EP1092095A1 - Hydraulische schaltung - Google Patents

Hydraulische schaltung

Info

Publication number
EP1092095A1
EP1092095A1 EP99936360A EP99936360A EP1092095A1 EP 1092095 A1 EP1092095 A1 EP 1092095A1 EP 99936360 A EP99936360 A EP 99936360A EP 99936360 A EP99936360 A EP 99936360A EP 1092095 A1 EP1092095 A1 EP 1092095A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
consumer
load
valve
bypass channel
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP99936360A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1092095B2 (de
EP1092095B1 (de
Inventor
Thomas Weickert
Erich Adlon
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Bosch Rexroth AG
Original Assignee
Mannesmann Rexroth AG
Bosch Rexroth AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=7872379&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=EP1092095(A1) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Application filed by Mannesmann Rexroth AG, Bosch Rexroth AG filed Critical Mannesmann Rexroth AG
Publication of EP1092095A1 publication Critical patent/EP1092095A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1092095B1 publication Critical patent/EP1092095B1/de
Publication of EP1092095B2 publication Critical patent/EP1092095B2/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/003—Systems with load-holding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F15B11/04—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the speed
    • F15B11/05—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the speed specially adapted to maintain constant speed, e.g. pressure-compensated, load-responsive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/16—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20546—Type of pump variable capacity
    • F15B2211/20553—Type of pump variable capacity with pilot circuit, e.g. for controlling a swash plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/25—Pressure control functions
    • F15B2211/253—Pressure margin control, e.g. pump pressure in relation to load pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/305—Directional control characterised by the type of valves
    • F15B2211/30525—Directional control valves, e.g. 4/3-directional control valve
    • F15B2211/3053—In combination with a pressure compensating valve
    • F15B2211/3054—In combination with a pressure compensating valve the pressure compensating valve is arranged between directional control valve and output member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/31—Directional control characterised by the positions of the valve element
    • F15B2211/3144—Directional control characterised by the positions of the valve element the positions being continuously variable, e.g. as realised by proportional valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/32—Directional control characterised by the type of actuation
    • F15B2211/329—Directional control characterised by the type of actuation actuated by fluid pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/505—Pressure control characterised by the type of pressure control means
    • F15B2211/50509—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means
    • F15B2211/50545—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means using braking valves to maintain a back pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/605—Load sensing circuits
    • F15B2211/6051—Load sensing circuits having valve means between output member and the load sensing circuit
    • F15B2211/6054—Load sensing circuits having valve means between output member and the load sensing circuit using shuttle valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/71—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/78—Control of multiple output members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/88—Control measures for saving energy

