EP0499694B1 - Hydraulische Steuervorrichtung - Google Patents

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EP0499694B1
EP0499694B1 EP91119267A EP91119267A EP0499694B1 EP 0499694 B1 EP0499694 B1 EP 0499694B1 EP 91119267 A EP91119267 A EP 91119267A EP 91119267 A EP91119267 A EP 91119267A EP 0499694 B1 EP0499694 B1 EP 0499694B1
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EP
European Patent Office
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valve
pressure
control
load
line
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EP0499694A2 (de
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Rudolf Brunner
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Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
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Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
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    • F15B2211/8616—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being noise or vibration

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control device of the type specified in the preamble of claim 1.
  • Such a hydraulic cutter device is known from the publication 7100, June 1986, pp. 1 and 2, from Heilmeier & Weinlein, 8000 Kunststoff 80.
  • the damping throttle has the task of damping either the control movements or the control movements of the load holding valve in order to dampen pressure fluctuations in the system and thus vibrations of the load.
  • the task of the load holding valve is to prevent the undesired or impermissible wake movement under the load after the hydraulic consumer has stopped.
  • Such control devices equipped with a damping throttle are preferably used when oscillating movements of the hydraulic consumer are to be expected, for example with lifting and extending cylinders of cranes, in particular mobile cranes, with rotary pistons and toothed rack / pinion swivel cylinders, with lifting and swiveling devices of all kinds with a change of sign the direction of load, in winch and slewing gear drives and the like.
  • a bypass check valve is provided in parallel to the damping throttle in order to enable the load holding valve to be opened quickly bypassing the damping throttle.
  • the damping throttle is set so that it produces an optimal damping of pressure fluctuations when the pressurized medium is warm when the hydraulic consumer is moved under load with the load holding valve open.
  • a work cycle movement occurs in the load holding valve, with the movements of relatively small pressure medium volumes in the Control pressure line are connected, which pass through the damping throttle and cause the damping effect in the system.
  • the damping throttle Due to a possibly tight setting of the damping throttle for optimal damping and / or when the pressure medium is cold, the damping throttle can delay a desired rapid control movement of the load holding valve for stopping or positioning a load, so that the hydraulic consumer executes a harmful or dangerous follow-up movement after stopping under the load .
  • a load-lowering valve is actuated with laminar flow via two throttle gaps arranged in parallel in the control pressure line of the load-lowering valve.
  • the two throttle gaps are matched to each other with regard to their straight characteristic curves so that their summary characteristic curve largely follows a desired characteristic curve in the working area.
  • the two throttle gaps change their gap heights with the temperature. In this way, vibration damping that is independent of the temperature of the pressure medium is sought.
  • This principle is also suitable for load holding valves.
  • the gap heights of the two throttle gaps which are designed for optimal damping even with cold pressure medium, cannot rule out a wake of the hydraulic consumer in a load holding valve.
  • Hydraulic control devices such as those described above are often integrated into hydraulic systems that have a safety shutdown function. This means that the hydraulic consumer or the components it moves are monitored for a load, a load torque or a movement limit that is not may be exceeded.
  • a limit pressure or limit position sensor generates an electrical signal that opens a solenoid valve in the control circuit, which reduces a pilot pressure for a control device of the control valve of the consumer or for a main control device of the hydraulic system. Moving the hydraulic consumer beyond this critical limit should then be prevented by no longer being able to control the working pressure in this direction of movement or by limiting the amount of working pressure medium.
  • the sensor often only responds exactly to this safety limit or at most in a relatively narrow, predetermined tolerance range.
  • the sensor no longer responds and the consumer can continue to be controlled without restriction even in the critical area. This is particularly dangerous for a crane, for example, for the articulated cylinder or the horizontal swivel cylinder and - as established in practice - can occur due to a usually provided damping device, especially when the pressure medium is cold or when the damping is strong.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic control device of the type mentioned, in which, despite damping for normal operation, an unwanted wake movement of the hydraulic consumer is excluded under, or a hydraulic control device with a safety shutdown with regard to the reliability of the safety function also under to improve unfavorable conditions.
  • control pressure is fed into the control pressure line and the load holding valve is activated.
  • the valve arranged in the line loop holds its blocking position; the pressure medium passes the damping throttle; it is steamed. If the hydraulic consumer has to be stopped, the control pressure line is relieved until the load holding valve closes and the load holds. The valve then responds to the pressure difference that arises and assumes its open position so that the load holding valve controls the load pressure valve quickly enough even with cold and therefore viscous pressure medium.
  • the pressure medium bypasses the damping throttle.
  • the valve responds when the hydraulic consumer has to be stopped and the load has to be held and the damping throttle would prevent this.
  • the response sensitivity of the valve is set so that the hydraulic consumer does not run on under unfavorable operating conditions, and still dampens the damping throttle whenever damping is needed, for example while lowering the load.
  • the control device is automatically able to override the damping throttle in each case when an operating state that is critical with regard to after-running of the hydraulic consumer occurs.
  • the second pressure difference on the valve is set so that this allows the damping throttle to come to full effect again when the load holding valve has almost reached the load holding position and only a small amount of working pressure medium passes the load holding valve.
  • the residual closing stroke of the load holding valve is then again monitored by the damping throttle, which is able to dampen unaffected if pressure fluctuations should occur.
  • the pressure in the control pressure line initially holds the valve in the shut-off position because it overcomes the permanently acting force on the valve. Even with moderate pressure fluctuations, the valve element remains in the shut-off position, so that the damping throttle dampens play movements of the load holding valve and pressure fluctuations in the system. If, due to the damping throttle, the pressure in the control pressure line drops to such an extent that the permanently acting force controls the valve into the open position, a pressure reduction which enables the correct control movement of the load holding valve is ensured by pressure medium flowing out via the valve.
  • valve In normal operation, because of the air flowing out through the damping throttle Pressurize the valve - if at all - into the open position only if there is a risk of the hydraulic consumer running on. In the case of excessive pressure fluctuations, on the other hand, the valve can also be briefly steered into the open position, whereby it supports the damping effect of the damping throttle by reducing pressure peaks. However, it is immediately steered back into the shut-off position by the permanent force.
  • the embodiment according to claim 4 is structurally simple.
  • the pressure difference between the opening pressure and the spring force on the valve element is in any case guided via the damping throttle.
  • the sensitivity of the response of the valve is set, in order to let the damping throttle mainly work in the event of moderate pressure fluctuations in the system, but if the hydraulic consumer needs to be reliably stopped, even under load and with cold pressure medium, the damping throttle automatically and as far as necessary to ignore.
  • the feature of claim 5 is also important because a slide valve works leak-tight and with little structural effort and is relatively independent of temperature.
  • the prestressed control check valve operates when the hydraulic consumer is moving, even under load, with a raised pressure window, ie as soon as the pressure difference across the damping throttle becomes greater than the permanent force at the check element, pressure medium flows past the damping throttle and until the pressure difference has dropped so far that the permanent Force closes the pilot check valve again and the remaining pressure medium must flow from the control side of the load holding valve via the damping throttle. It results in a desirable effect that the load holding valve quickly moves in a vigorous movement and largely stops the hydraulic consumer before the load holding valve moves into its end position in a subsequent and damped residual stroke movement with the passage in the working line already largely throttled.
  • This not only suppresses or dampens pressure fluctuations, it also controls the load-holding valve so reliably and quickly, regardless of the operating conditions (even with cold pressure medium), especially in the event of a safety shutdown, that there is no overrun of the hydraulic consumer that crosses a safety limit or a safety tolerance range.
  • the relatively vigorously biased control check valve allows the damping throttle to operate largely undisturbed, since it is only effective when there is a risk of unauthorized overrun of the hydraulic consumer, and also shuts off again if this danger occurs after a vigorous control movement of the Load holding valve is eliminated.
  • the permanently effective force can be relatively small in the embodiment according to claim 10, since it is supported by the pressure in the bypass line. This improves the response behavior of the valve. Since the valve participates in the damping of the pressure fluctuations, there is also the advantage that the size difference between the throttle passage and the interference throttle passage can be chosen to be very small, and thus the amount of pressure medium flowing out via the bypass line remains desirably small.
  • the feature of claim 11 is also important because the volume flow necessary for the damping and the pressure pilot control of the valve must actually be able to flow out via the bypass channel in order to contribute to the damping.
  • a control valve is integrated in the hydraulic control device, which in the zero position establishes a connection between the two working lines or the working line containing the load holding valve to the tank, the bypass line is expediently connected to this line.
  • the bypass line can also be routed directly to the tank.
  • a directional control valve with blocked zero position can also be used.
  • a directional control valve with inlet regulators can be used, which is critical in itself for control devices that are at risk of vibration, because it has a longer settling behavior per se.
  • the embodiment according to claim 12 is expedient because the immediate control check valve enables the load holding valve to be promptly activated in some applications, bypassing the damping throttle.
  • this check valve is in any case kept closed by the pressure in the control pressure line, so that the control pressure medium has to flow via the damping throttle.
