DE19700276A1

DE19700276A1 - Hydraulikvorrichtung

Info

Publication number: DE19700276A1
Application number: DE19700276A
Authority: DE
Inventors: Satoshi Hamamoto
Original assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Current assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Priority date: 1996-01-08
Filing date: 1997-01-07
Publication date: 1997-07-17
Anticipated expiration: 2017-01-08
Also published as: US5937645A; DE19700276B4

Description

Hintergrund der Erfindung Sachgebiet der Erfindung

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Hydraulikvorrichtung, die für eine Baumaschine oder dergleichen verwendet wird. Die Hydraulikvorrichtung besitzt ei ne Vielzahl Richtungsventile, die eine Strömungssteuerfunktion besitzen, die für ein Steuern bzw. Kontrollieren des Drucköls von einer einzelnen, hydraulischen Pumpe, das in jeden einer Vielzahl von Aktuatoren fließt, und eine Vielzahl von Druckaus gleichsventilen zum Kompensieren der Drücke der jeweiligen Richtungsventile besitzt.

Beschreibung des in Bezug stehenden Stands der Technik

Dieser Typ einer Hydraulikvorrichtung wird primär für Baumaschinen und landwirt schaftliche Maschinen eingesetzt; sie ist mit einer Regulierfunktion für ein Lastfühlen und die erforderliche Strömung zum Regeln der Zufuhr einer Pumpe mit variabler Verdrängung gemäß einem Lastdruck ausgestattet. Weiterhin sind die Kreise, die mit den Aktuatoren verbunden sind, mit Druckausgleichsventilen versehen, um die Pumpenzufuhr so zu unterteilen, um die jeweiligen Aktuatoren davor zu schützen, daß sie miteinander aufgrund der Differenz in den Lastdrücken, usw., in Wechselwir kung treten, und zwar unter den jeweiligen Aktuatoren, mit einer sich ergebenden Änderung in der Geschwindigkeit der Aktuatoren, wenn die Mehrzahl der Aktuatoren zur gleichen Zeit angetrieben wird. Weiterhin sind die Hydraulikvorrichtungen mit ei ner Funktion ausgestattet, die als eine Anti-Sättigungs-Funktion bekannt ist, zum Verteilen einer Pumpenzufuhr zu den individuellen Aktuatoren unter einem geeigne ten Verhältnis, wenn die Pumpenzufuhr kleiner als eine vorbestimmte, erforderliche Strömung der Vielzahl der angetriebenen Aktuatoren ist, wie dies zum Beispiel in der DE 33 21 483, offenbart ist, in der, als eine Regulierfunktion für ein Lastfühlen und die erforderliche Strömung, ein Pumpenströmungssteuerventil vorgesehen ist, das dazu geeignet ist, zu bewirken, daß eine Federkraft und ein maximaler Lastdruck unter den Lastdrücken der Aktuatoren in einer Richtung zum Erhöhen der Zufuhr der Pumpe mit variabler Verdrängung wirkt, und zu bewirken, daß ein Zufuhr druck in einer Richtung zum Erniedrigen der Zufuhr der Pumpe mit variabler Ver drängung entgegengesetzt zu den vorstehenden, wirkenden Kräften wirkt, um dem zufolge die Pumpenzufuhr gemäß einem Lastdruck zu steuern. Es ist auch eine hy draulische Vorrichtung, zum Beispiel in der japanischen Patent-Offenlegung No. 4-19409, offenbart worden, wobei ein Druckausgleichsventil auf der Auslaßseite ei nes Richtungsventils angeordnet ist, das eine Strömungssteuerfunktion besitzt, wo bei das Druckausgleichsventil in seinen jeweiligen Steuerdruckkammern angepaßt ist, um zu bewirken, daß ein Druck (Pd′) auf der Anströmseite des Druckausgleichs ventils in einer Richtung zum Öffnen des Druckausgleichsventils wirkt und dazu an gepaßt ist, um zu bewirken, daß ein maximaler Lastdruck (Pm) von Aktuatoren in ei ner Richtung zum Schließen des Druckausgleichsventils wirkt, um demzufolge die Anti-Sättigungs-Funktion zu liefern.

Gemäß der Fig. 2 der DE 35 32 816, ist ein Differentialdruck-Steuerventil vorgese hen, um einen zweiten Druck (Pc = Pd - Pm) entsprechend dem Differentialdruck zwischen dem Zufuhrdruck (Pd) einer Pumpe mit variabler Verdrängung und dem maximalen Lastdruck (Pm) der Aktuatoren zu produzieren. Der sekundäre Druck (Pc), der durch das Differentialdruck-Steuerventil zugeführt wird, und ein Aktuator- Lastdruck (PL), der ein Druck auf der Auslaßseite eines Richtungsventils ist, sind beide in ihren anderen, jeweiligen Steuerdruckkammern angepaßt, um in einer Rich tung zum Öffnen des Druckausgleichsventils zu wirken, und ein Druck (Pz) auf der Auslaßseite eines Druckausgleichsventils ist in ihren anderen jeweiligen Steuer druckkammern angepaßt, um in einer Richtung zum Schließen des Druckausgleichs ventils zu wirken. Weiterhin hat die japanische Patent-Offenlegung No. 4-54303 in ihrer Fig. 6 eine hydraulische Vorrichtung offenbart, die mit einem Differentialdruck- Detektor zum Erfassen des Differentialdrucks zwischen dem Zufuhrdruck (Pd) einer Pumpe mit variabler Verdrängung und dem maximalen Lastdruck (Pm) unter Aktua toren, einer Steuereinheit zum Erzeugen eines Steuersignals in Abhängigkeit eines Ausgangs, der von dem Differentialdruck-Detektor empfangen ist, und einem elektromagnetischen Proportional-Ventil, das durch das Steuersignal betätigt wird, das durch die Steuereinheit erzeugt und ausgegeben wird, und das den sekundären Druck (Pc) so ausgibt, um die Anti-Sättigungs-Funktion sicherzustellen, ausgerüstet ist.

Die Strömungscharakteristik in dem Druckausgleichsventil, das eine solche her kömmliche Anti-Sättigungs-Funktion besitzt, ist durch eine Balance zwischen dem Betriebsdruck, um das Druckausgleichsventil in seinen Steuerkammern zu öffnen, und dem Betriebsdruck, um dasselbe zu schließen, gekennzeichnet. Ein Differen tialdruck zwischen dem Lastdruck (PL) eines Aktuators und einem Druck (Pz) auf der Anströmseite eines Richtungsventils, das bedeutet, ein Differentialdruck ΔP vor und nach dem Richtungsventil (nachfolgend als ein Richtungsventil-Differentialdruck bezeichnet), d. h. der Richtungsventil-Differentialdruck, wird wie folgt ausgedrückt

ΔP = Pz - PL = Pd - Pm = Pc

Der Richtungsventil-Differentialdruck ist so angepaßt, daß er proportional zu dem Differentialdruck zwischen dem Zufuhrdruck der Pumpe mit variabler Verdrängung und dem maximalen Lastdruck des Aktuators ist, d. h. des sekundären Drucks.

Es ist allerdings bekannt, daß ein Bewegen einer Last mit einer hohen Trägheit in einer hydraulischen Vorrichtung, die die Druckkompensation ausführt, wie dies vor stehend beschrieben ist, einen instabilen Betrieb eines Systems mit einem daraus folgenden Hunting bzw. Pendeln, bewirkt. Zum Beispiel ist das Hunting beim Betrei ben eines hydraulischen Baggers einer Baumaschine bemerkbar, wenn sich ein Schwenk-Motor für eine Kabine oder Fahrmotoren für Raupenketten mit einer hohen Last oder ein Ausleger-Zylinder oder andere Zylinder mit einer hohen Last bewegen, was ein Problem einer beeinträchtigten Betriebsfähigkeit auferlegt. Spezifisch wird ein Beispiel herangezogen, wo ein Hebel eines Richtungsventils um einen bestimm ten Betrag in Stufen bewegt wird, um einen Aktuator zu betätigen, nämlich einen Schwenk-Motor für eine Kabine oder dergleichen, und zwar mit einer hohen Träg heit. Zuerst wird das Richtungsventil geöffnet, um Öl in einen Aktuator fließen zu lassen; allerdings bewegt sich der Aktuator nicht unmittelbar, da der Aktuator eine hohe Trägheit besitzt, was demzufolge bewirkt, daß der Lastdruck augenblicklich ansteigt. Der Anstieg in dem Lastdruck bewirkt, daß der Lastdruck auf das Druck ausgleichsventil einwirkt, um das Druckausgleichsventil weit zu öffnen. Demzufolge wird der Aktuator, der eine große Strömung aufgenommen hat, plötzlich beschleu nigt; allerdings dämpft sich die Beschleunigung graduell, obwohl sich die Geschwin digkeit erhöht, da die Zufuhr der Strömung begrenzt wird, wenn der Aktuator einmal gestartet wird. Demzufolge fällt der Lastdruck, der plötzlich angestiegen ist, graduell ab, wenn die Beschleunigung abnimmt; deshalb wächst die Öffnung des Druckaus gleichsventils entsprechend kleiner graduell an und die Strömung, die zugeführt wird, nimmt ab. Wenn der Aktuator die Beschleunigung verliert und eine konstante Geschwindigkeit erreicht, ist die konstante Geschwindigkeit wesentlich höher als ei ne Zielgeschwindigkeit, da die Geschwindigkeit von der hohen Beschleunigung an dem Start resultierte, wogegen der dann vorhandene Lastdruck beträchtlich niedrig ist, da sich die Beschleunigung schon gedämpft hat. Dies bewirkt die Öffnung des Druckausgleichsventils, um noch kleiner zu werden, und zwar mit einem konsequen ten, niedrigeren Differentialdruck des Richtungsventils. Demzufolge erniedrigt sich die Strömung und der Aktuator beginnt damit, sich zu verlangsamen, allerdings ver sucht der Aktuator, die Geschwindigkeit beizubehalten, und zwar aufgrund der ho hen Trägheit davon, was bewirkt, daß sich der Lastdruck weiter erniedrigt. Dies wie derum bewirkt, daß die Öffnung des Druckausgleichsventils noch kleiner wird, mit ei ner resultierenden, noch langsameren Geschwindigkeit des Aktuators; allerdings er holt sich dann, wenn die Geschwindigkeit auf einen bestimmten Pegel abgenommen hat, der Lastdruck graduell und die Öffnung des Druckausgleichsventils wächst ent sprechend graduell stärker an. Die Verzögerung des Aktuators stoppt eventuell und erreicht eine konstante Geschwindigkeit; allerdings ist die konstante Geschwindig keit beträchtlich niedriger als die Zielgeschwindigkeit, da sie durch eine plötzliche Abnahme zu einer frühen Stufe der Verzögerung gelangt ist. Zur selben Zeit kommt der dann vorhandene Lastdruck zurück zu einem großen Pegel, da die Verzögerung gestoppt hat; deshalb ist die Öffnung des Druckausgleichsventils wieder groß und der Differentialdruck des Richtungsventils ist entsprechend auf hoch zurück, was demzufolge bewirkt, daß der Aktuator damit beginnt, sich zu beschleunigen. Wenn der Aktuator einmal damit beginnt, sich zu beschleunigen, findet dasselbe anfängli che Phänomen, das vorstehend erwähnt ist, wieder statt. Demzufolge lassen die wiederholt plötzliche Beschleunigung und die plötzliche Verzögerung nur schwer nach und das Hunting bzw. Pendeln fährt fort. In einem tatsächlichen Betrieb wird die Ansprechverzögerung einer Pumpenvorrichtung hinzugefügt, was zu einem noch weiter verkomplizierten Phänomen führt. Demzufolge hat der Kreis, der Druckaus gleichsventile verwendet, ein Problem dahingehend gezeigt, daß das hydraulische Regelsystem, das den Kreis verwendet, dazu tendiert, einen instabilen Betrieb und ein Hunting bzw. ein Pendeln hervorzurufen, wenn eine Last mit einer hohen Träg heit bewegt wird. In der Vorrichtung, die in der DE 33 21 483 oder der DE 35 32 816 of fenbart ist, werden die Betriebsdrücke in der Öffnungs- und Schließrichtung in jeder der jeweiligen Steuerkammern des Druckausgleichsventils so eingestellt, daß sie gleich sind; und die Vorrichtungen sind auch mit der Anti-Sättigungs-Funktion aus gestattet; allerdings ist kein Verhindern eines Pendelns offenbart oder vorgeschla gen worden. In einer Vorrichtung, die in der japanischen Patent-Offenlegung No. 4-54303 offenbart ist, wird ein extrem kleiner, einen Druck aufnehmender Flächen bereich in einer Steuerdruckkammer des Druckausgleichsventils verwendet, um zu bewirken, daß der Zufuhrdruck einer Hauptpumpe in einer Richtung zum Öffnen des Druckausgleichsventils so wirkt, daß dann, wenn der Differentialdruck zwischen dem Zufuhrdruck und dem Lastdruck eines Aktuators ansteigt, die Auslaßströmung des Druckausgleichsventils erhöht wird, um eine Strömungskraft so aufzuheben, um si cherzustellen, daß eine Auslaßströmung nicht durch die Strömungskraft beeinflußt wird, um demzufolge das Hunting oder die instabile Betriebsweise des Druckaus gleichsventils zu verhindern, was durch die Reduktion der Auslaßströmung aufgrund einer Strömungskraft bewirkt wird, die durch das Drosselteil des Druckausgleichs ventils erzeugt wird, wenn eine Vielzahl Aktuatoren gleichzeitig betätigt wird. Wie derum sind allerdings keine präventiven Maßnahmen für eine Last mit einer hohen Trägheit offenbart oder vorgeschlagen worden.

Weiterhin hat in dem gesamten Stand der Technik, der vorstehend beschrieben ist, der maximale Lastdruck (Pm) in einer Richtung zum Schließen eines Pumpenströ mungs-Steuerventils gewirkt, was die Verschiebung der Pumpe über einen dünnen oder kleinen Durchmesser variiert, und zwar eine lange Pilot- bzw. Steuerleitung von einer Ventileinheit. Demzufolge fällt, wenn sich die Viskosität des Pumpenzufuhröls unter einer niedrigen Temperatur mit einem sich ergebenden, übermäßigen Druckverlust in der Leitung von der Pumpe zu der Ventileinheit erhöht, der Druck auf der Anströmseite des Druckausgleichsventils in der Ventileinheit durch den vorste henden Druckverlust ab. Dies bewirkt, daß der Differentialdruck des Richtungsven tils abfällt, was signifikant die Pumpenzufuhrströmung, die zu dem Aktuator zuge führt wird, reduziert.

Wenn mindestens zwei Aktuatoren einer Vielzahl von Aktuatoren synchron zueinan der ungeachtet des Lastdrucks der Aktuatoren angetrieben werden müssen, wie in einem Fall, wo zwei Fahrmotoren zum Antreiben eines Paars Raupenketten einer hydraulischen Fahrmaschine laufen, wird eine Kontrolle durch das Druckausgleichs ventil so durchgeführt, daß die Richtungsventil-Differentialdrücke vor und nach den Richtungsventilen gleich sein werden, und zwar durch Verschieben der Hebel der je weiligen Richtungsventile mit demselben Hub; deshalb wird erwartet, daß demzufol ge die gleiche Strömung auf die jeweiligen Fahrmotoren aufgebracht werden sollte, wobei das hydraulisch laufende Fahrzeug in der Lage sein wird, geradeaus zu fah ren. Wenn allerdings ein Bearbeitungsfehler in der Spule der Richtungsventile vor handen ist, sind die Öffnungen der Drosseln der individuellen Richtungsventile un vermeidbar unterschiedlich, gerade dann, wenn die Differentialdrücke der Rich tungsventile gleich gestaltet werden. Dies bedeutet, daß die Strömung, die zu den jeweiligen Fahrmotoren zugeführt wird, nicht dieselbe sein wird. In ähnlich Weise werden dann, wenn ein Fehler in den den Druck aufnehmenden Flächenbereichen vorhanden ist, was von Bearbeitungsfehlern in den Druckausgleichsventilen her rührt, die Differentialdrücke der Richtungsventile nicht gleich sein, gerade dann, wenn die jeweiligen Öffnungen der Drossel der individuellen Richtungsventile, die um denselben Hub verschoben werden, dieselben sind, was ein Problem dahinge hend auferlegt, daß das hydraulisch fahrende Fahrzeug nicht in der Lage ist, gera deaus zu fahren.

Weiterhin wird, wenn zur selben Zeit mindestens zwei hydraulische Aktuatoren mit deutlich unterschiedlichen Lasten betrieben werden, wie in dem Fall eines hydrauli schen Schwenk-Motors und eines hydraulischen Ausleger-Zylinders eines hydrauli schen Baggers für eine Kabine, bewirkt, daß die übermäßige Trägheitslast des Ak tuators mit einer höheren Last einen übermäßigen Druck an einem Aktuator-Anschluß an dem Einlaß in der frühen Stufe des simultanen Betriebs er zeugt. Als Folge strömt das meiste des Drucköls von einem Überlastungs-Entla stungsventil ausströmt, das an dem Aktuator-Anschluß an dem Einlaß installiert ist, in einen Tank, was bewirkt, daß eine effektive Zufuhrströmung selbst reduziert wird. Dies hat zu einem Problem dahingehend geführt, daß die Antriebsgeschwindigkeit des Ausleger-Zylinders, der der hydraulische Aktuator mit einer geringeren Last ist, extrem langsam wird und ein großer Energieverlust einer Maschine aus dem Drucköl resultiert, das in den Tank von den Entlastungsventilen aus fließt. Hiernach fällt, wenn die Beschleunigung des Schwenkmotors stoppt und eine konstante Geschwin digkeit erreicht wird, der Lastdruck des Schwenkmotors plötzlich ab. Das Druckaus gleichsventil für den Schwenk-Motor ist fast vollständig durch den übermäßigen Lastdruck des Schwenk-Motors in der frühen Stufe offen; allerdings wird die Öffnung davon plötzlich klein, wenn der Lastdruck plötzlich abfällt. Dies hat ein Problem da hingehend hervorgerufen, daß der Schwenk-Motor unvermeidbar durch einen Stoß begleitet wird, wenn er verzögert bzw. abgebremst wird, und da die Verzögerung er möglicht, eine zusätzliche (effektive) Zufuhr der Pumpe anzufordern, beschleunigt sich der Ausleger umgekehrt, was zu einer unangenehmen Bewegung führt.