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic circuit for controlling at least one load-lower and one load-higher consumer according to the preamble of patent claim 1.
  • Such circuits are used, among other things, to control mobile machines, for example excavators. Hydraulically operated units of the working machine, for example a rotating mechanism, the drive, a bucket, a stick or a clamping device mounted on the excavator boom, are controlled via the central circuit.
  • Such a load-sensing circuit is known, for example, from EP 0 566 449 AS.
  • This circuit has a variable displacement pump which can be regulated in such a way that it produces a pressure at its output which is a certain difference above the maximum load pressure of the hydraulic consumers.
  • a load-sensing controller is provided, which can be acted upon by the pump pressure in the direction of reducing the stroke volume and by the highest pressure at the consumers, and by a compression spring in the direction of increasing the stroke volume.
  • the difference between the pump pressure and the highest load pressure that occurs with the variable displacement pump corresponds to the force of the aforementioned compression spring.
  • Each of the consumers is assigned an adjustable orifice plate with a downstream pressure balance, via which the pressure drop at the orifice plate is kept constant is so that the amount of hydraulic fluid flowing to the respective consumer depends on the opening cross section of the measuring orifice and not on the load pressure of the consumer or on the pump pressure.
  • the pressure compensators of all actuated hydraulic consumers are adjusted in the closing direction so that all hydraulic fluid flows are closed the individual consumers by the same proportion. This means that with a pressure compensator connected downstream, the volume flows to the consumers are always in the ratio of the opening cross-sections of the orifice plates. Because of this load-independent flow distribution (LÜDV), all controlled consumers move at a speed that is reduced by the same percentage.
  • variable displacement pump mentioned at the outset is usually equipped with a pressure control and a power control, by means of which the maximum possible pump pressure or the maximum output (excavator output) that can be output by the variable displacement pump can be set. These pressure and power controls are superimposed on the load sensing control.
  • a control arrangement is disclosed in the applicant's W095 / 32364, by means of which, when a limit load pressure is exceeded, only the load pressure of the lower-load hydraulic consumer is reported to the load-sensing controller of the variable pump. This limit load pressure is selected so that the supply of the other hydraulic consumer is guaranteed.
  • this is achieved in that the spring chamber of the pressure compensator of the lower-load consumer can be connected to the tank via a pressure relief valve arrangement.
  • the pressure relief valve opens the connection to the tank, so that the spring chamber of the pressure compensator of the load-lower consumer is relieved and the control piston is brought into its open position, in which the load pressure of this consumer is reported to the load pressure reporting line.
  • a disadvantage of this control arrangement is that a partial volume flow is discharged to the tank and therefore cannot be used for consumer control. The efficiency of this control is therefore comparatively low. Another disadvantage is that the return of the hydraulic fluid to the tank generates heat in the system and thus pump performance is destroyed. In contrast, the invention has for its object to provide a control arrangement through which an adequate supply of all consumers is guaranteed with minimal expenditure on device technology.
  • the measure of providing a bypass channel through which the pressure compensator downstream of the measuring orifice can be bypassed means that it is not necessary to remove the pressure compensator in order to limit the system pressure or to drain hydraulic fluid into the tank.
  • the resulting system pressure can be predetermined by selecting the bypass cross-section accordingly. Due to the reduced system pressure, the load-lower consumer can be supplied with a larger amount of hydraulic fluid, which can be implemented, for example, in a boom speed increase or the like.
  • a circuit of particularly simple construction is obtained if the measuring orifice upstream of the pressure compensator is formed by a proportional directional control valve, the bypass channel being controllable as a function of the valve spool position of the proportional directional control valve. Because the bypass channel is activated depending on the control of the proportional valve, the individual pressure compensator only works in the fine control range, in which comparatively low hydraulic fluid volume flows flow through the pressure compensator.
  • the structure can be further simplified if the bypass channel is formed in the valve slide of the proportional directional control valve and can be opened by a control edge of the valve slide bore.
  • a check valve arrangement is provided in this.
  • two work connections of a consumer are controlled via the proportional valve.
  • the bypass channel is assigned to only one of the work connections, so that, for example, the bypass is flowed through in the lifting function.
  • bypass channel is only opened after a certain stroke of the proportional valve, so that no bypass flow occurs at the start of the regulation.
  • the valve spool of the proportional directional control valve is preferably formed with a central speed part and two external directional parts, each of which is assigned to a connection of the consumer.
  • the bypass channel extends within the valve spool from the speed section to the direction section, so that the pressure compensator is bypassed.
  • the pressure loss in the bypass channel can be minimized if it ends with oblique and radial bores in the outer circumference of the valve spool.
  • Figure 1 is a circuit diagram of a circuit according to the invention with a bypass channel.
  • FIG. 2 shows a valve disk of a valve block for a circuit according to FIG. 1;
  • FIG. 3 shows a section through a valve segment for a circuit according to FIG. 1;
  • Fig. 4 is a detailed view of the valve segment of Fig. 3 and
  • Fig. 5 is a diagram to illustrate the system pressure build-up when driving a load higher and a load lower consumer.
  • FIG. 1 shows part of a circuit diagram for a hydraulic circuit for controlling a mobile implement, for example an excavator.
  • This excavator has several consumers, such as a boom, a bucket, a stick, a chassis drive and a slewing gear drive, which are supplied with hydraulic fluid by a variable displacement pump 2.
  • a cylinder 4 for actuating a bucket and a cylinder 6 for actuating the excavator boom are shown schematically as consumers.
  • the stroke volume of the variable displacement pump is set by means of a load-sensing controller 8 which, depending on the pump pressure on the one hand and the highest load pressure at the consumers 4, 6 and the force of a pressure spring 10 on the other hand controls the displacement of the variable displacement pump.
  • the hydraulic fluid delivered by the variable displacement pump is led to the two consumers 4 and 6 via a pump line 12 with branch lines 12a, 12b.
  • An adjustable orifice 14a, 14b is formed in each branch of the pump line 12 (12a, 12b). As will be explained in more detail below, these orifices are
  • a pressure compensator 16a, 16b is connected downstream of each measuring orifice 14a, 14b.
  • the control piston of these 2-way pressure compensators is pressurized in the opening direction via a control line 18 with the pressure downstream of the measuring orifice 14a, 14b and in the closing direction via a load control line 20 with the highest load pressure, which is tapped from a load pressure signaling line 22.
  • the highest load pressure is also fed to the load-sensing controller 8 via this.
  • a working line 24a, 24b leads to the respective consumers 4 and 6 from the outlet connection of the pressure compensator 16a, 16b.
  • the load pressure of the consumers 4, 6 is tapped via branch lines 26a, 26b and led to a shuttle valve 28, to the output of which the load pressure reporting line 22 is connected is.
  • the adjustable measuring diaphragms 14a, 14b are controlled via manually operable control devices 30a, 30b which are operatively connected to the measuring diaphragms 14a and 14b.
  • a circuit of the type described above realizes a classic "LUDV" circuit, in which the pressure drop across the measuring orifices 14a, 14b is kept constant regardless of the load pressure.
  • both pressure compensators 16a, 16b are usually reduced, so that the hydraulic fluid volume flow to the two consumers 4, 6 is reduced by the same percentage.
  • a problem can occur with these circuits when the higher load consumer (bucket 4) is moved to the stop, so that the load pressure of this consumer is in the range of the maximum pump pressure. If you now also switch on a load-lower consumer, the volume flow of the load-lower consumer goes back to a value that is predetermined by the maximum pump output. A large part of the performance is destroyed in the regulating pressure compensator of this consumer.
  • the bypass load 32 is assigned to the lower load b, which enables the pressure compensator 16a to be bypassed.
  • the bypass duct 32 branches off downstream of the measuring orifice 14a and opens into the working line 24a to the consumer 6.
  • a suitable control device 34 is provided in the bypass duct 32, which blocks the bypass duct 32 in the basic position and opens depending on the opening cross section of the measuring orifice 14a.
  • the switching device provided with the reference numeral 34 can be any device that is suitable for shutting off the bypass channel 32 and opening it as a function of the control of the measuring orifice 14a.
  • FIG. 2 shows the circuit diagram of a valve disk 35 of a valve block for realizing the circuit shown in FIG. 1.
  • the valve disc 35 contains the pressure compensator 16a, a proportional valve 36, by means of the speed part of which the measuring orifice 14a is formed and the bypass channel 32, as well as the other connecting lines of the hydraulic elements described in more detail below.
  • a directional part for controlling the consumers A, B and for controlling the bypass channel 32 are also integrated in the proportional valve 36.
  • the proportional valve 36 has a pump connection P, two working connections A, B, which are connected to the cylinder chambers of a differential cylinder b or to a hydraulic motor. Furthermore, an output port P1 to the pressure compensator 16a, a bypass port U, two input ports R, S of the directional part and a tank port T are formed on the proportional valve 36.
  • the two end faces of the valve slide 38 of the proportional valve 36 are prestressed into their basic position by two compression springs 41a, 41b. In this basic position, the ports P, A, B, U and S are closed, while the ports Pl and R are connected to the tank.
  • valve spool 38 The end faces of the valve spool 38 are acted upon by control pressures P s ⁇ , so that it can be moved out of its spring-loaded basic position.
  • the output port P1 is connected to the input port Q of the pressure compensator 16a via the pump line 12a.
  • the load pressure of the consumer 6 is connected via the load signaling line 20 to the load pressure signaling line 22 and led to the spring side of the pressure compensator 16a.
  • the output connection C of the pressure compensator 16a is connected via lines 40, 42 to the input connections R and S of the directional part. In the lines 40, 42 there are two non-return valves 56a, 56b which prevent the hydraulic fluid from flowing back from the directional part to the pressure compensator 16a.
  • the tank connection T is connected to the tank via a tank line 44.
  • Fig. 3 shows a section through a directional valve segment through which the circuit shown in Fig. 2 is realized.
  • the directional control valve segment has a valve plate 52 in which receiving bores for the valve slide 38, the pressure compensator 16a, two pressure limiting valves 54a, 54b and the two check or load holding valves 56a, 56b are formed.
  • the two working connections A, B, two control connections 58a, 58b for controlling the proportional valve 36, a pump connection P, at least one connection for the load pressure signaling line 22 and a tank connection are also provided.
  • the valve spool 38 has a control collar 60 in its central region, which cooperates with a web
  • valve bore forms the orifice 14a.
  • valve slide 38 is in its basic position by the two compression springs 41a, 41b biased in which there is no flow through the orifice 14a.
  • the proportional valve 36 is activated by applying a control pressure to the two control connections 58a and 58b, which are connected to the spring chamber 64a and 64b of the proportional valve 36 via control lines.
  • a nozzle with a check valve is formed, by means of which damping of the valve slide movement is possible.
  • the control collar 60 is provided in the region of its end faces with a plurality of control notches 64 and 66, via which pressure medium can be guided from an annular space 68 connected to the pump connection P to the input connection Q, so that the lower end face of the control piston 72 in FIG. 3 the pressure compensator 16a can be acted upon with the pressure downstream of the measuring orifice.
  • the measuring orifice 14a is formed by the interaction of the control notches 64 with the one control edge of the web 62, while the control notches 66 open the connection from the annular space 68 to the pressure compensator 16a in the event of a displacement to the left .
  • the input connection Q of the pressure compensator 16a is designed as an axial connection, so that the fluid pressure also acts on the lower end face 70 of the control piston 72.
  • the output connection C is designed as a radial connection and opens into the lines 40 and 42.
  • the load-holding valves 56a, 56b are arranged, which prevent a backflow from the valve spool 38 to the pressure compensator 16a and allow flow through in the opposite direction.
  • the connection of the lines 40, 42 to the working connections A or B or the tank connection T is in each case via a directional part of the valve slide 38. That is, each working connection A, B is assigned a directional part, via which a working connection A or B with a Line 40, 42 or can be connected to the tank T.
  • the directional part for the connection B which is formed on the right in FIG. 3, has three control collars 74, 76 and 78 formed in the axial distance.
  • the control collars 76 and 78 are each provided with control notches 80 and 82, respectively, which are arranged between the control collars 76, 78 open radially recessed section.
  • the directional part of the valve slide 38 assigned to the working connection A is formed only by two spaced-apart control collars 84, 86. In the tax union 86 are
  • Control notches 88 formed, which correspond in function to the control notches 80 of the control collar 78.
  • a plurality of oblique bores 90 which are distributed on the circumference and which are connected to a common axial bore 92, open on the outer circumference. This passes through the control collar 8 to the left end section of the valve slide 38.
  • the end stop 94 of the valve slide is screwed into the axial bore 92, so that its left end section is closed.
  • valve slide 38 shows a detailed illustration of the valve slide 38 in the central region of this axial bore 92. Accordingly, a retaining valve is provided in the axial bore 92, the valve body 96 of which is prestressed against a valve seat 98 via a compression spring 97.
  • the radial bore star 100 is blocked by a web 104 of the receiving bore 103 of the valve slide 38.
  • the oblique bore star 102 opens into the radially recessed section between the control collars 84 and 86.
  • the valve body 96 which is biased against the valve seat 98, prevents hydraulic fluid from flowing into the axial bore 92 from the connection A. A flow in the opposite direction is practically not prevented since the compression spring 97 is weak.
  • the geometry of the radial bore star 100 and the oblique bore star 102 is selected such that when the valve slide 38 is shifted to the left via these stars 100, 102, the connection from the working connection A to the tank connection T can be controlled.
  • control notches in the right face area of the control collar 84 could of course also be used for the control.
  • valve slide 38 is moved to the right in the illustration according to FIG. 3, so that the control notches 64, in cooperation with the web 62, open the connection from the pump connection P to the input connection Q of the pressure compensator .
  • the end face 105 of the control piston 72 located at the top in FIG. 3 is acted upon by the force of a control spring 106 and by the load pressure, which is controlled by a control edge and an angular bore 108 in the control piston 72.
  • catch groove 110 is tapped.
  • the pressure at the input port Q downstream of the orifice 14a deflects the control piston 72 upwards and the output port C is opened until a force equilibrium is established above the control piston 72.
  • the load holding valve 56a is opened and the hydraulic fluid is led to the working connection A via the line 40 and the control collar 86 with the control notches 88.
  • connection between the working connection B and the tank connection T is opened via the control collar 76 assigned to the working connection B and the control notches 82, so that the hydraulic fluid can flow back into the tank from the consumer.
  • the oblique bores 90 of the bypass channel 32 have not yet been opened by the control edge 107.
  • valve spool 38 When the valve spool 38 is displaced further, the control edge 107 opens the bypass channel 82, so that the hydraulic fluid or at least a partial volume flow is led to the working connection A. The system pressure drops, so that the load-lower consumer 6 can be operated at a higher speed.
  • the bypass channel 32 is only assigned to the working connection A, which is required for the lifting function of the consumer.
  • a further bypass channel can also be assigned to the other work connection B, which would then have an identical structure to the work connection described above.
  • the diagram according to FIG. 5 shows the pressure and volume flow ratios of the above-described processes as a function of time. It is assumed that a higher load consumer, for example a spoon, is first moved to a stop. The corresponding pressure curve is shown in Fig. 5 with solid lines. Accordingly, the load pressure at this consumer increases very quickly and reaches a maximum at time t1, which is predetermined by the pump power p sys .
  • a lower load consumer for example a boom
  • the proportional valve 36 assigned to this consumer is activated, the bypass channel 32 is opened in the manner described above, so that the hydraulic fluid flow Q rises to the load-lower consumer (dashed line). Due to this increase in the hydraulic fluid volume flow to the load-lower consumer, the pressure drops from the system pressure Pgys au ⁇ e: Ln lower level p *.
  • the pressure level p * can be set by a suitable choice of the bypass duct diameter, so that the pressure drops, for example, from a pressure of 240 bar to a pressure p * of 200 bar.
  • bypass channel 32 is integrated in the proportional valve 36.
  • bypass channel is external
  • An LUDV circuit for controlling at least one load-lower and one load-higher consumer is disclosed, each consumer being assigned a measuring orifice and a downstream pressure compensator for keeping the pressure drop across the measuring orifice constant.
  • a pressure-controllable bypass channel is assigned to the pressure compensator of the lower load, via which the pressure compensator of this consumer can be bypassed.