  • a structurally simple embodiment emerges from claim 13.
  • the check valve is integrated into the valve and ensures that the load holding valve is opened without delay.
  • the embodiment according to claim 14 is characterized by a particularly effective damping Pressure fluctuations in the system.
  • the operation of the control check valve is influenced favorably by the pressure accumulator.
  • the embodiment according to claim 15 is also expedient.
  • the check valve at this point prevents control pressure medium from flowing out to the other working line, or that pressure fluctuations in the control pressure circuit propagate into the other working line.
  • the check valve forces the pressure medium, also from the pressure accumulator, to take the outflow path via the bypass channel for the purpose of effective damping.
  • the embodiment according to claim 16 is independent and of particular importance, since the simple safety shutdown device cannot be outwitted even in unfavorable operating conditions, such as cold pressure medium or strong damping with a tight damping throttle, but rather controls the load holding valve as intended without noticeable run-on.
  • unfavorable operating conditions such as cold pressure medium or strong damping with a tight damping throttle
  • the control check valve is biased less strongly, whereas it can be biased higher at a safety cut-off tolerance range.
  • the reliability of the safety shutdown is also given under conditions which are particularly unfavorable for a safety shutdown, but which are absolutely correct for normal operation.
  • each sensor only needs an electrical supply that can be easily accommodated.
  • the Relief valve is small and can be easily integrated in the directional control valve or in the control device.
  • valve and the additional components can already be installed in the block of the load holding valve.
  • a structural unit as a retrofit unit on the load holding valve or at another point in the control circuit of the load holding valve and to retrofit or retrofit a control device that has already been in operation or has been designed in advance.
  • a hydraulic consumer V for example a double-acting hydraulic cylinder, for moving a load arm carrying a load F, for example as an articulated cylinder of a mobile crane, can be seen in a hydraulic control device S according to FIG. 1.
  • the cylinder with two chambers 2, 3 separated by a piston is supplied with pressure medium from a pressure source P from a tank T.
  • a control valve C is provided to control the hydraulic consumer. In the embodiment shown, it is a 4/3-way control spool with relieved zero position.
  • the chambers 2, 3 of the hydraulic consumer V are connected to the control valve C via working lines 4, 5. When the working line 4 is pressurized, the load F is raised and pressure medium is pushed out through the other working line 5.
  • a load holding valve H is arranged in the one working line 4 and serves to hold the load F, for example in the zero position of the control valve C.
  • the load-holding valve H contains, as usual, a valve 6 that is fluidly adjustable between a passage position to the control valve C and a shut-off position with a valve member 7 that has a control piston (not shown).
  • the valve member 7 is loaded by a spring 7 'in the control direction (as shown). In the control direction, pilot pressure derived via a control line 9 also acts on the side of the control valve C.
  • control pressure line 12 is provided, the pressure of which acts on the valve member 7 in the opening direction and which branches off from the working line 5 in the present exemplary embodiment.
  • the load holding valve H is bypassed (for lifting) by a bypass channel 10 with a check valve 11 opening in the direction of the hydraulic consumer V.
  • An adjustable damping throttle 13 is contained in the control pressure line 12, which dampens pressure fluctuations during the lowering movement of the load F and, in this embodiment, the opening and closing movements of the valve 6.
  • a line loop 14 bypasses the damping throttle 13.
  • a valve 15 with a valve element 16 is arranged, in FIGS. 1-3 a a 2/2-way slide valve, which is between a through position a and a shut-off position b is reversible.
  • the valve element 16 In the direction of the through position a, the valve element 16 is acted upon by a permanent force f of a suitably adjustable spring 18.
  • the valve element 16 In the direction of its shut-off position b, however, the valve element 16 is acted upon by the pressure in a pilot line 17 which branches off from the line loop 14 between the valve 15 and the other working line 5.
  • the force f is somewhat less than the force acting on the valve element 16 as a result of the (pilot) pressure in the pilot line 17.
  • the working line 5 is pressurized by means of the control valve C. Since the check valve 11 blocks, the valve 6 must be opened, which is done via the control pressure line 12 and the damping throttle 13.
  • the pressure in the control pressure line 12 holds the valve 15 in the shut-off position b via the pilot line 17, so that the pressure medium for opening is via the damping throttle 13. If pressure fluctuations occur later in the system during the lowering movement, then the valve 15 remains in its shut-off position, at least in the case of moderate pressure fluctuations; in the area of the working cycle of the valve 6 (e.g. a few 1/10 mm) the pressure medium is damped by the damping throttle 13.
  • valve 15 can briefly switch to passage in the event of excessive pressure fluctuations in the pressure control line 12 in order to participate in the damping and to allow pressure peaks to pass. Even before the pressure in the control pressure line 12 is completely reduced, the spring 18 brings the valve 15 into the Shut-off position. The residual pressure is reduced via the damping throttle 13. The valve 15 fulfills this auxiliary control function as with an increased pressure window.
  • the control device S according to FIG. 2 differs from the embodiment according to FIG. 1 by a further line loop 19 of the control pressure line 12, in which a control check valve 20 opening in the direction of the valve 6 is arranged in order to delay the opening of the valve 6 avoid.
  • the check valve 20 In the event of pressure fluctuations during the lowering movement, the check valve 20 is held in the blocking position, so that moving control pressure medium quantities pass through the damping throttle 13.
  • the further function of the control device S according to FIG. 2 corresponds to that of FIG. 1.
  • the check valve 20 is structurally integrated in the valve 15 'or in its valve element 16'.
  • the function is the same as in the embodiment according to FIG. 2.
  • the control device S according to FIG. 3 differs from the embodiment according to FIG. 2 by an additional damping device X for pressure fluctuations in the system.
  • the damping device X is formed from a throttle passage D1 in the control pressure line 12 and a bypass line 22 branching off from the control pressure line 12 at 21 and containing an interference throttle passage D2.
  • the interference throttle passage D2 is larger than the throttle passage D1.
  • the bypass line 22 is either connected to the working line 4 (at 23), or — as indicated by the broken line at 24 — directly to the tank T connected so that when the working line 5 and thus also the control pressure line 12 are pressurized, pressure medium continuously flows out via the bypass line 22.
  • the series-connected passages D1 and D2 effect an additional effective damping of pressure fluctuations when control pressure medium flows out.
  • the damping throttle 13 In the opening direction, the damping throttle 13 is bypassed by the check valve 20.
  • the valve 15 ⁇ with its valve element 16 ⁇ In the line loop 14, the valve 15 ⁇ with its valve element 16 ⁇ is arranged, which ensures the rapid actuation of the valve 6 even under difficult operating conditions (cold pressure medium and / or tight setting of the damping throttle 13).
  • the valve element 16 is loaded by the spring 18 with the permanent force and the pressure in a pilot control line 26 in the direction of the through position a.
  • the pilot line 26 branches off from the bypass line 22 downstream of the interference throttle passage D2.
  • the valve element 16 ⁇ In the direction of the blocking position b, the valve element 16 ⁇ is loaded via the pilot line 17 from the control pressure line 12, specifically with the pressure prevailing between the branch 21 of the bypass line 22 and the damping throttle 13.
  • the force f set with the spring 18 can be relatively low in this embodiment because the spring 18 is supported by the pressure in the pilot line 26.
  • a pilot pressure of 20 bar required on the valve 6 an adjustment of the spring 18 to a pressure value of 15 bar is sufficient to ensure the rapid actuation of the valve 6 without after-running in the case of cold pressure medium and / or too tightly adjusted damping throttle 13.
  • the throttle passage D2 since the valve 15 ⁇ supports the damping of pressure fluctuations, the throttle passage D2 only needs to be slightly larger than that To be throttle passage D1, which desirably keeps the amount of pressure medium flowing through the bypass line 22 low.
  • control device S essentially corresponds to that of FIG. 2.
  • the check valve 20 shown in FIG. 3 is structurally integrated into the valve element 16 ′′′ of the valve 15 ′′′.
  • the pressure pilot control of the valve 15 ′′′ takes place in the same way as in FIG. 3.
  • the valve 15, 15 ', 15 ⁇ , 15 ′′′ need not necessarily be a Schieherventil, although this has the advantage of working practically leak-free.
  • the desired function can also be achieved with a seat valve or a controllable check valve with pre-tension.
  • valve 15, 15 ', 15 ⁇ , 15 ′′′ magnetically actuated and remotely controlled via a thermostat or a pressure switch and then to actuate it when, for example, the pressure medium is cold or the pressure prevailing on the control side of the valve 6 because of delayed degradation increases too high or is not degraded quickly enough.
  • the hydraulic control device as the valve 15 IV which bypasses the damping throttle 13 in the outflow direction from the valve 6, has a control check valve, the check element 16 IV of which is preloaded on a seat 28 by the spring 18, which can be preloaded.
  • the control check valve opens against the Permanent force f of the spring 18 in the outflow direction from the valve 6.
  • the spring 18 is set to a preload value which is slightly less than the value of the force acting on the check element 16 IV due to the opening pressure. At an opening pressure of approx. 40 bar, the force of the spring 18 corresponds to at least 15 bar, expediently it is approx. 25 bar.
