DE4430058A1 - Hydraulisches Antriebssystem mit einem geschwindigkeits-geregelten Verbraucher und einer elektro-hydraulischen Regeleinrichtung - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein hydraulisches Antriebssystem mit einem geschwindigkeits­ geregelten Verbraucher und einer elektro-hydraulischen Regeleinrichtung, bestehend aus einem äußeren Regelkreis zur Geschwindigkeitsregelung und einem unterlagertem inneren Regelkreis zur Druckregelung.

Bei einem derartigen Antriebssystem, bei dem der äußere Regelkreis die eigentliche Geschwindigkeitsregelung übernimmt, ist dem inneren Regelkreis die Aufgabe zugewiesen, die sehr geringe Dämpfung hydraulischer Antriebe zu erhöhen. Der innere Regelkreis besteht zu diesem Zweck aus einer Sollwert-Istwert-Vergleichsstelle, die einen von einem Geschwindigkeitsregler des äußeren Regelkreises gelieferten und in Abhängigkeit von einem Geschwindigkeits-Sollwert ermittelten Druck-Sollwert mit dem Istwert des Verbraucherdrucks vergleicht und das Ergebnis an einen Druckregler weitergibt, mit dem ein Servoventil angesteuert wird, welches dem Verbraucher vorgeschaltet ist. Zur Erfassung des Verbraucherdrucks (Istwert) wird ein Drucksensor benutzt.

Für den Einsatz in der Mobilhydraulik ist ein derartiges Antriebssystem nicht geeignet, da einerseits das Servoventil, der Druckregler und der Drucksensor sehr kostspielige Bauteile sind und andererseits diese Bauteile den den dort vorkommenden Betriebsbedingen nicht auf Dauer gewachsen sind. Beispielsweise sind im Servoventil neben anderen filigranen Bauteilen Düsen mit nur sehr geringem Durchmesser und dünne Spalte vorhanden, die leicht durch äußere Einwirkungen außer Funktion gesetzt werden können.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein funktionssicheres hydraulisches Antriebssystem der eingangs genannten Art mit verringertem Aufwand zur Verfügung zu stellen.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß der innere Regelkreis eine hydraulisch-mechanische Rückführung des Verbraucherdruckes aufweist. Gegenüber einer hydraulisch-elektrischen Rückführung des Verbraucherdruckes ist der Aufwand für eine mechanisch-hydraulische Rückführung gering. Darüber hinaus wird durch diese direkte Rückführung ein sehr gutes Zeitverhalten erreicht, so daß sich für den nur schwach gedämpften hydraulischen Verbraucher mit der erfindungsgemäßen Rückführung ein gut gedämpftes bis aperiodisches Verhalten ergibt.

Bei den in Mobilantrieben (beispielsweise in Baggern) vielfach verwendeten Differentialzylindern sind die Kolbenflächen ungleich groß. Für den inneren Regelkreis ergibt sich daher ein sogenanntes Allpaß-Verhalten. Dabei bewegt sich das Antriebssystem bei einer sprungförmigen postiven Änderung des Sollwertes zunächst in negative Richtung und strebt erst dann dem (positiven) Sollwert zu. Um dies zu vermeiden, wird gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung vorgeschlagen, daß bei einem als Differentialzylinder ausgebildeten Verbraucher eine gewichtete hydraulisch-mechanische Rückführung für beide Kammern des Differentialzylinders vorgesehen ist. Durch die Gewichtung der Verbraucherdrücke des Differentialzylinders wird die durch die unterschiedlich großen Kolbenflächen hervorgerufene Wirkung kompensiert.

Im Hinblick auf einen möglichst geringen Bauaufwand erweist es sich als zweckmäßig, die hydraulisch-mechanische Rückführung in einem Kraftregelventil anzuordnen, das einen Schieber zur Beaufschlagung durch eine vom Verbraucherdruck abgeleitete Kraft und durch eine Steuerkraft aufweist. Somit genügt ein einziges bewegtes Bauteil, um die Verbraucherkraft und die Steuerkraft gegeneinander abzuwägen und in Abhängigkeit davon den Verbraucher zu regeln. Bei einem Zylinder mit zwei Kammern wird der Schieber durch eine Kraft beaufschlagt, die aus einer von den Kammerdrücken abgeleiteten Druckdifferenz herrührt.

