valves (27, 28) are connected by a pressure change valve (38) to the control lines (33, 34).
  10. Hydraulic control system according to one of claims 1 to 9,
    characterized in that a supply device (43) is provided, which supplies a supply pressure in a supply line (46),
    that the actuating pressure lines (13, 14) are connected in each case by an associated pressure control valve (60, 61) to the supply line (46), and that each pressure control valve (60, 61) is loaded in each case by the pressure difference between the control pressure prevailing in one of the control lines (33, 34) and the actuating pressure prevailing in the associated actuating pressure line (13, 14).
  11. Hydraulic control system according to claim 10,
    characterized in that each pressure control valve (60, 61) is additionally loaded by a pressure control valve spring (66, 67) in such a way that the actuating pressure prevailing in the associated actuating pressure line (13, 14) is slightly higher than the control pressure prevailing in the associated control pressure line (33, 34).
  12. Hydraulic control system according to one of claims 1 to 11
    characterized in that the control lines (33, 34) are either loadable with control pressure or relievable towards the hydraulic fluid tank (21) by means of a control transmitter (32), which is connected to the hydraulic fluid tank (21) and a control pressure supply (35).
EP98942618A 1997-08-13 1998-07-24 Turning control device with brake and control valves Expired - Lifetime EP1003972B1 (en)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19735111 1997-08-13
DE19735111A DE19735111C2 (en) 1997-08-13 1997-08-13 Slewing gear control with brake and control valves
PCT/EP1998/004647 WO1999009320A1 (en) 1997-08-13 1998-07-24 Turning control device with brake and control valves

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP1003972A1 EP1003972A1 (en) 2000-05-31
EP1003972B1 true EP1003972B1 (en) 2002-06-05

Family

ID=7838875

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP98942618A Expired - Lifetime EP1003972B1 (en) 1997-08-13 1998-07-24 Turning control device with brake and control valves

Country Status (5)

Country Link
US (1) US6336324B1 (en)
EP (1) EP1003972B1 (en)
JP (1) JP4044283B2 (en)
DE (2) DE19735111C2 (en)
WO (1) WO1999009320A1 (en)

Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19735111C2 (en) 1997-08-13 1999-06-02 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Slewing gear control with brake and control valves
US6644335B2 (en) * 2000-12-15 2003-11-11 Caterpillar S.A.R.L. Precision orificing for pilot operated control valves
DE10110935C1 (en) * 2001-01-23 2002-11-28 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Hydraulic control, in particular for controlling the slewing gear of an excavator
DE10220376B4 (en) * 2002-05-07 2004-07-15 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Hydraulic control with active reset
ITPR20020032A1 (en) * 2002-06-13 2003-12-15 Renzo Bompieri HYDRAULIC SYSTEM FOR ROTATING TRUCK CRANES AND / OR EXCAVATOR MECHANICAL ARMS AND RELATED PROCEDURE.
DE102007056991B4 (en) * 2007-11-27 2014-05-08 Sauer-Danfoss Gmbh & Co. Ohg Hydraulic circuit arrangement with a device for zero-stroke pressure control and method for pressure control in zero-stroke operation
JP5590074B2 (en) * 2012-06-26 2014-09-17 コベルコ建機株式会社 Swivel work machine

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4571941A (en) * 1980-12-27 1986-02-25 Hitachi Construction Machinery Co, Ltd. Hydraulic power system
US4554991A (en) * 1984-02-23 1985-11-26 Mud Hog Corporation Auxiliary hydraulic drive system for road graders and the like
DE9404943U1 (en) * 1994-03-23 1994-06-01 Wessel-Hydraulik Gmbh, 26384 Wilhelmshaven Brake valve arrangement for a reversible hydraulic consumer
DE19620664C1 (en) * 1996-05-22 1997-06-12 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Hydraulic control circuit for dredger slewing gear
DE19625393A1 (en) * 1996-05-22 1998-01-02 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Slewing gear control with double-sided braking
DE19620665C1 (en) * 1996-05-22 1997-06-12 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Hydraulic control system for dredger slewing gear
DE19735111C2 (en) 1997-08-13 1999-06-02 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Slewing gear control with brake and control valves

Also Published As

Publication number Publication date
DE19735111C2 (en) 1999-06-02
DE59804340D1 (en) 2002-07-11
US6336324B1 (en) 2002-01-08
JP2001515182A (en) 2001-09-18
DE19735111A1 (en) 1999-02-25
JP4044283B2 (en) 2008-02-06
WO1999009320A1 (en) 1999-02-25
EP1003972A1 (en) 2000-05-31

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP3519701B1 (en) Directional control valve with a damping system, for controlling the swing motor of a construction machine
DE2642337B2 (en) Control device for a double-acting hydraulic motor
DE60032732T2 (en) BREAKTHROUGH CONTROL VALVE DEVICE
DE60304663T2 (en) Hydraulic valve device
EP0935713B1 (en) Valve system and manufacture of same
EP1003972B1 (en) Turning control device with brake and control valves
DE3621854A1 (en) CONTROL CIRCUIT FOR A HYDRAULIC POWER LIFT CONTROL SYSTEM
DE4231399A1 (en) Hydraulic control device
DE3011088A1 (en) HYDRAULIC DRIVE CONTROL
EP0198119B1 (en) Hydraulic directional valve for pressure-compensated control
DE4237932A1 (en) Volume flow control esp. for vehicle steering hydraulics - pumping hydraulic fluid, e.g. oil into main and auxiliary chambers using pump and throttle valve in main chamber
DE102016205582A1 (en) Hydraulic drive device with regeneration operation
DE10325295A1 (en) Hydraulic control arrangement
DE2440555A1 (en) HYDRAULIC CONTROL CIRCUIT
DE4136991C2 (en) Hydraulic directional valve
DE3812116C2 (en) Electro-hydraulic directional valve
DE4235698C2 (en) Hydrostatic drive system
DE3603811C2 (en) Hydraulic directional valve
EP0491155B1 (en) Directional valve for hydraulic motor control
DE4026849C2 (en) Valve arrangement for generating a control pressure in a hydraulic system
EP1225281B1 (en) Hydraulic control, in particular for controlling the turning mechanism of an excavator
DE10110935C1 (en) Hydraulic control, in particular for controlling the slewing gear of an excavator
DE3431104A1 (en) HYDRAULIC CONTROL DEVICE
DE3629850A1 (en) Hydraulic directional control valve
EP0763679B1 (en) Control system with temperature compensation

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 19990820

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): DE FR GB IT SE

17Q First examination report despatched

Effective date: 20010508

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): DE FR GB IT SE

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

REF Corresponds to:

Ref document number: 59804340

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20020711

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed

Effective date: 20030306

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Payment date: 20120723

Year of fee payment: 15

Ref country code: GB

Payment date: 20120723

Year of fee payment: 15

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 20120803

Year of fee payment: 15

Ref country code: IT

Payment date: 20120725

Year of fee payment: 15

REG Reference to a national code

Ref country code: SE

Ref legal event code: EUG

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 20130724

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

Effective date: 20140331

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20130724

Ref country code: SE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20130725

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20130731

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20130724

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 20150925

Year of fee payment: 18

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R119

Ref document number: 59804340

Country of ref document: DE

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170201