  • the function of the control device S is the same as the function of the embodiment in FIG. 3. However, it is also possible to omit the check valve 20 in the second line loop 19. Then the function of the control device S according to FIG. 4 would correspond to the function of the embodiment of FIG. 1, apart from the damping device X additionally provided in FIG. 4.
  • the bypass duct 22 of the damping device X is connected to a return line 24 leading directly to the tank T, the one working line 4 also being connected to this return line 24 via a pressure relief valve 27.
  • a filter 29 is also arranged in the control pressure line 12.
  • a check valve 32 blocking the other working line 5 is also arranged.
  • a pressure accumulator 31 is also connected to the connection point 21 via a line 30.
  • the damping device X, including the pressure accumulator 31, could also be omitted. Furthermore, it is conceivable to provide the damping device X without a pressure accumulator 31.
  • control pressure line 12 If the control pressure line 12 is not pressurized to actuate the load holding valve H, then blocks the check valve 32; the pressure in the control pressure line 12 decreases via the bypass line 22 into the return line 24. If the pressure difference across the damping throttle 13, for example due to cold pressure medium or because of a tight setting of the damping throttle 13, increases to such an extent that the control movement of the valve 6 would be delayed, then the force f of the spring 18 is overcome and the control check valve is opened. The valve element 7 of the valve 6 of the load holding valve H performs a powerful stroke in the control direction until the valve element 7 is almost in the controlled end position. The load and the hydraulic consumer come to a halt. Through valve 6 - if at all - only a negligible amount of working pressure medium flows.
  • the spring 18 brings the check element 16 IV back into contact with the seat 28 when the pressure difference across the damping throttle 13 has decreased accordingly.
  • the control pressure medium is forced via the damping throttle 13 via the remaining stroke of the valve element 7.
  • the control movement of the valve 6 takes place in two mutually harmonious phases, the first, longer phase being effected by the control check valve and the second, shorter phase by the damping throttle 13. There is no noticeable wake of the hydro consumer.
  • the response behavior of the load holding valve during control can be adjusted so that the damping throttle required for damping and also adjusted with regard to optimal damping is overridden under unfavorable operating conditions which may lead to a lag. This is particularly advantageous if, for example, the hydraulic consumer runs on in a safety circuit or the components actuated by this should be prevented or only tolerated to a precisely measurable extent.
  • Fig. 5 illustrates the integration of the hydraulic control device S into a hydraulic system K, e.g. of a crane which has a safety shutdown device A.
  • the safety shutdown device A prevents the hydraulic consumer V from being moved further at a load, load torque or a movement limit in the direction in which it has reached this limit.
  • the hydraulic consumer V in FIG. 5 is, for example, the articulated cylinder of a crane.
  • a reference point 33 which is indicated at the consumer V, must not cross a boundary indicated by a hatched area 34. Instead of the movement limit, a pressure limit or a torque limit could also be monitored.
  • a sensor 43 scans the reference point 33 and generates a signal as soon as the point 33 reaches the area 34. The signal would no longer be emitted if the point 33 left the area 34 in one direction or the other.
  • the working lines 4 and 5 are connected to the control valve C which is designed as a directional control valve and which is supplied with pressure medium by the pump P and at the same time is connected to a tank T.
  • a regulating device for example in the form of an inlet regulator Z, is arranged on the inlet side of the control valve C and supplies the pressure valve quantity to the control valve C as a function of the load pressure in order to control the consumer V properly.
  • the control device Z is acted upon in the closing direction via a pilot control line 41 with the pressure upstream of the control valve C, in Closing direction, however, via a control line 37 with the load pressure in the working line 5 and a control spring 42.
  • This is the usual pressure compensator principle.
  • the regulating device Z could also be formed by a main regulator, which regulates the inlet pressure or the delivery quantity in a common supply line in the case of several consumers supplied by the same pump P, depending on the greatest need or the priority of a selected consumer.
  • a relief valve 36 is arranged in the control line 37, which is expediently equipped as a solenoid valve with an actuating magnet 38 and a shut-off position spring 39 for a valve element 40.
  • the actuating magnet 38 receives the signal in line 35 from sensor 43 and relieves the control line 37 as soon as point 33 has entered area 34.
  • the control device Z interrupts the further supply to the control valve C.
  • the pressure in the working line 5 is no longer increased.
  • the load holding valve H on the left in FIG. 4 must therefore actuate so quickly when the safety shutdown device A responds that the hydraulic consumer V does not perform a wake at which point 33 extends beyond area 34.
  • the valve 15 IV of the left load holding valve H is adjusted with its spring 18 in such a way that it ensures the rapid actuation of the load holding valve H, which is matched to the region 34.
  • the load holding valve H1 shown on the right in FIG. 5 serves to hold the load in the other direction of movement of the hydraulic consumer V. Although this is not shown in FIG. 5 this direction of movement of the consumer V could also be monitored by a safety shutdown device A. Then the one working line 4 would have to be brought into control pressure connection with the control device Z.

Description

  • Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steuervorrichtung der im Oberbegriff des Anspruchs 1 angegebenen Art.
  • Eine solche hydraulische Stenervorrichtung ist aus der Druckschrift 7100, Juni 1986, S. 1 und 2, der Firma Heilmeier & Weinlein, 8000 München 80, bekannt.
  • Bei dieser Vorrichtung hat die Dämpfdrossel die Aufgabe, entweder die Zusteuerbewegungen oder die Zu- und Aufsteuerbewegungen des Lasthalteventils zu dämpfen, um Druckschwankungen im System und damit Schwingungen der Last zu dämpfen. Das Lasthalteventil hat die Aufgabe, nach Anhalten des Hydroverbrauchers dessen unerwünschte oder unzulässige Nachlaufbewegung unter der Last zu verhindern. Solche mit einer Dämpfdrossel ausgestatteten Steuervorrichtungen werden bevorzugt dann eingesetzt, wenn Schwingbewegungen des Hydroverbrauchers zu erwarten sind, beispielsweise bei Hebe- und Ausschubzylindern von Kränen, insbesondere Fahrzeugkränen, bei Drehkolben- und Zahnstangen/Ritzel-Schwenkzylindern, bei Hub- und Schwenkeinrichtungen jeglicher Art mit Vorzeichenwechsel der Lastrichtung, bei Seilwinden- und Schwenkwerkantrieben und dgl.
  • Für Hydroverbraucher mit gering ausgeprägter Schwingungsneigung ist parallel zur Dämpdrossel ein Umgehungs-Rückschlagventil vorgesehen, um ein rasches Aufsteuern des Lasthalteventils unter Umgehung der Dämpfdrossel zu ermöglichen.
  • Die Dämpfdrossel wird so eingestellt, daß sie bei betriebswarmem Druckmittel eine optimale Dämpfung von Druckschwankungen bewirkt, wenn der Hydroverbraucher unter Last bei aufgesteuertem Lasthalteventil bewegt wird. Im Lasthalteventil tritt eine Arbeitsspielbewegung ein, mit der Bewegungen relativ kleiner Druckmittelvolumina in der Steuerdruckleitung verbunden sind, die die Dämpfdrossel passieren und im System den Dämpfeffekt bewirken. Aufgrund einer gegebenenfalls für eine optimale Dämpfung strammen Einstellung der Dämpfdrossel und/oder bei kaltem Druckmittel kann die Dämpfdrossel eine gewünscht rasche Zusteuerbewegung des Lasthalteventils zum Anhalten oder Positionieren einer Last verzögern, so daß der Hydroverbraucher nach dem Anhalten unter der Last eine schädliche oder gefährliche Nachlaufbewegung ausführt.
  • Bei einer aus DE 37 33 740 A1 bekannten Steuervorrichtung dieser Art wird ein Lastabsenkventil über zwei parallel in der Steuerdruckleitung des Lastabsenkventils angeordnete Drosselspalte mit Laminarströmung angesteuert. Die beiden Drosselspalte sind bezüglich ihrer geraden Kennlinien so aufeinander abgestimmt, daß ihre summarische Kennlinie einer gewünschten Kennlinie im Arbeitsbereich weitgehend folgt. Die beiden Drosselspalte ändern ihre Spalthöhen mit der Temperatur. Auf diese Weise wird eine von der Temperatur des Druckmittels unabhängige Schwingungsdämpfung angestrebt. Dieses Prinzip ist auch für Lasthalteventile geeignet. Die für eine optimale Dämpfung auch bei kaltem Druckmittel ausgelegten Spalthöhen der beiden Drosselspalte können bei einem Lasthalteventil einen Nachlauf des Hydroverbrauchers nicht ausschließen.