Abstract

Offenbart ist eine LUDV-Schaltung zur Ansteuerung zumindest eines lastniedrigeren (6) und eines lasthöheren (4) Verbrauchers, wobei jedem Verbraucher (4, 6) eine Meßblende (14a, 14b) und eine nachgeschaltete Druckwaage (16a, 16b) zum Konstanthalten des Druckabfalls über der Meßblende zugeordnet sind. Der Druckwaage (16a) des lastniedrigeren Verbrauchers ist ein aufsteuerbarer Bypasskanal (32) zugeordnet, über den die Druckwaage dieses Verbrauchers umgehbar ist.

Description

Beschreibung Hydraulische Schaltung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Schaltung zur Ansteuerung zumindest eines lastniedrigeren und eines lasthöheren Verbrauchers gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Derartige Schaltungen (auch Load-Sensing-Schaltungen genannt) werden unter anderem zur Ansteuerung von mobilen Arbeitsmaschinen, beispielsweise von Baggern eingesetzt. Über die zentrale Schaltung werden hydraulisch betätigte Aggregate der Arbeitsmaschine, beispielsweise ein Drehwerk, der Fahrantrieb, ein Löffel, ein Stiel oder eine am Baggerausleger montierte Klemmeinrichtung angesteuert.
Eine derartige Load-Sensing-Schaltung ist beispiels- weise aus der EP 0 566 449 AS bekannt. Diese Schaltung hat eine Verstellpumpe, die derart geregelt werden kann, daß sie an ihrem Ausgang einen Druck erzeugt, der um einen bestimmten Differenzbetrag über dem höchsten Lastdruck der hydraulischen Verbraucher liegt. Zur Regelung ist ein Load-Sensing-Regler vorgesehen, der vom Pumpendruck in Richtung der Verringerung des Hubvolumens und vom höchsten Druck an den Verbrauchern sowie von einer Druckfeder in Richtung der Vergrößerung des Hubvolumens beaufschlagbar ist. Die sich bei der Verstellpumpe ein- stellende Differenz zwischen dem Pumpendruck und dem höchsten Lastruck entspricht der Kraft der vorgenannten Druckfeder.
Jedem der Verbraucher ist eine verstellbare Meßblende mit einer nachgeschalteten Druckwaage zugeordnet, über die der Druckabfall an der Meßblende konstant gehalten wird, so daß die zum jeweiligen Verbraucher fließende Hy- draulikfluidmenge vom Öffnungsquerschnitt der Meßblende und nicht vom Lastdruck des Verbrauchers oder vom Pumpendruck abhängt. In demjenigen Fall, in dem die Verstell- pumpe mit maximalem Volumen fördert und der Hydraulik- fluidstrom trotzdem nicht ausreicht, um den vorgegebenen Druckabfall über den Meßblenden aufrechtzuerhalten, werden die Druckwaagen aller betätigten hydraulischen Verbraucher in Schließrichtung verstellt, so daß alle Hy- draulikfluidströme zu den einzelnen Verbrauchern um den gleichen Anteil verringert werden. Das heißt, bei nachgeschalteter Druckwaage stehen die Volumenströme zu den Verbrauchern immer im Verhältnis der Öffnungsquerschnitte der Meßblenden. Aufgrund dieser lastunabhängigen Durch- flußverteilung (LÜDV) bewegen sich alle angesteuerten Verbraucher mit einer prozentual um den gleichen Wert verringerten Geschwindigkeit.
Die eingangs genannte Verstellpumpe ist üblicherweise mit einer Druckregelung und mit einer Leistungsregelung ausgestattet, über die der maximal mögliche Pumpendruck bzw. die maximale von der Verstellpumpe abgebbare Leistung (Baggerleistung) einstellbar sind. Diese Druck- und Leistungsregelungen sind der Load-Sensing-Regelung über- lagert.
Mit einer Steueranordnung der vorstehend geschilderten Art kann es dann zu Problemen kommen, wenn ein hydraulischer Verbraucher gegen einen praktisch unendlichen Widerstand arbeitet. Dies kann beispielsweise dann der Fall sein, wenn der hydraulische Verbraucher ein Löffel ist, der auf Anschlag gefahren wird. Bei einem Fahren auf Anschlag baut sich an dem entsprechenden hydraulischen Verbraucher ein Druck auf, der etwa dem durch die Druck- regelung vorgegebenen Maximaldruck (Baggerleistung) entspricht. Wird nun ein weiterer hydraulischer Verbraucher, beispielsweise ein Fahrantrieb oder ein Ausleger angesteuert, kann dieser nur mit einer geringeren Geschwindigkeit bewegt werden, da aufgrund des hohen Druckes am erstgenannten Verbraucher (Löffel) bereits bei geringen Hydraulikfluidströmen zum anderen hydraulischen Verbraucher (Fahrantrieb) die Leistungsregelung der Verstellpumpe anspricht.
Um diesen Nachteil auszuräumen, wird in der W095/32364 der Anmelderin eine Steueranordnung offenbart, über die bei Überschreiten eines Grenzlastdruckes lediglich der Lastdruck des lastniedrigeren hydraulischen Verbrauchers an den Load-Sensing-Regler der Verstellpumpe gemeldet wird. Dieser Grenzlastdruck ist so gewählt, daß die Versorgung des anderen hydraulischen Verbrauchers gewährleistet ist. Beim Gegenstand der W095/32364 wird dies erreicht, indem der Federraum der Druckwaage des lastniedrigeren Verbrauchers über eine Druckbegrenzungsven- tilanordnung mit dem Tank verbindbar ist. Bei Überschrei- ten eines Grenzlastdruckes öffnet das Druckbegrenzungsventil die Verbindung zum Tank, so daß der Federraum der Druckwaage des lastniedrigeren Verbrauchers entlastet und der Regelkolben in seine Öffnungsstellung gebracht wird, in der der Lastdruck dieses Verbrauchers in die Last- druckmeldeleitung gemeldet wird.
Nachteilig bei dieser Steueranordnung ist, daß ein Teilvolumenstrom zum Tank hin abgeführt wird und somit nicht für die Verbraucheransteuerung verwendet werden kann. Der Wirkungsgrad dieser Steuerung ist daher vergleichsweise gering. Ein weiterer Nachteil besteht darin, daß durch die Rückführung des Hydraulikfluids hin zum Tank Wärme im System erzeugt und somit Pumpenleistung vernichtet wird. Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Steueranordnung zu schaffen, durch die bei minimalem vorrichtungstechnischen Aufwand eine hinreichende Versorgung sämtlicher Verbraucher gewährleistet ist.
Diese Aufgabe wird durch eine hydraulische Schaltung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
Durch die Maßnahme, einen Bypasskanal vorzusehen, über den die der Meßblende nachgeschaltete Druckwaage umgehbar ist, ist es nicht erforderlich, zur Begrenzung des Systemdruckes die Druckwaage abzuregein oder Hydraulik- fluid in den Tank abzuführen. Der sich einstellende Systemdruck kann durch entsprechende Wahl des Bypassquer- Schnittes vorbestimmt werden. Aufgrund des reduzierten Systemdruckes kann der lastniedrigere Verbraucher mit einer größeren Hydraulikfluidmenge versorgt werden, die beispielsweise in eine Geschwindigkeitserhöhung eines Auslegers oder ähnliches umgesetzt werden kann.
Eine besonders einfach aufgebaute Schaltung erhält man, wenn die der Druckwaage vorgeschaltet Meßblende durch ein Proportionalwegeventil ausgebildet wird, wobei der Bypasskanal in Abhängigkeit von der Ventilschieber- Stellung des Proportionalwegeventils aufsteuerbar ist. Durch die von der Ansteuerung des Proportionalventils abhängige Aufsteuerung des Bypasskanals wirkt die Indivi- dualdruckwaage lediglich im Feinsteuerbereich, in dem vergleichsweise geringe Hydraulikfluidvolumenströme die Druckwaage durchströmen.
Der Aufbau läßt sich weiter vereinfachen, wenn der Bypasskanal im Ventilschieber des Proportionalwegeventils ausgebildet ist und durch eine Steuerkante der Ventil- schieberbohrung aufsteuerbar ist. Um die Rückströmung vom Verbraucher durch den Bypasskanal zu verhindern, wird in diesem eine Rückschlagven- tilanordung vorgesehen.
Bei einer bevorzugten Variante der Erfindung werden über das Proportionalventil zwei Arbeitsanschlüsse eines Verbrauchers angesteuert. In einigen Fällen, beispielsweise bei doppeltwirkenden Hydraulikzylindern, ist es ausreichend, wenn der Bypasskanal lediglich einem der Ar- beitsanschlusse zugeordnet ist, so daß beispielsweise in der Hebenfunktion eine Durchströmung des Bypasses erfolgt. Selbstverständlich ist es auch möglich, beiden Arbeitsanschlüssen Bypasskanäle zuzuordnen.
