EP1407086A1 - Hydraulische steueranordnung - Google Patents

Hydraulische steueranordnung

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Publication number
EP1407086A1
EP1407086A1 EP02747163A EP02747163A EP1407086A1 EP 1407086 A1 EP1407086 A1 EP 1407086A1 EP 02747163 A EP02747163 A EP 02747163A EP 02747163 A EP02747163 A EP 02747163A EP 1407086 A1 EP1407086 A1 EP 1407086A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
pressure
control
connection
tank
Prior art date
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Application number
EP02747163A
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English (en)
French (fr)
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EP1407086B1 (de
Inventor
Edwin Harnischfeger
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.)
Bosch Rexroth AG
Original Assignee
Bosch Rexroth AG
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Filing date
Publication date
Application filed by Bosch Rexroth AG filed Critical Bosch Rexroth AG
Publication of EP1407086A1 publication Critical patent/EP1407086A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1407086B1 publication Critical patent/EP1407086B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66F—HOISTING, LIFTING, HAULING OR PUSHING, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR, e.g. DEVICES WHICH APPLY A LIFTING OR PUSHING FORCE DIRECTLY TO THE SURFACE OF A LOAD
    • B66F9/00—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes
    • B66F9/06—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes movable, with their loads, on wheels or the like, e.g. fork-lift trucks
    • B66F9/075—Constructional features or details
    • B66F9/20—Means for actuating or controlling masts, platforms, or forks
    • B66F9/22—Hydraulic devices or systems
    • 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
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2264—Arrangements or adaptations of elements for hydraulic drives
    • E02F9/2267—Valves or distributors
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
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    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2203—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function
    • E02F9/2207—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function for reducing or compensating oscillations
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
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    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
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    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2217—Hydraulic or pneumatic drives with energy recovery arrangements, e.g. using accumulators, flywheels
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    • E02F9/226—Safety arrangements, e.g. hydraulic driven fans, preventing cavitation, leakage, overheating
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
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    • 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
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2264—Arrangements or adaptations of elements for hydraulic drives
    • E02F9/2271—Actuators and supports therefor and protection therefor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B1/00—Installations or systems with accumulators; Supply reservoir or sump assemblies
    • F15B1/02—Installations or systems with accumulators
    • F15B1/021—Installations or systems with accumulators used for damping

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control arrangement according to the preamble of patent claim 1.
  • Such control arrangements are used, for example, as a stabilization module in wheel loaders in order to dampen the pitching vibrations that occur when driving.
  • DE 197 54 828 C2 from the applicant discloses a stabilization module for wheel loaders, in which a boom is supported by hydraulic cylinders. During the journey, the cylinder spaces of the hydraulic cylinders that are effective in the support direction are connected to a hydraulic accumulator. A valve arrangement with a logic valve is arranged between the cylinder chambers and the hydraulic accumulator, which in its closed position blocks the connection between the hydraulic accumulator and the hydraulic cylinders.
  • An end face of a valve body of the logic valve that is effective in the closing direction can be relieved via an electrically operated directional valve, so that the logic valve can be brought into its open position by the pressure in the hydraulic accumulator and in the cylinder spaces of the hydraulic cylinders that is effective in the opening direction.
  • the rod-side annular spaces of the hydraulic cylinders are connected to the tank via a further logic valve.
  • the hydraulic accumulator is protected against pressure increases in the hydraulic cylinders via a further directional valve, which can be adjusted to a switching position by the pressure in the hydraulic accumulator, in which the end face of the valve body, which is effective in the closing direction, can be acted upon by the pressure in the hydraulic accumulator, so that the logic valve is in its position Locked position retracted and the Hydraulic accumulator is protected against overload.
  • the electrically operated directional valve is returned to its basic position against the force of the electromagnet via a pilot valve.
  • the disadvantage of this solution is that the protection of the hydraulic accumulator requires considerable outlay in terms of device technology with an electrically operated directional control valve pilot-controlled via a pilot valve, a further directional control valve for protection and two logic valves assigned to the cylinder spaces or the annular spaces of the hydraulic cylinders. It is also problematic that the response behavior of this known stabilization mode, in particular the response behavior of the pilot valve upstream of the electrically actuated directional control valve, is too slow to prevent overloading of the hydraulic accumulator. Another disadvantage of this known solution is that the logic valve assigned to the annular spaces of the hydraulic cylinders is closed when the hydraulic cylinder is retracted, so that cavitation phenomena can occur due to the negative pressure in the annular space.
  • DE 39 09 205 Cl shows a hydraulic control arrangement in which the cylinder spaces of the hydraulic cylinders are connected to a hydraulic accumulator via an electrically actuated directional valve and the rod-side annular spaces of the hydraulic cylinders are connected to the tank in the driving state of a work machine.
  • a pressure reducing valve is arranged between them and the hydraulic cylinders, by means of which the pressure in the hydraulic accumulator can be limited to a maximum value.
  • a non-return valve is provided between the pressure reducing valve and the hydraulic accumulator, via which a discharge of the hydraulic accumulator via the pressure reducing valve is prevented. This pressure reducing valve is in a rather leading filling line to which other consumers are connected.
  • the object of the invention is to create a hydraulic control arrangement for damping driving vibrations of mobile work equipment, by means of which damage to a hydraulic accumulator can be prevented with minimal expenditure on device technology.
  • a valve with a pressure-limiting function is arranged in a line section between the hydraulic cylinder and the hydraulic accumulator, into which a check valve is integrated. If a limit pressure is exceeded, the valve is brought into its pressure limiting position, so that the pressure in the hydraulic accumulator is limited to a maximum pressure.
  • the connection from one of the cylinder rooms to the hydraulic accumulator takes place: via the check valve integrated in the valve, this connection being controlled in the pressure limiting function.
  • the integrated check valve makes it possible to relieve the pressure of the hydraulic accumulator to the tank via its valve, so that if, for example, pressure peaks caused by other consumers get into the hydraulic accumulator, they are reduced as quickly as possible.
  • the valve which enables the pressure limiting function is designed with one or two working connections which are connected to the bottom of the hydraulic cylinder or to the space of the hydraulic cylinder which receives the piston rod, the check valve being accommodated in a valve body, preferably a valve slide of the valve.
  • Valve body in the pressure limiting direction by a spring and the pressure in the accumulator and in the opposite direction by another spring and - depending on the position of the valve - body - acted on by the tank pressure or the storage pressure.
  • the end faces of the valve body which are acted upon by pressure medium are formed with different effective areas.
  • a measuring piston is guided in an end section of the valve body and is supported on an housing of the valve by an end section protruding from the valve body.
  • the volumetric piston is guided in an axial blind hole in the valve body, which is connected to the accumulator connection via holes that run in the radial direction.
  • the manufacturing outlay can be further reduced if this axial blind hole is formed in a one-part or multi-part insert which is inserted into the end section of the valve body.
  • a preferably electromagnetically actuated directional valve is assigned to the valve having the pressure limiting / pressure reducing function, via which the end faces of the valve body acting as control surfaces can be acted upon by the storage pressure or the tank pressure.
  • control arrangement according to the invention can be implemented with a control valve via which the rod-side space of the hydraulic cylinder can be connected to the tank.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a first exemplary embodiment of a control arrangement according to the invention
  • Figure 2 is a sectional view through a valve of the control arrangement of Figure 1;
  • FIG. 3 is an enlarged detail view of the valve of Figure 2 and
  • FIG. 4 shows a further exemplary embodiment of a control arrangement according to the invention with a valve with a pressure limiting function which is of a simpler design than the previously described solutions.