  • Hydraulische Steuervorrichtungen wie die oben beschiebenen sind häufig in Hydrauliksysteme integriert, die eine Sicherheits-Abschaltfunktion aufweisen. Dies bedeutet, daß der Hydroverbraucher oder die von ihm bewegten Komponenten bezüglich einer Last-, einer Lastmomentoder einer Bewegungsgrenze überwacht wird, die nicht überschritten werden darf. Ein Grenzdruck- oder Grenzstellungssensor erzeugt ein elektrisches Signal, das ein Magnetventil im Steuerkreis öffnet, welches einen Aufsteuerdruck für eine Regeleinrichtung des Steuerventils des Verbrauchers oder für eine Hauptregeleinrichtung des Hydrauliksystems abbaut. Ein Weiterbewegen des Hydroverbrauchers über diese kritische Grenze soll dann verhindert werden, indem in dieser Bewegungsrichtung kein Arbeitsdruck mehr einsteuerbar ist bzw. die Arbeitsdruckmittelmenge begrenzt wird. Der Sensor spricht jedoch häufig nur exakt auf diese Sicherheitsgrenze an oder allenfalls in einem relativ schmalen, vorbestimmten Toleranzbereich. Überschreitet der Verbraucher trotz Ansprechens des Sensors den Toleranzbereich, etwa aufgrund einer Nachlaufbewegung des Hydroverbrauchers unter Last, dann spricht der Sensor nicht mehr an und der Verbraucher läßt sich unbeschränkt weiter auch im kritischen Bereich steuern. Dies ist beispielsweise bei einem Kran für den Knickzylinder oder den Horizontal-Schwenkzylinder besonders gefährlich und kann - wie in der Praxis festgestellt - wegen einer üblicherweise vorgesehenen Dämpfvorrichtung gerade bei kaltem Druckmittel oder bei starker Dämpfung eintreten.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine hydraulische Steuervorrichtung der eingangs genannten Art zu schaffen, bei der trotz einer Dämpfung für den Normalbetrieb eine ungewollte Nachlaufbewegung des Hydroverbrauchers unter ist ausgeschlossen ist, bzw. eine hydraulische Steuervorrichtung mit einer Sicherheitsabschaltung hinsichtlich der Zuverlässigkeit der Sicherheitsfunktion auch unter ungünstigen Bedingungen zu verbessern.
  • Die gestellte Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmalen gelöst.
  • Soll der Hydroverbraucher durch Ablassen von Druckmittel aus der das Lasthalteventil aufweisenden Arbeitsleitung und damit die Last gesenkt werden, wird in die Steuerdruckleitung Aufsteuerdruck eingespeist und das Lasthalteventil aufgesteuert. Das in der Leitungsschleife angeordnete Ventil hält seine Sperrstellung; das Druckmittel passiert die Dämpfdrossel; es wird gedämpft. Wenn der Hydroverbraucher anzuhalten ist, wird die Steuerdruckleitung entlastet, bis das Lasthalteventil zusteuert und die Last hält. Damit auch bei kaltem und damit dickflüssiges Druckmittel das Lasthalteventil schnell genug zusteuert, spricht dann das Ventil auf die entstehende Druckdifferenz an und nimmt seine Durchgangsstellung ein. Das Druckmittel umgeht die Dämpfdrossel. Auf gleiche Weise spricht bei wegen der gewünschten Dämpfung gegebenenfalls streng eingestellter Dämpfdrossel und betriebswarmem Druckmittel das Ventil dann an, wenn der Hydroverbraucher angehalten und die Last gehalten werden muß und die Dämpfdrossel dies verhindern würde. Die Ansprechempfindlichkeit des Ventils wird so eingestellt, daß unter ungünstigen Betriebszuständen das Nachlaufen des Hydroverbrauchers unterbleibt, und trotzdem die Dämpfdrossel jeweils dann dämpft, wenn eine Dämpfung gebraucht wird, z.B. während des Senkens der Last. Die Steuervorrichtung ist mit dem Ventil automatisch in der Lage, die Dämpfdrossel jeweils dann zu übersteuern, wenn ein bezüglich eines Nachlaufs des Hydroverbrauchers kritischer Betriebszustand auftritt. Dies führt zu dem Vorteil einer optimal für das Dämpfen einstellbaren Dämpfdrossel und des raschen Ansprechens und Lasthaltens des Lasthalteventils bei Betriebszuständen, bei denen die Dämpfdrossel das Zusteuern des Lasthalteventils stören würde. Ist eine Sicherheitsabschaltung in dem die hydraulische Steuervorrichtung enthaltenden Hydrauliksystem vorgesehen, dann kann der Hydroverbraucher auch unter ungünstigen Bedingungen die Sicherheitsgrenze nicht über- oder einen Sicherheitstoleranzbereich nicht durchfahren.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 2 ist die zweite Druckdifferenz am Ventil so eingestellt, daß dieses die Dämpfdrossel wieder zur vollen Wirkung kommen läßt, wenn das Lasthalteventil schon fast die Lasthaltestellung erreicht hat und nur mehr eine geringe Menge Arbeitsdruckmittel das Lastehalteventil passiert. Der Restschließhub des Lasthalteventils wird dann wieder von der Dämpfdrossel überwacht, die unbeeinflußt zu dämpfen vermag, wenn Druckschwingungen auftreten sollten.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 3 hält bei aufgesteuertem Lastehalteventil der Druck in der Steuerdruckleitung zunächst das Ventil in der Absperrstellung, weil er die permanent wirkende Kraft am Ventil überwindet. Auch bei moderaten Druckschwankungen bleibt das Ventilelement in der Absperrstellung, so daß die Dämpfdrossel Spielbewegungen des Lasthalteventils und Druckschwankungen im System abdämpft. Sinkt wegen der Dämpfdrossel der Druck in der Steuerdruckleitung soweit ab, daß die permanent wirkende Kraft das Ventil in die Durchgangsstellung steuert, wird ein die korrekte Zusteuerbewegung des Lasthalteventils ermöglichender Druckabbau durch über das Ventil abströmendes Druckmittel gewährleistet. Bei normalem Betrieb gelangt wegen des ohnehin durch die Dämpfdrossel abströmenden Druckmittels das Ventil - wenn überhaupt - nur dann in die Durchgangsstellung, wenn ein Nachlauf des Hydroverbrauchers zu befürchten wäre. Bei exzessiven Druckschwankungen kann hingegen das Ventil auch jeweils kurzzeitig in die Durchgangsstellung gesteuert werden, wobei es die Dämpfwirkung der Dämpfdrossel unterstützt, indem es Druckspitzen abbaut. Es wird aber durch die permanente Kraft sofort wieder in die Absperrstellung gesteuert.
  • Baulich einfach ist die Ausführungsform gemäß Anspruch 4. Die Druckdifferenz zwischen dem Aufsteuerdruck und der Federkraft am Ventilelement wird auf jeden Fall über die Dämpfdrossel geführt. Durch Wahl dieser Druckdifferenz wird die Empfindlichkeit des Ansprechens des Ventils eingestellt, um bei moderaten Druckschwankungen im System hauptsächlich die Dämpfdrossel arbeiten zu lassen, jedoch bei der Notwendigkeit eines zuverlässigen Anhaltens des Hydroverbrauchers, auch unter Last und bei kaltem Druckmittel, die Dämpfdrossel selbstätig und soweit nötig zu ignorieren.
  • Wichtig ist ferner das Merkmal von Anspruch 5, weil ein Schieberventil mit geringem baulichem Aufwand lecköldicht und relativ temperaturunabhängig arbeitet.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 6 arbeitet das vorgespannte Zusteuer-Rückschlagventil bei Bewegen des Hydroverbrauchers, auch unter Last, mit einem hochgesetzten Druckfenster, d.h., sobald die Druckdifferenz über die Dämpfdrossel größer wird als die permanente Kraft am Rückschlagelement, strömt Druckmittel an der Dämpfdrossel vorbei und ab, bis die Druckdifferenz soweit abgesunken ist, daß die permanente Kraft das Zusteuer-Rückschlagventil wieder schließt und das verbleibende Druckmittel von der Aufsteuerseite des Lasthalteventils über die Dämpfdrossel strömen muß. Es ergibt sich als wünschenswerter Effekt, daß das Lasthalteventil rasch in einer kräftigen Bewegung zusteuert und den Hydroverbraucher weitgehend anhält, ehe in einer nachfolgenden und gedämpften Resthub-Bewegung bei schon weitestgehend abgedrosseltem Durchgang in der Arbeitsleitung das Lasthalteventil in seine Endstellung zusteuert. Damit werden nicht nur Druckschwankungen unterdrückt oder gedämpft, sondern es steuert das Lasthalteventil gerade bei einer Sicherheitsabschaltung ganz zuverlässig und unabhängig von den Betriebsbedingungen (auch bei kaltem Druckmittel) so zügig zu, daß kein eine Sicherheitsgrenze über- oder einen Sicherheitstoleranzbereich durchfahrender Nachlauf des Hydroverbrauchers eintritt.