Wie vorstehend bereits erwähnt, kann es vorteilhaft sein, wenn der Bypasskanal erst nach einem bestimmten Hub des Proportionalventils aufgesteuert wird, so daß zu Beginn der Regelung keine Bypassströmung entsteht.
Der Ventilschieber des Proportionalwegeventils wird vorzugsweise mit einem mittigen Geschwindigkeitsteil und zwei außenliegenden Richtungsteilen ausgebildet, die jeweils einem Anschluß des Verbrauchers zugeordnet sind. Der Bypasskanal erstreckt sich dabei innerhalb des Ven- tilschiebers vom Geschwindkeitsteil hin zum Richtungsteil, so daß die Druckwaage umgangen wird.
Der Druckverlust im Bypasskanal läßt sich minimieren, wenn dieser mit Schräg- und Radialbohrungen im Außenum- fang des Ventilschiebers mündet.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche. Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein Schaltschema einer erfindungsgemäßen Schaltung mit Bypasskanal;
Fig. 2 eine Ventilscheibe eines Ventilblocks für eine Schaltung gemäß Fig. 1;
Fig. 3 einen Schnitt durch ein Ventilsegment für eine Schaltung gemäß Fig. 1;
Fig. 4 eine Detaildarstellung des Ventilsegments aus Fig. 3 und
Fig. 5 ein Diagramm zur Verdeutlichung des Systemdruckaufbaus bei der Ansteuerung eines lasthöheren und eines lastniedrigeren Verbrauchers.
In Fig. 1 ist ein Teil eines Schaltschemas für eine hydraulische Schaltung zur Ansteuerung eines mobilen Arbeitsgerätes, beispielsweise eines Baggers dargestellt. Dieser Bagger hat mehrere Verbraucher, wie beispielsweise einen Ausleger, einen Löffel, einen Stiel, einen Fahr- werksantrieb und einen Drehwerksantrieb, die von einer Verstellpumpe 2 mit Hydraulikfluid versorgt werden. Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel sind schematisch ein Zylinder 4 zur Betätigung eines Löffels und ein Zylinder 6 zur Betätigung des Baggerauslegers als Verbraucher dargestellt.
Eine Einstellung des Hubvolumens der Verstellpumpe erfolgt über einen Load-Sensing-Regler 8, der in Abhän- gigkeit vom Pumpendruck einerseits und vom höchsten Lastdruck an den Verbrauchern 4 , 6 und der Kraft einer Druck- feder 10 andererseits das Hubvolumen der Verstellpumpe regelt. Das von der Verstellpumpe geförderte Hydraulik- fluid wird über eine Pumpenleitung 12 mit Zweigleitungen 12a, 12b zu den beiden Verbrauchern 4 bzw. 6 geführt.
In jedem Zweig der Pumpenleitung 12 (12a, 12b) ist eine einstellbare Meßblende 14a, 14b ausgebildet. Wie im folgenden noch näher erklärt wird, sind diese Meßblenden
14a, 14b als Geschwindigkeitsteile eines Proportionalven- tils ausgeführt.
Stromabwärts jeder Meßblende 14a, 14b, ist jeweils eine Druckwaage 16a, 16b geschaltet. Der Regelkolben dieser 2-Wege-Druckwaagen ist in Öffnungsrichtung über eine Steuerleitung 18 mit dem Druck stromabwärts der Meßblende 14a, 14b und in Schließrichtung über eine Laststeuerleitung 20 mit dem höchsten Lastdruck beaufschlagt, der von einer Lastdruckmeldeleitung 22 abgegriffen wird. Über diese ist der höchste Lastdruck auch zum Load-Sensing- Regler 8 geführt.
Vom Ausgangsanschluß der Druckwaage 16a, 16b führt eine Arbeitsleitung 24a, 24b zu den jeweiligen Verbrauchern 4 bzw. 6. Der Lastdruck der Verbraucher 4, 6 wird über Zweigleitungen 26a, 26b abgegriffen und zu einem Wechselventil 28 geführt, an dessen Ausgang die Lastdruckmeldeleitung 22 angeschlossen ist.
Die Ansteuerung der einstellbaren Meßblenden 14a, 14b erfolgt über manuell betätigbare Steuereinrichtungen 30a, 30b, die mit den Meßblenden 14a bzw. 14b in Wirkverbindung stehen.
Durch eine Schaltung der vorbeschriebenen Art ist ei- ne klassische "LUDV'-Schaltung realisiert, bei der über die Druckwaagen 16a, 16b der Druckabfall über den Meß- blenden 14a, 14b lastdruckunabhängig konstant gehalten wird. Beim Ausschöpfen der vollen Pumpenleistung werden üblicherweise beide Druckwaagen 16a, 16b zurückgeregelt, so daß der Hydraulikfluidvolumenstrom zu den beiden Ver- brauchern 4, 6 um den gleichen Prozentanteil reduziert wird. Wie eingangs bereits beschrieben wurde, kann bei diesen Schaltungen dann ein Problem auftreten, wenn der lasthöhere Verbraucher (Löffel 4) auf Anschlag gefahren wird, so daß der Lastdruck dieses Verbrauchers im Bereich des Pumpenmaximaldruckes angesiedelt ist. Schaltet man nun zusätzlich einen lastniedrigeren Verbraucher hinzu, so geht der Volumenstrom des lastniedrigeren Verbrauchers auf einen Wert zurück, der durch die maximale Pumpenleistung vorgegeben ist. Ein großer Teil der Leistung wird in der abregelnden Druckwaage dieses Verbrauchers vernichtet.
Um dies zu verhindern, wird bei der in Fig. 1 dargestellten Regelung dem lastniedrigeren Verbraucher b ein Bypasskanal 32 zugeordnet, der eine Umgehung der Druckwaage 16a ermöglicht. Der Bypasskanal 32 zweigt stromabwärts der Meßblende 14a ab und mündet in der Arbeitsleitung 24a zum Verbraucher 6. Im Bypasskanal 32 ist eine geeignete Steuereinrichtung 34 vorgesehen, die den By- passkanal 32 in der Grundstellung absperrt und in Abhängigkeit vom Öffnungquerschnitt der Meßblende 14a aufsteuert. Durch diese Schaltung wird der Hydraulikfluidvolumenstrom zum Verbraucher 6 hin nicht durch die Druckwaage 16a abgeregelt, so daß sich ein niedrigerer Systemdruck als bei einem System ohne Bypasskanal 32 einstellt. Dies ermöglicht es, den Ausleger 6 mit einer größeren Geschwindigkeit auszufahren. Die mit dem Bezugszeichen 34 versehene Schalteinrichtung kann dabei eine beliebige Einrichtung sein, die geeignet ist, um den Bypasskanal 32 abzusperren und in Abhängigkeit von der Ansteuerung der Meßblende 14a aufzusteuern. In Fig. 2 ist das Schaltschema einer Ventilscheibe 35 eines Ventilblockes zur Realisierung der in Fig. 1 abgebildeten Schaltung dargestellt. Die Ventilscheibe 35 ent- hält die Druckwaage 16a, ein Proportionalventil 36, durch dessen Geschwindigkeitsteil die Meßblende 14a ausgebildet ist und den Bypasskanal 32, sowie die sonstigen, im folgenden näher beschriebenen Verbindungsleitungen der Hydraulikelemente. Bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausfüh- rungsbeispiel sind im Proportionalventil 36 neben der Meßblende 14a auch noch ein Richtungsteil zur Ansteuerung der Verbraucher A, B, sowie die Ansteuerung des Bypasska- nals 32 integriert.
Das Proportionalventil 36 hat einen Pumpenanschluß P, zwei Arbeitsanschlüsse A, B, die mit den Zylinderräumen eines Differentialzylinders b oder mit einem Hydromotor verbunden sind. Des weiteren sind ein Ausgangsanschluß Pl zur Druckwaage 16a, ein Bypass-Anschluß U, zwei Eingangs- anschlüsse R, S des Richtungsteils und ein Tankanschluß T am Proportionalventil 36 ausgebildet.
Die beiden Stirnseiten des Ventilschiebers 38 des Proportionalventils 36 sind durch zwei Druckfedern 41a, 41b in ihre Grundposition vorgespannt. In dieser Grundposition sind die Anschlüsse P, A, B, U und S abgesperrt, während die Anschlüsse Pl und R mit dem Tank verbunden sind.
Die Stirnflächen des Ventilschiebers 38 sind mit Steuerdrücken Psτ beaufschlagt, so daß dieser aus seiner federvorgespannten Grundposition herausbewegbar ist.
Der Ausgangsanschluß Pl ist über die Pumpenleitung 12a mit dem Eingangsanschluß Q der Druckwaage 16a verbunden. Wie bereits vorstehend erläutert, zweigt von der Pumpenleitung 12a die Steuerleitung 18 ab, über die der Druck stromabwärts der Meßblende 14a (Proportionalventil 36) an die in Fig. 2 linke Stirnseite der Druckwaage 16a gemeldet ist. Der Lastdruck des Verbrauchers 6 ist über die Lastmeldeleitung 20 mit der Lastdruckmeldeleitung 22 verbunden und zur Federseite der Druckwaage 16a geführt. Der Ausgangsanschluß C der Druckwaage 16a ist über Leitungen 40, 42 mit den Eingangsanschlüssen R bzw. S des Richtungsteils verbunden. In den Leitungen 40, 42 befin- den sich zwei Rückschlagventile 56a, 56b, die eine Rückströmung des Hydraulikfluids vom Richtungsteil zur Druckwaage 16a verhindern.