  • FIG. 1 shows a simplified circuit diagram of a control arrangement for actuating a boom of a mobile working device, for example a wheel loader. ders, supporting hydraulic cylinder, hereinafter called lifting cylinder 2, shown. This can be connected to a hydraulic pump 6 or a tank T via a charger control block 4 indicated by dash-dotted lines.
  • the control arrangement shown has a damping valve arrangement 8, likewise indicated by dash-dotted lines, via which vibrations, for example pitching vibrations, occurring during the travel of the wheel loader are damped.
  • This damping valve arrangement 8 is designed such that the lifting cylinder 2 is connected to a hydraulic accumulator 10 during the driving state, so that the lifting cylinder 2 is acted upon by the pressure in the hydraulic accumulator 10 in the supporting direction.
  • the charger control block 4 has a pressure port P to which the hydraulic pump 6 is connected.
  • Two working ports A, B of the loader control block 4 can be connected via the damping valve arrangement 8 to a cylinder chamber 12 or an annular chamber 14 on the rod side of the hydraulic cylinder 2.
  • the tank T is connected to a tank connection S.
  • the loader control block 4 has an electrically operated control valve 16 designed as a 4/3-way valve, which in its spring-loaded basic position shuts off the work connections A, B from the pressure connection P and the tank connection S.
  • a first switch position a the pressure port P is connected to the working port B and the working port A is connected to the tank port S in order to extend the hydraulic cylinder 2, so that pressure medium is conveyed into the cylinder space 12 and from the annular space 14 to the tank T.
  • the other switch position b is used to retract of the hydraulic cylinder 2, the working connection A is connected to the pressure connection P and the tank connection S to the working connection B.
  • the charger control block 4 has a pressure limiting valve 18, via which the working connection B can be connected to the tank connection S when a maximum pressure, for example 330 bar, is exceeded.
  • the damping valve arrangement 8 has two input connections R, U connected to the working connections A, B, a tank connection T and a storage connection P '.
  • the two input connections R, U are connected to the input connections of a control valve 24 via channels 20, 22.
  • the output connections of the control valve 24 are connected to the tank connection T or a storage connection P '.
  • the valve spool of the control valve 24 is biased by two springs 26, 28 into its basic position shown, in which the connection between the
  • the damping valve arrangement 8 also has a
  • Directional control valve 32 which can be actuated electromagnetically in the exemplary embodiment shown.
  • the directional valve 32 connects a control channel 34 connected to the tank connection T to a control chamber of the control valve 24, which is controlled by the left end face of the valve slide of the control valve in FIG. valve 24 is limited, so that in the switching position of the directional valve 32 shown, the tank pressure acts in the direction of the spring 26 on the valve slide.
  • the pressure at the storage port P ' is tapped via a further control channel 36 and is guided into a control chamber of the control valve 24 which acts in the opposite direction, so that the resulting pressure acts in the direction of the further spring 28 (on the right in FIG. 1).
  • the damping valve arrangement 8 also has a pressure limiting valve 38, by means of which the pressure in the hydraulic accumulator 10 is limited to a maximum value even when the directional valve 32 is switched over.
  • the control valve 16 is brought into its switching position denoted by a, so that the bottom-side cylinder chamber 12 of the lifting cylinder 2 is supplied with pressure medium via the pump 6 is, while the rod-side annular space 14 is connected to the tank T - the lifting cylinder 2 extends and the bucket is lifted off the ground.
  • the cylinder chamber 12 is connected to the hydraulic accumulator 10 via the channel 22, the control valve 24 in its illustrated basic position and the check valve 30.
  • the carrying pressure of the lifting cylinder 2 is approximately 30 to 50 bar in the unloaded state, depending on the bucket weight.
  • valve slide of the control valve 24 is shifted from its spring-biased basic position by the control pressure prevailing in the control channel 36, which corresponds to the pressure in the hydraulic accumulator, into a control position with a pressure reducing function, in which the hydraulic accumulator 10 pressure is reduced to a limit value, for example 120 bar.
  • a pressure reducing function in which the hydraulic accumulator 10 pressure is reduced to a limit value, for example 120 bar.
  • the connection from the input port U to the storage port P ' is controlled.
  • Channel 32 is equal to the tank pressure, since the directional valve 32 is still in its basic position shown.
  • control valve 24 can be moved into a pressure limiting position by the corresponding pressure in the channel 36 (on the right in FIG. 1) in which the hydraulic Storage 10 is connected to the tank, so that a maximum pressure limitation of 150 bar, for example, is realized.
  • the check valve 30 prevents the pressure in the hydraulic accumulator 10 from relaxing.
  • control valve 16 is first brought into its central neutral position, in which the connections A, B and P, S are shut off from one another. Furthermore, the directional control valve 32 is switched over, so that both control surfaces of the control valve 24 are acted upon by the accumulator pressure.
  • valve slide is then shifted to the right in the illustration according to FIG. 1, so that the connections U and P 'and R and T' are opened, i.e. the annular space 14 is then connected to the tank, while the bottom-side cylinder space 12 is connected to the hydraulic accumulator 10.
  • the lifting cylinder 2 is held in its supporting position by the pressure in the accumulator 10. Since the hydraulic accumulator 10 is always pressurized when the system is switched on, a lowering of the boom is reliably prevented.
  • the pressure limiting function of the control valve 24 is taken over by the pressure limiting valve 38 in the driving state.
  • the pressure-reducing and pressure-limiting functions of the control valve 24 are combined in a single valve, the structure of which is described with reference to FIG. 2.
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through an exemplary embodiment of a control valve 24 of the damping valve arrangement 8.
  • the control valve 24 has a housing 40 which is penetrated by a valve bore 42.
  • the end sections of the valve bore 42 are closed by caps 44.
  • the valve slide 46 already mentioned is guided in the valve bore 42 and is biased into its basic position via the springs 26, 28.
  • the two springs 26, 28 are accommodated in a common spring chamber 47.
  • the spring 26 acts as a compression spring which acts on the valve slide 46 to the right (FIG. 2), while the spring 28 acts on the valve slide 46 in the opposite direction.
  • a stop screw 48 is screwed into the left end faces of the valve slide 46 in FIG.
  • annular spaces 52, 54, 56 and 58 are formed in the housing 40, the annular space 52 with the tank connection
  • the valve slide 46 has an annular groove 60 in the region of the annular space 52, through which a control edge 62 is formed.
  • a further annular groove 64 is provided in the area of the annular space 56, via which a control edge 66 is formed.
  • valve slide 46 The part of the valve slide 46 on the right in FIG. 2 with the multi-part insert part 68 in the measuring piston 70 is explained on the basis of the enlarged illustration in FIG. 3.
  • the valve spool 46 has a bore 72 which opens into the right end face in FIG. 3 and merges into a channel 74. This ends in a transverse bore, which opens into the bottom of the annular groove 64.
  • the bore 72 is stepped radially back towards the channel 74, the end face adjoining the channel 74 being designed as a valve seat 78 for a closing body 80 of the check valve 30.
  • the space adjoining the valve seat 78 can be connected to the annular space 58 via jacket bores 82 of the valve slide 46, so that pressure medium can flow via the cross bores 76, the channel 74 and the jacket bores 82 to the storage port P ′ when the closing body 80 is lifted off the valve seat 78.
  • the insert 68 is made in several parts in the illustrated embodiment and screwed into the bore 72. In the variant shown, the insert part 68 has a middle piece 84 and an end piece 86, which rests with a shoulder on the right-hand end face of the valve slide 46 in FIG. 3. Center piece 84 and end piece 86 are penetrated by an axial blind hole 88 in which the volumetric piston 70 is guided.