Zusammenfassung der Erfindung

Die vorliegende Erfindung wurde in Anbetracht der Probleme bei dem Stand der Technik vorgenommen und es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine hy draulische Vorrichtung zu schaffen, die ein Druckausgleichsventil besitzt, das so wohl einem Niedriglast-Aktuator als auch einem Hochlast-Aktuator ermöglicht, eine gute Betriebsfähigkeit zu zeigen, die frei eines Huntings bzw. eines Pendelns ist, un geachtet eines unabhängigen Betriebs oder eines Verbundbetriebs. Eine andere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Hydraulikvorrichtung zu schaffen, die ein Druckausgleichsventil besitzt, das von einer einfachen Struktur, geringen Ko sten und einer höheren Zuverlässigkeit ist und die auch für eine flexible Anpassung an die Lastzustände geeignet ist.

Diese Aufgabe wird durch eine Hydraulikvorrichtung gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung gelöst, wie dies in Anspruch 1 und Anspruch 4 angegeben ist.

Mit dieser Anordnung gemäß dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung, der in Anspruch 1 beschrieben ist, wird die Ausgangsströmung der bestimmten Druckkom pensation, die zu dem bestimmten Aktuator zugeführt wird, erniedrigt, das bedeutet, der Differentialdruck des Richtungsventils wird erniedrigt, und zwar gemäß einem Erhöhen des Lastdrucks des bestimmten Aktuators; deshalb dämpft sich, gerade wenn sich der Lastdruck selbst plötzlich ändert, der Aktuator-Lastdruck, um eine sta bile Betriebsweise eines hydraulischen Steuersystems sicherzustellen, um so eine Druckkompensations-Charakteristik eines Druckkompensationsventils zu ermögli chen, das durch den maximalen Lastdruck der Aktuatoren oder den Zufuhrdruck der Pumpe mit variabler Verdrängung unbeeinflußt ist. Demzufolge kann ein stabiler Be trieb frei von einem Hunting bzw. Pendeln für sowohl die Niedriglast-Aktuatoren als auch die Hochlast-Aktuatoren ungeachtet einer unabhängigen Betriebsweise oder einer Verbund-Betriebsweise erreicht werden, was einen hervorragenden Vorteil lie fert, der nicht nach dem Stand der Technik erreichbar ist. Weiterhin kann die Cha rakteristik mit einem Gradienten nach rechts unten (für ein Erniedrigen der Aus gangsströmung des Druckausgleichsventils entsprechend einem Erhöhen des Lastdrucks eines Aktuators) der Druckkompensation des Druckausgleichsventils leicht einfach durch Änderung der inneren Komponente des Druckausgleichsventils eingestellt werden, was ermöglicht, daß ein Gradient nach rechts unten oder eine entsprechende Kurve gemäß der Last-Charakteristik jedes Aktuators erreicht wird, was demzufolge ein Hunting bzw. ein Pendeln verhindert. Weiterhin trägt, da die Struktur des Druckausgleichsventils einfach ist, so daß keine hohe Genauigkeit er forderlich ist, dies zu niedrigeren Kosten und einer dennoch höheren Zuverlässigkeit bei.

Es ist noch eine andere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Hydraulikvorrich tung zu schaffen, die verhindert, daß ein übermäßiger Druckverlust in einer Leitung von einer Pumpe zu einer Ventileinheit aufgrund einer erhöhten Viskosität des Pum penzufuhröls unter einer niedrigen Temperatur hervorgerufen wird, was eine beträchtlich reduzierte Pumpenzufuhrströmung bewirkt, die zu einem Aktuator zuge führt wird.

Diese Aufgabe wird durch eine Hydraulikvorrichtung gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung gelöst, wie dies in Anspruch 2 angegeben ist.

Mit dieser Anordnung gemäß dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung, wie dies in Anspruch 2 beschrieben ist, wird der sekundäre Druck (Pc) über eine Leitung in einer Richtung zum Öffnen des Pumpenströmungs-Steuerventils der Pumpe mit variabler Verschiebung angelegt, um die Verschiebung der Pumpe mit variabler Ver schiebung zu erniedrigen; deshalb wird, gerade wenn die Viskosität des Pumpenzu fuhröls unter niedriger Temperatur erhöht wird und ein übermäßiger Druckverlust in einer Leitung erzeugt wird, die von der Pumpe zu einer Ventileinheit führt, der se kundäre Druck (Pc) basierend auf dem Differentialdruck zwischen dem Pumpenzu fuhrdruck (Pd) und dem maximalen Lastdruck (Pm) in der Ventileinheit erzeugt, um den Pumpenzufuhrdruck (Pd) eines Pumpenzufuhrrohrs in der Ventileinheit auf ei nen Druck entsprechend zu der wirkenden Kraft der Feder des Pumpenströmungs- Steuerventils in Relation zu dem maximalen Druck (Pm) ungeachtet der Größe des Druckverlusts in dem Pumpenzufuhrrohr zu steuern. Demzufolge wird sich, im Ge gensatz zu einer herkömmlichen Vorrichtung, die Pumpenzufuhrströmung nicht merkbar erniedrigen und die Aktuatoren verlangsamen sich nicht unter einer niedri gen Temperatur, wogegen im Stand der Technik dem maximalen Lastdruck (Pm) er möglicht wird, durch eine lange Pilotleitung, die dünn oder von einem kleinen Durch messer ist, von der Ventileinheit zu laufen, um zu bewirken, daß sich das Pumpen strömungs-Steuerventil zum Ändern der Verdrängung der Pumpe schließt und den Pumpenzufuhrdruck (Pd) so gestaltet, daß er über eine andere Leitung in einer Richtung zum Öffnen des Pumpenströmungs-Steuerventils wirkt.

Vorzugsweise können, wie in Anspruch 3 offenbart ist, die Druckausgleichsventile so angepaßt werden, um die Strömung eines bestimmten Druckausgleichsventils zu er niedrigen, das mit einem bestimmten Aktuator kommuniziert, und zwar gemäß einer Erhöhung in dem Lastdruck des bestimmten Aktuators. In diesem Aufbau kann das Pumpenströmungs-Steuerventil der hydraulischen Vorrichtung bewirken, daß der maximale Lastdruck (Pm) anstelle des sekundären Drucks (Pc) über eine Leitung in einer Richtung zum Schließen des Pumpenströmungs-Steuerventils zum Antrieb der die Verdrängung variierenden Einrichtung der Pumpe mit variabler Verdrängung auf gebracht wird, um die Verdrängung der Pumpe mit variabler Verdrängung zu erhö hen, während bewirkt wird, daß der Pumpenzufuhrdruck (Pd) über eine andere Lei tung in einer Richtung zum Öffnen des Pumpenströmungs-Steuerventils wirkt, um die Verdrängung der Pumpe mit variabler Verdrängung zu erniedrigen.

Weiterhin sind, wie in Anspruch 5 offenbart ist, die Druckausgleichsventile auf der Anströmseite der zugeordneten, jeweiligen Richtungsventile vorgesehen; die Druck ausgleichsventile bewirken, daß ein Auslaßdruck auf der Auslaßseite davon auf ei nen ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich einer ersten Steuerdruck kammer in einer Richtung zum Schließen der Ventile wirkt, um zu bewirken, daß der sekundäre Druck auf einen zweiten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich ei ner zweiten Steuerdruckkammer in einer Richtung zum Öffnen der Ventile wirkt, und auch bewirkt, daß der Lastdruck der Aktuatoren auf einen dritten einen Druck auf nehmenden Flächenbereich einer dritten Steuerdruckkammer in einer Richtung zum Öffnen der Ventile wirkt; und der zweite und der dritte einen Druck aufnehmende Flächenbereich werden nahezu gleich gestaltet, während der erste einen Druck auf nehmende Flächenbereich größer gestaltet wird als der dritte einen Druck aufneh mende Flächenbereich.

Es ist weiterhin eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Hydraulikvorrichtung zu schaffen, die ein Druckkompensationsventil besitzt, das einem hydraulisch fah renden Fahrzeug ermöglicht, gerade dann geradeaus zu fahren, wenn ein Fehler in einem einen Druck aufnehmenden Flächenbereich vorhanden ist, der aus Bearbei tungsfehlern in dem Druckausgleichsventil oder Bearbeitungsfehlern in Spulen der Richtungsventile resultiert, wenn mindestens zwei Aktuatoren aus einer Vielzahl von Aktuatoren synchron zueinander ungeachtet des Lastdrucks der Aktuatoren ange trieben werden müssen, wie in einem Fall, wo zwei Fahrmotoren zum Antrieb eines Paars Raupenketten eines hydraulisch fahrenden Fahrzeugs laufen.

Diese Aufgabe wird durch eine hydraulische Vorrichtung gemäß Anspruch 7 gelöst.

In einer solchen Hydraulikvorrichtung gemäß Anspruch 7 ist es bevorzugt, daß die Werte, die zum Teilen der dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereiche der zwei Druckausgleichsventile, die mit den zwei Aktuatoren über die ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereiche kommunizieren, dieselben sind. Hierdurch steigt, wenn sich die Pumpenzufuhrströmung, die zu dem rechten und dem linken Fahrmotor zugeführt wird, sich mit einer sich ergebenden Differenz in der Zahl der Umdrehungen ändert, der Lastdruck des Motors, der eine größere Strömung auf nimmt, ansteigt; allerdings erniedrigt sich die Strömung des Druckausgleichsventils, wenn sich der Lastdruck erniedrigt und die Strömungscharakteristika der Druckaus gleichsventile des Paars rechter und linker Fahrzeugmotoren gleich gemacht wer den. Deshalb führen gerade dann, wenn ein Fehler aufgrund eines Bearbeitungsfeh lers der Spulen der Richtungsventile oder eines Bearbeitungsfehlers in den den Druck aufnehmenden Flächenbereichen der Druckausgleichsventile vorhanden ist, solche Fehler zu einem Erhöhen des Lastdrucks des Motors, der die größere Strö mung aufnimmt. Da der Differentialdruck zwischen dem Zufuhrdruck und dem maxi malen Lastdruck konstant gestaltet wird, bewirkt der Anstieg in dem Lastdruck, daß das Druckausgleichsventil der größeren Strömung bewirkt, den Richtungsventil-Dif ferentialdruck zu reduzieren, um die Strömung zu dem zugeordneten Motor zu er niedrigen, so daß sich der Zufluß erniedrigt und die Laufgeschwindigkeit des Fahr motors, der die größere Strömung aufnimmt, erniedrigt. In dem anderen Fahrmotor ändert sich, da sich der Lastdruck und der Differentialdruck zwischen dem Zufuhr druck und dem maximalen Druck nicht ändern, weder die Strömung entsprechend noch die Zahl der Umdrehungen, wodurch demzufolge eine gute Geradeausfahrei genschaft sichergestellt wird. Wenn eine Kurve gefahren wird, erhöht sich der Lastdruck des Fahrmotors, der die größere Strömung aufnimmt, um die Geradeaus fahrt beizubehalten, allerdings unterscheiden sich stark die Öffnungen des rechten und des linken Richtungsventils zu dem Zeitpunkt, zu dem eine Kurve gefahren wird. Als Folge kann die große Differenz in der Öffnung nicht korrigiert werden und die Geradeausfahrt kann nicht beibehalten werden, was dazu führt, daß die Strömung zu den Fahrmotoren zugeführt wird, und zwar entsprechend den Betriebshebelhü ben der Richtungsventile, um die Kurve zu ermöglichen. Gemäß der vorliegenden Erfindung ist, neben den verbesserten Druckkompensationsventilen, kein spezielles, zusätzliches Ventil erforderlich, was solche Vorteile liefert, wie kein Erhöhen in der Größe des gesamten Ventils, geringere Kosten und eine größere Leichtigkeit einer Benutzung. Vorzugsweise reichen die Ventile, die durch Teilen der dritten Druck auf nehmenden Bereiche der Druckausgleichsventile durch die ersten Druck aufneh menden Flächenbereiche erhalten sind, von 0,99 bis 0,95, d. h. 99% bis 95%. Dies kommt daher, daß dann, wenn die Strömungserhöhungsrate zu hoch ist, dann eine übermäßige Korrektur dazu tendiert, daß sie vorgenommen wird, wenn geradeaus gefahren wird, mit der sich daraus ergebenden Zickzackfahrt, oder das System ver sucht, die Geradeausfahrt beizubehalten, wenn eine Kurve gefahren wird, was zu ei nem nicht weichen Betrieb führt; andererseits kann dann, wenn die Strömungser niedrigungsrate zu niedrig ist, eine Korrektur nicht vorgenommen werden, was nach teilig eine Geradeausfahrt beeinflußt.

Es ist eine noch andere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Hydraulikvorrich tung zu schaffen, die ein Druckausgleichsventil besitzt, das zum Zuführen ausrei chenden Drucköls zu einem Kleinlast-Aktuator und zum Sicherstellen eines weichen Betriebs geeignet ist, der frei von einem Stoß ist, ohne eine plötzliche Änderung in den Geschwindigkeiten der Aktuatoren zu bewirken, gerade wenn der Lastdruck ei nes Hochlast-Aktuators plötzlich abfällt, wenn die Aktuatoren Lasten unter extrem unterschiedliche Größen besitzen, zur gleichen Zeit betrieben werden, und das zum Reduzieren eines Energieverlust und der Belastung auf eine Maschine geeignet ist.

Diese Aufgabe wird durch eine Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 8 gelöst.

Mit dieser Anordnung nach Anspruch 8 erniedrigt sich, wenn der Lastdruck des Hochlast-Aktuators plötzlich ansteigt, die Strömung zu dem Hochlast-Aktuator, und die Strömung, die der abnehmenden Strömung entspricht, wird zu dem Niedriglast- Aktuator zugeführt, was verhindert, daß sich der Niedriglast-Aktuator verlangsamt. Vorzugsweise reicht, wie in dem Anspruch 9 beschrieben ist, der Wert, der durch Teilen des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs durch den ersten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereich des Druckausgleichsventils des Niedrig last-Aktuators erhalten wird, von 1 bis 0,98, und der Wert, der durch Teilen des drit ten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs durch den ersten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereich des Druckausgleichsventils des Hochlast-Aktuators aufgenommen wird, reicht von 0,97 bis 0,94.

Gemäß einem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung, der in Anspruch 13 be schrieben ist, wird dies möglich gemacht, um dieselben Vorteile wie diejenigen einer Kombination des ersten und des zweiten Aspekts der vorliegenden Erfindung zu erzielen.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Fig. 1 zeigt ein hydraulisches Schaltkreisdiagramm, das eine hydraulische Vorrich tung darstellt, die eine Ausführungsform eines ersten Aspekts der vorliegenden Er findung ist.

Fig. 2(a) zeigt ein hydraulisches Schaltkreisdiagramm, das eine hydraulische Vor richtung darstellt, die eine Ausführungsform zeigt, die einen zweiten Aspekt und den ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung umfaßt; Fig. 2(b) zeigt ein Teil-Pumpenzu führsteuer-Hydraulikkreis-Diagramm, das von demjenigen unterschiedlich ist, das in Fig. 2(a) dargestellt ist, und einen anderen Bereich der Fig. 2(a) unverändert belas sen; Fig. 2(c) zeigt ein Teil-Hydraulikkreisdiagramm, das eine zweite Druckerzeu gungseinheit darstellt, die von derjenigen unterschiedlich ist, die in Fig. 2(a) darge stellt ist; Fig. 2(d) zeigt ein Hydraulikkreisdiagramm, wobei Druckkompensationsven tile auf der Anströmseite der Richtungsventile angeordnet sind, die eine unterschied liche Ausführungsform gegenüber der einen, die in Fig. 2(a) dargestellt ist, darstellt; Fig. 2(e) zeigt ein Teil-Hydraulikkreisdiagramm einer hydraulischen Vorrichtung, die zwei Laufmotoren synchron zueinander antreibt, die eine unterschiedliche Ausfüh rungsform gegenüber derjenigen ist, die in Fig. 2(a) dargestellt ist; und Fig. 2(f) zeigt ein Teil-Hydraulikkreisdiagramm einer hydraulischen Vorrichtung, die zwei Aktuato ren antreibt, die signifikant unterschiedliche Belastungen besitzen, und die eine un terschiedliche Ausführungsform gegenüber der einen ist, die in Fig. 2(a) dargestellt ist.

Fig. 3 zeigt ein konzeptmäßiges Strukturdiagramm, das einen Abschnitt einer Aus führungsform eines Druckausgleichsventils zeigt, das für die hydraulische Vorrich tung eingesetzt ist, die in Fig. 2(a) dargestellt ist.

Fig. 4 zeigt ein konzeptmäßiges Strukturdiagramm, das einen Abschnitt einer Aus führungsform eines ähnlichen Druckausgleichsventils zeigt, das für die hydraulische Vorrichtung eingesetzt ist, die in Fig. 2(a) dargestellt ist, die eine Ausführungsform ist, die von der einen, die in Fig. 3 dargestellt ist, unterschiedlich ist.

Fig. 5 zeigt ein konzeptmäßiges Strukturdiagramm, das einen Abschnitt zeigt, der ein Druckkompensationsventil darstellt, das für die hydraulische Vorrichtung einge setzt wird, die in Fig. 1 dargestellt ist.

Detaillierte Beschreibung der bevorzugten Ausführungsform

Ein Hydraulikkreisdiagramm, das eine hydraulische Vorrichtung darstellt, die ein er ster Aspekt der vorliegenden Erfindung ist, wird nun unter Bezugnahme auf Fig. 1 beschrieben.