Der Tankanschluß T ist über eine Tankleitung 44 mit dem Tank verbunden. Durch die Druckwaage 16a wird bei Ansteuerung des Proportionalventils 36 der Druckabfall über der Meßblende 14a lastdruckunabhängig konstant gehalten, so daß der Volumenstrom zum Verbraucher 6 proportional zum Öffnungsquerschnitt der Meßblende 14a ist.
Bei Anlegen eines Steuerdruckes Psτ beispielsweise an die linke Stirnfläche des Proportionalventils 36 wird der Ventilschieber 38 nach rechts verschoben, so daß die Meßblende 14a zur Verbindung der Anschlüsse P, Pl aufgesteu- ert wird. Im Feinsteuerbereich, das heißt im ersten Teil des Ventilschieberhubes ist die Verbindung zum Bypasska- nalanschluß U noch versperrt. Das Hydraulikfluid wird über die Arbeitsleitung 12a zum Eingangsanschluß Q und über die Steuerleitung 18 zur linken Stirnseite des Re- gelkolbens der Druckwaage 16a geführt, so daß diese in ihre Regelposition zum Konstanthalten des Druckabfalls über der Meßblende 14a verschoben wird.
Der derart eingestellte Hydraulikfluidstrom wird dann über die Leitung 40, die Anschlüsse R, A zum Arbeitsanschluß des Verbrauchers 6 geführt, während über den Ar- beitsanschluß B und die Tankleitung 44 das Hydraulikfluid vom Verbraucher 6 zurück zum Tank geführt wird. Der Anschluß S ist verschlossen.
Beim weiteren Aufsteuern der Meßblende 14a, wird der Bypasskanal 32 durch den Ventilschieber 38 aufgesteuert, so daß das Hydraulikfluid direkt in die Leitung 40 einströmt. Der Volumenstrom zur Druckwaage 16a wird verringert oder gar ganz abgesperrt, so daß ein größerer Volu- menstrom zum Verbraucher 6 geführt wird. Diese Vergrößerung des Volumenstroms führt auch dann zu einem Absinken des Systemdrucks, wenn der lasthöhere Verbraucher 4 auf Anschlag gefahren ist.
Fig. 3 zeigt einen Schnitt durch ein Wegeventilsegment, durch das die in Fig. 2 dargestellte Schaltung realisiert ist. Das Wegeventilsegment hat eine Ventilplatte 52, in der Aufnahmebohrungen für den Ventilschieber 38, die Druckwaage 16a, zwei Druckbegrenzungsventile 54a, 54b und die beiden Rückschlag- oder Lasthalteventile 56a, 56b ausgebildet sind. In der Ventilplatte 52 sind des weiteren die beiden Arbeitsanschlüsse A, B, zwei Steueranschlüsse 58a, 58b zur Ansteuerung des Proportionalventils 36, ein Pumpenanschluß P, zumindest ein Anschluß für die Lastdruckmeldeleitung 22 und ein Tankanschluß vorgesehen.
Der prinzipielle Grundaufbau dieses Wegeventilsegmentes ist bereits aus dem Stand der Technik bekannt und beispielsweise in der eingangs genannten W095/32364 be- schrieben.
Der Ventilschieber 38 hat in seinem mittleren Bereich einen Steuerbund 60, der im Zusammenwirken mit einem Steg
62 der Ventilbohrung die Meßblende 14a ausbildet. In der Darstellung gemäß Fig. 3 ist der Ventilschieber 38 durch die beiden Druckfedern 41a, 41b in seine Grundposition vorgespannt, in der keine Durchströmung der Meßblende 14a stattfindet.
Die Ansteuerung des Proportionalventils 36 erfolgt durch Anlegen eines Steuerdruckes an die beiden Steueranschlüsse 58a bzw. 58b, die über Steuerleitungen mit dem Federraum 64a bzw. 64b des Proportionalventils 36 verbunden sind. In der Steuerleitung zwischen den Steueranschlüssen 58a, 58b und den Federräumen 64a bzw. 64b ist eine Düse mit einem Rückschlagventil ausgebildet, durch die eine Dämpfung der Ventilschieberbewegung möglich ist.
Der Steuerbund 60 ist im Bereich seiner Stirnflächen mit einer Vielzahl von Steuerkerben 64 bzw. 66 versehen, über die Druckmittel aus einem mit dem Pumpenanschluß P verbundenen Ringraum 68 zum Eingangsanschluß Q geführt werden kann, so daß die in Fig. 3 untere Stirnfläche des Regelkolbens 72 der Druckwaage 16a mit dem Druck stromabwärts der Meßblende beaufschlagbar ist.
Bei einer Verschiebung des Wegeventilschiebers 38 nach rechts (Fig. 3) wird die Meßblende 14a durch Zusammenwirken der Steuerkerben 64 mit der einen Steuerkante des Steges 62 gebildet, während bei einer Verschiebung nach links die Steuerkerben 66 die Verbindung vom Ringraum 68 zur Druckwaage 16a hin aufsteuern.
Der Eingangsanschluß Q der Druckwaage 16a ist als Axialanschluß ausgebildet, so daß der Fluiddruck auch auf die untere Stirnfläche 70 des Regelkolbens 72 wirkt. Der Ausgangsanschluß C ist als Radialanschluß ausgebildet und mündet in den Leitungen 40 bzw. 42. In diesen Leitungen 40, 42 sind die Lasthalteventile 56a, 56b angeordnet, die eine Rückströmung vom Ventilschieber 38 zur Druckwaage 16a hin verhindern und eine Durchströmung in umgekehrter Richtung ermöglichen. Die Verbindung der Leitungen 40, 42 mit den Arbeitsanschlüssen A bzw. B oder dem Tankanschluß T erfolgt jeweils über ein Richtungsteil des Ventilschiebers 38. Das heißt, jedem Arbeitsanschluß A, B ist ein Richtungsteil zugeordnet, über das ein Arbeitsanschluß A bzw. B mit einer Leitung 40, 42 oder mit dem Tank T verbindbar ist.
Das in Fig. 3 rechts ausgebildete Richtungsteil für den Anschluß B hat drei im Axialabstand ausgebildete Steuerbünde 74, 76 und 78. Die Steuerbünde 76 und 78 sind jeweils mit Steuerkerben 80 bzw. 82 versehen, die sich zu dem zwischen diesen Steuerbünden 76, 78 angeordneten, radial zurückgesetzten Abschnitt hin öffnen.
Das dem Arbeitsanschluß A zugeordnete Richtungsteil des Ventilschiebers 38 ist lediglich durch zwei beabstan- dete Steuerbünde 84, 86 gebildet. Im Steuerbund 86 sind
Steuerkerben 88 ausgebildet, die in der Funktion den Steuerkerben 80 des Steuerbundes 78 entsprechen.
Im Axialabstand zu der rechten Stirnfläche des Steuerbundes 86 münden am Außenumfang mehrere, am Umfang verteilte Schrägbohrungen 90, die mit einer gemeinsamen Axialbohrung 92 verbunden sind. Diese durchsetzt den Steuerbund 8 bis zum linken Endabschnitt des Ventilschiebers 38. Bei der dargestellten Variante ist der Endanschlag 94 des Ventilschiebers in die Axialbohrung 92 eingeschraubt, so daß deren linker Endabschnitt verschlossen ist.
Fig. 4 zeigt eine Detaildarstellung des Ventilschiebers 38 im Mittelbereich dieser Axialbohrung 92. Demgemäß ist in der Axialbohrung 92 ein Rückhalteventil vorgesehen, dessen Ventilkörper 96 über eine Druckfeder 97 gegen einen Ventilsitz 98 vorgespannt ist.
Stromabwärts des Ventilkörpers 96 münden ein Radial- bohrungsstern 100 und ein Schrägbohrungsstern 102. Der Radialbohrungsstern 100 ist durch einen Steg 104 der Aufnahmebohrung 103 des Ventilschiebers 38 versperrt. Der Schrägbohrungsstern 102 mündet in dem radial zurückge- setzten Abschnitt zwischen den Steuerbünden 84 und 86. Der gegen den Ventilsitz 98 vorgespannte Ventilkörper 96 verhindert, daß Hydraulikfluid vom Anschluß A in die Axialbohrung 92 einströmen kann. Eine Durchströmung in Gegenrichtung wird praktisch nicht verhindert, da die Druckfeder 97 schwach ist.
Die Geometrie des Radialbohrungssterns 100 und des Schrägbohrungssterns 102 ist derart gewählt, daß bei einer Verschiebung des Ventilschiebers 38 nach links über diese Sterne 100, 102 die Verbindung vom Arbeitsanschluß A zum Tankanschluß T aufsteuerbar ist. Alternativ könnten für die Aufsteuerung selbstverständlich auch Steuerkerben im rechten Stirnflächenbereich des Steuerbundes 84 verwendet werden .
Falls nun an den Steueranschluß 58a ein Steuerdruck angelegt wird, wird der Ventilschieber 38 in der Darstellung nach Fig. 3 nach rechts bewegt, so daß die Steuerkerben 64 im Zusammenwirken mit dem Steg 62 die Verbin- düng vom Pumpenanschluß P zum Eingangsanschluß Q der Druckwaage aufsteuern.