  • the middle piece 84 is further penetrated by a connecting bore 90 which opens on the one hand in the axial blind hole 88 and on the other hand in openings 92.
  • the axial blind hole bore 88 is connected to the annular space 58 via the openings 92 in the valve slide 46 and the connecting bore 90.
  • an inner bore 94 opens, which opens with a radial leg 96 penetrating the measuring piston 70 in the radial direction on the outer circumference of the measuring piston 70.
  • These radial legs are closed in the basic position shown by the peripheral wall of the axial blind hole 88.
  • a housing body 98 of the check valve 30 is supported, in which the closing body 80 is guided during lifting and in which the closing spring 100, which prestresses the closing body 80 against the valve seat 78, is mounted.
  • a seal is provided on the outer circumference of the middle piece 84 so that no leakage can occur along the outer circumference of the middle piece.
  • the control chamber 102 adjoining the end piece 86 is connected to the via a tank channel 104 indicated by dashed lines
  • the directional control valve 32 shown in FIG. 1 and the pressure relief valve 38 can also be accommodated in the housing 40 of the control valve 24.
  • the spring space 47 can be acted upon either by the tank pressure or by the storage pressure via the directional valve 32 integrated in the housing 40.
  • the bottom 106 of the axial blind hole 88 arranged in the middle piece 84 (see FIG. 3) is connected to the storage port P 'via the connecting holes 90, the opening 92 and the annular space 58, so that a corresponding compressive force resultant in the illustration according to FIG Valve slide works. That in the basic position of the directional valve 32, the tank pressure is present in the spring chamber 47 and in the control chamber 102, while the reservoir 106 is acted upon by the bottom 106. At a predetermined pressure in the hydraulic accumulator 10, the valve slide 46 is in its basic position shown in FIG.
  • valve slide 46 When the pressure at the storage port P ′ increases, the valve slide 46 is moved from the basic position according to FIG. 2 by the pressure force resulting from the bottom 106 shifted to the left, the volumetric piston 70 being further biased against the closure cap 44 by the pressure in the axial blind hole.
  • this axial displacement 108 ( Figure 2) is fed controls of the annular space 58, the casing bore 82 by a control edge, so that the connection between the terminals U and P ⁇ is controlled closed - the control valve 24 is in its pressure reducing function.
  • the directional control valve 32 is switched over while driving, so that the accumulator pressure acts both in the spring chamber 47 and on the floor 106.
  • the control room 102 is connected to the tank. Due to the end face difference, the valve slide 46 is shifted from its basic position shown in FIG. 2 to the right, so that the connection between the connections R and T and U and P 'is opened by the control edges 62 and 66 - the lifting cylinder 2 is activated by the pressure supported in the hydraulic accumulator 10. Any pressure peaks that occur can be reduced to the tank via the pressure relief valves 38 or 18.
  • the check valve 30 has no effect in this operating position.
  • the channel guidance in the area of the check valve 30 and the measuring piston 70 can also take place in a different way than shown in FIGS. 2 and 3.
  • inclined bores can be used instead of the radial openings.
  • the springs 28, 26 can be accommodated in separate spring chambers (spring 26 in the spring chamber 47, spring 28 in the control chamber 102).
  • the rod-side annular space 14 of the lifting cylinder 2 is connected to the tank via the control valve 24.
  • FIG. 3 a variant is shown in which the control valve 24 is only provided with three connections, and depending on the position of the control valve 24, the bottom-side cylinder space 12 of the lifting cylinder 2 - as in the embodiment described above, either with the hydraulic accumulator 10 or with the tank is connectable or lockable.
  • the rod-side annular space 14 is connected to the tank T via a control valve 110 which, in the embodiment shown in FIG. 4, is designed with a suction function.
  • the connection from the channel 20 to a tank channel 112 is blocked by the control valve 110, while in the event of an undersupply, a pressure medium flow from the tank to the channel 20 and thus to the annular space 14 is made possible via the integrated check valve of the control valve 110.
  • the control valve 110 When the control valve 110 is activated, the channel 20 is connected directly to the tank channel 112, so that the pressure medium can flow out from the annular space 14 to the tank.
  • the directional valve 32 connects the control channel 34 connected to the tank connection T to that on the left end face of the valve slide 46 adjacent control chamber, while the pressure in the hydraulic accumulator 10 is applied to the control surface of the valve slide acting in the opposite direction via the control channel 36.
  • both control surfaces are acted upon by the pressure in the hydraulic accumulator 10, so that the valve slide is brought to the right into its open position, in which the connections U and P 1 are directly connected to one another.
  • the exemplary embodiment shown in FIG. 4 corresponds to the exemplary embodiment described above, so that further explanations are unnecessary.
  • a hydraulic control arrangement for damping driving vibrations of a mobile working device, with a lifting cylinder supporting a working tool, the cylinder spaces of which can be connected to a pressure medium source or a tank via a control valve arrangement.
  • the hydraulic control arrangement has a damping valve arrangement with a regulating valve, in which a check valve is integrated, via which a bottom-side space of the lifting cylinder can be connected to a hydraulic accumulator.
  • the accumulator can be connected to a tank, so that the accumulator pressure is limited to a maximum value.

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Description

Beschreibung
Hydraulische Steueranordnung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steueranordnung gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Derartige Steueranordnungen werden beispielsweise als Stabilisierungsmodul bei Radladern verwendet, um die beim Fahren auftretenden Nickschwingungen zu dämpfen. Aus der DE 197 54 828 C2 der Anmelderin ist ein Stabilisierungs- modul für Radlader bekannt, bei dem ein Ausleger über Hydrozylinder abgestützt ist. Während der Fahrt sind die in Abstützrichtung wirksamen Zylinderräume der Hydrozylinder mit einem Hydrospeicher verbunden. Zwischen den Zylinderräumen und dem Hydrospeicher ist eine Ventilanordnung mit einem Logikventil angeordnet, das in seiner Schließstellung die Verbindung zwischen dem Hydrospeicher und den Hydrozylindern sperrt. Eine in Schließrichtung wirksame Stirnfläche eines Ventilkörpers des Logikventils lässt sich über ein elektrisch betätigtes Wegeventil entlasten, so dass das Logikventil durch den in Öffnungsrichtung wirksamen Druck im Hydrospeicher und in den Zylinderräumen der Hydraulikzylinder in seine Öffnungs- stellung bringbar ist. Die stangenseitigen Ringräume der Hydrozylinder sind über ein weiteres Logikventil mit dem Tank verbunden.
Die Absicherung des Hydrospeichers gegen Drucküberhöhungen in den Hydrozylindern erfolgt über ein weiteres Wegeventil, das durch den Druck im Hydrospeicher in eine Schaltposition verstellbar ist, in der die in Schließrichtung wirksame Stirnfläche des Ventilkörpers mit dem Druck im Hydrospeicher beaufschlagbar ist, so dass das Logikventil in seine Sperrstellung zurückgefahren und der Hydrospeicher gegen Überlastung geschützt ist. In diesem Modus wird das elektrisch betätigte Wegeventil gegen die Kraft des Elektromagneten über ein Pilotventil in seine Grundstellung zurückgefahren.