Eine Vielzahl von Druckausgleichsventilen 41, 42, von denen nur zwei dargestellt sind, sind parallel zu Zuführleitungen 3, 23 einer variablen Verschiebungs- bzw. Ver drängungspumpe (nachfolgend als "Pumpe" bezeichnet) verbunden, die durch eine Maschine 1 angetrieben wird; eine Vielzahl von Richtungsventilen 8, 18, von denen nur zwei dargestellt sind und die eine Strömungssteuerfunktion zum Steuern der Zu führung von Öl, das in eine Vielzahl von Aktuatoren 10, 20 fließt, haben, von denen nur zwei dargestellt sind, sind jeweils über ein Absperrventil 40 mit Ausgangsleitun gen 6 der Druckausgleichsventile verbunden, die die Drücke der jeweiligen Rich tungsventile kompensieren; und die Ausgangsleitungen der Richtungsventile sind je weils mit den Aktuatoren 10, 20 derart verbunden, daß das Rückführöl von den je weiligen Aktuatoren 10, 20 zurück zu einem Tank 12 über die jeweiligen Richtungs ventile 8, 18 fließt. Der aufgebrachte Druck, der durch die Aktuator-Lastdruck-Druck aufnehmeranschlüsse 7 der Richtungsventile 8, 18 über Lastdruck-Aufnehmerleitun gen 9 aufgenommen wird, wird zu einem Wechselventil 13 zugeführt, das einen ma ximalen Lastdruck unter solchen der Aktuatoren 10, 20 auswählt (nachfolgend als "maximaler Lastdruck" bezeichnet) (Pm). Die Druckausgleichsventile 41, 42 bewir ken, daß ein Druck (Pz) auf der Anströmseite der Druckausgleichsventile und der maximale Lastdruck (Pm) in einer Schließrichtung in deren jeweiligen Steuerdruck kammern der Druckausgleichsventile einwirken, wogegen ein Pumpenzuführdruck (Pd), der ein Druck ist, der auf die Einlaufseite der Druckausgleichsventile einwirkt, und ein Aktuator-Lastdruck (PL), der ein Druck auslaufseitig der Richtungsventile ist, wirken in einer Öffnungsrichtung der jeweiligen Druckausgleichsventile 41, 42 in de ren anderen, jeweiligen Druckausgleichskammern. Die Druckausgleichsventile 41, 42 besitzen eine Anti-Sättigungsfunktion, die die Versorgung der Pumpe 2 unter ei nem geeigneten Verhältnis zu den Aktuatoren verteilt, wenn die Versorgung der Pumpe 2 niedriger als ein vorbestimmter, erforderlicher Betrag der Aktuatoren 10, 20 wird. Dabei ist auch ein Pumpenströmungssteuerventil 45 vorgesehen, das ermög licht, daß das Versorgungsöl der variablen Verdrängungspumpe 2 mit einer die Pumpenkapazität variierenden Vorrichtung 17 der variablen Verdrängungspumpe kommuniziert. Der maximale Lastdruck (Pm) über eine Leitung 35 und die einwir kende Kraft einer Feder 46 des Pumpenströmungssteuerventils werden in einer Richtung zum Schließen des Pumpenströmungssteuerventils 45 aufgebracht, um die Verdrängung der variablen Verdrängungspumpe 2 zu erhöhen; der Pumpenzufuhr druck (Pd) wird über eine andere Leitung 23′ in einer Richtung zum Öffnen des Pum penströmungssteuerventils 45 aufgebracht, um die Verdrängung der variablen Ver drängungspumpe 2 zu erhöhen; der Pumpenzuführdruck Pd wird in Bezug auf eine einwirkende Kraft ausbalanciert, die durch den maximalen Lastdruck Pm und die Fe der 46 aufgebracht wird, so daß die Verdrängung der variablen Verdrängungspumpe 2 erniedrigt wird, wenn die einwirkende Kraft des Pumpenzufuhrdrucks Pd größer als die sich ergebende, wirkende Kraft des maximalen Lastdrucks Pm und der Feder 46 ist, und umgekehrt wird die Verschiebung der variablen Verdrängungspumpe 2 erhöht, wenn die wirkende Kraft des Pumpenzufuhrdrucks Pd kleiner als die sich er gebende, wirkende Kraft des maximalen Lastdrucks Pm und der Feder 46 wird. Dies liefert eine Lastfühlfunktion zum Steuern der Zufuhr der variablen Verdrängungs pumpe 2 gemäß dem (maximalen) Lastdruck. Gemäß dem ersten Aspekt der vorlie genden Erfindung werden die Strömungen der Druckausgleichsventile 41 und 42, die mit den Aktuatoren der hydraulischen Vorrichtung der Fig. 1 kommunizieren, er niedrigt, wenn sich die Lastdrücke der Aktuatoren erhöhen.

Mit dieser Anordnung werden, gemäß dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfin dung, die Flächenbereiche der Steuerdruckkammern in der Schließrichtung größer gestaltet als diejenigen der Steuerdruckkammer in der Öffnungsrichtung, um so die Ausgangsströmung des Druckausgleichsventils zu erniedrigen, das mit einem be stimmten Aktuator kommuniziert, wenn sich der Lastdruck des bestimmten Aktuators erhöht (was den Differentialdruck des Richtungsventils erniedrigt). Demzufolge dämpft sich, gerade wenn sich der selbst belastete Druck plötzlich ändert, der Lastdruck des Aktuators, um zu ermöglichen, daß das hydraulische Steuersystem ei ne stabile Operation beibehält, um so die Druckausgleichsventile in die Lage zu ver setzen, einen Druckausgleich zu liefern, der durch die maximalen Lastdrücke der Aktuatoren oder des Zufuhrdrucks der variablen Verdrängungspumpe unbeeinflußt ist. Dies liefert eine stabile Betriebsweise frei von einem Pendeln bzw. Nach laufen für sowohl die niedrig belastete Seite als auch die hoch belastete Seite ungeachtet eines unabhängigen Betriebs oder eines Compound- bzw. Verbund-Betriebs, was überragende Vorteile liefert, die nicht nach dem Stand der Technik verfügbar sind.

Der Hydraulikkreis einer Hydraulikvorrichtung, der eine Ausführungsform gemäß ei nem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung ist, wird unter Bezugnahme auf Fig. 2(a) beschrieben.

Ähnliche Teile wie solche der Ausführungsform, die in Fig. 1 dargestellt ist, werden mit entsprechenden Bezugszeichen bezeichnet werden und die Beschreibung davon wird teilweise weggelassen werden. In dem Hydraulikkreisdiagramm, das in Fig. 2(a) angegeben ist, wählt ein Wechselventil 13 einen maximalen Lastdruck (Pm) unter solchen der Aktuatoren 10, 20 aus. Ein Differentialdruck-Steuerventil 31, das einen sekundären Druck (Pc) entsprechend dem Differentialdruck zwischen dem Zufuhr druck (Pd) einer variablen Verdrängungspumpe und dem maximalen Lastdruck (Pm) erzeugt, ist in der Ventileinheit 22 vorgesehen. Druckausgleichsventile 4, 14 dienen dazu, zu bewirken, daß ein Ausgangsdruck (Pz) auf einer Anströmseite 6 der Druck ausgleichsventile in eine Richtung zum Schließen des Druckausgleichsventils in sei ner Steuerdruckkammer des Ausgleichsventils wirkt; sie bewirken auch einen sekundären Druck (Pc) einer sekundären Druckleitung 32, der von dem Differen tialdruck-Steuerventil 31 aufgenommen wird, und einen Lastdruck (PL) einer Lastdruckleitung 34, der ein Druck auf der Anströmseite des Richtungsventils ist und der von den Aktuatoren 10, 20 aufgenommen worden ist, um in einer Richtung zum Öffnen der Druckkompensationsventile in deren anderer, jeweiliger Steuerdruckkam mer zu wirken.

Ein Pumpenströmungssteuerventil 38 bewirkt, daß das Zuführöl einer variablen Ver drängungspumpe 2 mit einer die Pumpenkapazität variierenden Vorrichtung 17 der variablen Verdrängungspumpe kommuniziert, und es bringt auch die einwirkende Kraft einer Feder 19 auf das Pumpenströmungssteuerventil auf, um das Pumpen strömungssteuerventil zu schließen, um so die Verdrängung der Pumpe 2 zu erhö hen; und sie bewirkt auch, daß der sekundäre Druck Pc über eine Leitung 33 so wirkt, daß das Pumpenströmungssteuerventil 38 geöffnet wird, um die Verdrängung der Pumpe 2 zu erniedrigen. Weiterhin wird der sekundäre Druck Pc zu der einwir kenden Kraft, die durch die Feder 19 vorab eingestellt ist, ausbalanciert, um zu be wirken, daß eine die Pumpenkapazität variierende Vorrichtung 17 die Verdrängung der variablen Verdrängungspumpe 2 erniedrigt, wenn die einwirkende Kraft des se kundären Drucks Pc größer als die einwirkende Kraft der Feder 19 ist, oder um die Verdrängung der variablen Verdrängungspumpe 2 zu erhöhen, wenn der sekundäre Druck Pc kleiner als die einwirkende Kraft der Feder 19 ist, um so eine Lastfühlfunk tion zu schaffen.

Die Betriebsweise der Hydraulikvorrichtung, die in Fig. 2(a) dargestellt ist, wird be schrieben. Die jeweiligen Druckausgleichsventile 4, 14 wirken so, um den Druck auf der Anströmseite 6 der Richtungsventile 8, 18 ausbalanciert zu der Summe des Lastdrucks (PL) und des sekundären Drucks (Pc) der jeweiligen Aktuatoren auf der Anströmseite zu gestalten; deshalb wird, unter der Annahme, daß die den Druck auf nehmenden Flächenbereiche dieselben sind, der Differentialdruck des Richtungs ventils gleich zu dem vorstehenden sekundären Druck (Pc), ungeachtet der Lastdrücke der Aktuatoren, d. h. gleich zu dem Differentialdruck zwischen dem Pum penzufuhrdruck (Pd) und dem maximalen Lastdruck (Pm) der Aktuatoren. Der sekun däre Druck (Pc) wird zu einem Pumpenströmungssteuerventil 38 über eine Leitung 33 gelassen, und da der sekundäre Druck (Pc) in Bezug auf die einwirkende Kraft der Feder 19 des Pumpenströmungsventils 38 ausbalanciert ist, wird der Zufuhr druck (Pd) der Pumpe 2 so gesteuert, daß der sekundäre Druck (Pc) gleich einem Druck wird, der der einwirkenden Kraft der Feder 19 entspricht. Demzufolge werden die richtungsmäßigen Ventildifferentialdrücke der jeweiligen Richtungsventile 8, 18 auch zu dem Druck gesteuert, der der einwirkenden Kraft der Feder 19 entspricht. Mit dieser Anordnung ist zum Beispiel dann, wenn die Pumpenzufuhr unzureichend ist, der Differentialdruck zwischen dem Pumpenzufuhrdruck (Pd) und dem maxima len Lastdruck (Pm) der Aktuatoren, d. h. der sekundäre Druck (Pc), nicht länger dazu geeignet, die differentielle Druckvoreinstellung der vorstehend erwähnten Feder 19 zu sichern; deshalb werden die jeweiligen Richtungsventil-Differentialdrücke auch niedriger als der vorab eingestellte Wert, allerdings werden die richtungsmäßigen Ventildifferentialdrücke gleich, so daß die Strömung in die jeweiligen Aktuatoren 10, 20 in Strömungen verzweigt wird, die äquivalent zu dem Verhältnis der Öffnungen der Richtungsventile 8, 18 sind, und die demzufolge eine Anti-Sättigungs-Funktion liefern.

Mit einer solchen Anordnung, gemäß dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfin dung, wird der sekundäre Druck (Pc) über die Pilot- bzw. Steuerleitung 33 in der Richtung zum Schließen des Pumpenströmungssteuerventils 38 der variablen Ver drängungspumpe 2 und in der Richtung zum Erniedrigen der Verdrängung der varia blen Verdrängungspumpe 2 aufgebracht. Deshalb wird die Viskosität des Pumpen zufuhröls unter niedriger Temperatur erhöht, und gerade wenn ein übermäßiger Druckverlust in einer Leitung 23 erzeugt wird, die von der Pumpe 2 zu einer Ventileinheit 22 führt, wird der sekundäre Druck (Pc) in eine Leitung 32 basierend auf dem Differentialdruck (Pc) zwischen dem Pumpenzufuhrdruck einer Pumpenzu fuhrleitung 3 und dem maximalen Lastdruck (Pm) in der Ventileinheit 22 so erzeugt, um den Pumpenzufuhrdruck (Pd) des Pumpenzufuhrrohrs 3 in der Ventileinheit 22 zu einem Druck hin zu steuern, der der einwirkenden Kraft der Feder 19 in Relation zu dem maximalen Lastdruck der Aktuatoren ungeachtet der Größe des Druckver lusts in der Pumpenzufuhrleitung 23 von der Pumpe 2 zu der Ventileinheit 22 ent spricht. Demzufolge ist, im Gegensatz zum Stand der Technik, oder dem, was in Fig. 1 dargestellt ist, wo der maximale Lastdruck (Pm) in der Richtung zum Schließen des Pumpenströmungssteuerventils 45 über die lange, dünne oder mit kleinem Durchmesser ausgestattete Pilotleitung 35 von der Ventileinheit 43 zugeführt wird und der Pumpenzufuhrdruck (Pd) in der Richtung zum Öffnen des Pumpenströ mungssteuerventils 45 aufgebracht wird, die Hydraulikvorrichtung gemäß dem zwei ten Aspekt der vorliegenden Erfindung so ausgelegt, daß sich die Pumpenzufuhr strömung nicht deutlich bzw. ausgeprägt erniedrigt und sich die Aktuatoren nicht ver langsamen, gerade unter niedriger Temperatur.

In dem Hydraulikkreis der Ausführungsform, die in Fig. 2(a) dargestellt ist, wird der Flächenbereich einer Steuerdruckkammer des Druckausgleichsventils in der Schließrichtung größer gestaltet als derjenige einer Steuerdruckkammer des Druck ausgleichsventils in der Öffnungsrichtung, um so die Strömung des Druckaus gleichsventils zu erniedrigen, das mit einem bestimmten Aktuator kommuniziert, falls sich der Lastdruck des bestimmten Aktuators erhöht, wie dies in dem ersten Aspekt dieser Erfindung offenbart ist. Demzufolge dämpft sich gerade dann, wenn sich der Selbstlastdruck plötzlich ändert, der Lastdruck des Aktuators, um zu ermöglichen, daß das Hydrauliksteuersystem eine stabile Betriebsweise beibehält, um demzufol ge zu ermöglichen, daß die Druckausgleichsventile eine Druckkompensation liefern, die durch die maximalen Lastdrücke der Aktuatoren oder des Zufuhrdrucks der va riablen Verdrängungspunkte unbeeinflußt ist. Dies liefert eine stabile Betriebsweise frei von einem Pendeln bzw. Nachlaufen für sowohl die niedrig belastete Seite als auch die hoch belastete Seite ungeachtet einer unabhängigen Betriebsweise oder einer Verbund-Betriebsweise, was einen hervorragenden Vorteil liefert, der nicht nach dem Stand der Technik erreichbar ist.

Wie die Fig. 3 zeigt, ist dort ein Konfigurationsdiagramm des Abschnitts einer Aus führungsform der Druckausgleichsventile 4, 14 dargestellt, die für die Hydraulikvor richtung eingesetzt werden, die in Fig. 2(a) dargestellt ist, allerdings verwenden sie den ersten Aspekt dieser Erfindung. Die Druckausgleichsventile 4 und 14 teilen die selbe Querschnittskonfiguration; deshalb wird die Querschnittskonfiguration des Druckausgleichsventils 4 beschrieben. Wie später besprochen wird, können aller dings die Druckausgleichsventile 4 und 14 so aufgebaut werden, daß sie unter schiedliche, Druck aufnehmende Flächenbereiche ihrer jeweiligen Steuerdruckkammern besitzen. Das Druckausgleichsventil 4 besitzt: einen Ventilkör per 101; eine Ventilkörperbohrung 128, die in dem Ventilkörper 101 vorgesehen ist, die zwei innenseitige Bohrungen besitzt, nämlich eine Bohrung 111 mit kleinem Durchmesser und eine Bohrung 130 mit großem Durchmesser, die davon fortführen; eine Spule 112, die einen Bereich 132 mit kleinem Durchmesser besitzt, der gleitbar in die Bohrung 111 mit kleinem Durchmesser (Innendurchmesser d3) eingepaßt be festigt ist, und einen ersten und einen zweiten Steg 133 und 134 mit großem Durch messer, die gleitbar in die Bohrung 130 (Innendurchmesser d2) eingepaßt befestigt sind; und einen Lastdruckanschluß 103 eines Aktuators, einen sekundären Druckan schluß 104, einen Auslaßanschluß 105, einen Einlaßanschluß 102, der mit einer Pumpenzufuhrleitung kommuniziert, und einen Tankanschluß 106, die alle der Reihe nach an dem Ventilkörper 101 entlang der Ventilkörperbohrung 128 vorgesehen sind. Der Bereich mit kleinem Durchmesser, der an einem Ende der Spule 112 vor gesehen ist und der sich in die Bohrung 111 mit kleinem Durchmesser einpaßt und mit einer Endoberfläche 127 der Ventilkörperbohrung über eine Feder 118 in Kon takt gebracht wird, bildet eine dritte Steuerdruckkammer 119 dazwischen, die mit dem Lastdruckanschluß 103 kommuniziert, während sich das andere Ende 114 der Spule 112 zwischen der anderen Endoberfläche 126 der Ventilkörperbohrung 128 einer Öltankkammer 124 bildet, die mit dem Tankanschluß 106 kommuniziert.