  • In der Praxis hat sich die Ausführungsform gemäß Anspruch 7 bewährt. Bei dieser Einstellung erfolgt auch bei kaltem Druckmittel und/oder bei strammer Einstellung der Dämpfdrossel kein Nachlauf des Hydroverbrauchers unter Last.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 8 läßt das relativ kräftig vorgespannte Zusteuer-Rückschlagventil die Dämpfdrossel weitgehend ungestört zur Wirkung kommen, da es nur bei Gefahr eines nicht zulässigen Nachlaufs des Hydroverbrauchers wirksam wird, und auch gleich wieder absperrt, wenn diese Gefahr nach einer kräftigen Zusteuerbewegung des Lasthalteventils beseitigt ist.
  • Eine weitere, vorteilhafte Ausführungsform geht aus Anspruch 9 hervor. Speziell bei Fahrzeugkränen treten in der Praxis starke Schwingungen der Last auf, die zu unter Umständen langanhaltenden Druckschwankungen im System führen und das Arbeiten mit dem Kran erschweren. Die Dämpfwirkung der Bewegungsdämpfdrossel ist dann nicht mehr befriedigend. Durch den Bypasskanal mit dem darin angeordneten Stördrosseldurchgang und dem damit kooperierenden Drosseldurchgang in der Steuerdruckleitung wird eine zusätzliche hydraulische Dämpfungsvorrichtung in den Steuerkreis des Lasthalteventils eingegliedert, mit der Druckschwankungen sehr wirksam und rasch abdämpfbar sind, weil die über die Bypassleitung abströmende Druckmittelmenge die Amplituden der Druckschwankungen so weit stört, daß die Druckschwankungen rasch abklingen. Die Einbeziehung der unterschiedlichen im Steuerkreis des Lasthalteventils dann herrschenden Drücke in die Vorsteuerung des von der permanenten Kraft belasteten Ventils führt zu dem Vorteil eines auch unter kritischen Betriebsbedingungen (kaltes Druckmittel und/oder stramm eingestellte Bewegungsdämpfdrossel) unverzüglich zugesteuerten Lasthalteventils.
  • Die permanent wirksame Kraft kann bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 10 relativ klein sein, da sie vom Druck in der Bypassleitung unterstützt wird. Damit wird das Ansprechverhalten des Ventils verbessert. Da das Ventil an der Dämpfung der Druckschwankungen teilnimmt, ergibt sich ferner der Vorteil, daß der Größenunterschied zwischen dem Drosseldurchgang und dem Stördrosseldurchgang sehr klein gewählt werden kann und damit die Menge des über die Bypassleitung abströmenden Druckmittels wünschenswert gering bleibt.
  • Wichtig ist ferner das Merkmal von Anspruch 11, denn der für die Dämpfung und die Druckvorsteuerung des Ventils notwendige Volumensstrom muß über den Bypasskanal auch tatsächlich abströmen können, um zur Dämpfung beizutragen. Ist ein Steuerventil in die hydraulische Steuervorrichtung integriert, das in der Nullstellung eine Verbindung beider Arbeitsleitungen bzw. der das Lasthalteventil enthaltenden Arbeitsleitung zum Tank herstellt, so wird zweckmäßigerweise die Bypassleitung an diese Leitung angeschlossen. Alternativ kann die Bypassleitung auch direkt zum Tank geführt werden. Dann kann auch ein Wege-Steuerventil mit blockierter Nullstellung verwendet werden. Im übrigen läßt sich wegen der wirksamen Dämpfung ein Wege-Steuerventil mit Zulaufreglern verwenden, das an sich für schwingungsgefährdete Steuervorrichtungen kritisch ist, weil es an sich ein länger dauerndes Einschwingverhalten hat.
  • Zweckmäßig ist ferner die Ausführungsform gemäß Anspruch 12, weil das umgehende Aufsteuer-Rückschlagventil ein bei manchen Anwendungsfällen gewollt promptes Aufsteuern des Lasthalteventils unter Umgehung der Dämpfdrossel ermöglicht. Bei Druckschwankungen während der Bewegung des Hydroverbrauchers wird dieses Rückschlagventil ohnedies durch den Druck in der Steuerdruckleitung geschlossen gehalten, so daß das Steuerdruckmittel über die Dämpfdrossel strömen muß.
  • Eine baulich einfache Ausführungsform geht aus Anspruch 13 hervor. Das Rückschlagventil ist in das Ventil integriert und sichert ein unverzögertes Aufsteuern des Lasthalteventils.
  • Die Ausführungsform gemäß Anspruch 14 zeichnet sich durch ein besonders wirksames Dämpfen von Druckschwankungen im System aus. Das Arbeiten des Zusteuer-Rückschlagventils wird durch den Druckspeicher dabei günstig beeinflußt.
  • Zweckmäßig ist ferner die Ausführungsform gemäß Anspruch 15. Das Rückschlagventil an dieser Stelle verhindert, daß Steuerdruckmittel zur anderen Arbeitsleitung abströmt, bzw. daß sich Druckschankungen im Steuerdruckkreis in die andere Arbeitsleitung fortpflanzen. Außerdem zwingt das Rückschlagventil das Druckmittel, auch aus dem Druckspeicher, zwecks wirksamer Dämpfung den Abströmweg über den Bypasskanal zu nehmen.
  • Die Ausführungsform gemäß Anspruch 16 ist von eigenständiger und besonderer Bedeutung, da die einfache Sicherheitsabschalt-Vorrichtung auch bei ungünstigen Betriebsbedingungen, wie kaltem Druckmittel oder starker Dämpfung mit stramm eingestellter Dämpfdrossel nicht überlistet werden kann, sondern das Lasthalteventil bestimmungsgemäß ohne spürbaren Nachlauf zusteuert. Bei einem Sicherheitsabschaltpunkt wird das Zusteuer-Rückschlagventil weniger starkt vorgespannt, hingegen kann es bei einem Sicherheitsabschalttoleranzbereich höher vorgespannt sein. Die Zuverlässigkeit der Sicherheitsabschaltung ist auch unter speziell für eine Sicherheitsabschaltung ungünstigen, für den normalen Betrieb jedoch durchaus korrekten Bedingungen gegeben.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 17 ergibt sich ein einfacher Aufbau der Sicherheitsabschalt-Vorrichtung. Denn jeder Sensor braucht wie auch das Entlastungsventil nur eine leicht unterzubringende elektrische Versorgung. Das Entlastungsventil baut klein und läßt sich problemlos in das Wegesteuerventil oder in die Regeleinrichtung integrieren.
  • Bei allen vorbeschriebenen Ausführungsformen gilt, daß das Ventil und die zusätzlichen Komponenten schon gleich in den Block des Lasthalteventils eingebaut sein können. Genauso ist es aber möglich, sozusagen als Nachrüsteinheit eine Baueinheit an das Lasthalteventil oder an eine andere Stelle im Steuerkreis des Lasthalteventils zu setzen und eine bereits im Betrieb gewesene oder schon vorher konzipierte Steuervorrichtung entsprechend nach- bzw. umzurüsten.
  • Anhand der Zeichnung werden Ausführungsformen des Erfindungsgegenstandes erläutert. Es zeigt:
    • Fig. 1
    ein Schaltbild einer Steuervorrichtung, in Lasthaltestellung,
    Fig. 2
    eine geänderte Ausführungsform einer Steuervorrichtung, in Lasthaltestellung,
    Fig. 2a
    eine Detailvariante zu Fig. 2,
    Fig. 3
    eine weitere Ausführungsform einer Steuervorrichtung,
    Fig. 3a
    eine Detailvariante zu Fig. 3,
    Fig. 4
    eine weitere Ausführungsform, und
    Fig. 5
    ein hydraulisches Steuersystem mit einer Sicherheitsabschalt-Vorrichtung.
  • In einer hydraulischen Steuervorrichtung S gemäß Fig. 1 ist ein Hydroverbraucher V, z.B. ein doppelt wirkender Hydraulikzylinder, zum Bewegen eines eine Last F tragenden Lastarms, z.B. als Knickzylinder eines Fahrzeugkrans, erkennbar. Der Zylinder mit zwei durch einen Kolben getrennten Kammern 2, 3 wird aus einer Druckquelle P aus einem Tank T mit Druckmittel versorgt. Zur Steuerung des Hydroverbrauchers ist ein Steuerventil C vorgesehen. In der gezeigten Ausführungsform handelt es sich um einen 4/3-Wege-Steuerschieber mit entlasteter Nullstellung. Die Kammern 2, 3 des Hydroverbrauchers V sind über Arbeitsleitungen 4, 5 an das Steuerventil C angeschlossen. Bei Druckbeaufschlagung der Arbeitsleitung 4 wird die Last F gehoben und Druckmittel durch die andere Arbeitsleitung 5 ausgeschoben. Bei Druckbeaufschlagung der anderen Arbeitsleitung 5 wird der Hydroverbraucher V unter der Last F bewegt (Senken), wobei Druckmittel durch eine Arbeitsleitung 4 ausgeschoben wird. In der einen Arbeitsleitung 4 ist ein Lasthalteventil H angeordnet, das zum Halten der Last F, z.B. in der Nullstellung des Steuerventils C, dient. Das Lasthalteventil H enthält wie üblich ein fließend zwischen einer Durchgangsstellung zum Steuerventil C und einer Absperrstellung verstellbares Ventil 6 mit einem einen nicht-gezeigten Aufsteuerkolben aufweisenden Ventilglied 7. Das Ventilglied 7 wird von einer Feder 7′ in Zusteuerrichtung (wie dargestellt) belastet. In Zusteuerrichtung wirkt ferner auf der Seite des Steuerventils C über eine Steuerleitung 9 abgeleiteter Vorsteuerdruck. In Aufsteuerrichtung wirkt hingegen der Vorsteuerdruck in einer von der Arbeitsleitung 4 zwischen dem Ventil 6 und dem Hydroverbraucher V abzweigenden Steuerleitung 8. Ferner ist eine Steuerdruckleitung 12 vorgesehen, deren Druck am Ventilglied 7 in Aufsteuerrichtung wirkt und die im vorliegenden Ausführungsbeispiel von der Arbeitsleitung 5 abzweigt. Es ist aber auch denkbar, den Druck in der Steuerdruckleitung 12 aus einer eigenen Druckquelle bzw. Drucksteuervorrichtung zu speisen.