Nachteilig bei dieser Lösung ist, dass zur Absicherung des Hydrospeichers ein erheblicher vorrichtungstechnischer Aufwand mit einem über ein Pilotventil vorgesteuerten elektrisch betätigten Wegeventil, einem weiteren Wegeventil zur Absicherung und zwei den Zylinderräumen bzw. den Ringräumen der Hydraulikzylinder zugeordneten Logikventilen erforderlich ist. Problematisch ist es desweiteren, dass das Ansprechverhalten dieses bekannten Stabilisierungsmodus, insbesondere das Ansprechverhalten des dem elektrisch betätigbaren Wegeventil vorgeschalteten Pilotventils zu langsam ist um eine Überlastung des Hydrospeichers zu verhindern. Ein weiterer Nachteil dieser bekannten Lösung liegt darin, dass das den Ringräumen der Hydraulikzylinder zugeordnete Logikventil beim Einfahren des Hydrozylinders geschlossen wird, so dass es aufgrund des Unterdrucks im Ringraum zu Kavitationserscheinungen kommen kann.
In der DE 39 09 205 Cl ist eine hydraulische Steuer- anordnung gezeigt, bei der im Fahrzustand einer Arbeits- maschine die Zylinderräume der Hydrozylinder über ein elektrisch betätigbares Wegeventil mit einem Hydrospeicher und die stangenseitigen Ringräume der Hydrozylinder mit dem Tank verbunden sind. Zur Begrenzung des Druckes im Hydrospeicher ist zwischen diesen und den Hydrozylindern ein Druckminderventil angeordnet, über das der Druck im Hydrospeicher auf einen Maximalwert begrenzbar ist. Zwischen Druckminderventil und Hydrospeicher ist ein Rückschlagventil vorgesehen, über das eine Entladung des Hydrospeichers über das Druckminderventil verhindert ist. Dieses Druckminderventil ist in einer zu dem Hydrospei- eher führenden Füllleitung angeordnet, an die auch andere Verbraucher angeschlossen sind. Bei ungünstigen Betriebsbedingungen kann es vorkommen, dass diese anderen Verbraucher Druckspitzen erzeugen, die aufgrund einer zu trägen Reaktion des Druckminderventils in den Hydrospeicher weitergeleitet werden. Ein Abbau dieser Druckspitzen ist nicht möglich, so dass auch bei dieser Konstruktion eine Schädigung der Hydrospeicher nicht ausgeschlossen ist.
In der nachveröffentlichten Patentanmeldung DE 101 04 298.1 ist eine verbesserte Steueranordnung gezeigt, bei der im Druckmittelströmungspfad zwischen dem Hydrozylinder und einem mit Druckbegrenzungsfunktion ausgeführten Ventil ein entsperrbares Rückschlagventil ausgebildet ist, so dass der Hydrospeicher, beispielsweise bei einem zu trägen Ansprechen des mit einer Druckbegrenzungsfunk- tion versehenen Ventils über das entsperrbare Rückschlagventil mit dem zugeordneten Zylinderraum des Hydrozylin- ders verbunden ist, so dass eine Schädigung des Hydrospeichers praktisch ausgeschlossen ist. Nachteilig bei dieser Lösung ist allerdings, dass ein erheblicher Aufwand erforderlich ist, um das Rückschlagventil mit den für die Entsperrung erforderlichen Steuerkanälen zu verschalten.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von FahrSchwingungen mobiler Arbeitsgeräte zu schaffen, durch die eine Schädigung eines Hydrospeichers mit minimalem vorrichtungstechnischen Aufwand verhinderbar ist.
Diese Aufgabe wird durch eine hydraulische Steueranordnung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst . Erfindungsgemäß ist in einem Leitungsabschnitt zwischen dem Hydrozylinder und dem Hydrospeicher ein Ventil mit Druckbegrenzungsfunktion angeordnet, in das ein Rückschlagventil integriert ist. Bei Überschreiten eines Grenzdruckes wird das Ventil in seine Druckbegrenzungs- Stellung gebracht, so dass der Druck im Hydrospeicher auf einen Maximaldruck begrenzt ist. Die Verbindung von einem der Zylinderräume zum Hydrospeicher erfolgt: über das in das Ventil integrierte Rückschlagventil, wobei diese Verbindung in der Druckbegrenzungsfunktion zugesteuert ist. Durch das integrierte Rückschlagventil ist es möglich, über das Ventil in seiner Druckbegrenzungsfunktion den Hydrospeicher zum Tank hin zu entlasten, so dass dann, wenn beispielsweise durch andere Verbraucher verur- sachte Druckspitzen in den Hydrospeicher gelangen, diese schnellstmöglich abgebaut werden. Die Betriebssicherheit der erfindungsgemäßen Steueranordnung ist somit gegenüber den herkömmlichen Lösungen wesentlich verbessert. Ein weiterer wesentlicher Vorteil der erfindungsgemäßen Lösung liegt darin, dass aufgrund der Integration des Rückschlagventils in das Ventil der vorrichtungstechnische Aufwand bei überlegener Funktion geringer als beim Stand der Technik ist.
Das die Druckbegrenzungsfunktion ermöglichende Ventil wird mit einem oder zwei Arbeitsanschlüssen ausgeführt, die mit dem Boden des Hydrozylinders bzw. mit dem die Kolbenstange aufnehmenden Raum des Hydrozylinders verbunden sind, wobei das Rückschlagventil in einem Ventilkör- per, vorzugsweise einem Ventilschieber des Ventils aufgenommen ist.
Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel wird der
Ventilkörper in Druckbegrenzungsrichtung von einer Feder und dem Druck im Speicher und in der Gegenrichtung von einer weiteren Feder und - je nach Position des Ventil- körpers - vom Tankdruck oder vom Speicherdruck beaufschlagt .
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform sind die mit Druckmittel beaufschlagten Stirnflächen des Ventil- körpers mit unterschiedlichen wirksamen Flächen ausgebildet. Dazu ist in einem Endabschnitt des Ventilkörpers ein Messkolben geführt, der mit einem aus dem Ventilkörper vorstehenden Endabschnitt an einem Gehäuse des Ventils abgestützt ist. Durch Relatiwerschiebung des Ventilkörpers mit Bezug zum Messkolben kann eine Verbindung zwischen dem Speicheranschluss und einem Druckraum aufgesteuert werden, der durch die vom Messkolben durchsetzte Stirnfläche des Ventilkörpers begrenzt ist, so dass diese Stirnfläche mit dem Speicherdruck beaufschlagt ist.
Bei einer besonders einfach herzustellenden Variante ist der Messkolben in einer Axialsacklochbohrung des Ventilkörpers geführt, die über in Radialrichtung verlau- fende Bohrungen mit dem Speicheranschluss verbunden ist.
Der fertigungstechnische Aufwand lässt sich weiter verringern, wenn diese Axialsacklochbohrung in einem ein- oder mehrteiligen Einsatzteil ausgebildet ist, das in den Endabschnitt des Ventilkörpers eingesetzt wird.
Dem die Druckbegrenzungs-/Druckminderfunktion aufweisenden Ventil ist ein vorzugsweise elektromagnetisch betätigbares Wegeventil zugeordnet, über das die als Steuerflächen wirksamen Stirnflächen des Ventilkörpers mit dem Speicherdruck bzw. dem Tankdruck beaufschlagbar sind.
Zur Erhöhung der Betriebssicherheit ist im Druckmit- telpfad zwischen dem Hydrospeicher und dem Ventil ein weiteres Druckbegrenzungsventil vorgesehen, über das der Druck im Hydrospeicher begrenzt ist.
Insbesondere bei einer Ausführungsform, bei der das die Druckbegrenzungsfunktion aufweisende Ventil nur mit einem Arbeitsanschluss versehen ist, über den die Bodenseite des Hydrozylinders mit dem Speicheranschluss verbunden ist, kann die erfindungsgemäße Steueranordnung mit einem Stellventil ausgeführt werden, über das der stan- genseitige Raum des Hydrozylinders mit dem Tank verbunden werden kann.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche.
Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 ein Schaltschema eines ersten Ausführungsbei- spiels einer erfindungsgemäßen Steueranordnung;
Figur 2 eine Schnittdarstellung durch ein Ventil der Steuer nordnung aus Figur 1;
Figur 3 eine vergrößerte Detaildarstellung des Ventils aus Figur 2 und
Figur 4 ein weiteres Ausführungsbeispiel einer erfin- dungsgemäßen Steueranordnung mit einem gegenüber den vorbeschriebenen Lösungen einfacher aufgebauten Ventil mit Druckbegrenzungsfunktion.
In Figur 1 ist ein vereinfachtes Schaltschema einer Steueranordnung zur Ansteuerung eines einen Ausleger eines mobilen Arbeitsgerätes, beispielsweise eines Radla- ders, abstützenden Hydraulikzylinders, im folgenden Hubzylinder 2 genannt, dargestellt. Dieser ist über einen strichpunktiert angedeuteten Ladersteuerblock 4 mit einer Hydropumpe 6 oder einem Tank T verbindbar.
Die dargestellte Steueranordnung hat eine ebenfalls strichpunktiert angedeutete Dämpfungsventilanordnung 8 , über die während der Fahrt des Radladers auftretende Schwingungen, beispielsweise Nickschwingungen gedämpft werden. Diese Dämpfungsventilanordnung 8 ist derart ausgelegt, dass während des Fahrtzustandes der Hubzylinder 2 mit einem Hydrospeicher 10 verbunden ist, so dass der Hubzylinder 2 in Abstützrichtung von dem Druck im Hydrospeicher 10 beaufschlagt ist.
Bei dem in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel hat der Ladersteuerblock 4 einen Druckanschluss P, an den die Hydropumpe 6 angeschlossen ist . Zwei Arbeitsanschlüsse A, B des Ladersteuerblocks 4 sind über die Dämpfungsventilanordnung 8 mit einem Zylinderraum 12 bzw. einem stangenseitigen Ringraum 14 des HydroZylinders 2 verbindbar. Der Tank T ist an einen Tankanschluss S angeschlossen.
Der Ladersteuerblock 4 hat ein als 4/3-Wegeventil ausgeführtes elektrisch betätigbares Steuerventil 16, das in seiner federvorgespannten Grundstellung die Arbeitsanschlüsse A, B gegenüber dem Druckanschluss P und dem Tankanschluss S absperrt.
In einer ersten Schaltstellung a wird zum Ausfahren des HydroZylinders 2 der Druckanschluss P mit dem Ar- beitsanschluss B und der Arbeitsanschluss A mit dem Tankanschluss S verbunden, so dass Druckmittel in den Zylinderraum 12 und vom Ringraum 14 zum Tank T gefördert wird. In der weiteren SchaltStellung b wird zum Einfahren des HydroZylinders 2 der Arbeitsanschluss A mit dem Druckanschluss P und der Tankanschluss S mit dem Arbeitsanschluss B verbunden.
Zur Begrenzung des am Arbeitsanschluss B wirksamen Druckes hat der Ladersteuerblock 4 ein Druckbegrenzungs- ventil 18, über das bei Überschreiten eines Maximaldruckes, beispielsweise 330 bar, der Arbeitsanschluss B mit dem Tankanschluss S verbindbar ist.
Die Dämpfungsventilanordnung 8 hat zwei mit den Arbeitsanschlüssen A, B verbundene Eingangsanschlüsse R, U, einen Tankanschluss T und einen Speicheranschluss P' . Die beiden Eingangsanschlüsse R, U sind über Kanäle 20, 22 mit den Eingangsanschlüssen eines Regelventils 24 verbunden. Die Ausgangsanschlüsse des Regelventils 24 sind an den Tankanschluss T bzw. einen Speicheranschluss P' angeschlossen. Der VentilSchieber des Regelventils 24 ist durch zwei Federn 26, 28 in seine dargestellte Grundposi- tion vorgespannt, in der die Verbindung zwischen dem
Arbeitsanschluss R und dem Tankanschluss T abgesperrt ist und die Verbindung vom Arbeitsanschluss U zum Speicheranschluss P' in Richtung zum Hydrospeicher 10 geöffnet ist. Die Druckmittelströmung in Gegenrichtung, d.h. vom Hydro- Speicher 10 in Richtung zum Verbraucheranschluss U und damit zum Boden des Zylinders ist durch ein Rückschlagventil 30 abgesperrt. Dieses ist in das Regelventil 24 integriert .
Die Dämpfungsventilanordnung 8 hat des weiteren ein
Wegeventil 32, das beim dargestellten Ausführungsbeispiel elektromagnetisch betätigbar ist. In einer federvorge- spannten Grundposition verbindet das Wegeventil 32 einen an den Tankanschluss T angeschlossenen Steuerkanal 34 mit einem Steuerraum des Regelventils 24, der durch die in Figur 1 linke Stirnfläche des VentilSchiebers des Regel- ventils 24 begrenzt ist, so dass in der dargestellten Schaltposition des Wegeventils 32 der Tankdruck in Richtung der Feder 26 auf den Ventilschieber wirkt. Über einen weiteren Steuerkanal 36 wird der Druck am Speicher- anschluss P' abgegriffen und in einen in Gegenrichtung wirksamen Steuerraum des Regelventils 24 geführt, so dass der resultierende Druck in Richtung der weiteren Feder 28 (rechts in Figur 1) wirkt. Bei Umschalten des Wegeventils 32 wird der mit dem Tankanschluss T verbundene Teil des Steuerkanals 34 abgesperrt und der sich zwischen dem Wegeventil 32 und dem Regelventil 24 erstreckende Teil des Steuerkanals 34 mit dem weiteren Steuerkanal 36 verbunden, so dass beide Stirnflächen des Ventilschiebers des Regelventils 24 mit dem Speicherdruck beaufschlagt sind. Wie im folgenden noch näher ausgeführt, hat die in Figur 1 rechte Stirnfläche des Ventilschiebers des Regel- ventils 24 eine geringere wirksame Fläche als die linke Stirnfläche, so dass in der vorgenannten Schaltposition des Wegeventils 32 der Ventilschieber des Regelventils 24 nach rechts bewegt wird, so dass die Verbindung zwischen dem Anschluss R und dem Tankanschluss T sowie die Verbindung zwischen dem Arbeitsanschluss U und dem Speicheranschluss P' aufgesteuert werden - der Hubzylinder 2 wird durch den im Hydrospeicher 10 wirkenden Druck abgestützt.
Die Dämpfungsventilanordnung 8 hat des weiteren noch ein Druckbegrenzungsventil 38, über das der Druck im Hydrospeicher 10 auch bei umgeschaltetem Wegenventil 32 auf einen Maximalwert begrenzt ist.
Es sei angenommen, dass bei Inbetriebnahme des Radladers die am Ausleger angelenkte Schaufel auf dem Boden aufliegt. Nach dem Starten des Motors wird das Steuerventil 16 in seine mit a bezeichnete Schaltposition ge- bracht, so dass der bodenseitige Zylinderraum 12 des Hubzylinders 2 über die Pumpe 6 mit Druckmittel versorgt wird, während der stangenseitige Ringraum 14 mit dem Tank T verbunden ist - der Hubzylinder 2 fährt aus und die Schaufel wird vom Boden abgehoben. Der Zylinderraum 12 ist über den Kanal 22, das in. seiner dargestellten Grund- position befindliche Regelventil 24 sowie das Rückschlagventil 30 mit dem Hydrospeicher 10 verbunden. Der Tragedruck des Hubzylinders 2 beträgt im unbeladenen Zustand - je nach Schaufelgewicht - etwa 30 bis 50 bar.