Die in Fig. 3 oben liegende Stirnfläche 105 des Regelkolbens 72 ist von der Kraft einer Regelfeder 106 und vom Lastdruck beaufschlagt, der über eine Steuerkante und eine Winkelbohrung 108 im Regelkolben 72 von einer Um- fangsnut 110 abgegriffen wird. Durch den am Eingangsanschluß Q anliegenden Druck stromabwärts der Meßblende 14a wird der Regelkolben 72 nach oben ausgelenkt und der Ausgangsanschluß C aufgesteuert bis sich ein Kräftegleichge- wicht über dem Regelkolben 72 einstellt. Das Lasthalteventil 56a wird geöffnet und das Hydraulikfluid über die Leitung 40 und den Steuerbund 86 mit den Steuerkerben 88 zum Arbeitsanschluß A geführt. Gleichzeitig wird über den dem Arbeitsanschluß B zugeordneten Steuerbund 76 und die Steuerkerben 82 die Verbindung zwischen dem Arbeitsanschluß B und dem Tankanschluß T aufgesteuert, so daß das Hydraulikfluid vom Verbraucher in den Tank zurückströmen kann. In diesem Feinsteuerbereich sind die Schrägbohrungen 90 des Bypasskanals 32 noch nicht durch die Steuer- kante 107 aufgesteuert .
Bei einer weiteren Verschiebung des Ventilschiebers 38 steuert die Steuerkante 107 den Bypasskanal 82 auf, so daß das Hydraulikfluid oder zumindest ein Teilvolumen- ström zum Arbeitsanschluß A geführt wird. Der Systemdruck sinkt ab, so daß der lastniedrigere Verbraucher 6 mit höherer Geschwindigkeit betätigt werden kann.
Bei einer Ansteuerung des Ventilschiebers 38 in umge- kehrter Richtung hat der Bypasskanal keine Wirkung, da die umgekehrte Durchströmung von A zum Eingangsanschluß Q der Druckwaage 16a durch den auf dem Ventilsitz 98 aufliegenden Ventilkörper 96 verhindert wird.
Im vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel ist der Bypasskanal 32 lediglich dem Arbeitsanschluß A zugeordnet, der für die Hebenfunktion des Verbrauchers erforderlich ist. Selbstverständlich kann auch dem anderen Arbeitsanschluß B ein weiterer Bypasskanal zugeordnet werden, der dann einen identischen Aufbau wie der vorbeschriebene Arbeitsanschluß aufweisen würde. In dem Diagramm gemäß Fig. 5 sind die Druck- und Volumenstromverhältnisse der vorbeschriebenen Vorgänge in Abhängigkeit von der Zeit dargestellt. Es sei angenommen, daß zunächst ein lasthöherer Verbraucher, beispielsweise ein Löffel auf Anschlag gefahren wird. Der entsprechende Druckverlauf ist in Fig. 5 mit durchgezogenen Linien dargestellt. Demgemäß steigt der Lastdruck an diesem Verbraucher sehr schnell an und erreicht zum Zeitpunkt tl ein Maximum, das durch die Pumpenleistung psys vorgegeben ist.
Nach Erreichen dieses Maximaldruckes wird ein lastniedrigerer Verbraucher, beispielsweise ein Ausleger zu- gesteuert. Bei der Ansteuerung des diesem Verbraucher zugeordneten Proportionalventils 36 wird der Bypasskanal 32 in der vorbeschriebenen Weise aufgesteuert, so daß der Hydraulikfluidstrom Q zum lastniedrigeren Verbraucher ansteigt (gestrichelte Linie). Aufgrund dieses Anstieges des Hydraulikfluidvolumenstroms zum lastniedrigeren Verbraucher sinkt der Druck vom Systemdruck Pgys au^ e:Ln niedrigeres Niveau p* ab. Durch geeignete Wahl des By- passkanaldurchmessers kann das Druckniveau p* eingestellt werden, so daß der Druck beispielsweise von einem Druck von 240 bar auf einen Druck p* von 200 bar absinkt.
Zu Beginn der Ansteuerung des lastniedrigeren Verbrauchers erfolgt keine Beeinflussung des Druckes p, da der Bypasskanal zu Beginn der Ansteuerung noch nicht auf- gesteuert ist.
Selbstverständlich ist die Erfindung keinesfalls darauf festgelegt, daß der Bypasskanal 32 in das Proportionalventil 36 integriert ist. Es sind auch andere Lösungen vorstellbar, bei denen der Bypasskanal über externe
Schaltungen realisiert ist. Offenbart ist ein LUDV-Schaltung zur Ansteuerung zumindest eines lastniedrigeren und eines lasthöheren Verbrauchers, wobei jedem Verbraucher eine Meßblende und eine nachgeschaltete Druckwaage zum Konstanthalten des Druckabfalls über der Meßblende zugeordnet sind. Der Druckwaage des lastniedrigeren Verbrauchers ist ein aufsteuerbarer Bypasskanal zugeordnet, über den die Druckwaage dieses Verbrauchers umgehbar ist.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Schaltung zur Ansteuerung zumindest eines lastniedrigeren und eines lasthöheren Verbrau- chers (4, 6), mit einer Verstellpumpe (2), deren Einstellung in Abhängigkeit vom höchsten Lastdruck der Verbraucher (4, 6) veränderbar ist, wobei zwischen der Verstellpumpe (2) und jedem Verbraucher (4, 6) eine verstellbare Meßblende (14a, 14b) mit einer nachgeschalteten Druckwaage (16a, 16b) vorgesehen ist, deren Regelkolben (72) in Schließrichtung vom Lastdruck des zugeordneten Verbrauchers (4, 6) und in Öffnungsrichtung von dem Druck stromabwärts der Meßblende (14a, 14b) beaufschlagbar ist, gekennzeichnet durch
einen Bypasskanal (32), der den Meßblendenausgang (Pl) unter Umgehung der zugehörigen Individual-Druck- waage (16a) mit zumindest einem Arbeitsanschluß (A) für den lastniedrigeren Verbraucher (6) verbindet.
2. Hydraulische Schaltung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Meßblende (14a, 14b) durch ein Proportionalventil (36) gebildet ist, über das der Arbeitsanschluß (A, B) mit dem Pumpenanschluß (P) oder einem Tank (T) verbindbar ist, und daß der Bypasskanal (32) in Abhängigkeit von der Ventilschieberstellung des Proportionalventils (36) aufsteuerbar ist.
Hydraulische Schaltung nach Patentanspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Bypasskanal (32) im Ventilschieber (38) ausgebildet ist und durch eine Steuerkante des Proportionalventils (36) aufsteuerbar ist. 00/00747 . -ig .
4. Hydraulische Schaltung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß im Bypasskanal (32) ein Rückschlagventil (96, 97, 98) angeordnet ist, das eine Hydraulikfluidströ ung vom Verbraucher (6) zur Meßblende (14a) verhindert.
5. Hydraulische Schaltung nach einem der Patentansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Proportionalventil (36) zwei Arbeitsanschlüsse (A, B) für den Verbraucher (6) hat, und daß jedem Arbeitsanschluß (A, B) ein Bypasskanal (32) zugeordnet ist.
6. Hydraulische Schaltung nach einem der Patentansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Bypasskanal (32) erst nach einem vorbestimmten Hub des Ventilschiebers (36) aufgesteuert wird.
7. Hydraulische Schaltung nach einem der Patentansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilschie- ber (38) einen etwa mittig angeordneten, die Meßblende (14a) bildenden Geschwindigkeitsteil und zwei Richtungsteile hat, über die das Hydraulikfluid vom Ausgangsanschluß (Q) der Druckwaage (16a) zu einem Arbeitsanschluß (A, B) bzw. vom anderen Arbeitsan- Schluß (A, B) zu einem Tankanschluß (T) führbar ist, wobei sich der Bypasskanal (32) vom Geschwindigkeitsteil zu einem der Richtungsteile erstreckt.
8. Hydraulische Schaltung nach einem der Patentansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Bypasskanal
(32) einerseits über Schrägbohrungen (90) im Bereich des Geschwindigkeitsteils und andererseits über einen Radialbohrungsstern (100) und/oder einen Schrägbohrungsstern (102) stromabwärts des Rückschlagventils (96, 97, 98) im Bereich eines Richtungsteiles mündet.
9. Hydraulische Schaltung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Verstellpumpe (2) druck- und leistungsgeregelt ist.
EP99936360A 1998-06-29 1999-05-31 Hydraulische schaltung Expired - Lifetime EP1092095B2 (de)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19828963 1998-06-29
DE19828963A DE19828963A1 (de) 1998-06-29 1998-06-29 Hydraulische Schaltung
PCT/DE1999/001591 WO2000000747A1 (de) 1998-06-29 1999-05-31 Hydraulische schaltung