  • Das Lasthalteventil H wird (zum Heben) von einem Umgehungskanal 10 mit einem in Richtung zum Hydroverbraucher V öffnenden Rückschlagventil 11 umgangen.
  • In der Steuerdruckleitung 12 ist eine verstellbare Dämpfdrossel 13 enthalten, die bei der Senkbewegung der Last F Druckschwankungen und bei dieser Ausführungsform die Auf- und Zusteuerbewegungen des Ventils 6 dämpft. In der Steuerdruckleitung 12 umgeht eine Leitungsschleife 14 die Dämpfdrossel 13. In der Leitungsschleife 14 ist ein Ventil 15 mit einem Ventilelement 16 angeordnet, in den Fig. 1 - 3a ein 2/2-Wege-Schieberventil, das zwischen einer Durchgangsstellung a und einer Absperrstellung b umsteuerbar ist. In Richtung auf die Durchgangsstellung a wird das Ventilelement 16 durch eine permanete Kraft f einer zweckmäßigerweise verstellbaren Feder 18 beaufschlagt. In Richtung auf seine Absperrstellung b wird das Ventilelement 16 hingegen durch den Druck in einer Vorsteuerleitung 17 beaufschlagt, die von der Leitungsschleife 14 zwischen dem Ventil 15 und der anderen Arbeitsleitung 5 abzweigt.
  • Die Kraft f ist etwas kleiner als die durch den (Aufsteuer)-Druck in der Vorsteuerleitung 17 am Ventilelement 16 wirkende Kraft.
  • Zum Senken der Last F wird mittels des Steuerventils C die Arbeitsleitung 5 mit Druck beaufschlagt. Da das Rückschlagventil 11 sperrt, muß das Ventil 6 aufgesteuert werden, was über die Steuerdruckleitung 12 und die Dämpfdrossel 13 erfolgt. Der Druck in der Steuerdruckleitung 12 hält über die Vorsteuerleitung 17 das Ventil 15 in der Absperrstellung b, so daß das Druckmittel zum Aufsteuern über die Dämpfdrossel 13 geht. Treten später bei der Senkbewegung Druckschwankungen im System auf, dann bleibt zumindest bei moderaten Druckschwankungen das Ventil 15 in seiner Absperrstellung; im Bereich des Arbeitsspiels des Ventils 6 (z.B. wenige 1/10mm) wird das Druckmittel durch die Dämpfdrossel 13 gedämpft.
  • Ist die Last F anzuhalten, wird der Druck in der anderen Arbeitsleitung 5 und damit in der Steuerdruckleitung 12 abgebaut. Kann sich der Druck am Ventilglied 7 zu dessen Zusteuerung über die Dämpfdrossel 13 nicht schnell genug abbauen, dann drückt die Feder 18 das Ventilelement 16 in die Durchgangsstellung b, in der über die Leitungsschleife 14 die Dämpfdrossel 13 umgangen wird und das Ventil 6 zügig zusteuert. Ein Nachlauf des Hydroverbrauchers V unterbleibt. Das Ventil 15 kommt auf die vorbeschriebene Weise dann zur Wirkung, wenn aufgrund der Viskosität bei kaltem Druckmittel die Dämpfdrossel 13 die Zusteuerbewegung verzögern würde oder wenn die Dämpfdrossel 13 aus Gründen einer ausreichenden Dämpfung sehr stramm eingestellt ist. Ferner kann das Ventil 15 bei exzessiven Druckschwankungen in der Drucksteuerleitung 12 jeweils kurzzeitig auf Durchgang schalten, um an der Dämpfung mitzuwirken und Druckspitzen durchzulassen. Noch ehe der Druck in der Steuerdruckleitung 12 ganz abgebaut wird, bringt die Feder 18 das Ventil 15 in die Absperrstellung. Der Restdruckabbau erfolgt über die Dämpfdrossel 13. Das Ventil 15 erfüllt diese Zusteuer-Hilfsfunktion wie mit einem hochgesetzten Druckfenster.
  • Die Steuervorrichtung S gemäß Fig. 2 unterscheidet sich von der Ausführungsform gemäß Fig. 1 durch eine weitere Leitungsschleife 19 der Steuerdruckleitung 12, in der ein in Richtung zum Ventil 6 öffnendes Aufsteuer-Rückschlagventil 20 angeordnet ist, um beim Aufsteuern des Ventils 6 eine Verzögerung zu vermeiden. Bei Druckschwankungen während der Senkbewegung wird das Rückschlagventil 20 in der Sperrstellung gehalten, so daß sich bewegende Steuer-Druckmittelmengen durch die Dämpfdrossel 13 gehen. Die weitere Funktion der Steuervorrichtung S gemäß Fig. 2 entspricht der von Fig. 1.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2a ist das Rückschlagventil 20 baulich in das Ventil 15′ bzw. in dessen Ventilelement 16′ integriert. Die Funktion ist gleich wie bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2.
  • Die Steuervorrichtung S gemäß Fig. 3 unterscheidet sich von der Ausführungsform gemäß Fig. 2 durch eine zusätzliche Dämpfungsvorrichtung X für Druckschwankungen im System. Die Dämpfungsvorrichtung X ist gebildet aus einem Drosseldurchgang D1 in der Steuerdruckleitung 12 und einer von der Steuerdruckleitung 12 bei 21 abzweigenden Bypassleitung 22, die einen Stördrosseldurchgang D2 enthält. Der Stördrosseldurchgang D2 ist größer als der Drosseldurchgang D1. Die Bypassleitung 22 ist entweder an die Arbeitsleitung 4 angeschlossen (bei 23), oder - wie strichliert bei 24 angedeutet - direkt mit dem Tank T verbunden, so daß bei Druckbeaufschlagung der Arbeitsleitung 5 und damit auch der Steuerdruckleitung 12 ständig Druckmittel über die Bypassleitung 22 abströmt. Die hintereinander geschalteten Durchgänge D1 und D2 bewirken beim Abströmen von Steuerdruckmittel eine zusätzliche wirksame Dämpfung von Druckschwankungen.
  • In Aufsteuerrichtung wird die Dämpfdrossel 13 vom Rückschlagventil 20 umgangen. In der Leitungsschleife 14 ist das Ventil 15˝ mit seinem Ventilelement 16˝ angeordnet, das die zügige Zusteuerung des Ventils 6 auch bei erschwerten Betriebsbedingungen (kaltem Druckmittel und/oder strammer Einstellung der Dämpfdrossel 13) gewährleistet. Das Ventilelement 16 wird durch die Feder 18 mit der permanenten Kraft und dem Druck in einer Vorsteuerleitung 26 in Richtung auf die Durchgangsstellung a belastet. Die Vorsteuerleitung 26 zweigt stromab des Stördrosseldurchgangs D2 von der Bypassleitung 22 ab. In Richtung auf die Sperrstellung b wird das Ventilelement 16˝ über die Vorsteuerleitung 17 aus der Steuerdruckleitung 12 belastet, und zwar mit dem zwischen der Abzweigung 21 der Bypassleitung 22 und der Dämpfdrossel 13 herrschenden Druck. Die mit der Feder 18 eingestellte Kraft f kann bei dieser Ausführungsform relativ gering sein, weil die Feder 18 vom Druck in der Vorsteuerleitung 26 unterstützt wird. Bei einem am Ventil 6 notwendigen Aufsteuerdruck von 20bar reicht eine Einstellung der Feder 18 auf einen Druckwert von 15bar aus , um bei kaltem Druckmittel und/oder zu stramm eingestellter Bewegungsdämpfdrossel 13 die zügige Zusteuerung des Ventils 6 ohne Nachlauf zu gewährleisten. Da das Ventil 15˝ die Dämpfung von Druckschwankungen unterstützt, braucht der Stördrosseldurchgang D2 nur geringfügig größer als der Drosseldurchgang D1 zu sein, was in wünschenswerter Weise die Menge des über die Bypassleitung 22 abströmenden Druckmittels gering hält.