Steigt dieser Druck aufgrund der Beladung der Schaufel beim Arbeitseinsatz an, so wird der Ventilschieber des Regelventils 24 aus seiner federvorgespannten Grundposition durch den im Steuerkanal 36 herrschenden Steuerdruck, der dem Druck im Hydrospeicher entspricht in eine Regelposition mit Druckreduzierfunktion verschoben, in der der zum Hydrospeicher 10 geführte Druck auf einen Grenzwert, beispielsweise 120 bar reduziert wird. In dieser Druckreduzierfunktion wird die Verbindung vom Eingangsanschluss U zum Speicheranschluss P ' zugesteuert . Der in Richtung der Feder 26 wirksame Steuerdruck im
Kanal 32 ist gleich dem Tankdruck, da sich das Wegeventil 32 sich noch in seiner dargestellten Grundposition befindet.
Ein Füllen des Hydrospeicher 10 über den in der
Druckreduzierfunktion eingestellten Druck hinaus ist nicht möglich, da sich das Regelventil 24 dann in der dargestellten Sperrposition befindet.
Für den Fall, dass der Druck im Hyrospeicher 10 aufgrund von Wechselwirkungen mit anderen Verbrauchern, Schwingungen, Temperaturänderungen etc. weiter über den vorgenannten Grenzwert von beispielsweise 120 bar hinaus ansteigt, kann das Regelventil 24 durch den entsprechen- den Druck im Kanal 36 in eine Druckbegrenzungsposition (rechts in Figur 1) gebracht werden, in der der Hydro- Speicher 10 mit dem Tank verbunden ist, so dass eine Maximaldruckbegrenzung auf beispielsweise 150 bar realisiert ist.
Auf diese Weise ist ein Entlastungsschlag durch einen überhöhten Maximaldruck im Hydrospeicher 10 bei einem kleineren Druck im Hydrozylinder 12 und beim Ansteuern des Magnetventils 32 mit minimalem Aufwand verhindert.
Für den Fall, dass der Druck im Zylinderraum 12 unter 120 bar absinkt, verhindert das Rückschlagventil 30 ein Entspannen des Druckes im Hydrospeicher 10.
Falls der Radlader nunmehr zur Arbeitsstelle gefahren wird, wird zunächst das Steuerventil 16 in seine mittlere Neutralposition gebracht, in der die Anschlüsse A, B und P, S gegeneinander abgesperrt sind. Desweiteren wird das Wegeventil 32 umgeschaltet, so dass beide Steuerflächen des Regelventils 24 mit dem Speicherdruck beaufschlagt sind.
Aufgrund der Stirnflächendifferenz wird der Ventil- Schieber dann in der Darstellung gemäß Figur 1 nach rechts verschoben, so dass die Anschlüsse U und P' sowie R und T' aufgesteuert werden, d.h. der Ringraum 14 ist dann mit dem Tank verbunden, während der bodenseitige Zylinderraum 12 mit dem Hydrospeicher 10 verbunden ist.
Der Hubzylinder 2 wird durch den Druck im Speicher 10 in seiner Stützstellung gehalten. Da der Hydrospeicher 10 beim Einschalten des Systems immer mit Druck beaufschlagt ist, wird ein Absinken des Auslegers zuverlässig verhindert. Die Druckbegrenzungsfunktion des Regelventils 24 wird im Fahrzustand durch das Druckbegrenzungsventil 38 übernommen. Bei der erfindungsgemäßen Lösung sind die Druckminder- und Druckbegrenzungsfunktionen des Regelventils 24 in einem einzigen Ventil zusammengefasst, dessen Aufbau anhand von Figur 2 beschrieben wird.
Figur 2 zeigt einen Längsschnitt durch ein Ausführungsbeispiel eines Regelventils 24 der Dämpfungsventil- anordnung 8. Das Regelventil 24 hat ein Gehäuse 40, das von einer Ventilbohrung 42 durchsetzt ist. Die stirnsei- tigen Endabschnitte der Ventilbohrung 42 sind durch Verschlusskappen 44 geschlossen. In der Ventilbohrung 42 ist der bereits vorstehend genannte Ventilschieber 46 geführt, der über die Federn 26, 28 in seine Grundposition vorgespannt ist. Bei dem dargestellten Ausführungs- beispiel sind die beiden Federn 26, 28 in einem gemeinsamen Federraum 47 aufgenommen. Die Feder 26 wirkt dabei als Druckfeder, die den Ventilschieber 46 nach rechts (Figur 2) beaufschlagt, während die Feder 28 den Ventilschieber 46 in Gegenrichtung beaufschlagt. Hierzu ist in den in Figur 2 linke Stirnflächen des Ventilschiebers 46 eine Anschlagschraube 48 eingeschraubt, deren Kopf axial verschiebbar in einem tassenförmigen Federteller 50 geführt ist. Dieser wird über die an einer Schulter des Gehäuses 40 abgestützte Feder 28 gegen die Verschlusskap- pe 44 vorgespannt. In der Figur 2 dargestellten Grundposition liegt der Kopf der Anschlagschraube 48 am Federteller 50 an, so dass eine Axialverschiebung des Ventilschiebers 46 nach rechts (Figur 2) nur gegen die Kraft der Feder 28 möglich ist. Bei einer derartigen Axial- Verschiebung des Ventilschiebers 46 wird der Federteller 50 von der Verschlusskappe 44 abgehoben. Die Feder 26 ist ebenfalls am Federteller 50 abgestützt.
Im Gehäuse 40 sind vier Ringräume 52, 54, 56, und 58 ausgebildet, wobei der Ringraum 52 mit dem Tankanschluss
T, der Ringraum 54 mit dem stangenseitigen Anschluss R, der Ringraum 56 mit dem bodenseitigen Anschluss U und der Ringraum 58 mit dem Speicheranschluss P' verbunden sind.
Der Ventilschieber 46 hat im Bereich des Ringraums 52 eine Ringnut 60, durch die eine Steuerkante 62 ausgebildet ist. Im Bereich des Ringraums 56 ist eine weitere Ringnut 64 vorgesehen, über die eine Steuerkante 66 ausgebildet ist.
In den in Figur 2 rechten Endabschnitt des Ventil- Schiebers 46 ist ein Einsatzteil 68 mit einem Messkolben 70 und dem Rückschlagventil 30 eingesetzt. Ein aus dem VentilSchieber 46 axial vorstehender Endabschnitt des Messkolbens 70 liegt an der rechten Verschlusskappe 44 an.
Der in Figur 2 rechte Teil des Ventilschiebers 46 mit dem mehrteiligen Einsatzteil 68 in dem Messkolben 70 wird anhand der vergrößerten Darstellung in Figur 3 erläutert. Der Ventilschieber 46 hat eine in der in Figur 3 rechten Stirnfläche mündende Bohrung 72, die in einen Kanal 74 übergeht. Dieser endet in einer Querbohrung, die im Grund der Ringnut 64 mündet .
Die Bohrung 72 ist zum Kanal 74 hin radial zurückgestuft, wobei die an den Kanal 74 angrenzende Stirnfläche als Ventilsitz 78 für einen Schließkörper 80 des Rückschlagventils 30 ausgebildet ist. Der an den Ventilsitz 78 angrenzende Raum ist über Mantelbohrungen 82 des Ventilschiebers 46 mit dem Ringraum 58 verbindbar, so dass Druckmittel bei vom Ventilsitz 78 abgehobenem Schließkörper 80 über die Querbohrungen 76, den Kanal 74 und die Mantelbohrungen 82 zum Speicheranschluss P' strömen kann. Das Einsatzteil 68 ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel mehrteilig ausgeführt und in die Bohrung 72 eingeschraubt. Bei der dargestellten Variante hat das Einsatzteil 68 ein Mittelstück 84 und ein Endstück 86, wobei dieses mit einer Schulter auf der in Figur 3 rechten Stirnfläche des VentilSchiebers 46 aufliegt. Mittelstück 84 und Endstück 86 werden von einer Axialsacklochbohrung 88 durchsetzt, in der der Messkolben 70 geführt ist.