Publications (3)

Publication Number Publication Date
EP1092095A1 true EP1092095A1 (de) 2001-04-18
EP1092095B1 EP1092095B1 (de) 2003-03-26
EP1092095B2 EP1092095B2 (de) 2007-04-18

Family

ID=7872379

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP99936360A Expired - Lifetime EP1092095B2 (de) 1998-06-29 1999-05-31 Hydraulische schaltung

Country Status (6)

Country Link
US (1) US6367365B1 (de)
EP (1) EP1092095B2 (de)
JP (1) JP4520041B2 (de)
KR (1) KR100636863B1 (de)
DE (2) DE19828963A1 (de)
WO (1) WO2000000747A1 (de)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8281583B2 (en) 2006-04-21 2012-10-09 Robert Bosch Gmbh Hydraulic control assembly
US8499552B2 (en) 2007-06-26 2013-08-06 Robert Bosch Gmbh Method and hydraulic control system for supplying pressure medium to at least one hydraulic consumer
US8671824B2 (en) 2007-06-26 2014-03-18 Robert Bosch Gmbh Hydraulic control system
EP3756435A1 (de) * 2019-06-25 2020-12-30 Amazonen-Werke H. Dreyer GmbH & Co. KG Vorrichtung zur einstellung eines hydraulischen oberlenkers

Families Citing this family (36)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10041061A1 (de) * 2000-08-22 2002-03-07 Still Gmbh Hydraulische Schaltanordnung
DE10058032A1 (de) * 2000-11-23 2002-05-29 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulische Steueranordnung
DE10332120A1 (de) * 2003-07-15 2005-02-03 Bosch Rexroth Ag Steueranordnung und Verfahren zur Ansteuerung von wenigstens zwei hydraulischen Verbrauchern
DE10342037A1 (de) * 2003-09-11 2005-04-07 Bosch Rexroth Ag Steueranordnung und Verfahren zur Druckmittelversorgung von zumindest zwei hydraulischen Verbrauchern
US7380491B2 (en) 2004-01-07 2008-06-03 Bosch Rexroth Ag Flow valve and flow distributor comprising several flow valves
US6931847B1 (en) * 2004-03-04 2005-08-23 Sauer-Danfoss, Inc. Flow sharing priority circuit for open circuit systems with several actuators per pump
US7240771B2 (en) * 2004-05-25 2007-07-10 The Raymond Corporation Mast staging hydraulic circuit
US7204084B2 (en) * 2004-10-29 2007-04-17 Caterpillar Inc Hydraulic system having a pressure compensator
US7243493B2 (en) * 2005-04-29 2007-07-17 Caterpillar Inc Valve gradually communicating a pressure signal
US7204185B2 (en) * 2005-04-29 2007-04-17 Caterpillar Inc Hydraulic system having a pressure compensator
US7302797B2 (en) * 2005-05-31 2007-12-04 Caterpillar Inc. Hydraulic system having a post-pressure compensator
US7194856B2 (en) * 2005-05-31 2007-03-27 Caterpillar Inc Hydraulic system having IMV ride control configuration
US7210396B2 (en) * 2005-08-31 2007-05-01 Caterpillar Inc Valve having a hysteretic filtered actuation command
US7331175B2 (en) * 2005-08-31 2008-02-19 Caterpillar Inc. Hydraulic system having area controlled bypass
US7614336B2 (en) * 2005-09-30 2009-11-10 Caterpillar Inc. Hydraulic system having augmented pressure compensation
US20100043418A1 (en) * 2005-09-30 2010-02-25 Caterpillar Inc. Hydraulic system and method for control
US7320216B2 (en) * 2005-10-31 2008-01-22 Caterpillar Inc. Hydraulic system having pressure compensated bypass
DE102006012030A1 (de) * 2006-03-14 2007-09-20 Robert Bosch Gmbh Hydraulische Ventilanordnung
DE102007028864A1 (de) * 2007-03-27 2008-10-02 Robert Bosch Gmbh Hydraulische Steueranordnung
US20080295681A1 (en) * 2007-05-31 2008-12-04 Caterpillar Inc. Hydraulic system having an external pressure compensator
US7621211B2 (en) * 2007-05-31 2009-11-24 Caterpillar Inc. Force feedback poppet valve having an integrated pressure compensator
US8479504B2 (en) * 2007-05-31 2013-07-09 Caterpillar Inc. Hydraulic system having an external pressure compensator
DE102007062649A1 (de) * 2007-12-24 2009-06-25 Hydac Electronic Gmbh Ventilvorrichtung
DE102008018936A1 (de) * 2008-04-15 2009-10-22 Robert Bosch Gmbh Steueranordnung zur Ansteuerung eines Wegeventils
GB0912540D0 (en) * 2009-07-20 2009-08-26 Bamford Excavators Ltd Hydraulic system
US8631650B2 (en) 2009-09-25 2014-01-21 Caterpillar Inc. Hydraulic system and method for control
US8646338B2 (en) * 2010-02-02 2014-02-11 Bucher Hydraulics S.P.A. Hydraulic section for load sensing applications and multiple hydraulic distributor
US7918285B1 (en) * 2010-04-19 2011-04-05 Deere & Company Implement with active wing down force and wing lift sequencing
DE102010027964A1 (de) * 2010-04-20 2011-10-20 Deere & Company Hydraulische Anordnung
EP2661409B1 (de) 2011-01-04 2016-12-28 Crown Equipment Corporation Flurförderzeug mit einem verteiler an einer antriebseinheit zur aufrechterhaltung des fluiddruckes an einem ausgangsport bei einem befohlenen druck entsprechend dem betriebsdruck eines hilfsaggregats
CN103062156A (zh) * 2013-01-30 2013-04-24 江苏柳工机械有限公司 一种负载敏感系统流量分配的方法和系统
JP6292979B2 (ja) * 2014-05-26 2018-03-14 Ｋｙｂ株式会社 ロードセンシング制御回路
DE102014216037A1 (de) * 2014-08-13 2016-02-18 Robert Bosch Gmbh Hydraulischer Stromteiler mit gesonderten Druckwaagen
CN104564877B (zh) * 2014-12-15 2017-09-29 徐州徐工挖掘机械有限公司 一种挖掘机减压节流系统
JP6656913B2 (ja) 2015-12-24 2020-03-04 株式会社クボタ 作業機の油圧システム
US11313388B1 (en) * 2021-01-29 2022-04-26 Cnh Industrial America Llc System and method for controlling hydraulic fluid flow within a work vehicle