  • Die Funktion der Steuervorrichtung S gemäß Fig. 3 entspricht im wesentlichen der von Fig. 2.
  • Bei der Ausführungsvariante gemäß Fig. 3a ist das in Fig. 3 gezeigte Rückschlagventil 20 in das Ventilelement 16‴ des Ventils 15‴ baulich integriert. Die Druckvorsteuerung des Ventils 15‴ erfolgt auf die gleiche Weise wie in Fig. 3.
  • Das Ventil 15, 15′, 15˝, 15‴ muß nicht notwendigerweise ein Schieherventil sein, obwohl dies den Vorteil praktisch leckölfreien Arbeitens hat. Die gewünschte Funktion läßt sich auch mit einem Sitzventil oder einem aufsteuerbaren Rückschlagventil mit Vorspannung erreichen.
  • Ferner ist es denkbar, das Ventil 15, 15′, 15˝, 15‴ magnetbetätigt auszulegen und über einen Thermostaten oder einen Druckwächter ferngesteuert und dann zu betätigen, wenn beispielsweise das Druckmittel kalt ist bzw. der an der Aufsteuerseite des Ventils 6 herrschende Druck wegen verzögerten Abbaus zu hoch ansteigt bzw. nicht rasch genug abgebaut wird.
  • Bei der Ausführungsform der Fig. 4 weist die hydraulische Steuervorrichtung als das die Dämpfdrossel 13 in Abströmrichtung vom Ventil 6 umgehende Ventil 15IV ein Zusteuer-Rückschlagventil auf, dessen Rückschlagelement 16IV durch die in ihrer Vorspannung einstellbare Feder 18 auf einen Sitz 28 vorgespannt wird. Das Zusteuerrückschlagventil öffnet gegen die permanente Kraft f der Feder 18 in Abströmrichtung vom Ventil 6. Die Feder 18 ist auf einen Vorspannwert eingestellt, der geringfügig geringer ist, als der Wert der durch den Aufsteuerdruck am Rückschlagelement 16IV wirksamen Kraft. Bei einem Aufsteuerdruck von ca. 40 bar entspricht die Kraft der Feder 18 mindestens 15 bar, zweckmäßigerweise liegt sie bei ca. 25 bar. Die Funktion der Steuervorrichtung S ist gleich der Funktion der Ausführungsform der Fig. 3. Es ist aber auch möglich, das Rückschlagventil 20 in der zweiten Leitungsschleife 19 wegzulassen. Dann entspräche die Funktion der Steuervorrichtung S gemäß Fig. 4 der Funktion der Ausführungsform der Fig. 1, abgesehen von der in Fig. 4 zusätzlich vorgesehenen Dämpfungsvorrichtung X.
  • Im Unterschied zur Ausführungsform gemäß Fig. 3 ist der Bypasskanal 22 der Dämpfungsvorrichtung X an eine direkt zum Tank T führende Rücklaufleitung 24 angeschlossen, wobei auch die eine Arbeitsleitung 4 über ein Druckbegrenzungsventil 27 an diese Rücklaufleitung 24 angeschlossen ist. In der Steuerdruckleitung 12 ist ferner ein Filter 29 angeordnet. An der der nicht-gezeigten anderen Arbeitsleitung 5 zugewandten Seite der Steuerdruckleitung 12 ist ferner ein in Richtung zur anderen Arbeitsleitung 5 sperrendes Rückschlagventil 32 angeordnet. Zusätzlich ist ferner am Anschlußpunkt 21 über eine Leitung 30 ein Druckspeicher 31 angeschlossen. Die Dämpfungsvorrichtung X, einschließlich des Druckspeichers 31, könnte auch weggelassen werden. Ferner ist es denkbar, die Dämpfungsvorrichtung X ohne einen Druckspeicher 31 vorzusehen.
  • Wird die Steuerdruckleitung 12 zum Zusteuern des Lasthalteventils H nicht mit Druck beaufschlagt, dann sperrt das Rückschlagventil 32; der Druck in der Steuerdruckleitung 12 baut sich über die Bypassleitung 22 in die Rücklaufleitung 24 ab. Wächst die Druckdifferenz über die Dämpfdrossel 13, z.B. aufgrund kalten Druckmittels oder wegen einer strammen Einstellung der Dämpfdrossel 13, so weit an, daß die Zusteuerbewegung des Ventils 6 verzögert würde, dann wird die Kraft f der Feder 18 überwunden und das Zusteuer-Rückschlagventil geöffnet. Das Ventilelement 7 des Ventils 6 des Lasthalteventils H führt einen kräftigen Hub in Zusteuerrichtung aus, bis sich das Ventilelement 7 fast in der zugesteuerten Endstellung befindet. Die Last und der Hydroverbraucher kommen zum Anhalten. Durch das Ventil 6 - wenn überhaupt - fließt nur mehr eine vernachlässigbare Menge an Arbeitsdruckmittel. Die Feder 18 bringt das Rückschlagelement 16IV wieder zur Anlage auf den Sitz 28, wenn die Druckdifferenz über die Dämpfdrossel 13 entsprechend abgenommen hat. Über den Resthub des Ventilelementes 7 wird das Steuerdruckmittel über die Dämpfdrossel 13 gezwungen. Die Zusteuerbewegung des Ventils 6 läuft in zwei einander harmonisch anschließenden Phasen ab, wobei die erste, längere Phase durch das Zusteuer-Rückschlagventil und die zweite, kürzere Phase durch die Dämpfdrossel 13 bewirkt wird. Ein spürbarer Nachlauf des Hydroverbrauchers unterbleibt. Mittels des Zusteuer-Rückschlagventils läßt sich sozusagen das Ansprechverhalten des Lasthalteventils beim Zusteuern so einstellen, daß die zum Dämpfen benötigte und auch im Hinblick auf eine optimale Dämpfung eingestellte Dämpfdrossel unter ungünstigen und eventuell zu einem Nachlauf führenden Betriebsbedingungen übersteuert wird. Dies ist von besonderem Vorteil, wenn z.B. bei einer Sicherheitsschaltung ein Nachlauf des Hydroverbrauchers oder der von diesem betätigten Komponenten verhindert oder nur in genau bemeßbarem Ausmaß toleriert werden soll.
  • Fig. 5 verdeutlicht die Eingliederung der hydraulischen Steuervorrichtung S in ein Hydrauliksystem K, z.B. eines Krans, das eine Sicherheitsabschalt-Vorrichtung A aufweist. Die Sicherheitsabschaltvorrichtung A verhindert, daß der Hydroverbraucher V an einer Last-, Lastmoment- oder einer Bewegungsgrenze in der Richtung weiterbewegt wird, in der er diese Grenze erreicht hat. Der Hydroverbraucher V in Fig. 5 ist beispielsweise der Knickzylinder eines Krans. Ein Referenzpunkt 33, der am Verbraucher V angedeutet ist, darf eine durch einen schraffierten Bereich 34 angedeutete Grenze nicht überfahren. Anstelle der Bewegungsgrenze könnte auch eine Druckgrenze oder eine Momentgrenze überwacht werden. Ein Sensor 43 tastet den Referenzpunkt 33 ab und erzeugt ein Signal, sobald der Punkt 33 den Bereich 34 erreicht. Das Signal würde nicht mehr abgegeben, falls der Punkt 33 den Bereich 34 in der einen oder anderen Richtung wieder verläßt.
  • Die Arbeitsleitungen 4 und 5 sind an das als Wege-Steuerventil ausgebildete Steuerventil C angeschlossen, das von der Pumpe P mit Druckmittel versorgt wird und gleichzeitig an einen Tank T angeschlossen ist. An der Zulaufseite des Steuerventils C ist eine Regeleinrichtung, z.B. in Form eines Zulaufreglers Z, angeordnet, der dem Steuerventil C lastdruckabhängig die jeweils zum einwandfreien Steuern des Verbrauchers V benötigte Druckmittelmenge zuführt. Zu diesem Zweck ist die Regeleinrichtung Z in Schließrichtung über eine Vorsteuerleitung 41 mit dem Druck stromauf des Steuerventils C beaufschlagt, in Schließrichtung hingegen über eine Steuerleitung 37 mit dem Lastdruck in der Arbeitsleitung 5 sowie durch eine Regelfeder 42. Es ist dies das übliche Druckwaagenprinzip.
  • Anstelle eines Zulaufreglers könnte die Regeleinrichtung Z auch durch einen Hauptregler gebildet werden, der bei mehreren von derselben Pumpe P versorgten Verbrauchern den Zulaufdruck- bzw. die Fördermenge in einer gemeinsamen Versorgungsleitung in Abhängigkeit vom größten Bedarf oder der Priorität eines ausgewählten Verbrauchers reguliert.