Eine zweite Steuerdruckkammer 113, die mit dem sekundären Druckanschluß 104 kommuniziert, ist in der Bohrung 130 mit dem größeren Durchmesser gebildet, die den Verbindungsbereich des Bereichs 132 mit kleinerem Durchmesser der Spule 112 und den ersten Steg 133 mit großem Durchmesser umgibt; ein Kolben 117 ist gleitbar eingesetzt, und zwar in einer öldichten und verschachtelten Ausführung, in einer axialen Bohrung 116 (Innendurchmesser d1), und das andere Ende des Kol bens 117 ist so angeordnet, daß es in Kontakt mit einer rechten Endoberfläche der Ventilkörperbohrung in der Öltankkammer 124 in Kontakt gebracht werden kann, die mit dem Tankanschluß 106 kommuniziert. Eine erste Steuerdruckkammer 121, die mit dem Auslaßanschluß 105 über die Pilotleitung 123 kommuniziert, ist zwischen der Spule 112 und dem Kolben 117 in der axialen Bohrung 116 gebildet. Ein erster einen Druck aufnehmender Flächenbereich A1 der ersten Kammer 121 ist durch den Querschnittsflächenbereich des Kolbens 117 gebildet; ein zweiter einen Druck aufnehmender Flächenbereich A2 der zweiten Kammer 113 ist durch den Flächen bereich gebildet, der durch Subtrahieren des Querschnittsflächenbereichs der Boh rung 111 mit dem kleinen Durchmesser von der Bohrung 130 mit dem großen Durch messer gebildet ist; ein dritter einen Druck aufnehmender Flächenbereich A3 der dritten Kammer 119 ist durch den Querschnittsflächenbereich des Bereichs 132 mit dem kleinen Durchmesser gebildet. Die Spule 112 besitzt auch einen verkerbten Drosselbereich 115, der geöffnet und geschlossen werden kann, um die Pumpenzu fuhrströmung von dem Einlaßanschluß 102 zu dem Auslaßanschluß 105 zu dros seln, der Drosselbereich 115 ist auf dem Steg 124 mit dem großen Durchmesser ge bildet, der zu dem ersten Steg 133 mit dem großen Durchmesser hin weist. Ein Aus laßdruck Pz wirkt auf die erste Kammer 121 ein, die mit dem Auslaßanschluß 105 kommuniziert, um die Spule 112 nach links, entsprechend der Zeichnung gesehen, zu bewegen, um den verkerbten Bereich 115 zu schließen; der sekundäre Druck Pc wirkt auf den zweiten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A2 der zweiten Ölkammer 113, um die Spule 112 nach rechts, betrachtet aus der Zeichnung, zu be wegen, um den Drosselbereich 115 zu öffnen; und der Lastdruck PL wirkt auf den dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A3 der dritten Kammer 119 ein, um die Spule 112 nach rechts, betrachtet aus der Zeichnung, zu bewegen, um den Drosselbereich 115 zu öffnen.

In der Ausführungsform, die in Fig. 3 dargestellt ist, sind der Flächenbereich des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs A3 und desjenigen des zweiten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs A2 gleich, und der Außendurchmesser d3 des Bereichs 132 mit dem kleinen Durchmesser der Spule 112 wird geringfügig kleiner gemacht als der Außendurchmesser d1 des Kolbens 117 (d3 < d1), um den dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A3 kleiner zu gestalten als den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1. Wenn die Spule 112 nach links zu dem maximalen Hub davon, betrachtet aus Fig. 3, eingestellt wird, gelangt die linke Endoberfläche der Spule 112 mit der Endoberfläche 127 der Ventilkörper bohrung 127 in Kontakt, um den Drosselbereich 115 zu schließen. Umgekehrt ge langt, wenn die Spule 112 nach rechts zu dem maximalen Hub davon eingestellt wird, die rechte Endoberfläche 114 der Spule um die rechte Endoberfläche des Kol bens 117 mit der rechten Endoberfläche 126 der Ventilkörperbohrung 128 in Kontakt, um vollständig den Drosselbereich 115 zu öffnen. Wenn die Spule 112 un ter dem mittleren Hub davon eingestellt wird, wird die Öffnung in Proportion zu dem nach rechts gerichteten Hub der Spule durch den Drosselbereich 115 der Spule er höht. Die Feder 118 funktioniert dahingehend, die Spule 112 nach rechts zu bewe gen, um den Drosselbereich 115 offen zu halten, wenn das Richtungsventil 8 oder 18 nicht in Betrieb ist; sie übt eine extrem weich wirkende Kraft aus. Fig. 3 stellt im Konzept das Betriebsprinzip dar. Beide Enden der Ventilkörperbohrung 128 sind nicht geöffnet; allerdings kann bei der tatsächlichen Verwendung die Ventilkörper bohrung als eine abgestufte Durchgangsöffnung konfiguriert werden oder als eine spanabhebend bearbeitete Bohrung, die von der rechten Seitenoberfläche konfigu riert ist, die nicht dargestellt ist, und kann durch einen Schraubstopfen oder derglei chen, der nicht dargestellt ist, verschlossen werden.

Die Betriebsweise der Ausführungsform, die in Fig. 3 dargestellt ist, wird nun be schrieben. Zuerst wird die Balance der Kräfte, die auf die Spule 112 des Druckaus gleichsventils ausgeübt werden, besprochen. Wenn ein Lastdruck als PL bezeichnet wird, ein Pumpenzufuhrdruck als Pd bezeichnet wird, ein maximaler Lastdruck als Pm bezeichnet wird und ein sekundärer Druck als Pc (Pc = Pd - Pm) bezeichnet wird, kann die Kraft, die dahingehend wirkt, die Spule 112 nach rechts zu bewegen, um den verkerbten Drosselbereich 115 zu öffnen, ausgedrückt werden als:

(A3 · PL) + (A2 · Pc) (1)

Umgekehrt kann die Kraft, die dahingehend wirkt, die Spule 112 nach links in der Zeichnung zu bewegen, um den verkerbten Drosselbereich 115 zu schließen, so ausgedrückt werden, wie dies nachfolgend dargestellt ist, wenn ein Auslaßdruck auf einer Anströmseite 6 des Richtungsventils, d. h. die Auslaßöffnung 105, als Pz be zeichnet wird:

(A1 · Pz) (2)

Die Kräfte, die in den zwei entgegengesetzten Richtungen wirken, sind während der Steuerung des Druckausgleichsventils ausbalanciert, und die Ergebnisse des Ausdrucks (1) und des Ausdrucks (2) sind gleich; deshalb kann der nachfolgende Ausdruck abgeleitet werden:

(A3 · PL) + (A2 · Pc) = (A1 · Pz) (3)

wobei die einwirkende Kraft der Feder 118 vernachlässigt wird, da sie extrem schwach ist.

Falls angenommen wird, daß der Außendurchmesser d3 des Bereichs mit kleinem Durchmesser der Spule gleich zu dem Außendurchmesser d1 des Kolbens 117 ist, dann gilt A3 = A1, und ein richtungsmäßiger Ventildifferentialdruck ΔP = (Pz - PL) kann so ausgedrückt werden, wie dies durch den Ausdruck (3) ausgedrückt ist:

ΔP = (Pz - PL) = (A2/A3) · Pc (4)

Demgemäß wird der Differentialdruck des Richtungsventils ΔP auf einen vorbestimm ten wert durch den sekundären Druck Pc, die Außendurchmesser d2 und d3 der Spule 112 und den Außendurchmesser d1 des Kolbens 117 dargestellt; deshalb wird er ein konstanter Wert unabhängig der individuellen Lastdrücke PL. Unter ei nem gesättigten Zustand wächst der sekundäre Druck Pc entsprechend dem Zu stand an und die Richtungsventil-Differentialdrücke wachsen entsprechend langsa mer an, allerdings wird, da die Differentialdrücke gleich sind, wie dies zuvor be schrieben ist, die Strömung, die zu den jeweiligen Aktuatoren 10, 20 zugeführt wird, in Strömungen verzweigt, die äquivalent zu dem Verhältnis der Drosselöffnungen der Richtungsventile 8, 18 sind, was demzufolge die Anti-Sättigungs-Funktion liefert, die die Strömung, die zu den jeweiligen Aktuatoren 10, 20 zugeführt ist, dahinge hend bewahrt, daß sie durch die individuellen Lastdrücke PL beeinflußt wird. Der dritte einen Druck aufnehmende Flächenbereich A3 und der zweite einen Druck auf nehmende Flächenbereich A2 können gleich zueinander oder nicht gleich zueinan der sein. Falls A2 = A3 ist, dann gilt ΔP = Pc; falls A2 ≠ A3 ist, dann kann der abso lute Wert von ΔP durch das Verhältnis von A2 zu A3 geändert werden, wie dies in dem Ausdruck (4) dargestellt ist. Der erste einen Druck aufnehmende Flächenbe reich wird durch die Beziehung davon mit dem dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich bestimmt.

Gemäß dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird der Außendurchmesser d1 des Kolbens 117 geringfügig größer gestaltet als der Außendurchmesser d3 des Bereichs mit kleinem Durchmesser der Spule 112 (d1 < d3). Demzufolge führt ein Substituieren von A3 = k · A1 (wobei k < 1) in dem Ausdruck (3) zu dem nachfolgen den Ausdruck:

k · A1 · PL + A2 · Pc = A1 · Pz (5)

Zum Zweck der Vereinfachung gilt, falls k = {1 - (1 - k)} in dem vorstehenden Aus druck (5) ist, dann:

{1 - (1 - k)} · A1 · PL + A2 · Pc = A1 · Pz

Dieser Ausdruck kann wie folgt modifiziert werden:

A1 · PL - A1 · (1 - k) · PL + A2 · Pc = A1 · Pz
PL - (1 - k) · PL + (A2/A1) · Pc = Pz
-(1 - k) · PL + (A2/A1) · Pc = Pz - PL

Deshalb wird der Differentialdruck ΔP des Richtungsventils bestimmt durch:

ΔP = (Pz - PL) = (A2/A1) · Pc - (1 -k) · PL (6)

Oder Substituieren von A1 = A3/k in dem Ausdruck führt zu dem nachfolgenden Ausdruck:

ΔP = [(k · A2)/A3] · Pc - (1 - k) · PL (7)

wobei die Konstante k kleiner als 1 ist; deshalb sind die zweiten Terme der rechten Seiten der Ausdrücke (6) und (7) negative Werte. Gemäß den Ausdrücken 6 und 7 liefern die Richtungsventil-Differentialdrücke ΔP einen linearen Ausdruck des sekun dären Drucks Pc und des Aktuator-Lastdrucks PL; die jeweiligen Richtungsventil-Dif ferentialdrücke ΔP erniedrigen sich und die Strömung erniedrigt sich, wenn sich die Aktuator-Lastdrücke PL erhöhen. Anders ausgedrückt wird eine Charakteristik mit einem nach rechts unten gerichteten Gradienten des Druckausgleichsventils erhalten, wobei sich die Ausgangsströmung erniedrigt, wenn sich der Aktuator- Lastdruck PL erhöht.

Das Vorstehende gilt, ob nun nur ein richtungsmäßiges Ventil betrieben wird oder zwei oder mehr richtungsmäßige Ventile zur selben Zeit betrieben werden, so lange wie die maximale Zufuhr der Pumpe die Strömung übersteigt, die durch alle Aktuato ren erforderlich ist, das bedeutet, so lange wie der gesättigte Zustand bis jetzt noch nicht erreicht worden ist. Unter dieser Bedingung wird, wie zuvor erwähnt ist, der se kundäre Druck Pc unter einem konstanten Pegel gehalten, der durch die wirkende Kraft der Feder 19 eingestellt worden ist. Im Gegensatz hierzu hängt, da der Lastdruck PL jeden Aktuator-Lastdruck liefert, er konsistent nur von jedem Aktuator- Lastdruck unabhängig des anderen Aktuator-Lastdrucks, des maximalen Lastdrucks des Aktuators oder des Pumpenzufuhrdrucks ab, um so die Charakteristik mit einem Gradienten rechts nach unten des Druckausgleichsventils zu zeigen. Unter einem gesättigten Zustand, wo die Pumpenzufuhr unzureichend ist, wird der sekundäre Druck Pc ein Druck Pc′, der kleiner als die wirkende Kraft ist, die durch die Feder 19 vorab eingestellt ist; die Größe von Pc′ hängt von der Unvollständigkeit der Strö mung ab und sie verbleibt nicht unter einem konstanten Wert. Allerdings wirkt der selbe sekundäre Druck Pc′ auf alle Druckausgleichsventile und deshalb wird die Zu fuhr der Pumpe zu den individuellen Aktuatoren unter einem geeigneten Verhältnis verteilt.

Falls nur ein Richtungsventil betätigt wird und der gesättigte Zustand erreicht wird, dann wird natürlich die gesamte Zufuhr zu dem einzelnen Aktuator ungeachtet des Aktuator-Lastdrucks PL zugeführt.

Das Nachfolgende beschreibt einen Fall, wo zwei Richtungsventile betätigt werden und der Sättigungszustand stattfindet. Für eine deutlichere Beschreibung wird ange nommen, daß die Öffnungen beider Richtungsventile unverändert verbleiben und der Lastdruck nur eines Aktuators ansteigt, während der Lastdruck des anderen Ak tuators unverändert verbleibt. Der Richtungsventil-Differentialdruck ΔP des Aktua tors, dessen Lastdruck angestiegen ist, erniedrigt sich, wenn sich der Aktuator- Lastdruck PL erhöht, und zwar gemäß den Ausdrücken (6) und (7). Die Strömung selbst ist allerdings klein, da der Differentialdruck des ersten Terms der kleine Druck Pc′ ist. In Bezug auf den Richtungsventil-Differentialdruck des anderen Aktuators verbleibt der Lastdruck davon unverändert, der zweite Term der Ausdrücke (6) und (7) verbleibt unverändert, da sich der Aktuator-Lastdruck PL nicht ändert; allerdings bewirkt der Abfall in der Strömung des Aktuators, der den angestiegenen Lastdruck besitzt, ein Zulassen der Pumpenzufuhrströmung insgesamt und der sekundäre Druck Pc′ erhöht sich, was bewirkt, daß der erste Term stärker ansteigt. Als Folge erhöht sich der Richtungsventil-Differentialdruck mit einem daraus folgenden Erhö hen in der Strömung. Anders ausgedrückt wird, als Ganzes, die gesamte Pumpenzu fuhr zu den Aktuatoren verteilt und die Strömung des Aktuators mit dem nicht geän derten Lastdruck erhöht sich durch das Volumen entsprechend dem Erniedrigen in der Strömung des Aktuators mit dem angestiegenen Lastdruck. Demgemäß wird, un ter dem gesättigten Zustand, die Strömung des Aktuators mit dem nicht geänderten Lastdruck aufgrund des Lastdrucks des Aktuators mit dem angestiegenen Lastdruck trotz der Tatsache erhöht, daß sein eigener Lastdruck konstant verbleibt; allerdings ist die Strömung, die tatsächlich zugeführt wird, unzureichend und kleiner als eine erforderliche Strömung unter dem gesättigten Zustand, und deshalb wird kein Über schuß in Bezug auf eine Zielgeschwindigkeit stattfinden. Diese Charakteristik führt deshalb nicht zu einem Hunting bzw. Pendeln; im Gegensatz dazu liefert sie einen Vorteil dahingehend, daß das Ansteigen in der Strömung des Aktuators mit einem unveränderten Lastdruck die unzureichende Strömung kompensiert, was eine Ge schwindigkeit ermöglicht, die näher an der Zielgeschwindigkeit liegt.

Das entgegengesetzte Phänomen findet dann statt, wenn sich der andere Lastdruck erniedrigt. Genauer gesagt erhöht sich die Strömung des Aktuators mit dem ernied rigten Lastdruck, während die Strömung des Aktuators mit dem konstanten Lastdruck abfällt. Weiterhin ändert sich, wenn die Lastdrücke unter demselben Ver hältnis ansteigen oder abfallen, die Strömung mit einem unveränderten Teilungsver hältnis. Dies gilt auch dann, wenn drei oder mehr Richtungsventile gleichzeitig betä tigt werden. Demzufolge ermöglicht die vorliegende Erfindung eine stabile Hunting- bzw. pendelfreie Steuerbarkeit zu allen Zeitpunkten, gerade wenn eine ausreichen de Pumpenzufuhr vorhanden ist, oder unter dem gesättigten Zustand.

Weiterhin ist offensichtlich, daß die Druckkompensationscharakteristik auf einen wahlweisen Wert durch Änderung des Ventils der Konstante k eingestellt werden kann. Genauer gesagt wird, je kleiner der Wert von k eingestellt wird, desto stärker die Charakteristik mit einem Gradienten nach rechts unten eines Druckkompensati onswerts erhalten. Dies bedeutet, daß der Gradient nach rechts unten entsprechend der Last-Charakteristik jedes Aktuators eingestellt werden kann. Die Einstellung kann einfach durch Änderung des Außendurchmessers d1 des Kolbens 117 ohne das Erfordernis einer Änderung des Ventilkörpers 101 selbst vervollständigt werden, was eine einfache Einstellungsänderung ermöglicht.

Der Wert der Konstanten k wird gemäß einer aktuellen Vorrichtung bestimmt; in ei nem Aktuator, der zu einem Hunting bzw. Pendeln neigt, würde eine übermäßig klei ne Abfallrate einer kompensierenden Strömung zu einer größeren Wahrscheinlich keit eines Huntings führen, während eine übermäßig große Abfallrate die den Druck kompensierende Funktion zum Aufrechterhalten einer konstanten Strömung sperren bzw. verhindern würde; deshalb sollte der Wert von k ungefähr 0,99 < k < 0,95 (99 bis 95%) sein. Demzufolge können nicht nur der Grad des Gradienten nach rechts unten oder der Kurve, sondern auch verschiedene Werte von k leicht auch unter Verwendung desselben Ventilkörpers erhalten werden, was ermöglicht, verschiede ne Druckkompensationsventile leicht gemäß den Lastbedingungen zu erhalten.