Die Steuerkraft kann beispielsweise durch einen Steuerdruck aufgebracht werden. Zu diesem Zweck ist günstig, wenn dem Kraftregelventil ein Druckregelventil zur Erzeugung des Steuerdruck-Sollwerts vorgeschaltet ist. Die Dynamik dieses Druckregelventiles hat auf die Stabilität des inneren Regelkreises keinen Einfluß. Daher kann es eine weit geringere Eckfrequenz besitzen als beispielsweise ein Servoventil in einem gattungsgemäßen hydraulischen Antriebssystem.

Der für die Ansteuerung des Kraftregelventils erforderliche Steuerdruck hängt sowohl von der gewünschten Geschwindigkeit des Verbrauchers (Soll-Geschwindigkeit) als auch vom Hochdruck im Antriebssystem ab. Hierbei zeigt sich, daß die erfindungsgemäße hydraulisch-mechanische Rückführung bereits den Einfluß des aus Gründen eines möglichst hohen Wirkungsgrades schwankenden Versorgungsdruckes (Hochdruck) weitgehend ausgleicht. Hingegen ist die Abhängigkeit des erforderlichen Steuerdruckes von der Geschwindigkeit (Soll-Geschwindigkeit) deutlich ausgeprägt. Eine wesentliche Ausgestaltung der Erfindung sieht nun vor, daß das Kraftregelventil oder das vorgeschaltete Druckregelventil durch eine Vorsteuerung mit gespeichertem Steuerdruck-Kennfeld oder gespeicherter Steuerdruck-Kennlinie beeinflußbar ist.

Hierbei wird z. B. in einem Rechenwerk die erforderliche Steuerkraft (oder der erforderliche Steuerdruck) in Abhängigkeit von der geforderten Soll-Geschwindigkeit und dem (gemessenen) Hochdruck ermittelt und dem Kraftregelventil aufgeprägt. Das Kennfeld oder die Kennlinie kann z. B. in Tabellenform gespeichert sein oder aber durch Polynome approximiert werden. Sofern die Anforderungen an das hydraulische Antriebssystem nur gering sind, genügt die Verwendung einer Steuerdruck-Kennlinie, Wobei dann beispielsweise nur der Einfluß der gewünschten Geschwindigkeit auf die Höhe des Steuerdruckes berücksichtigt wird.

Die Vorsteuerung besitzt gegenüber einer Regelung den Vorteil, daß bei einer Sollwertänderung keine Regeldifferenz aufgebaut werden muß bevor eine Stellgrößenänderung (d. h. keine Änderung der Steuerkraft) erfolgt.

Um aber Parameterschwankungen und Laständerungen auszugleichen ist es vorteilhaft, wenn im äußeren Regelkreis ein Geschwindigkeitsregler angeordnet ist, dem eine Sollwert-Istwert-Vergleichsstelle vorgeschaltet ist und dem eine Summierstelle nachgeschaltet ist, an deren zweiten Eingang der Ausgang der Vorsteuerung angeschlossen ist. Die Vorsteuerung wird also durch eine Rückführung der Geschwindigkeit ergänzt. Dabei kann neben der beschriebenen Führungsgrößenregelung auch eine Modellfolgeregelung verwendet werden.

Bei hydraulischen Antriebssystemen muß als Grundforderung gewährleistet sein, daß der von der Pumpe erzeugte Hochdruck stets ausreicht, um die geforderte Geschwindigkeit des Verbrauchers zu erreichen (dies gilt jedenfalls für ein Ein- Pumpen-System, bei dem nur ein Verbraucher betätigt wird). Andererseits ist es aus Wirkungsgradüberlegungen heraus wünschenswert, wenn der von der Pumpe erzeugte Hochdruck nicht unnötig hoch ist, da dann durch das Schließen des Schiebers des Kraftregelventils Verluste entstehen.

In Weiterbildung der Erfindung ist daher vorgesehen, daß der Verbraucher an eine Pumpe mit verstellbarem Fördervolumen angeschlossen ist, die mit einer Förderstrom- Steuerung oder mit einer Förderstrom-Steuerung mit unterlagerter Förderstrom- Regelung in Verbindung steht, und daß ein in Abhängigkeit von der Schieberstellung des Kraftregelventils wirksamer Zusatz-Regler der Förderstrom-Steuerung oder der Förderstrom-Steuerung mit unterlagerter Förderstrom-Regelung aufgeschaltet ist.