Das Mittelstück 84 wird des weiteren von einer Verbindungsbohrung 90 durchsetzt, die einerseits in der Axialsacklochbohrung 88 und andererseits in Durchbrüchen 92 mündet. Über die Durchbrüche 92 im Ventilschieber 46 und die Verbindungsbohrung 90 ist die Axialsacklochbohrung 88 mit dem Ringraum 58 verbunden.
In der den Verbindungsbohrungen 90 zuweisenden Stirnfläche des Messkolbens 70 mündet eine Innenbohrung 94, die mit einem den Messkolben 70 in Radialrichtung durchsetzenden Radialschenkel 96 am Außenumfang des Messkolbens 70 mündet. Diese Radialschenkel sind in der dargestellten Grundposition durch die Umfangswandung der Axialsacklochbohrung 88 geschlossen.
Am Mittelstück 84 ist ein Gehäusekörper 98 des Rückschlagventils 30 abgestützt, in dem der Schließkörper 80 während des Abhebens geführt ist und in dem die den Schließkörper 80 gegen den Ventilsitz 78 vorspannende Schließfeder 100 gelagert ist.
Am Außenumfang des Mittelstücks 84 ist eine Dichtung vorgesehen, so dass entlang des Außenumfangs des Mittel- Stücks keine Leckage auftreten kann. Der an das Endstück 86 angrenzende Steuerraum 102 ist über einen gestrichelt angedeuteten Tankkanal 104 mit dem
Tankanschluss verbunden, so dass in der dargestellten
Position der Steuerraum 102 mit Tankdruck beaufschlagt ist.
Das in Figur 1 dargestellte Wegeventil 32 sowie das Druckbegrenzungsventil 38 können ebenfalls in dem Gehäuse 40 des Regelventils 24 aufgenommen sein.
Der Federrraum 47 kann über das in das Gehäuse 40 integrierte Wegeventil 32 entweder mit dem Tankdruck oder mit dem Speicherdruck beaufschlagt werden.
Der im Mittelstück 84 angeordnete Boden 106 (siehe Figur 3) der Axialsacklochbohrung 88 ist über die Verbindungsbohrungen 90, den Durchbruch 92 und den Ringraum 58 mit dem Speicheranschluss P' verbunden, so dass eine entsprechende Druckkraftresultierende in der Darstellung gemäß Figur 3 nach links auf den Ventilschieber wirkt. D.h. in der Grundposition des Wegeventils 32 liegt im Federraum 47 und im Steuerraum 102 der Tankdruck an, während der Boden 106 mit dem Speicherdruck beaufschlagt ist. Bei einem vorbestimmten Druck im Hydrospeicher 10 befindet sich der Ventilschieber 46 in seiner in Figur 2 dargestellten Grundposition, in der die Verbindung zwischen dem stangenseitigen Anschluss R und dem Tankanschluss T abgesperrt ist, während die Verbindung vom bodenseitigen Anschluss U zum Speicheranschluss P' über das Rückschlagventil 30 geöffnet ist. In Gegenrichtung sperrt das Rückschlagventil 30 die Verbindung zwischen Speicheranschluss P' und Anschluss U ab.
Bei Druckerhöhung am Speicheranschluss P' wird durch die auf den Boden 106 wirksame Druckkraft Resultierende der Ventilschieber 46 aus der Grundposition gemäß Figur 2 nach links verschoben, wobei der Messkolben 70 durch den Druck in der Axialsacklochbohrung weiter gegen die Verschlusskappe 44 vorgespannt ist . Während dieser Axialverschiebung wird durch eine Steuerkante 108 (Figur 2) des Ringraumes 58 die Mantelbohrung 82 zugesteuert, so dass die Verbindung zwischen den Anschlüssen U und P^ zugesteuert wird - das Regelventil 24 befindet sich in seiner Druckminderfunktion. Bei einer weiteren Axialverschiebung des Ventilschiebers 46 ist die letztgenannte Verbindung vollständig abgesperrt und die RadialSchenkel 96 des Messkolbens 70 werden durch die stirnseitige Umfangskante der Axialsacklochbohrung 88 aufgesteuert, so dass der Steuerraum 102 über die RadialSchenkel 96, die Innenbohrung 94, den sich daran anschließenden Teil der Axialsacklochbohrung 88, die Verbindungsbohrungen 90 und die Durchbrüche 92 mit dem Speicheranschluss Pv verbunden ist - der Druck im Hydrospeicher 10 kann dann über diesen Druckmittelpfad zum Tank hin abgebaut werden - das Regel- ventil befindet sich in seiner Druckbegrenzungsfunktion.
Im Fahrbetrieb wird - wie eingangs erwähnt - das Wegeventil 32 umgeschaltet, so dass sowohl im Federraum 47 als auch auf den Boden 106 der Speicherdruck wirkt. Der Steuerräum 102 ist mit dem Tank verbunden. Aufgrund der Stirnflächendifferenz wird der Ventilschieber 46 aus seiner in Figur 2 dargestellten Grundposition nach rechts verschoben, so dass die Verbindung zwischen den Anschlüssen R und T sowie U und P' durch die Steuerkanten 62 bzw. 66 aufgesteuert wird - der Hubzylinder 2 wird durch den Druck im Hydrospeicher 10 abgestützt. Eventuell auftretende Druckspitzen können über die Druckbegrenzungsventi- le 38 oder 18 zum Tank hin abgebaut werden. Das Rückschlagventil 30 hat in dieser Betriebsposition keine Wirkung. Selbstverständlich kann die Kanalführung im Bereich des Rückschlagventils 30 und des Messkolbens 70 auch auf andere Weise als in den Figuren 2 und 3 dargestellt erfolgen. So können beispielsweise anstelle der Radial- durchbrüche Schrägbohrungen verwendet werden. Die Federn 28, 26 können in getrennten Federräumen (Feder 26 im Federraum 47, Feder 28 im Steuerraum 102) aufgenommen sein.
Bei dem in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel wird der stangenseitige Ringraum 14 des Hubzylinders 2 über das Regelventil 24 mit dem Tank verbunden.
In Figur 3 ist eine Variante dargestellt, bei der das Regelventil 24 lediglich mit drei Anschlüssen vorgesehen ist, wobei in Abhängigkeit von der Stellung des Regelventils 24 der bodenseitige Zylinderraum 12 des Hubzylinders 2 - wie beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel entweder mit dem Hydrospeicher 10 oder mit dem Tank verbindbar oder absperrbar ist. Die Verbindung des stan- genseitigen Ringraums 14 mit dem Tank T erfolgt über ein Stellventil 110, das bei dem in Figur 4 dargestellten Ausführungsbeispiel mit Nachsaugfunktion ausgeführt ist. In seiner federvorgespannten Grundposition ist die Ver- bindung vom Kanal 20 zu einem Tankkanal 112 durch das Stellventil 110 abgesperrt, während bei einer Unterversorgung eine Druckmittelstrδmung vom Tank zum Kanal 20 und somit zum Ringraum 14 über das integrierte Rückschlagventil des Stellventils 110 ermöglicht ist. Bei Ansteuerung des Stellventils 110 wird der Kanal 20 direkt mit dem Tankkanal 112 verbunden, so dass das Druckmittel vom Ringraum 14 zum Tank hin abströmen kann.