Wie in Fig. 2(e) dargestellt ist, ist es, in der Hydraulikvorrichtung, die den Kreis ver wendet, der in Fig. 2(a) dargestellt ist, wenn mindestens zwei Aktuatoren 14, 15 von einer Vielzahl von Aktuatoren synchron zueinander unabhängig des Lastdrucks der Aktuatoren angetrieben werden müssen, wie in einem Fall, wo zwei Laufmotoren 14, 15 zum Antreiben eines Paars Raupenketten eines hydraulisch fahrenden Fahr zeugs laufen, bevorzugt, daß die Werte, die durch Teilen des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs A3 der zwei Druckausgleichsventile 28, 29, die mit den zwei Aktuatoren 14, 15 kommunizieren, durch den ersten, einen Druck aufneh menden Flächenbereich A1, dieselben sind. Wenn dies vorgenommen wird, wenn sich die Pumpenzufuhrströmung, die zu dem rechten und dem linken Fahrmotor 14, 15 zugeführt wird, als Folge einer Differenz in der Zahl der Umdrehungen ändert, der Lastdruck des Motors größere Strömungsanstiege aufnehmen; allerdings nehmen die Strömungen der Druckausgleichsventile ab, wenn sich der Lastdruck er höht, und die Strömungscharakteristika der Druckausgleichsventile des Paars des rechten und des linken Fahrmotors werden gleich gemacht. Deshalb bewirken, gera de wenn dort ein Fehler in dem Druck aufnehmenden Flächenbereich aufgrund ei nes Bearbeitungsfehlers der Druckausgleichsventile oder eines Bearbeitungsfehlers der Spulen der Richtungsventile 8, 18 vorhanden ist, solche Fehler, daß der Lastdruck PL des Motors, der die größere Strömung aufnimmt, ansteigt. Da der Dif ferentialdruck Pc zwischen dem Zufuhrdruck Pd und dem maximalen Lastdruck Pm konstant gestaltet wird, bewirkt der Anstieg in dem Lastdruck, daß das Druckaus gleichsventil der größeren Strömung bewirkt, daß sich der Differentialdruck des Richtungsventils reduziert, um die Strömung zu dem zugeordneten Motor zu ernied rigen, so daß die Eingangsströmung abnimmt und die Laufgeschwindigkeit des Fahrmotors, der die größere Strömung aufnimmt, abnimmt. In dem anderen Fahrmo tor ändert sich, da sich der Differentialdruck zwischen dem maximalen Lastdruck und dem Zufuhrdruck und dem Lastdruck nicht ändert, die Strömung entsprechend nicht, und die Umdrehungszahl ändert sich nicht, was eine gute Geradeaus-Fahreigen schaft sicherstellt. Wenn eine Kurve gefahren wird, erniedrigt sich der Lastdruck des Fahrmotors, der die größere Strömung aufnimmt, um ein gerades Fahren beizube halten, allerdings unterscheiden sich die Öffnungen des rechten und des linken Richtungsventils stark zu dem Zeitpunkt, wo eine Kurve gefahren wird. Als Folge kann die große Differenz in der Öffnung nicht korrigiert werden und das Geradeaus fahren kann nicht beibehalten werden. Um dies zu beseitigen, wird die Strömung zu den Fahrmotoren entsprechend der Betriebshübe der Richtungsventile zugeführt, um die Kurvenfahrt zu ermöglichen. Gemäß der vorliegenden Erfindung ist, außer den verbesserten Druckausgleichsventilen, kein spezielles, zusätzliches Ventil erfor derlich, was Vorteile dahingehend liefert, die Größe des gesamten Ventils nicht zu erhöhen, die Kosten zu senken, und was zu einer größeren Leichtigkeit einer Benut zung führt.

Vorzugsweise reichen die Werte, die durch Unterteilen des dritten einen Druck auf nehmenden Flächenbereichs der Druckausglei 39712 00070 552 001000280000000200012000285913960100040 0002019700276 00004 39593chsventile durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich erhalten sind, von 0,99 bis 0,95, d. h. 99% bis 95%. Dies kommt daher, daß dann, wenn die die Strömung herabsetzende Rate zu hoch ist, dann eine übermäßige Korrektur dahingehend tendiert, daß sie hervorgeru fen wird, wenn man geradeaus fährt, mit einem konsequenten, zickzackförmigen Verlauf, oder das System versucht, die Geradeausfahrt beizubehalten, wenn eine Kurve vorgenommen wird, was zu einer nicht sanften Betriebsweise führt; anderer seits kann, falls die Strömungserniedrigungsrate zu niedrig ist, dann eine Korrektur nicht vorgenommen werden, was nachteilig eine Geradeausfahrt beeinflußt.

Wie in Fig. 2(f) dargestellt ist, ist es in der Hydraulikvorrichtung, die den Kreis ver wendet, der in Fig. 2(a) dargestellt ist, wenn der Lastdruck eines Hochlast-Aktuators 25, wie beispielsweise ein hydraulischer Schwing-Motor für ein Fahrerhaus mit min destens zwei Aktuatoren 11, 25 unter einer Vielzahl von hydraulischen Aktuatoren extrem höher als der Lastdruck des Niedriglast-Aktuators 11 ist, wie beispielsweise ein hydraulischer Ausleger-Zylinder, bevorzugt, den Wert einzustellen, der durch Teilen des dritten einen Druck aufnehmenden Bereichs A3 eines Hochlast-Druck ausgleichsventils 36 erhalten wird, das mit dem Hochlast-Aktuator 25 kommuniziert, durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1, der kleiner als der Wert ist, der durch Teilen des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs A3 eines Niedriglast-Druckausgleichsventils 30 erhalten ist, das mit dem Niedriglast- Aktuator 11 kommuniziert, durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbe reich A1. Mit dieser Anordnung nimmt, falls der Lastdruck des Hochlast-Aktuators 25 plötzlich ansteigt, die Strömung zu dem Hochlast-Aktuator ab und die Strömung, die der abnehmenden Strömung entspricht, wird zu dem Niedriglast-Aktuator 11 zuge führt, was demzufolge verhindert, daß sich der Niedriglast-Aktuator 11 verlangsamt. Weiterhin reicht bevorzugt der Wert, der durch Teilen des dritten einen Druck auf nehmenden Flächenbereichs A3 des Druckausgleichsventils 30 des Niedriglast-Ak tuators 11 durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1 erhalten wird, von 1 bis 0,98, und der Wert, der durch Teilen des dritten einen Druck aufneh menden Flächenbereichs A3 des Druckausgleichsventils 36 des Hochlast-Aktuators durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich A1 erhalten wird, reicht von 0,97 bis 0,94.

Weiterhin wird, wenn der Lastdruck des Hochlast-Schwing-Motors 25 übermäßig hoch ist, die Öffnung des Druckausgleichsventils 36 verringert, um die Strömung zu reduzieren, die zu dem Schwing-Motor 25 zugeführt wird. Deshalb kann die ver schwenderische Entlastungs- bzw. Überlaufströmung, die von einem überlasteten Entlastungsventil, das nicht dargestellt ist, zu dem Tank, der nicht dargestellt ist, läuft, reduziert werden und der Anstieg des Lastdrucks selbst des Schwing-Motors 25 wird auch eingeschränkt. Deshalb kann der Abfall in der Geschwindigkeit des hy draulischen Ausleger-Zylinders, der ein Niedriglast-Aktuator 11 ist, durch den Betrag der reduzierten, verschwenderischen Überdruckströmung verhindert werden. Hier nach wird, wenn sich die Geschwindigkeit des Schwing-Motors 25 erhöht und die Beschleunigung davon abnimmt, der Lastdruck auch abnehmen. Als Folge erhöht sich die Öffnung des Druckausgleichsventils 36 graduell und die Strömung erhöht sich graduell entsprechend dazu, wie der Schwinglastdruck abnimmt, was demzufol ge ermöglicht, daß der Schwing-Motor 25 sanft beschleunigt werden kann. Weiterhin fällt, wenn die Beschleunigung des Schwing-Motors endet und das Schwingen unter einem Beharrungszustand bzw. einer Bereitschaftsgeschwindigkeit gestartet wird, der Lastdruck des Schwing-Motors 25 plötzlich ab, während sich der Lastdruck von dem Ausleger-Zylinder erhöht. Zu diesem Zeitpunkt befindet sich das Druckaus gleichsventil 36 des Schwing-Motors 25 in einem Prozeß eines graduellen Öffnens von einem geschlossenen Zustand aus im Gegensatz zu einem vollständig offenen Zustand, und es befindet sich noch in einem gedrosselten Zustand. Aus diesem Grund wird, gerade dann, wenn der Lastdruck des Schwing-Motors 25 plötzlich ab fällt, die Änderung des Druckausgleichsventils 36 des Schwing-Motors 25, die plötz lich erniedrigt wird, reduziert werden, was demzufolge verhindert, daß der Schwing- Motor 25 mit einem Stoß verzögert wird. Eine relativ große Öffnung des Druckaus gleichsventils 30 des Ausleger-Zylinders 11 wird sichergestellt, da ein bestimmter Pegel des sekundären Drucks von der anfänglichen Stufe der Drehung des Schwing-Motors 25 an sichergestellt wird; deshalb nimmt, gerade wenn der Schwing-Motor die Beschleunigung beendet und zu der Rotation unter einer stetigen Geschwindigkeit umschaltet, die Öffnung nicht plötzlich wie in der herkömmlichen Art zu, wodurch demzufolge eine Beschleunigung mit einem Stoß verhindert wird.

Unter Bezugnahme nun auf Fig. 4 wird ein Druckausgleichsventil 4′, das für die hy draulische Vorrichtung eingesetzt wird, die in Fig. 2(a) dargestellt ist, die allerdings den ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung verwendet und die von der einen, die in Fig. 3 dargestellt ist, unterschiedlich ist, beschrieben werden. Entsprechenden Teilen, wie solchen der Ausführungsform, die in Fig. 3 dargestellt ist, werden ent sprechende Bezugszeichen zugeordnet werden und die Beschreibung davon wird teilweise weggelassen werden. Das Druckausgleichsventil 4′ unterscheidet sich von der Ausführungsform, die in Fig. 3 dargestellt ist, in den Konfigurationen der einen Druck aufnehmenden Flächenbereiche A3 und A2, die in der Öffnungsrichtung des Druckausgleichsventils wirken.

Genauer gesagt besitzt in Fig. 4 eine Ventilkörperbohrung 228 eines Ventilkörpers 201 nur eine Bohrung mit großem Durchmesser (Innendurchmesser d2), in die eine Spule 212, die einen ersten, zweiten und dritten Steg mit großem Durchmesser 209, 210, 211 besitzt, gleitbar angepaßt befestigt ist, und ein Hilfskolben 217, der einen Außendurchmesser d3 anstelle einer Bohrung 111 mit kleinem Durchmesser (Innen durchmesser d3) besitzt, wie in Fig. 3 dargestellt ist, ist gleitbar in eine axiale Unter- Bohrung 202 eingesetzt, die auf einem äußeren Ende 214 der Spule 212 in einer verschachtelten Art und Weise vorgesehen ist. Weiterhin ist ein sekundärer Druck anschluß 204, ein Aktuator-Lastdruck-Anschluß 203, ein Auslaßanschluß 105, ein Einlaßanschluß 102, der mit einer Pumpenzufuhrleitung kommuniziert, und ein Tankanschluß 106 der Reihe nach auf dem Ventilkörper 201 entlang einer Ventilkör perbohrung 228 vorgesehen. Das äußere Ende des Hilfskolbens 217 ist so angeord net, daß es in Kontakt mit einer Endoberfläche 227 der Ventilkörperbohrung 228 ge bracht werden kann, die eine zweite Steuerdruckkammer 213 bildet, die mit dem se kundären Druckanschluß 204 kommuniziert. Eine Feder 218 ist zwischen der Spule 212 und dem Hilfskolben 217 in einer axialen Unter-Bohrung 202 vorgesehen, und eine dritte Steuerdruckkammer 220, die mit dem Lastdruck-Anschluß 203 über eine Pilotleitung 223 kommuniziert, ist gebildet. Ein erster einen Druck aufnehmender Flächenbereich A1 einer ersten Steuerdruckkammer 121 ist durch den Querschnitts flächenbereich eines Kolbens 117 gebildet; ein zweiter einen Druck aufnehmender Flächenbereich A2 der zweiten Steuerdruckkammer 213 ist durch den Flächenbe reich gebildet, der durch Subtrahieren des Querschnittsflächenbereichs des Hilfskol bens 217 von dem Querschnittsflächenbereich der Ventilkörperbohrung 228 erhalten ist; und ein dritter einen Druck aufnehmender Flächenbereich A3 der dritten Kammer 220 ist durch den Querschnittsflächenbereich des Hilfskolbens 217 gebildet.

Mit dieser Anordnung liefert, wenn dieselbe Beziehung zwischen den jeweiligen Durchmessern d1, d2 und d3, wie diejenige der Ausführungsform, die in Fig. 3 dar gestellt ist, eingesetzt wird, der sekundäre Druck Pc, d. h. der Differentialdruck zwi schen dem Pumpenzufuhrdruck und dem maximalen Lastdruck der Aktuatoren, die wirkende Kraft einer Feder 19 eines Pumpenströmungssteuerventils 38. Der Lastdruck PL ist ausreichend groß in Bezug auf den sekundären Druck Pc, und des halb wird der Hilfskolben gegen eine linke Endoberfläche der Ventilkörperbohrung gepreßt, was demzufolge die ähnliche Betriebsweise zu derjenigen der einen, die in Fig. 3 dargestellt ist, liefert.

In der Ausführungsform, die in Fig. 4 dargestellt ist, bewegt sich, falls der Lastdruck PL übermäßig niedrig für den sekundären Druck Pc wird, und zwar aufgrund einer negativen Last, wie in einer sich selbst antreibenden Last, dann der Hilfskolben 217 von der linken Endoberfläche des Ventilkörpers 227 weg, um die Spule 212 zu drücken, um dadurch zu bewirken, daß der sekundäre Druck Pc auf den einen Druck auf nehmenden Flächenbereich A3 aufgebracht wird, auf den der Lastdruck PL aufge bracht wird. In diesem Fall wird der Lastdruck als gleich zu Pc beim Ausführen der Steuerung angesehen und der Differentialdruck der Richtungsventile wird leicht hö her, um leicht die Strömung zu erhöhen. Während die Ausführungsform, die in Fig. 3 dargestellt ist, abgestufte Bohrungen besitzt, erfordert die Ausführungsform, die in Fig. 4 dargestellt ist, keine abgestuften Bohrungen, und deshalb liefert sie solche Vorteile, wie ein einfacheres, spanabhebendes Bearbeiten, und eine geringere Wahrscheinlichkeit von Problemen, die durch den sekundären Druck Pc verursacht werden, der auf die äußere Oberfläche des Hilfskolbens 217 aufgebracht wird, da der sekundäre Druck Pc gewöhnlich niedrig ist, was es geeigneter für ein Gerät macht, bei dem der Lastdruck selbst unter einem vorbestimmten Niveau oder höher zu allen Zeiten verbleibt.

Die Druckausgleichsventile 4, 4′, die in Fig. 3 und in Fig. 4 dargestellt sind, sind so beschrieben, daß sie in dem Kreis, der in Fig. 2(a) dargestellt ist, verwendet werden, allerdings sind sie auch auf andere Konfigurationen von Kreisen als ein solcher, der in Fig. 2(a) dargestellt ist, anwendbar. Insbesondere sind sie dann anwendbar, so lange wie das Druckausgleichsventil so gesteuert wird, daß der Lastdruck PL und der sekundäre Druck Pc in der Öffnungsrichtung wirken, wie dies vorstehend be schreiben ist, und der Druck Pz auf der Anströmseite des Richtungsventils, d. h. die Anströmseite der Druckausgleichsventile, in der Schließrichtung wirkt. Zum Beispiel können die Druckausgleichsventile 4, 4′ für einen Kreis verwendet werden, der einen Pumpenzufuhr-Steuerschaltkreis verwendet, wie er in Fig. 2(b) dargestellt ist, wobei, anstelle eines Anwendens des sekundären Drucks Pc auf den Pumpensteuerkreis über die Pilotleitung 33, wie dies in Fig. 2(a) dargestellt ist, das Pumpenströmungs- Steuerventil 45 zum Erzielen der Zuführung eines Öls der Pumpe 2 mit variabler Verdrängung mit der die Pumpenkapazität variierenden Vorrichtung 17 kommunizie ren, vorgesehen werden kann (wie dies in Fig. 1 dargestellt ist); der maximale Lastdruck (Pm) kann über die Leitung 35 in der Richtung zum Schließen des Pum penströmungs-Steuerventils 45 aufgebracht werden, um die Verdrängung der Pum pe 2 mit variabler Verdrängung zu erhöhen; der Pumpenzufuhrdruck (Pd) kann über eine andere Leitung 23′ in der Richtung zum Öffnen des Pumpenströmungs-Steuer ventils 45 aufgebracht werden, um die Verdrängung der Pumpe 2 mit variabler Ver drängung zu erniedrigen; und die wirkende Kraft des Pumpenzufuhrdrucks Pd kann mit der wirkenden Kraft ausbalanciert werden, die durch den minimalen Lastdruck Pm und die Feder 46 vorab eingestellt wird.

Weiterhin kann in dem Kreis, der in Fig. 2(a) dargestellt ist, der sekundäre Druck Pc in einer Art und Weise erzeugt werden, wie sie in Fig. 2(c) dargestellt ist. Hierin kann der Differentialdruck zwischen dem Zufuhrdruck (Pd) und der variablen Ver drängungspumpe von der Pumpenzufuhrdruck-Aufnahmeleitung 23′ und dem maxi malen Lastdruck (Pm) der Aktuatoren von der Maximal-Lastdruck-Aufnahmeleitung 16 durch einen Differentialdruckdetektor 60 erfaßt werden und der Ausgang des Dif ferentialdruckdetektors 60 kann zu einer Steuereinheit 61 zugeführt werden, die ein Steuersignal 62 erzeugt und ausgibt. Die Anti-Sättigungs-Funktion kann durch den sekundären Druck (Pc), der durch ein elektromagnetisches, proportionales Ventil 63 produziert wird, das durch das Steuersignal 62 betätigt wird, sichergestellt werden. Das Bezugszeichen 64 bezeichnet eine Pilotpumpe.