Es wird dabei eine bestimmte Schieberöffnung definiert, z. B. 90%, bei der ein bestimmter Hochdruck von der Pumpe erzeugt wird. Unterschreitet nun die tatsächliche Schieberöffnung den definierten Wert, so wird der Hochdruck reduziert, überschreitet sie ihn, so wird der Hochdruck vergrößert. Sind mehrere Verbraucher aktiv, so gilt dieser Zusammenhang jeweils für den Verbraucher dessen Ventilschieber am weitesten geöffnet ist. Sind alle Sollwerte der Schieberstellungen auf Null oder auf einen sehr geringen Wert eingestellt, so wird auf eine Druckregelung mit geringem stand-by-Druck geschaltet.

Die Information über die Schieberstellung gibt vollständig Auskunft über die Druckverhältnisse am Verbraucher. Insbesondere dann, wenn mehrere Verbraucher im Antriebssystem angeordnet sind, ist dies vorteilhaft, denn ein Messen der zahlreichen Lastdrücke mit der damit verbundenen Problematik (mangelnde Dauerfestigkeit und hohe Kosten der Sensoren) wird somit vermieden. Hingegen kann bei dem erfindungsgemäß vorgesehenen Wegmeßsystem im Kraftregelventil auf bewährte kostengünstige Erzeugnisse zurückgegriffen werden.

Die beschriebene überlagerte Regelung, die die Schieberstellung des Kraftregelventils auswertet, sorgt für einen Pumpendruck, bei dem zum einen die Drosselverluste gering sind und zum anderen die negativen Einflüsse einer durch zu geringen Druck hervorgerufenen Stellgrößenbeschränkung nicht auftreten.

Je nach Anforderung an das Verhalten des Antriebssystems kann die Erfassung der Schieberstellung unterschiedlich gestaltet werden. Um ein der Schieberauslenkung eindeutig zuordenbares Signal zu erhalten, erweist es sich als günstig, wenn zur Erfassung der Schieberstellung ein induktives Wegmeßsystem vorgesehen ist. Mit einem solchen Sensor ist eine kontinuierliche Erfassung der Schieberstellung möglich, so daß der Förderstrom der Pumpe mit einem stetigen Regler beeinflußt werden kann.

Eine einfachere und sehr kostengünstige Lösung besteht darin, zur Erfassung der Schieberstellung einen Schaltsensor vorzusehen. Mit Hilfe eines schaltenden Sensors wird also nur erfaßt, ob die gewünschte Schieberöffnung erreicht ist, um dann mit einem Regler auf den Pumpenförderstrom einzuwirken.

Zweckmäßigerweise ist am Kraftregelventil der Steuerkraft eine Federkraft entgegengerichtet wirksam, wobei bei fehlender Steuerkraft die Anschlüsse des Kraftregelventils gesperrt sind. Die Federkraft, die zum Funktionieren der Regelung nicht unbedingt erforderlich ist, sorgt für eine definierte Stellung des Kraftregelventils bei fehlender Steuerkraft. Dies gilt sowohl bei Vorgabe eines Kraftsollwerts der Größe Null als auch bei einem störungsbedingten Ausfall der Steuerkraft.

Sofern die Steuerkraft durch einen Steuerdruck aufgebracht wird, kann zur Erzeugung des Steuerdrucks ein Druckregelventil verwendet werden, das aus dem Hochdruck oder einem separaten Drucknetz versorgt wird. Ebenso ist es möglich, bei Druckversorgung des Druckregelventils aus dem Hochdruck ein konstantes Druckniveau für das Druckregelventil mit Hilfe eines Druckbegrenzungsventils zu erzeugen.

Gemäß einer ersten Ausgestaltung ist vorgesehen, daß parallel zur Federkraft eine Zusatzkraft wirksam ist, die durch den Druck stromauf des Kraftregelventils steuerbar ist. Dadurch ist es möglich, den Schieber des Kraftregelventils hydraulisch einzuspannen, so daß die Eigenfrequenz des Systems Steuerkraft - Schieberposition sehr hoch ist und gegenüber anderen Eigenfrequenzen des Antriebssystems vernachlässigt werden kann. Man erhält somit ein Kraftregelventil mit reinem P-Verhalten, was sich positiv auf die Stabilität des inneren Regelkreises auswirkt.

Zweckmäßigerweise ist zur Erzeugung der Steuerkraft ein an die Zulaufleitung zum Kraftregelventil angeschlossenes Druckregelventil und zur Erzeugung der Zusatzkraft ein an die Zulaufleitung angeschlossenes Druckbegrenzungsventil vorgesehen.