  • In der Steuerleitung 37 ist ein Entlastungsventil 36 angeordnet, das zweckmäßigerweise als Magnetventil mit einem Betätigungsmagneten 38 und einer Absperrstellungs-Feder 39 für ein Ventilelement 40 ausgestattet ist. Der Betätigungsmagnet 38 erhält das Signal in der Leitung 35 vom Sensor 43 und entlastet die Steuerleitung 37, sobald der Punkt 33 in den Bereich 34 eingetreten ist. Die Regeleinrichtung Z unterbricht die weitere Zufuhr zum Steuerventil C. Der Druck in der Arbeitsleitung 5 wird nicht mehr erhöht. Das in Fig. 4 linke Lasthalteventil H muß deshalb bei Ansprechen der Sicherheitsabschalt-Vorrichtung A so zügig zusteuern, daß der Hydroverbraucher V keinen Nachlauf ausführt, bei dem der Punkt 33 über den Bereich 34 hinausfährt. Das Ventil 15IV des linken Lasthalteventils H ist mit seiner Feder 18 so eingestellt, daß es das zügige und auf den Bereich 34 abgestimmte Zusteuern des Lasthalteventils H sicherstellt.
  • Das in Fig. 5 rechts gezeigte Lasthalteventil H1 dient zum Lasthalten in der anderen Bewegungsrichtung des Hydroverbrauchers V. Obwohl dies in Fig. 5 nicht gezeigt ist, könnte auch diese Bewegungsrichtung des Verbrauchers V durch eine Sicherheits-Abschaltvorrichtung A überwacht werden. Dann müßte auch die eine Arbeitsleitung 4 mit der Regeleinrichtung Z in Steuerdruckverbindung gebracht sein.

Claims (17)

  1. Hydraulische Steuervorrichtung (S) mit einem doppeltwirkenden Hydroverbraucher (V), der über zwei Arbeitsleitungen (4, 5) druckbeaufschlagbar und in zumindest einer Arbeitsrichtung durch ein hydraulisch auf- und zusteuerbares Lasthalteventil (H, H1) abgesichert ist, mit einer an einen Steueranschluß des Lasthalteventils (H) angeschlossenen, wahlweise beaufschlagbaren Steuerdruckleitung (12), mit einer Dämpfdrossel (13) in der Steuerdruckleitung (12), und einem in der Steuerdruckleitung (12) parallel zur Dämpfdrossel (13) vorgesehenen Ventil (15, 15′, 15˝, 15‴, 15IV), dadurch gekennzeichnet, daß des Ventil (15, 15′, 15˝, 15‴, 15IV) beim Zusteuern des Lasthalteventils (H) bei einer vorbestimmten, viskositäts- und/oder einstellungsbedingten ersten Druckdifferenz an der Dämpfdrossel (13) selbsttätig und druckabhängig aus einer Absperrstellung (b) in eine Durchgangsstellung (a) umsteuerbar ist.
  2. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil (15, 15′, 15˝, 15‴, 15IV) bei einer vorbestimmten zweiten und gegenüber der ersten Druckdifferenz niedrigeren Druckdifferenz aus der Durchgangsstellung (a) selbsttätig und druckabhängig in die Absperrstellung (b) umsteuerbar ist.
  3. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß in der Steuerdruckleitung (12) eine die Dämpfdrossel (13) umgehende Leitungsschleife (14) vorgesehen ist, in der das ein zwischen der Durchgangsstellung (a) und der Absperrstellung (b) bewegbares Ventilelement (16, 16′, 16˝, 16‴) aufweisende Ventil (15, 15′, 15˝, 15‴) angeordnet ist, und daß das Ventilelement (16, 16′, 16˝, 16‴) in Richtung auf seine Absperrstellung (b) mit dem in der Steuerdruckleitung (12) an der dem Lasthalteventil (H) abgewandten Seite der Dämpfdrossel (13) herrschenden Aufsteuerdruck und in Richtung auf seine Durchgangsstellung (a) durch eine permanente Kraft (f) beaufschlagt ist, die auf einen unterhalb des Wert der Kraft des am Ventilelement wirkenden Aufsteuerdrucks des Lasthalteventils (H) liegenden Wert eingestellt ist.
  4. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilelement (16, 16′, 16˝, 16‴) durch eine Feder (18) belastet ist, und daß die Feder (18) bei einem Aufsteuerdruck von beispielsweise 20 bar auf einen ca. 15 bar am Ventilelement entsprechenden Kraftwert eingestellt ist.
  5. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil (15, 15′, 15˝, 15‴) ein Schieberventil mit einem das Ventilelement (16, 16′, 16˝, 16‴) bildenden Kolbenschieber ist.
  6. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß in der Steuerdruckleitung (12) eine die Dämpfdrossel (13) umgehende Leitungsschleife (14) vorgesehen ist, in der das ein zwischen der Durchgangsstellung mit Strömungsrichtung vom Lasthalteventil (H) weg und der Absperrstellung bewegbares Rückschlagelement (16IV) aufweisende, als Zusteuer-Rückschlagventil ausgebildete Ventil (15IV) angeordnet ist, und daß das Rückschlagelement (16IV) in Richtung auf seine Absperrstellung durch eine permanente Kraft (f), etwa einer einstellbaren Feder (18), elastisch vorgespannt ist, die auf einen unterhalb des Werts der Kraft des am Rückschlagelement (16IV) wirkenden Aufsteuerdrucks des Lasthalteventils (H) liegenden Wert eingestellt ist.
  7. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 3 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraft (f) auf einen Wert begrenzt ist, der zwischen 10% und 50% kleiner ist als der Wert der Kraft des in der Steuerdruckleitung (12) zwischen der Dämpfdrossel (13) und dem Lasthalteventil (H) zum Aufsteuern des Lasthalteventils nötigen Aufsteuerdrucks.
  8. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder (18) bei einem Aufsteuerdruck von 35 bis 40 bar auf einen ca. 25 bar am Rückschlagelement (16IV) entsprechenden Kraftwert eingestellt ist.
  9. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß in der Steuerdruckleitung (12) an der dem Lasthalteventil (H) abgewandten Seite der Dämpfdrossel (13) ein Drosseldurchgang (D1) angeordnet ist, und daß von der Steuerdruckleitung (12) zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und der Dämpfdrossel (13) eine Bypassleitung (22) mit einem gegenüber dem Drosseldurchgang (D1) größeren Stördrosseldurchgang (D2) abzweigt.
  10. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 5 und 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilelement (16˝, 16‴) des Ventils (15˝, 15‴) in Richtung auf seine Absperrstellung (b) vom in der Steuerdruckleitung (12) zwischen der Dämpfdrossel (13) und dem Drosseldurchgang (D1) herrschenden Druck und in Richtung auf seine Durchgangsstellung (a) von der permaneten Kraft (f) und vom in der Bypassleitung (22) stromab des Stördrosseldurchgangs (D2) herrschenden Druck beaufschlagt ist.
  11. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Bypassleitung (22) an die das Lasthalteventil (H) enthaltende eine Arbeitsleitung (4) oder direkt an den Tank (T) angeschlossen ist.
  12. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß ein die Dämpfdrossel (13) in Strömungsrichtung zum Lasthalteventil (H) umgehendes Aufsteuer-Rückschlagventil (20) vorgesehen ist.
  13. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 5 und 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Aufsteuer-Rückschlagventil (20) in das Ventil (15′, 15‴), vorzugsweise in dessen Ventilelement (16′, 16‴), baulich eingegliedert ist.
  14. Hydraulische Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1, 6, 7, 8 , 9, 11 und 12, dadurch gekennzeichnet, daß an die Steuerdruckleitung (12) zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und der Dämpfdrossel (13) ein Druckspeicher (31) angeschlossen ist.
  15. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß in der Aufsteuerdruckleitung (12) zwischen dem Drosseldurchgang (D1) und der anderen Arbeitsleitung (4) ein in Strömungsrichtung zur anderen Arbeitsleitung (4) sperrendes Rückschlagventil (32) vorgesehen ist.
  16. Hydraulische Steuervorrichtung nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Arbeitsleitungen (4, 5) an ein Steuerventil (C), vorzugsweise ein Wegesteuerventil, angeschlossen sind, das zulaufseitig über eine Regeleinrichtung (Z), vorzugsweise bedarfsabhängig, mit Arbeitsdruckmittel beaufschlagbar ist, daß eine Sicherheitsabschalt-Vorrichtung (A) mit wenigstens einem Hub-, Lastmoment- oder Lastdrucksensor (43) und wenigstens einem Entlastungsventil (36) für die Regeleinrichtung (Z) vorgesehen ist, und daß die permanente Kraft (f) am Ventilelement (16, 16′, 16˝, 16‴) bzw. am Rückschlagelement (16IV) auf den Aufsteuerdruck des Lasthalteventils (H), die Einstellung der Dämpfdrossel (13) und das Ansprechverhalten der Sicherheits-Abschalt-Vorrichtung (A) derart abgestimmt ist, daß das Lasthalteventil (H) bei Ansprechen der Sicherheitsabschalt-Vorrichtung (A) in seine Lasthaltestellung steuerbar ist.
  17. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Sensor (43) als elektrischer oder elektronischer Geber und das Entlastungsventil (36) als vom Sensor (43) betätigbares Magnetventil ausgebildet ist.
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