Family Cites Families (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2059556A1 (de) 1970-12-03 1972-06-08 Herion Werke Kg Steuer- und Regeleinrichtung zum wechselweisen Umschalten des Eilganges und des Arbeitsvorschubes von Maschinen
USRE30403E (en) * 1974-05-31 1980-09-16 Ross Operating Valve Company Safety valve for fluid systems
US4002220A (en) * 1975-07-11 1977-01-11 Towmotor Corporation Priority steer system--hydraulic
US4198822A (en) † 1977-07-18 1980-04-22 The Scott & Fetzer Company Load responsive hydraulic system
DE2800814A1 (de) 1978-01-10 1979-07-12 Bosch Gmbh Robert Hydraulische steuereinrichtung
DE3710699C1 (de) 1987-03-31 1988-08-18 Heilmeier & Weinlein Hydraulische Steuervorrichtung fuer eine Verbrauchergruppe
US5209063A (en) * 1989-05-24 1993-05-11 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Hydraulic circuit utilizing a compensator pressure selecting value
US5271227A (en) * 1990-05-15 1993-12-21 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Hydraulic apparatus with pressure compensating valves
DE4027047A1 (de) * 1990-08-27 1992-03-05 Rexroth Mannesmann Gmbh Ventilanordnung zur lastunabhaengigen steuerung mehrerer hydraulischer verbraucher
JP2557002B2 (ja) * 1990-09-28 1996-11-27 株式会社小松製作所 油圧回路に用いる操作弁
DE4122164C1 (de) * 1991-07-04 1993-01-14 Danfoss A/S, Nordborg, Dk
FR2689575B1 (fr) 1992-04-06 1994-07-08 Rexroth Sigma Distributeur hydraulique a compensation de pression et une selection de pression maximale pour piloter une pompe et commande hydraulique multiple incluant de tels distributeurs.
JP2579202Y2 (ja) † 1992-04-10 1998-08-20 株式会社小松製作所 圧力補償弁を備えた操作弁
DE4234036A1 (de) * 1992-10-09 1994-04-14 Rexroth Mannesmann Gmbh Ventilanordnung, insbesondere zur Ansteuerung eines hydraulischen Verbrauchers an einem mobilen Arbeitsgerät
JPH06193606A (ja) † 1992-12-22 1994-07-15 Komatsu Ltd 圧力補償弁を備えた操作弁
JPH0684006U (ja) * 1993-05-20 1994-12-02 住友建機株式会社 ロードセンシング油圧回路
JPH07110006A (ja) * 1993-10-14 1995-04-25 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧駆動装置
DE4417962A1 (de) 1994-05-21 1995-11-23 Rexroth Mannesmann Gmbh Steueranordnung für wenigstens zwei hydraulische Verbraucher
JPH0814205A (ja) * 1994-06-27 1996-01-16 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧駆動装置
JPH0942208A (ja) * 1995-05-22 1997-02-10 Kayaba Ind Co Ltd 油圧駆動制御装置
JPH093960A (ja) * 1995-06-21 1997-01-07 Sumitomo Constr Mach Co Ltd 油圧ショベルのロードセンシング油圧回路
JP3606976B2 (ja) * 1995-12-26 2005-01-05 日立建機株式会社 油圧作業機の油圧制御システム
DE19646427B4 (de) * 1996-11-11 2006-01-26 Bosch Rexroth Aktiengesellschaft Ventilanordnung
DE19703997A1 (de) * 1997-02-04 1998-08-06 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulischer Steuerkreis für einen vorrangigen und für einen nachrangigen hydraulischen Verbraucher

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO0000747A1 *

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8281583B2 (en) 2006-04-21 2012-10-09 Robert Bosch Gmbh Hydraulic control assembly
US8499552B2 (en) 2007-06-26 2013-08-06 Robert Bosch Gmbh Method and hydraulic control system for supplying pressure medium to at least one hydraulic consumer
US8671824B2 (en) 2007-06-26 2014-03-18 Robert Bosch Gmbh Hydraulic control system
EP3756435A1 (de) * 2019-06-25 2020-12-30 Amazonen-Werke H. Dreyer GmbH & Co. KG Vorrichtung zur einstellung eines hydraulischen oberlenkers

Also Published As

Publication number Publication date
WO2000000747A1 (de) 2000-01-06
EP1092095B2 (de) 2007-04-18
KR20010071687A (ko) 2001-07-31
KR100636863B1 (ko) 2006-10-19
US6367365B1 (en) 2002-04-09
JP2002519596A (ja) 2002-07-02
DE59904746D1 (de) 2003-04-30
EP1092095B1 (de) 2003-03-26
DE19828963A1 (de) 1999-12-30
JP4520041B2 (ja) 2010-08-04

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1092095B1 (de) Hydraulische schaltung
DE102006018706A1 (de) Hydraulische Steueranordnung
DE4137963C2 (de) Ventilanordnung zur lastunabhängigen Steuerung mehrerer hydraulischer Verbraucher
DE19831595B4 (de) Hydraulische Schaltung
WO2007087962A1 (de) Hydraulische steueranordnung mit regeneration
WO2008116451A1 (de) Hydraulische steueranordnung
DE4235707A1 (de) Hydrostatisches Antriebssystem
EP2444360B1 (de) Load-Sensing geregeltes hydrostatisches Antriebssystem
DE2912758A1 (de) Hydrauliksystem
DE19930618A1 (de) Hydraulische Steueranordnung zur Druckmittelversorgung von vorzugsweise mehreren hydraulischen Verbrauchern
DE3011088A1 (de) Hydraulische antriebsschaltung
EP1643138B1 (de) Hydraulische Steueranordnung
DE19720454B4 (de) Hydrostatisches Antriebssystem
DE3901207C2 (de) Ventilanordnung für mehrere hydraulische Antriebe, insbesondere für die Antriebe eines Krans
DE3611244A1 (de) Stromregelventil
DE19646427B4 (de) Ventilanordnung
EP1736671B1 (de) LS-Steueranordnung und LS-Wegeventil
DE4210252C1 (de)
DE3844405C2 (de) Ventilanordnung für ein hydraulisches System
EP1170510A2 (de) Hydraulische Steueranordnung zur Druckmittelversorgung von vorzugsweise mehreren hydraulischen Verbrauchern
DE19603899A1 (de) Hydraulische Steuervorrichtung zur Druckmittelversorgung mehrerer hydraulischer Verbraucher
WO2016091528A1 (de) Hydraulische ventilanordnung, hydraulischer ventilblock mit einer derartigen ventilanordnung, und hydraulischer antrieb mit einem derartigen ventilblock
DE10058032A1 (de) Hydraulische Steueranordnung
WO2002093018A1 (de) Ventilanordnung
EP1272420B1 (de) Hydraulische windensteuerung

Legal Events

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

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20010108

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): DE FR GB IT SE

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

17Q First examination report despatched

Effective date: 20020506

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: BOSCH REXROTH AG

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Designated state(s): DE FR GB IT SE

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

REF Corresponds to:

Ref document number: 59904746

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20030430

Kind code of ref document: P

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

Ref country code: SE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20030626

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)
ET Fr: translation filed
PLBI Opposition filed

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009260

PLAX Notice of opposition and request to file observation + time limit sent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNOBS2

26 Opposition filed

Opponent name: LINDE AKTIENGESELLSCHAFT

Effective date: 20031220

PLAX Notice of opposition and request to file observation + time limit sent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNOBS2

PLBB Reply of patent proprietor to notice(s) of opposition received

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNOBS3

PUAH Patent maintained in amended form

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009272

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

Free format text: STATUS: PATENT MAINTAINED AS AMENDED

27A Patent maintained in amended form

Effective date: 20070418

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B2

Designated state(s): DE FR GB IT SE

GBTA Gb: translation of amended ep patent filed (gb section 77(6)(b)/1977)
ET3 Fr: translation filed ** decision concerning opposition
REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 17

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

Ref country code: GB

Payment date: 20150521

Year of fee payment: 17

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

Ref country code: FR

Payment date: 20150519

Year of fee payment: 17

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

Effective date: 20160531

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

Effective date: 20170131

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

Ref country code: FR

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

Effective date: 20160531

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

Ref country code: GB

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

Effective date: 20160531

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

Ref country code: IT

Payment date: 20180518

Year of fee payment: 20

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

Ref country code: DE

Payment date: 20180725

Year of fee payment: 20

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R071

Ref document number: 59904746

Country of ref document: DE