Die oben beschriebene hydraulische Einspannung liegt gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung auch dann vor, wenn das Kraftregelventil beidseitig jeweils entgegen der Kraft einer Feder durch eine Steuerkraft beaufschlagbar ist, zu deren Erzeugung jeweils ein an die Zulaufleitung zum Kraftregelventil angeschlossenes Druckregelventil vorgesehen ist. Die Federn zentrieren dabei den Schieber des Kraftregelventils in Mittelstellung.

Sofern Verbraucher vorgesehen sind, die einen großen Volumenstrom an Druckmittel benötigen, ist ein hoher Durchfluß im Kraftregelventil und damit ein großer Schieber erforderlich, wodurch erhebliche Strömungskräfte auftreten. In diesem Fall ist es von Vorteil, wenn das Kraftregelventil mindestens zweistufig ausgebildet ist. Bei direkter steuernder Beaufschlagung des Kraftregelventils durch Steuerdrücke und Lastdrücke, wirken diese dann auf den klein gehaltenen Schieber der ersten Stufe ein, dem ein zweiter größerer Schieber nachgeschaltet ist, der den Haupt-Druckmittelstrom drosselt. Der größere Schieber wirkt somit als Leistungsteil.

Wird ein Kraftregelventil mit einem direkt betätigten Schieber für einen Verbraucher verwendet, der auch bei Stillstand unter Druck steht, z. B. ein Ausleger eines Baggers, und wird der Steuerdruck abgeschaltet, so bleibt der Schieber nicht in Mittelstellung, sondern wird vom Lastdruck verschoben, so daß Druckmittel aus dem Verbraucher fließen kann.

Gemäß einer weiteren vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung wird vorgeschlagen, daß der Schieber des Kraftregelventils vom Lastdruck des zugeordneten Verbrauchers oder einem davon abgeleiteten Druck beaufschlagbar ist und in einer zur Beaufschlagung des Schiebers vorgesehenen Leitung ein in Mittelstellung des Schiebers die Leitung absperrendes Ventil angeordnet ist. Dadurch wird erreicht, daß der Lastdruck des Verbrauchers nicht immer auf den Schieber einwirkt, obwohl das Kraftregelventil einen einfachen Aufbau mit nur wenigen Bauteilen aufweist, bei dem die Steuerdrücke und die aus den Verbraucherdrücken abgeleiteten Kräfte direkt auf den Schieber einwirken. Dies ist besonders in sicherheitstechnischer Hinsicht von Vorteil.

Weitere Vorteile und Einzelheiten der Erfindung werden anhand eines in den Figuren schematisch dargestellten Ausführungsbeispieles näher erläutert. Dabei zeigt:

Fig. 1 einen Geschwindigkeitsregelkreis des Standes der Technik,

Fig. 2 einen erfindungsgemäßen Geschwindigkeitsregelkreis,

Fig. 3 ein Diagramm zur Abhängigkeit der erforderlichen Steuerkraft vom Hochdruck,

Fig. 4 ein Kennfeld zur Abhängigkeit der erforderlichen Steuerkraft von der Sollgeschwindigkeit und dem Hochdruck,

Fig. 5 eine Steuerkette mit Vorsteuerung des Kraftregelventils,

Fig. 6 einen Geschwindigkeitsregelkreis mit Vorsteuerung,

Fig. 7 ein Kraftregelventil,

Fig. 8 die Ansteuerung einer Pumpe,

Fig. 9 ein Kraftregelventil in einer ersten Schaltanordnung,

Fig. 10 ein Kraftregelventil in einer zweiten Schaltanordnung und

Fig. 11 ein Kraftregelventil in einer dritten Schaltanordnung und

Fig. 12 eine Variante der Schaltanordnung nach Fig. 11.

Die in Fig. 1 dargestellte Geschwindigkeitsregelung des Standes der Technik zeigt eine klassische Lösung, wie sie beispielsweise für Gleichgangzylinder eingesetzt wird. Sie besteht aus einem äußere Regelkreis 1 für die Geschwindigkeitsregelung eines Verbrauchers 2 und einem unterlagerten inneren Regelkreis 3 für eine Druckregelung.