Das Wegeventil 32 verbindet in seiner Grundposition den an den Tankanschluss T angeschlossenen Steuerkanal 34 mit dem an die linke Stirnfläche des Ventilschiebers 46 angrenzenden Steuerraum, während auf die in Gegenrichtung wirksame Steuerfläche des Ventilschiebers über den Steuerkanal 36 mit dem Druck im Hydrospeicher 10 beaufschlagt ist. Beim Umschalten des Wegeventils 32 sind beide Steu- erflächen mit dem Druck im Hydrospeicher 10 beaufschlagt, so dass der Ventilschieber nach rechts in seine Öffnungs- position gebracht wird, in der die Anschlüsse U und P1 direkt miteinander verbunden sind. Im übrigen entspricht das in Figur 4 dargestellte Ausführungsbeispiel dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel, so dass weitere Erläuterungen entbehrlich sind.
Offenbart ist eine hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von FahrSchwingungen eines mobilen Arbeitsgerä- tes, mit einem ein Arbeitswerkzeug abstützenden Hubzylinder, dessen Zylinderräume über eine Steuerventilanordnung mit einer Druckmittelquelle oder einem Tank verbindbar sind. Die hydraulische Steueranordnung hat eine Dämpfungsventilanordnung mit einem Regelventil, in das ein Rückschlagventil integriert ist, über das ein bodenseiti- ger Raum des Hubzylinders mit einem Hydrospeicher verbindbar ist. In der Druckbegrenzungsfunktion kann der Speicher mit einem Tank verbunden werden, so dass der Speicherdruck auf einen Maximalwert begrenzt ist.
Bezugszeichenliste
2 Hubzylinder
4 Ladersteuerblock
6 Pumpe
8 Dämpfungs enti1anordnung
10 Hydrospeicher
12 Zylinderräum
14 Ringraum
16 Steuerventil
18 Druckbegrenzungsventi1
20 Kanal
22 Kanal
24 Regelventil
26 Feder
28 Feder
30 Rückschlagventil
32 Wegeventil
34 Steuerkanal
36 weitere Steuerkanäle
38 Druckbegrenzungsventi1
40 Gehäuse
42 Ventilbohrung
44 Verschlusskappen
46 Ventilschieber
47 Federraum
48 Anschlagschraube
50 Federteller
52 Ringraum
54 Ringraum
56 Ringraum
58 Ringraum
60 Ringnut
62 Steuerkante
64 Ringnut
66 Steuerkante Einsatzteil
Messkolben
Bohrung
Kanal
Querbohrung
Ventilsitz
Schließkörper
ManteIbohrungen
Mittelstück
Endstück
Axialsacklochbohrung
Verbindungsbohrung
Durchbruch
Innenbohrung
Radialschenke1
Gehäusekörper
Schließfeder
Steuerräum
Tankkanal
Boden
Steue kante
Stellventil
Tankkanal

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Steueranordnung zur Dämpfung von Fahr- Schwingungen eines mobilden Arbeitsgerätes, mit einem ein Arbeitswerkzeug abstützenden Hydrozylinder (2) , dessen Zylinderräume (12, 14) über eine Steuerventilanordnung (4) mit einer Druckmittelquelle (6, 10) oder einem Tank (T) verbindbar sind, und mit einer Dämpfungsventilanordnung (8) zur Verbindung eines Zylinderraums (12) mit einem Hydrospeicher (10) und eines anderen Zylinderraumes (14) mit dem Tank (T) , wobei die Dämpfungsventilanordnung ein Ventil (24) zur Beeinflussung des Drucks im Hydrospeicher (10) und ein Rückschlagventil (30) zur Verhinderung einer Rückströmung des Druckmittels vom Hydrospeicher (10) zum Zylinderraum (12) hat, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil (24) eine Druckbegrenzungsfunktion hat, über die bei Überschreiten eines Grenzdruckes eine Verbindung zwischen dem Hydrospeicher (10) und dem Tank (T) aufsteuerbar ist, und dass das Rückschlagventil (30) in einem Kanal (74,82) des Ventils (24) angeordnet ist, über den der mit einem Zylinderraum verbundene Anschluss (U) mit einem mit dem Hyd- rospeicher (10) verbundenen Speicheranschluss (P') verbindbar ist, wobei der Kanal (74, 82) bei einer Ansteuerung des Ventils (24) in Richtung der Druckbegrenzungsfunktion zusteuerbar ist.
2. Steueranordnung nach Patentanspruch 1, wobei das Ventil (24) einen Tankanschluss, einen mit dem boden- seitigen Zylinderraum (12) des Hubzylinders (2) verbundenen Anschluss, einen Speicheranschluss oder die vorgenannten Anschlüsse und einen weiteren mit dem kolbenstangenseitigen Zylinderraum (14) des Hydrozy- linders (2) verbundenen Arbeitsanschluss hat und der Kanal (74, 82) mit dem Rückschlagventil (30) in den Ventilkörper (46) integriert ist.
3. Steueranordnung nach Patentanspruch 2, wobei der Ventilkörper (46) in Druckbegrenzungsrichtung von einer Feder (28) und dem Druck im Speicher und in Gegenrichtung von einer weiteren Feder (26) sowie dem Tankdruck oder dem Speicherdruck beaufschlagbar ist.
4. Steueranordnung nach Patentanspruch 3, wobei in einer in Druckbegrenzungsrichtung wirksame Stirnfläche des Ventilkörpers (46) ein Messkolben (70) geführt ist, der mit einem Endabschnitt an einem Gehäuse (40) des Ventils (24) abgestützt ist und über den eine Verbin- düng zwischen dem Speicheranschluss und einem an die Stirnfläche angrenzenden Steuerrarum (102) aufsteuerbar ist.
5. Steueranordnung nach Patentanspruch 4, wobei der Messkolben (70) in einer Axialsacklochbohrung (88) des Ventilkörpers (46) geführt ist, die über Bohrungen (90, 92) mit einem dem Speicheranschluss zugeordneten Ringraum (58) verbunden ist.
6. Steueranordnung nach Patentanspruch 5, wobei der Kanal (74, 82) im Axialabstand zu den Bohrungen (90, 92) in dem Ringraum (58) mündet, wobei der Mündungsbereich beim Verschieben des Ventilkörpers ( 46) in Druckbegrenzungsrichtung zusteuerbar ist.
7. Steueranordnung nach Patentanspruch 5 oder 6, wobei der Ventilkörper ( 46) ein ein- oder mehrteiliges Einsatzteil (68) hat, in dem die Axialsacklochbohrung (88) und zumindest ein Abschnitt der Bohrungen (90, 92) ausgebildet ist.
Steueranordnung nach einem der Patentansprüche 3 bis 7, wobei dem Ventil (24) ein vorzugsweise elektromagnetisch betätigbares Wegeventil (32) zugeordnet ist, über das in einer Schaltposition Steuerflächen des Ventilkörpers mit dem Speicherdruck beaufschlagbar sind, während in einer federvorgespannten Grundposition des Wegeventils (32) eine in Öffnungsstellung wirksame Steuerfläche des Ventils (24) mit dem Tankdruck beaufschlagt ist.
9. Steueranordnung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei zwischen Hydrospeicher (10) und Ventil (24) ein Druckbegrenzungsventil (38) vorgesehen ist, über das der Druck im Hydrospeicher (10) be- grenzbar ist.
10. Steueranordnung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, mit einem Stellventil (110) , über das der andere Zylinderraum (14) mit dem Tank verbindbar ist.
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