Fig. 2(d) stellt ein Hydraulikkreisdiagramm dar, das für eine Ausführungsform der Hydraulikvorrichtung erläuternd ist, die von der einen, die in Fig. 2(a) dargestellt ist, unterschiedlich ist. In dem Hydraulikkreisdiagramm, das in Fig. 2(d) dargestellt ist, werden die Druckausgleichsventile auf der Abströmseite der Richtungsventile ange ordnet, wie dies der Fall bei dem einen ist, das in der japanischen Patent-Offenle gung No. 4-19409 in Bezug hierauf offenbart ist. Entsprechende Teile wie solche, die in Fig. 2(a) dargestellt sind, sind mit entsprechenden Bezugszeichen bezeichnet, und die Beschreibung davon wird weggelassen werden. Wie in Fig. 2(d) dargestellt ist, führen Aktuatoren 50, 51 das Pumpenzufuhröl einer Zufuhrleitung 3 über Ab sperrventile 40, 40 und Richtungsventile 53, 54, die eine Strömungssteuerfunktion besitzen, und Druckausgleichsventile 44, 48 zu; das Rückführöl der Aktuatoren 50, 51 wird von den Richtungsventilen 53, 54 zurück zu einem Tank T über eine Tan kleitung 12 geschickt. Von den Lastdrücken der Aktuatoren wird der maximale Lastdruck durch ein Wechselventil 13 ausgewählt, um es mit den wirkenden Kräften der Federn 44a, 48a in einer Richtung zum Schließen beider Druckausgleichsventile 44, 48 in deren jeweiligen Steuerdruckkammern zu beaufschlagen, und ein Druck Pd auf der Ausströmseite der Richtungsventile 53, 54 wird in einer Richtung zum Öffnen der Druckausgleichsventile in deren anderen Steuerdruckkammern aufgebracht. Der Differentialdruck vor und nach den Richtungsventilen 53, 54 wird so eingestellt, daß er mit dem Differentialdruck zwischen einem Zufuhrdruck Pd einer variablen Ver drängungspumpe und einem maximalen Lastdruck Pm übereinstimmt, wie in dem Fall, der in Fig. 2(a) dargestellt ist, um so die Anti-Sättigungs-Funktion zu schaffen. Wie in dem Fall, der in Fig. 2(a) dargestellt ist, ist in einer Ventileinheit 24 ein Diffe rentialdruck-Steuerventil 31 vorgesehen, das einen Druck Pc entsprechend dem Dif ferentialdruck zwischen dem Zufuhrdruck Pd der Pumpe mit variabler Verdrängung einer Zufuhrleitung 3 in einer Ventileinheit 24 und dem maximalen Lastdruck Pm ei ner Auslaßleitung 16, die durch das Wechselventil 13 ausgewählt worden ist, er zeugt. Der sekundäre Druck Pc, der durch das Differentialdruck-Steuerventil 31 er zeugt wird, wird über eine sekundäre Druckleitung 32 und eine Pilotleitung 33 aufge bracht, so daß ein Pumpenströmungs-Steuerventil 38 einer Pumpeneinheit 21 be wirkt, daß das Zufuhröl einer Pumpe 2 mit variabler Verdrängung mit einer die Pum penkapazität variierenden Vorrichtung 17 kommuniziert, um die Zufuhr der Pumpe 2 mit variabler Verdrängung zu erniedrigen, und auch um eine Feder 19 des Pumpen strömungs-Steuerventils 38 zu kontrollieren, um das Pumpenströmungs-Steuerventil 7 zu schließen, um dadurch die Zufuhr der Pumpe 2 mit variabler Verdrängung zu erhöhen.

Die Betriebsweise der hydraulischen Vorrichtung, die in Fig. 2(d) dargestellt ist, wird nun beschrieben. Der Druck an dem Zufuhranschluß der Pumpe 2 mit variabler Ver drängung steigt um den Betrag äquivalent zu dem Druckverlust an, der in einer Zu fuhrleitung 23 erzeugt ist, und zwar in Relation zu dem Druck der Zufuhrleitung 3 in der Ventileinheit 24; deshalb hängt der Pumpenzufuhrdruck Pd der Zufuhrleitung 3 nur von dem maximalen Lastdruck Pm und der einwirkenden Kraft der Feder 19 ab, ohne von der Temperatur des Pumpenzufuhröls abzuhängen. Demzufolge kann die Balance der Kräfte in dem Pumpenströmungs-Steuerventil 38 wie folgt ausgedrückt werden:

Pc = Betätigungs- bzw. Betriebskraft der Feder 19;

aufgrund des Differentialdruck-Steuerventils 31 wird der sekundäre Druck Pc ausge drückt als

Pc = Pd - Pm; deshalb gilt
Pd - Pm = einwirkende Kraft der Feder 19; und der Pumpenzufuhrdruck wird ausgedrückt als
Pd = Pm + einwirkende Kraft der Feder 19.

Weiterhin gilt, basierend auf den ausbalancierten Kräften in den Druckausgleichsventilen,

Pd = Pm + einwirkende Kraft der Feder 44a.

Demzufolge wird der Differentialdruck vor und nach den Richtungsventilen 53, 54 ausgedrückt durch

Pd - Pd′ = einwirkende Kraft der Feder 19 - einwirkende Kraft der Feder 44a.

Demzufolge wird der Differentialdruck vor und nach den Richtungsventilen nur durch die wirkende Kraft der Feder 19 des Pumpenströmungs-Steuerventils 38 und der wirkenden Kräfte der Federn 44a, 48a der Druckausgleichsventile 44, 48 bestimmt; er hängt nicht von dem Lastdruck der Aktuatoren 50, 51 ab. Demzufolge wird die Hy draulikvorrichtung, die nicht durch die Temperatur des Pumpenzufuhröls beeinflußt wird, so erhalten werden, ähnlich der, die in Fig. 2(a) dargestellt ist.

Die Beziehungen, die durch die Ausdrücke vorstehend angegeben sind, sind nicht unter einer gesättigten Bedingung aufgrund des Mangelbetrags der Pumpenzufuhr anwendbar. Ein Druck Pd′ auf der Ausströmseite der Richtungsventile 53, 54 wird die Summe des maximalen Lastdrucks Pm und der wirkenden Federkräfte der Fe dern 44a, 48a der Druckausgleichsventile sein, und die Drücke auf der Ausströmsei te aller Richtungsventile werden dieselben sein. Die Drücke auf der Anströmseite al ler Richtungsventile werden identisch zu Pd sein, da sie mit der Zufuhrleitung 3 par allel kommunizieren. Demgemäß werden die Differentialdrücke vor und nach allen Richtungsventilen dieselben sein und die Zufuhr der Pumpe mit variabler Verdrän gung wird unter einem Verhältnis in Proportion zu dem Verhältnis der Öffnungen der jeweiligen Richtungsventile unterteilt werden, um so die Anti-Sättigungs-Funktion zu schaffen, wie sie in dem Fall, der in Fig. 2(a) dargestellt ist.

Unter Bezugnahme nun auf Fig. 5 wird ein Druckausgleichsventil 41, das in dem Kreis der Fig. 1 verwendet wird, der den ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung verkörpert, beschrieben. Ein Körper 301 des Druckausgleichsventils 41 ist in einen ersten Körper 301a und einen zweiten Körper 301b unterteilt, die in einem Stück durch Festziehen mit einer Schraube oder dergleichen (nicht dargestellt) zusammen gebaut sind. Der erste Körper 301a ist mit einer Bohrung 321 eines kleineren Durch messers und einer Bohrung 322 mit einem mittleren Durchmesser, der von der Boh rung mit dem kleinen Durchmesser fortführt, versehen; und eine erste Spule 311 paßt sich in die Bohrung 321 mit dem kleinen Durchmesser ein, und eine zweite Spule 312 paßt sich in die Bohrung 322 mit dem mittleren Durchmesser ein. Der zweite Körper 301b ist mit einer Bohrung 322 mit einem großen Durchmesser, die sich von der Bohrung 322 mit dem mittleren Durchmesser fortsetzt, und einer Hilfs bohrung 325 mit kleinem Durchmesser versehen, die sich von der Bohrung mit dem großen Durchmesser fortsetzt und die denselben Durchmesser wie derjenige der Bohrung 321 mit dem kleinen Durchmesser besitzt. Eine dritte Spule 310, die sich in die Bohrung 323 mit dem großen Durchmesser einpaßt, und die Hilfsbohrung 325 mit kleinem Durchmesser besitzen erste und zweite Stege 313, 314 mit großem Durchmesser, die sich in die Bohrung 323 mit großem Durchmeser einpassen, und einen Hilfsbereich 315 mit kleinem Durchmesser, der sich in die Hilfsbohrung 325 mit kleinem Durchmesser einpaßt. Eine Feder 350 zum Drücken der vorstehenden, jeweiligen Spulen ist zwischen der ersten Spule 311 und einer Endoberfläche 320 der Bohrung 321 mit kleinem Durchmesser angeordnet. Weiterhin sind der Reihe nach entlang des Körpers 301 vorgesehen: ein Hilfseinlaßanschluß 341, der mit der Bohrung 321 mit dem kleinen Durchmesser kommuniziert und demzufolge mit der Pumpenzufuhrleitung 3; ein Aktuator-Lastdruck-Anschluß 342, der mit der Bohrung 322 mit dem mittleren Durchmesser kommuniziert und demzufolge mit einer Aktua tor-Lastdruck-Leitung 34; ein Tankanschluß 343, der mit der Bohrung 323 mit dem großen Durchmesser kommuniziert, die den Bereich umgibt, wo die zweite Spule 312 mit der dritten Spule 311 in Kontakt steht; ein Auslaßanschluß 344, der mit der Bohrung 323 mit dem großen Durchmesser kommuniziert, die zwischen dem ersten und dem zweiten Steg 313 und 314 mit großem Durchmesser angeordnet ist; ein Einlaßanschluß 345, der mit der Pumpenzufuhrleitung 3 kommuniziert, wobei die Öffnung davon durch einen Drosselbereich 316 kontrolliert wird, der auf dem zwei ten Steg 314 mit dem großen Durchmesser vorgesehen ist und der geöffnet und ge schlossen werden kann; und einen Maximal-Lastdruck-Anschluß 346, der mit einer Leitung 16 zum Aufnehmen des maximalen Lastdrucks unter den Aktuatoren kom muniziert und der auch mit der Bohrung 323 mit großem Durchmesser an dem Ver bindungsbereich des zweiten Stegs 314 mit dem großen Durchmesser und dem Hilfsbereich 315 mit dem kleinen Durchmesser kommuniziert. Zwischen dem Hilfsbe reich mit kleinem Durchmesser und einer Bohrungsendoberfläche 330 mit kleinem Durchmesser ist eine Steuerdruckkammer 334 vorhanden, die mit dem Auslaßan schluß 344 über eine Pilotleitung 351 kommuniziert. Da der erste Körper 301a und der zweite Körper 301b durch Verschrauben oder mittels einer anderen, ähnlichen Einrichtung (nicht dargestellt) zu einem Teil zusammengebaut sind, um den Körper 301 zu bilden, sollte, gerade wenn die Bohrung 322 mit mittlerem Durchmesser des ersten Körpers 301a und die Bohrung 323 mit großem Durchmesser des zweiten Körpers 301b nicht zueinander ausgerichtet sind, kein betriebsmäßiges Problem vorhanden sein, da die zweite Spule 312 und die dritte Spule 310 separate Kompo nenten sind und sie nur in Kontakt miteinander stehen.

Das Druckausgleichsventil 41 bewirkt, daß ein Auslaßdruck (Pz) des Auslaßan schlusses 344 angelegt wird, und zwar über eine Pilotleitung 351, an eine Endober fläche 340 (ein einen einen Druck aufnehmenden Flächenbereich B1 der Ölkammer 334) des Hilfsbereichs 315 mit kleinem Durchmesser der Ölkammer 334 in der Schließrichtung des Druckausgleichsventils, und es bewirkt auch, daß ein maximaler Lastdruck (Pm) des Maximal-Lastdruck-Anschlusses 346 auf einen einen Druck auf nehmenden Flächenbereich B2 aufgebracht wird, der durch Subtrahieren des Quer schnittsflächenbereichs des Hilfsbereichs 315 mit kleinem Durchmesser von dem Querschnittsflächenbereich des zweiten Stegs 314 mit großem Durchmesser erhal ten wird. Weiterhin bewirkt das Druckausgleichsventil 41, daß ein Pumpenzufuhr druck (Pd) angelegt wird, und zwar über den Hilfseinlaßanschluß 341, an einen ei nen Druck aufnehmenden Bereich B1 einer Steuerdruckkammer 331, die ein Quer schnittsflächenbereich der Spule 311 ist, und bewirkt auch, daß ein Aktuator- Lastdruck (PL) des Lastdruck-Anschlusses 342 an einen einen Druck aufnehmenden Flächenbereich B3 einer Steuerdruckkammer 332 aufgebracht wird, der durch Sub trahieren des Querschnittsflächenbereichs B1 der ersten Spule 311 von dem Quer schnittsflächenbereich der zweiten Spule 312 mit mittlerem Durchmesser erhalten wird. Der Querschnittsflächenbereich, der durch Subtrahieren des Querschnittsflä chenbereichs des Stegs 312 mit mittlerem Durchmesser von dem Querschnittsflä chenbereich des ersten Stegs 313 mit großem Durchmesser erhalten wird, kommuni ziert mit dem Tank über den Tankanschluß 343; deshalb wird keine wirkende Kraft zum Öffnen oder Schließen der jeweiligen Spule ausgeübt werden.

Und der einen Druck aufnehmende Flächenbereich B2 und der einen Druck aufneh mende Flächenbereich B1 der ersten Spule werden auf denselben Wert eingestellt (B1 = B2), der einen Druck aufnehmende Flächenbereich B3 wird auf einen Wert eingestellt, der kleiner als der einen Druck aufnehmende Flächenbereich B1 (=B2) ist, um eine Beziehung einzurichten, die durch B1 < B3 angegeben ist, und die Strö mung des Druckausgleichsventils 41, das mit einem bestimmten Aktuator kommuni ziert, wird herabgesetzt, wenn sich der Lastdruck (PL) des bestimmten Aktuators erhöht.

Im Betrieb ist die Kraft der Feder 350, die die jeweilige Spule drückt, so schwach wie diejenige der Feder 118, die in Fig. 3 dargestellt ist; deshalb wird diese Kraft in den nachfolgenden Ausdrücken ignoriert.

Die Balance der Kräfte, die auf die Spulen unter einer Bedingung aufgebracht wer den, wo die Spulen des Druckausgleichsventils 41 ausbalanciert sind, kann wie folgt ausgedrückt werden:

Pz · Bz + Pm · B2 = Pd · B1 + PL · B3 (8)

B1 = B2, deshalb;

Pz · B1 + Pm · B1 = Pd · B1 + PL · B3 (9)

Pz + Pm = Pd + PL · (B3/B1)
Da B1 < B3, führt ein Substituieren (B3/B1) = k zu

Pz + Pm = Pd _* PL · k (10)

wobei k < 1; Substituieren k = 1 - (1 - k) führt zu

Pz + Pm = Pd + PL · [1 - (1 - k)] Pz + Pm = Pd + PL - PL · (1 - k) (11)

ΔP = Pz - PL; deshalb wird der nachfolgende Ausdruck von dem Ausdruck (11) abgeleitet:

Pz - PL = -Pm + Pd - PL · (1 - k) ΔP = Pz - PL = (Pd - Pm) - PL · (1 - k) (12)

Da Pc, wie in Fig. 3 dargestellt ist, als Pc = Pd - Pm dargestellt ist, liefert deshalb das Druckausgleichsventil 41, das in Fig. 5 dargestellt ist, auch dieselbe Betriebs weise wie diejenige des Druckausgleichsventils, das in Fig. 3 dargestellt ist.

Aus demselben Grund wie derjenige bei dem Druckausgleichsventil 4, das in Fig. 3 dargestellt ist, muß in den Druckausgleichsventilen 41, 42 der Hydraulikvorrichtung gemäß dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung, wenn mindestens zwei Ak tuatoren aus einer Mehrzahl Aktuatoren synchron ungeachtet des Lastdrucks der Aktuatoren angetrieben werden müssen, wie in einem Fall, wo zwei Fahrmotoren zum Antreiben eines Paars Raupenketten eines hydraulisch fahrenden Fahrzeugs laufen, bevorzugt, daß die Werte durch Dividieren des dritten einen Druck aufneh menden Flächenbereichs B3, von den zwei Druckausgleichsventilen 41, 42, die mit den zwei Aktuatoren kommunizieren, durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich B1 erhalten ist, dieselben sind.

Vorzugsweise reichen die Werte, die durch Dividieren des dritten einen Druck auf nehmenden Flächenbereichs B3 der zwei Druckausgleichsventile 41, 42 durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich B1 erhalten sind, von 0,99 bis 0,95, d. h. 99% bis 95%. Dies kommt daher, daß dann, falls die Strömungsabfallsrate zu hoch ist, dann eine übermäßige Korrektur dazu führt, daß sie vorgenommen wird, wenn geradeaus gefahren wird, mit der Konsequenz eines Zickzackverlaufs, oder das System versucht, das Geradeausfahren beizubehalten, wenn eine Kurve gefah ren wird, was zu einem unsanften Betrieb führt; andererseits kann, falls die Strö mungsabfallsrate zu niedrig ist, dann eine Korrektur vorgenommen werden, was die Funktion des Geradeausfahrens beeinträchtigt.

Aus demselben Grund wie bei demjenigen des Druckausgleichsventils 4, das in Fig. 3 dargestellt ist, ist es bevorzugt, daß in den Druckausgleichsventilen 41, 42 der Hy draulikvorrichtung gemäß dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung der Wert, der durch Dividieren des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs B3 ei nes Hochlast-Druckausgleichsventils 42, das mit dem Hochlast-Aktuator 20 kommu niziert, durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich B1 erhalten ist, so eingestellt wird, daß er kleiner als der Wert ist, der durch Dividieren des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs B3 eines Niedriglast-Druckausgleichs ventils 41, das mit einem Niedriglast-Aktuator 10 kommuniziert, durch den ersten ei nen Druck aufnehmenden Flächenbereich B1 erhalten wird, wenn der Lastdruck des Hochlast-Aktuators 20 von mindestens zwei Aktuatoren 10, 20 unter einer Vielzahl von Aktuatoren extrem höher als der Lastdruck des anderen ist, nämlich des Nied riglast-Aktuators 10. Vorzugsweise reicht der Wert, der durch Dividieren des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs durch den ersten, einen Druck aufneh menden Flächenbereich des Druckausgleichsventils des vorstehenden Niedriglast- Aktuators erhalten ist, von 1 bis 0,98, und der Wert, der durch Dividieren des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs durch den ersten, einen Druck aufneh menden Flächenbereich des Druckausgleichsventils des Hochlast-Aktuators erhal ten wird, reicht von 0,97 bis 0,94.

Demzufolge sind alle Ausführungsformen vorstehend unter Bezugnahme auf die Hy draulikkreise zum Antreiben von zwei hydraulischen Aktuatoren beschrieben wor den; allerdings arbeitet zum Beispiel ein hydraulischer Bagger mit mindestens sechs Aktuatoren, die zwei Fahrmotoren zum Antreiben eines Paars von Raupenketten ei nes hydraulisch fahrenden Fahrzeugs, einen hydraulischen Schwing-Motor für eine Kabine und die hydraulischen Zylinder für einen Ausleger, einen Arm und einen Löf fel, umfassen. Dies bedeutet, daß jede der Ausführungsformen, die vorstehend be schrieben sind, nur zwei Aktuatoren darstellt, die diese Aktuatoren repräsentieren, und es sollte verständlich werden, daß eine Vielzahl hydraulischer Aktuatoren in die ser Erfindung die individuellen Fahrmotoren, die hydraulischen Schwing-Motoren und die hydraulischen Zylinder, usw., umfassen, und weiterhin eine Vielzahl von Druckausgleichsventilen und Richtungsventilen umfassen, die jeweils mit den hy draulischen Aktuatoren kommunizieren.

Die vorliegende Erfindung kann in anderen spezifischen Formen ausgeführt werden, ohne den allgemeinen Gedanken davon zu verlassen, und in Bezug auf solche an deren, spezifischen Formen ist deshalb beabsichtigt, daß sie hier eingeschlossen werden.

Bezugszeichenliste

Fig. 1∼2(f)

1 eine Maschine
2 eine Pumpe mit variabler Verdrängung
3, 23 eine Zufuhrleitung
4, 4′, 14, 28, 29, 30, 36, 44, 48 ein Druckausgleichsventil
6 (eine Ausgangs-) Leitung
7 ein Lastdruck-Aufnahme-Anschluß
8, 18 (ein Strömungssteuer- und) Richtungsventil
10, 11, 14, 15, 20, 25, 50, 51 ein hydraulischer Aktuator
11 ein hydraulischer Zylinder
12 ein Tank
13 ein Wechselventil
14, 15, 25 ein hydraulischer Motor
16 eine Maximaldruckleitung
17 eine eine Pumpenkapazität variierende Vorrichtung
19, 46 eine Feder
21, 49 eine Pumpeneinheit
22, 24, 26, 27, 43 eine Ventileinheit
25 ein hydraulischer Motor
28, 29, 30, 36 ein Druckausgleichsventil
31 ein Differentialdruck-Steuerventil
32 eine sekundäre Druckleitung
33, 35 eine Pilotleitung
34 eine Lastdruck-Aufnahme-Leitung
38, 45 ein Pumpen-Strömungs-Steuerventil
40 ein Absperrventil
44, 48 ein Druckausgleichsventil
49 eine Pumpeneinheit
50, 51 ein hydraulischer Aktuator
53, 54 (ein Strömungssteuer- und) Richtungsventil

Fig. 2(c)

60 ein Differentialdruckdetektor
61 eine Steuereinheit
62 ein Steuersignal
63 ein elektromagnetisches Proportionalventil
64 eine Pilotpumpe

[Fig. 3]

101 ein Ventilkörper
102 ein Einlaßanschluß
103 ein Lastdruck-Anschluß
104 ein sekundärer Druckanschluß
105 ein Auslaßanschluß
106 ein Tankanschluß
111 eine Bohrung mit kleinem Durchmesser
112 eine Spule
113 eine zweite Steuerdruckkammer
114 das andere Ende der Spule 112
115 ein verkerbter Drosselbereich
116 eine axiale (innere) Bohrung
117 ein Kolben
118 eine Feder
119 eine dritte Steuerdruckkammer
121 eine erste Steuerdruckkammer
123 eine Pilotleitung
124 eine Tankkammer
126 die andere Endoberfläche der Ventilkörperbohrung
127 eine Endoberfläche der Ventilkörperbohrung
128 eine Ventilkörperbohrung
130 eine Bohrung mit großem Durchmesser
132 ein Bereich mit kleinem Durchmesser
133 ein erster Steg mit großem Durchmesser
134 ein zweiter Steg mit großem Durchmesser

[Fig. 4]

201 ein Ventilkörper
202 eine axiale (innere) Hilfsbohrung
203 ein Lastdruck-Anschluß
204 ein sekundärer Druckanschluß
209 ein erster Steg mit großem Durchmesser
210 ein zweiter Steg mit großem Durchmesser
211 ein dritter Steg mit großem Durchmesser
212 eine Spule
214 eine Endoberfläche der Spule
217 ein Hilfskolben
218 eine Feder
220 eine dritte Steuerdruckkammer
223 eine Hilfspilotleitung
227 eine Endoberfläche der Ventilkörperbohrung
228 eine Ventilkörperbohrung

[Fig. 5]

301 ein Ventilkörper
310 eine dritte Spule
311 eine erste Spule
312 eine zweite Spule
313 eine erster Steg mit großem Durchmesser
314 ein zweiter Steg mit großem Durchmesser
315 ein Hilfsbereich mit kleinem Durchmesser
316 einen Drosselbereich
320 eine Endoberfläche der Bohrung mit kleinem Durchmesser
321 eine Bohrung mit kleinem Durchmesser
322 eine Bohrung mit mittleren Durchmesser
323 eine Bohrung mit großem Durchmesser
325 eine Hilfsbohrung mit kleinem Durchmesser
328 einen Auslaßanschluß
330 eine Endoberfläche des Hilfsbereichs mit kleinem Durchmesser
334 eine Steuerdruckkammer
340 eine Endoberfläche des Hilfsbereichs mit kleinem Durchmesser
341 ein Hilfseinlaßanschluß
342 ein Lastdruck-Anschluß
343 ein Tankanschluß
344 ein Auslaßanschluß
345 ein Einlaßanschluß
346 ein Maximal-Lastdruck-Anschluß
350 eine Feder
351 eine Pilotleitung

Claims

1. Hydraulikvorrichtung, die aufweist: eine Pumpe (2) mit variabler Verdrängung, eine Vielzahl hydraulischer Aktuatoren (10, 20), die durch das Zufuhröl der Pumpe (2) mit variabler Verdrängung angetrieben werden, eine Vielzahl von Richtungsventilen (8, 18), die eine Strömungssteuerfunktion besitzen, die zum Kontrollieren des Zufuhröls geeignet ist, das in jeden der Vielzahl der Aktuato ren fließt, und eine Vielzahl von Druckausgleichsventilen (41, 42), die die Drücke der jeweiligen Richtungsventile kompensieren; wobei die jeweiligen Druck ausgleichsventile (41, 42) einen Druck (Pz) auf der Ausströmseite der Druck ausgleichsventile bewirken und einen maximalen Lastdruck (Pm) der Vielzahl der Aktuatoren (10, 20), um in eine Schließrichtung in deren jeweiligen Steuer druckkammern zu wirken, während sie einen Pumpenzufuhrdruck (Pd), der ei nen Druck auf der Anströmseite der Druckausgleichsventile (41, 42) ist, und ei nen Aktuator-Lastdruck (PL) verursachen, der ein Druck auf der Ausströmseite der Richtungsventile (8, 18) ist, um in der Öffnungsrichtung der Druckaus gleichsventile in deren anderen, jeweiligen Steuerdruckkammern zu wirken, um die Druckkompensation durchzuführen; wobei ein Pumpenströmungs-Steuer ventil (45) vorgesehen ist, das so angepaßt ist, um das Zufuhröl der Pumpe (2) mit variabler Verdrängung mit einer eine Verdrängung variierenden Einrichtung (17) der Pumpe mit variabler Verdrängung zu kommunizieren; wobei der maxi male Lastdruck (Pm) über eine Leitung (35) und die wirkende Kraft der Feder (46) des Pumpenströmungs-Steuerventils (45) in einer Richtung zum Schließen des Pumpenströmungs-Steuerventils (45) aufgebracht werden, um die Verdrängung der Pumpe mit variabler Verdrängung zu erhöhen, wogegen der Pumpenzufuhrdruck (Pd) über eine andere Leitung (23′) in einer Richtung zum Öffnen des Pumpenströmungs-Steuerventils (45) aufgebracht wird, um die Ver schiebung der Pumpe mit variabler Verdrängung zu erniedrigen; gekennzeich net dadurch, daß eine Ausgangsströmung eines bestimmten Druckausgleichsventils (41, 42), die zu einem bestimmten Aktuator zugeführt wird, entsprechend einer Erhöhung in dem Lastdruck des bestimmten Aktuators (10, 20) erniedrigt wird.

2. Hydraulikvorrichtung, die besitzt: eine Pumpe (2) mit variabler Verdrängung, ei ne Vielzahl hydraulischer Aktuatoren (10, 20), die durch das Zufuhröl der Pum pe mit variabler Verdrängung angetrieben werden, eine Vielzahl von Rich tungsventilen (8, 18), die eine Strömungssteuerfunktion besitzen, die zum Steu ern des Drucköls, das in jedem der Vielzahl der Aktuatoren (10, 20) fließt, ge eignet sind, eine Vielzahl von Druckausgleichsventilen (4, 14), die den Druck der jeweiligen Richtungsventile (8, 18) kompensieren, ein Differentialdruck- Steuerventil (31), das einen sekundären Druck (Pc = Pd - Pm) entsprechend einem Differentialdruck zwischen einem Pumpenzufuhrdruck (Pd) und einem maximalen Lastdruck (Pm) der Aktuatoren (10, 20) erzeugt, und ein Pumpen strömungs-Steuerventil (38), das dazu angepaßt ist, um das Zufuhröl der Pum pe (2) mit variabler Verdrängung mit der die Verdrängung variierenden Einrich tung (17) der Pumpe mit variabler Verdrängung zu kommunizieren;
wobei die jeweiligen Druckausgleichsventile (4, 14) so angepaßt sind, daß ein Druck (Pz) auf der Ausströmseite der Druckausgleichsventile (4, 14) in einer Richtung zum Schließen des Druckausgleichsventils in seiner Steuerdruckkam mer wirkt, und auch bewirkt, daß ein sekundärer Druck (Pc) von dem Differen tialdruck-Steuerventil (31) und ein Aktuator-Lastdruck (PL), der einen Druck auf der Ausströmseite des Richtungsventils ist, zugeführt wird, um jeweils in einer Richtung zum Öffnen des Druckausgleichsventils in seinen anderen, jeweiligen Steuerdruckkammern zu wirken; gekennzeichnet dadurch, daß
eine wirkende Kraft einer Feder (19) des Pumpenströmungs-Steuerventils (38) in einer Richtung zum Schließen des Pumpenströmungs-Steuerventils (38) auf gebracht wird, um die Verdrängung der Pumpe (2) mit variabler Verdrängung zu erhöhen, wogegen der sekundäre Druck (Pc) über eine Leitung (33) in einer Richtung zum Öffnen des Pumpenströmungs-Steuerventils der Pumpe mit variabler Verdrängung beaufschlagt wird, um die Verdrängung der Pumpe mit variabler Verdrängung zu erniedrigen.

3. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 2, wobei die Druckausgleichsventile (4, 14) die Ausgangsströmung der Druckausgleichsventile (4, 14) erniedrigen, die mit den jeweiligen Aktuatoren (10, 20) kommunizieren, und zwar entsprechend einer Erhöhung des Lastdrucks der entsprechenden Aktuatoren (10, 20).

4. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 3, wobei das Pumpenströmungs-Steuer ventil (45) bewirkt, daß der maximale Lastdruck (Pm) über eine Leitung (35) in einer Richtung zum Schließen des Pumpenströmungs-Steuerventils wirkt, um die Verdrängung der Pumpe mit variabler Verdrängung zu erhöhen, während es auch bewirkt, daß der Pumpenzufuhrdruck (Pd) über eine andere Leitung (23) in einer Richtung zum Öffnen des Pumpenströmungs-Steuerventils wirkt, um die Verdrängung der Pumpe mit variabler Verdrängung zu erniedrigen.

5. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 3, wobei:
die jeweiligen Druckausgleichsventile (4, 4′) auf der Anströmseite der zugeord neten, jeweiligen Richtungsventile (8, 18) vorgesehen sind; die Druckaus gleichsventile (4, 4′) bewirken, daß ein Auslaßdruck auf der Ausströmseite da von auf einen ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (A1) einer er sten Steuerdruckkammer (121) in einer Richtung zum Schließen der Ventile einwirkt, daß der sekundäre Druck auf einen zweiten einen Druck aufnehmen den Flächenbereich (A2) einer zweiten Steuerdruckkammer (113, 213) in einer Richtung zum Öffnen der Ventile einwirkt, und auch bewirkt, daß der Lastdruck der Aktuatoren auf einen dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (A3) einer dritten Steuerdruckkammer (119, 220) in einer Richtung zum Öffnen der Ventile einwirkt; und wobei der zweite und der dritte einen Druck aufneh mende Flächenbereich (A2, A3) nahezu gleich gemacht sind, während der er ste, einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A1) größer gemacht ist als der dritte, einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A3).

6. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 5, wobei das Ventil, das durch Dividieren des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (A3) des Druckaus gleichsventils durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (A1) erhalten ist, von 0,99 bis 0,95 (99 bis 95%) reicht.

7. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 6, wobei dann, wenn mindestens zwei Ak tuatoren (14, 15) von der Vielzahl der Aktuatoren synchron miteinander unab hängig des Lastdrucks der Aktuatoren angetrieben werden müssen, wie in dem Fall, wo zwei Fahrmotoren zum Antreiben eines Paars Raupenketten eines hy draulisch fahrenden Fahrzeugs laufen, die Werte durch Dividieren des dritten, einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (A3) der zwei Druckausgleichs ventile (28, 29), die mit den zwei Aktuatoren (14, 15) kommunizieren, durch die ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereiche (A1) so gemacht werden, daß sie dieselben sind, erhalten werden.

8. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 5, wobei der Wert, der durch Dividieren des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (A3) eines Hochlast- Druckausgleichsventils (36), das mit einem Hochlast-Aktuator (25) kommuni ziert, durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (A1) erhal ten ist, so eingestellt wird, daß er kleiner als der Wert ist, der durch Dividieren des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (A3) eines Niedriglast- Druckausgleichsventils (30), das mit einem Niedriglast-Aktuator (11) kommuni ziert, durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (A1) erhal ten ist, wenn der Lastdruck eines ersten Aktuators (25) von mindestens zwei unter der Vielzahl der hydraulischen Aktuatoren extrem höher als der Lastdruck des anderen ist, nämlich ein zweiter Aktuator (11).

9. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 8, wobei der Wert, der durch Dividieren des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (A3) des Druckaus gleichsventils (30) des Niedriglast-Aktuators (11) durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (A1) erhalten ist, von 1 bis 0,98 reicht, und der Wert, der durch Dividieren des dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbe reichs (A3) des Druckausgleichsventils (36) des Hochlast-Aktuators (25) durch den ersten einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (A1) erhalten ist, von 0,97 bis 0,94 reicht.

10. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 5, wobei das Druckausgleichsventil (4) aufweist: einen Ventilkörper (101); eine Ventilkörperbohrung (128), die in dem Ventilkörper vorgesehen ist, die eine Bohrung (111) mit kleinerem Durchmes ser und eine Bohrung (130) mit größerem Durchmesser, die sich davon fort setzt, besitzt; eine Spule (112), die in die Ventilkörperbohrung (128) eingepaßt befestigt ist und die einen Bereich (132) mit kleinem Durchmesser und einen ersten und einen zweiten Steg (133, 134) mit großem Durchmesser besitzt und die jeweils gleitbar eingepaßt in der Bohrung (111) mit kleinem Durchmesser und eingepaßt in der Bohrung (130) mit großem Durchmesser befestigt sind; und einen Aktuator-Lastdruck-Anschluß (103), einen sekundären Druckan schluß (104), einen Auslaßanschluß (105), einen Einlaßanschluß (102), der mit einer Pumpenzufuhrleitung (3) kommuniziert, und einen Tankanschluß (106), die der Reihe nach auf dem Ventilkörper (101) entlang der Ventilkörperbohrung (128) vorgesehen sind; wobei der Bereich (132) mit kleinem Durchmesser an einem Ende der Spule (112) vorgesehen ist, die sich in die Bohrung (111) mit kleinem Durchmesser einpaßt und in Kontakt mit einer Endoberfläche (127) der Ventilkörperbohrung (128) über eine Feder (118) gebracht wird und dazwi schen eine dritte Steuerdruckkammer (119) bildet, die mit dem Lastdruck-An schluß (103) kommuniziert, während das andere Ende (114) der Spule (112) zwischen der anderen Endoberfläche (126) der Ventilkörperbohrung (128) eine Tankkammer (124) bildet, die mit dem Tankanschluß (106) kommuniziert; wo bei eine zweite Steuerdruckkammer (113), die mit dem sekundären Druckan schluß (104) kommuniziert, in der Bohrung (130) mit großem Durchmesser ge bildet ist, die den Verbindungsbereich des Bereichs (132) mit kleinem Durch messer und den ersten Steg (133) mit großem Durchmesser der Spule (112) umschließt; wobei ein Kolben (117) gleitbar eingesetzt ist, und zwar in einer öl dichten und verschachtelten Ausführung, in eine axiale Bohrung (116), die in dem anderen Ende der Spule (112) vorgesehen ist, und das andere Ende des Kolbens (117) so angeordnet ist, daß es in Kontakt mit der anderen Endober fläche (126) der Ventilkörperbohrung gebracht werden kann, und wobei er in der Öltankkammer (124) angeordnet ist; wobei eine erste Steuerdruckkammer (121), die mit dem Auslaß-Anschluß (105) über eine Pilotleitung (123) kommu niziert, zwischen der Spule (112) und dem Kolben (117) in der axialen Bohrung (116) gebildet ist; wobei ein erster einen Druck aufnehmender Flächenbereich (A1) der ersten Steuerdruckkammer (121) durch den Querschnittsflächenbe reich des Kolbens (117) gebildet ist, ein zweiter einen Druck aufnehmender Flächenbereich (A2) der zweiten Steuerdruckkammer (113) durch den Flächen bereich gebildet ist, der durch Subtrahieren des Querschnittsflächenbereichs der Bohrung (111) mit kleinem Durchmesser von dem Querschnittsflächenbe reich der Bohrung (130) mit großem Durchmesser gebildet ist, und ein dritter, einen Druck aufnehmender Flächenbereich (A3) der dritten Steuerdruckkam mer (119) durch den Querschnittsflächenbereich des Bereichs (132) mit klei nem Durchmesser gebildet ist; wobei die Spule (112) auch einen verkerbten Drosselbereich (115) besitzt, der geöffnet und geschlossen werden kann, um die Pumpenzufuhrströmung von dem Einlaßanschluß (102) zu dem Auslaßan schluß (105) zu drosseln, wobei der Drosselbereich (115) auf dem zweiten Steg (134) mit großem Durchmesser vorgesehen ist, der zu dem ersten Steg (133) mit großem Durchmesser hin weist;
wobei der zweite einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A2) und der dritte einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A3) nahezu gleich gemacht sind, und wobei der dritte einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A3) kleiner ist als der erste einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A1), um so die Aus gangsströmung des Druckausgleichsventils (4) zu erniedrigen, das mit einem Aktuator kommuniziert, und zwar gemäß einer Erhöhung in dem Lastdruck (PL) des Aktuators.

11. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 5, wobei das Druckausgleichsventil (4′) besitzt: einen Ventilkörper (201); eine Ventilkörperbohrung (228), die in dem Ventilkörper (201) vorgesehen ist; eine Spule (212), die einen ersten, einen zweiten und einen dritten Steg (209, 210, 211) mit großem Durchmesser be sitzt, die gleitbar in die Ventilkörperbohrung (228) eingepaßt befestigt sind; und einen sekundären Druckanschluß (204), einen Aktuator-Lastdruck-Anschluß (203), einen Auslaßanschluß (105), einen Einlaßanschluß (102), der mit einer Pumpenzufuhrleitung (3) kommuniziert, und einen Tankanschluß (106), die der Reihe nach auf dem Ventilkörper (201) entlang der Ventilkörperbohrung (228) vorgesehen sind; wobei ein Hilfskolben (217) gleitbar eingesetzt ist, und zwar in einer öldichten und verschachtelten Ausführung, in einer sub-axialen Boh rung (202), die auf einem Ende der Spule (212) vorgesehen ist, und wobei das andere Ende des Hilfskolbens (217) so angeordnet ist, daß es in Kontakt mit einer Endoberfläche (227) der Ventilkörperbohrung (228) gebracht werden kann, um so eine zweite Steuerdruckkammer (213) dazwischen zu bilden die mit dem sekundären Druckanschluß (204) kommuniziert, wobei eine Feder (218) zwischen der Spule (212) und dem Hilfskolben (217) in der sub-axialen Bohrung (202) vorgesehen ist, und wobei eine dritte Steuerdruckkammer (220), die mit dem Lastdruck-Anschluß (203) über eine Hilfspilotleitung (223) kommu niziert, gebildet ist, wobei das andere Ende (114) der Spule zwischen der an deren Endoberfläche (126) der Ventilkörperbohrung eine Tankkammer (124) bildet, die mit dem Tankanschluß (106) kommuniziert, wobei ein Kolben (117) gleitbar eingesetzt ist, und zwar in einer öldichten und verschachtelten Ausfüh rung, in eine axiale Bohrung (116), die auf dem anderen Ende der Spule vorge sehen ist, und das andere Ende des Kolbens (117) so angeordnet ist, daß es in Kontakt mit der anderen Endoberfläche (126) der Ventilkörperbohrung ge bracht werden kann, die in der Tankkammer (124) angeordnet ist; wobei eine erste Steuerdruckkammer (121), die mit dem Auslaßdruck-Anschluß (105) über eine Pilotleitung (123) kommuniziert, zwischen der Spule (212) und dem Kol ben (117) in einer axialen Bohrung (116) gebildet ist; wobei ein erster einen Druck aufnehmender Flächenbereich (A1) der ersten Steuerdruckkammer (121) durch den Querschnittsflächenbereich des Kolbens (117) gebildet ist; wo bei ein zweiter einen Druck aufnehmender Flächenbereich (A2) der zweiten Steuerdruckkammer (213) durch den Flächenbereich gebildet ist, der durch Sub trahieren des Flächenbereichs des Hilfskolbens (217) von dem Querschnittsflä chenbereich der Ventilkörperbohrung (228) gebildet ist; wobei ein dritter, einen Druck aufnehmender Flächenbereich (A3) der dritten Steuerdruckkammer (220) durch den Querschnittsflächenbereich des Hilfskolbens (217) gebildet ist;
wobei die Spule (212) einen verkerbten Drosselbereich (115) besitzt, der geöff net und geschlossen werden kann, um die Pumpenzufuhrströmung von dem Einlaßanschluß (102) zu dem Auslaßanschluß (105), der auf dem dritten Steg (211) mit großem Durchmesser, der zu dem zweiten Steg (210) mit großem Durchmesser hin weist, vorgesehen ist, zu drosseln;
wobei der zweite einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A2) und der dritte einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A3) nahezu gleich gemacht sind und der dritte einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A3) kleiner als der erste einen Druck aufnehmende Flächenbereich (A1) gemacht ist, derart, um die Ausgangsströmung des Druckausgleichsventils (4′) zu erniedrigen, das mit einem Aktuator kommuniziert, und zwar gemäß einer Erhöhung des Lastdrucks in dem Aktuator.

12. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der se kundäre Druck ein sekundärer Druck (Pc) ist, der durch ein elektromagneti sches Proportional-Ventil (63) zugeführt ist, das durch ein Steuersignal (62) be tätigt wird, das durch eine Steuereinheit (61) ausgegeben ist, das unter Auf nehmen eines Differentialdrucksignals, das durch einen Differentialdruck-De tektor (60) ausgegeben ist, der ein Differentialdrucksignal zwischen dem Zu fuhrdruck (Pd) der Pumpe mit variabler Verdrängung und dem maximalen Lastdruck (Pm) erfaßt, erzeugt und ausgegeben wird.

13. Hydraulikvorrichtung, die besitzt: eine Pumpe (2) mit variabler Verdrängung, ei ne Vielzahl hydraulischer Aktuatoren (50, 51), die durch das Zufuhröl der Pum pe (2) mit variabler Verdrängung angetrieben werden, eine Vielzahl von Rich tungsventilen (53, 54), die eine Strömungssteuerfunktion besitzen, die zum Steuern des Drucköls geeignet sind, das in jeden der Vielzahl der Aktuatoren (50, 51) fließt, eine Vielzahl von Druckausgleichsventilen (44, 48), die zwi schen den jeweiligen Richtungsventilen (53, 54) und den jeweiligen Aktuatoren (50, 51) angeordnet sind und die die Auslaßdrücke der jeweiligen Richtungs ventile in Bezug auf den maximalen Lastdruck unter den Aktuatoren kompen sieren, gekennzeichnet dadurch, daß die jeweiligen Druckausgleichsventile (44, 48) bewirken, daß die einwirkende Kraft der Federn (44a, 48a) der Druckausgleichsventile (44, 48) und ein maxi maler Lastdruck (Pm) der Aktuatoren in einer Richtung zum Schließen der Druckausgleichsventile (44, 48) in deren jeweiligen Steuerdruckkammern wir ken, während sie bewirken, daß ein Druck (Pd′) auf der Anströmseite der Druckausgleichsventile in einer Richtung zum Öffnen der Druckausgleichsven tile in deren anderen jeweiligen Steuerdruckkammern wirken; daß ein Differen tialdruck-Steuerventil (31), das einen sekundären Druck (Pc = Pd - Pm) ent sprechend dem Differentialdruck zwischen einem Pumpenzufuhrdruck (Pd) und dem vorstehenden, maximalen Lastdruck (Pm) der Aktuatoren erzeugt, vorge sehen ist, und daß ein Pumpenströmungs-Steuerventil (38), das bewirkt, daß das Zufuhröl der Pumpe (2) mit variabler Verdrängung mit einer die Verdrän gung variierenden Einrichtung (17) der Pumpe mit variabler Verdrängung kom muniziert, vorgesehen ist; und wobei der sekundäre Druck (Pc) über eine Lei tung (33) so beaufschlagt wird, daß das Pumpenströmungs-Steuerventil (38) geschlossen wird, um die Verdrängung der Pumpe (2) mit variabler Verdrän gung zu erniedrigen.

14. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Druckausgleichsventil (41) aufweist: einen Körper (301), der aus einem ersten Körper (301a) und einem zweiten Körper (301b) aufgebaut ist, die miteinander in einem Stück dicht befestigt sind, eine Bohrung (321) mit kleinem Durchmes ser und eine Bohrung (322) mit mittlerem Durchmesser, die sich von der Boh rung mit kleinem Durchmesser fortsetzt, wobei sowohl die Bohrung mit kleinem als auch diejenige mit mittlerem Durchmesser in dem ersten Körper (301a) vor gesehen sind, eine erste Spule (311), die sich in die Bohrung (321) mit kleinem Durchmesser einpaßt, eine zweite Spule (312), die sich in die Bohrung (322) mit mittlerem Durchmesser einpaßt, und eine Bohrung (323) mit großem Durch messer, die von der Bohrung mit mittlerem Durchmesser fortführt, und eine Hilfsbohrung (325) mit kleinem Durchmesser, die von der Bohrung mit großem Durchmesser fortführt, die denselben Durchmesser wie derjenige der Bohrung (321) mit kleinem Durchmesser besitzt, wobei sowohl die Bohrung mit großem Durchmesser als auch die Hilfsbohrung mit kleinem Durchmesser in dem zwei ten Körper (301b) vorgesehen sind, eine dritte Spule (310), die einen ersten und einen zweiten Steg (313, 314) mit großem Durchmesser besitzt, die sich in die Bohrung (323) mit großem Durchmesser einpassen, und einen Hilfsbereich (315) mit kleinem Durchmesser, der sich in die Hilfsbohrung (325) mit kleinem Durchmesser einpaßt; wobei eine Feder (350) zum Pressen der jeweiligen Spulen zwischen der ersten Spule (311) und einer Endoberfläche (320) der Bohrung (321) mit kleinem Durchmesser des Körpers angeordnet ist; einen Hilfseinlaß-Anschluß (341), der mit der Bohrung (321) mit kleinem Durchmes ser über die Pumpenzufuhrleitung (3) kommuniziert, einen Aktuator-Lastdruck- Anschluß (342), der mit der Bohrung (312) mit mittlerem Durchmesser über ei ne Aktuator-Lastdruck-Leitung (34) kommuniziert, einen Tankanschluß (343), der mit der Bohrung (323) mit großem Durchmesser an einem Kontaktbereich der zweiten Spule und der dritten Spule (310) kommuniziert, einen Auslaßan schluß, der mit der Bohrung mit großem Durchmesser kommuniziert, die zwi schen dem ersten und dem zweiten Steg mit großem Durchmesser gelegt ist, einen Einlaßanschluß (345), der mit der Pumpenzufuhrleitung (3) kommuni ziert, wobei die Öffnung davon durch einen Drosselbereich (316) gesteuert wird, der auf dem zweiten Steg (314) mit großem Durchmesser vorgesehen ist und der geöffnet oder geschlossen werden kann, und einen Maximal- Lastdruck-Anschluß (346), der mit einer Leitung zum Aufnehmen des maxima len Lastdrucks von den Aktuatoren kommuniziert und der auch mit der Bohrung (323) mit großem Durchmesser an dem Verbindungsbereich des zweiten Stegs (314) mit großem Durchmesser kommuniziert, und der Hilfsbereich (315) mit kleinem Durchmesser sind der Reihe nach entlang des Körpers vorgesehen; eine Steuerdruckkammer (334), die mit dem Auslaß-Anschluß über eine Pilot leitung (351) kommuniziert, ist zwischen dem Hilfsbereich (315) mit kleinem Durchmesser und einer Endoberfläche (330) der Hilfsbohrung mit kleinem Durchmesser vorgesehen; das Druckausgleichsventil bewirkt, daß der Auslaß- Anschluß-Druck (Pz) beaufschlagt wird, und zwar über die Pilotleitung (351), auf eine Endoberfläche (Druck aufnehmender Flächenbereich (B1)) einer Steu erkammer (334) mit einer Hilfsbohrung mit kleinem Durchmesser in einer Schließrichtung zusammen mit einem maximalen Lastdruck (Pm) des Maximal- Lastdruck-Anschlusses (346) auf einen einen Druck aufnehmenden Flächenbe reich (B2) einer Steuerdruckkammer (336) beaufschlagt wird, die mit dem Maxi mal-Lastdruck-Anschluß (346) in Verbindung gesetzt ist, der durch Subtrahie ren des Querschnittsflächenbereichs des Hilfsbereichs mit kleinem Durchmes ser von dem Querschnittsflächenbereich des zweiten Stegs mit großem Durch messer erhalten ist, während sie bewirkt, daß der Pumpenzufuhrdruck (Pd) auf einen einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (B1) der ersten Spule über den Hilfs-Einlaßanschluß (341) beaufschlagt wird, und auch bewirkt, daß der Aktuator-Lastdruck (PL) des Lastdruck-Anschlusses auf einen einen Druck auf nehmenden Flächenbereich (B3) beaufschlagt wird, der durch Subtrahieren des Querschnittsflächenbereichs (B1) der ersten Spule von dem Querschnitts flächenbereich der Bohrung mit mittlerem Durchmesser erhalten ist; und wobei der einen Druck aufnehmende Flächenbereich (B2) und der einen Druck auf nehmende Flächenbereich (B1) der ersten Spule (311) nahezu gleich gemacht sind (B1 = B2) und wobei der einen Druck aufnehmende Flächenbereich (B3) so eingestellt ist, daß er größer als der einen Druck aufnehmende Flächenbe reich (B1) (=B2) (B1 < B3) der ersten Spule ist, um so die Strömung des Druckausgleichsventils, das mit einem Aktuator kommuniziert, entsprechend ei ner Erhöhung in dem Lastdruck (PL) des Aktuators zu erniedrigen.

15. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil, das durch Dividieren des einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (B3) des Druckausgleichsventils durch einen den Druck aufnehmenden Flä chenbereich (B1) erhalten ist, von 0,99 bis 0,95 (99 bis 95%) reicht.

16. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß dann, wenn mindestens zwei Aktuatoren von einer Vielzahl von Aktuatoren synchron miteinander ungeachtet des Lastdrucks der Aktuatoren angetrieben werden müssen, wie in einem Fall, wo zwei Fahrmotoren zum Antreiben eines Paars Raupenketten eines hydraulisch fahrenden Fahrzeugs laufen, die Werte, die durch Dividieren der dritten einen Druck aufnehmenden Flächenbereiche (B3) der zwei Druckausgleichsventile, die mit den zwei Aktuatoren kommunizieren, erhalten sind, durch die einen Druck aufnehmenden Flächenbereiche (B1) gleich gemacht sind.

17. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Werte, die durch Dividieren des einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (B3) eines Hochlast-Druckausgleichsventils, das mit einem Hochlast-Aktuator kommuniziert, durch den einen Druck aufnehmende Flächenbereich (B1) erhal ten sind, so eingestellt werden, daß sie kleiner als der Wert sind, der durch Di vidieren des einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (B3) eines Niedrigla st-Druckausgleichsventils, das mit einem Niedriglast-Aktuator kommuniziert, durch den einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (B1) erhalten ist, wenn der Lastdruck eines ersten Aktuators von mindestens zwei Aktuatoren aus ei ner Vielzahl von hydraulischen Aktuatoren extrem höher als der Lastdruck des anderen ist, nämlich ein zweiter Aktuator.

18. Hydraulikvorrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Wert, der durch Dividieren des einen Druck aufnehmenden Flächenbereichs (B3) des Druckausgleichsventils des Niedriglast-Aktuators durch den einen Druck aufnehmenden Flächenbereich (B1) erhalten ist, von 1 bis 0,98 reicht, und der Wert, der durch Dividieren des einen Druck aufnehmenden Flächenbe reichs (B3) des Druckausgleichsventils des Hochlast-Aktuators durch den ei nen Druck aufnehmenden Flächenbereich (B1) erhalten ist, von 0,97 bis 0,94 reicht.