Ein Sollwert SG für die gewünschte Geschwindigkeit des Verbrauchers wird einer Vergleichstelle 4 zugeführt und dort mit einem Istwert IG verglichen, der von einem Geschwindigkeitssensor 5 ermittelt wird. Je nach Größe der Abweichung zwischen den beiden Werten wird ein Geschwindigkeitsregler 6 beaufschlagt, der in Abhängigkeit von der Regelabweichung einen Druck-Sollwert SD erzeugt, welcher einer Vergleichsstelle 7 zugeführt wird. Dort findet ein Vergleich zwischen dem Druck-Sollwert SD und dem Druck-Istwert ID des Verbrauchers 2 statt. Der Druck-Istwert ID wird von einem Drucksensor 8 ermittelt. Je nach Größe der Abweichung zwischen den beiden Werten wird ein Druckregler 9 beaufschlagt, an dessen Ausgang ein Servoventil 10 angeschlossen ist, das den Verbraucher 2 steuert. Der Geschwindigkeitssensor 5 ermittelt die Ist-Geschwindigkeit, die sich am Ausgang eines Integrators 11 ergibt, der die zum Druck proportionale Beschleunigung zur Geschwindigkeit integriert.

Der äußere Regelkreis 1 übernimmt die Geschwindigkeitsregelung. Der innere Regelkreis 3 für die Druckregelung hat die Aufgabe, die sehr geringe Dämpfung hydraulischer Antriebe zu erhöhen.

Eine solche Lösung ist beispielsweise für den Einsatz in einer Baumaschine ungeeignet, da die verwendeten Elemente, insbesondere das Servoventil, sehr teuer und anfällig gegen die im Mobilbereich auftretenden Belastungen sind.

Fig. 2 zeigt einen erfindungsgemäßen Geschwindigkeitsregelkreis. Hierbei ist anstelle des von einem Druckregler 9 beaufschlagten Servoventils 10 und des Drucksensors 8 im inneren Regelkreis 3 ein Kraftregelventil 12 vorgesehen, das eine hydraulisch- mechanische Rückführung 13 und einen Schieber 14 aufweist.

Die hydraulisch-mechanische Rückführung 13 besitzt den großen Vorteil, daß sie ein sehr gutes Zeitverhalten aufweist. Ein schwach gedämpfter Verbraucher (z. B. Zylinder mit D=0,15) erhält mit einer solchen Rückführung ein gut gedämpftes bis aperiodisches Verhalten (z. B. D=0,7). Der Aufwand an Komponenten für eine hydraulisch- mechanische Rückführung ist gering. Der Sollwert (Führungsgröße) wird durch eine Steuerkraft K vorgegeben, beispielsweise einen Steuerdruck, wie er von einem der Vergleichsstelle 7 vorgeschalteten Druckregelventil 15 erzeugt wird. Die Dynamik dieses Druckregelventils 15 hat auf die Stabilität des inneren Regelkreises 3 keinen Einfluß. Daher kann es z. B. eine geringere Eckfrequenz als das Servoventil 10 des Standes der Technik besitzen.

Sofern der Verbraucher 2 als Differentialzylinder ausgebildet ist, werden die zurückgeführten Verbraucherdrücke, d. h. der Drücke in den beiden Kammern des Differentialzylinders, erfindungsgemäß gewichtet, d. h. der Einfluß der unterschiedlich großen Kolbenflächen des Differentialzylinders auf den Verbraucherdruck wird berücksichtigt.

Neben der dämpfenden Wirkung gleicht die Rückführung der Verbraucherdrücke zumindest teilweise auch den Einfluß des Versorgungsdruckes aus, der bei Anwendungen im Bereich der Mobilhydraulik aus Gründen eines maximalen Wirkungsgrades des Gesamtsystems (hydraulisches Antriebssystem und Verbrennungsmotor) schwankt.

In Fig. 3 ist gezeigt, wie sich bei konstanter Steuerkraft K (Kennlinie) die Ist- Geschwindigkeit IG (Ordinate) als Funktion des Hochdruckes P (Abszisse) im Antriebssystem ändert. Die unterlagerte Rückführung kann den Einfluß eines schwankenden Versorgungsdruckes also weitgehend reduzieren, was sich an den annähernd waagerechten Kennlinien zeigt.

In Fig. 4 ist die Abhängigkeit der erforderlichen Steuerkraft K (oder des erforderlichen Steuerdruckes) von der Sollgeschwindigkeit SG und dem Hochdruck P im Antriebssystem als Kennfeld dargestellt. Die Abhängigkeit der erforderlichen Steuerkraft K von der Sollgeschwindigkeit SG ist deutlich ausgeprägt, der Hochdruckeinfluß, wie bereits erwähnt, gering.

In der in Fig. 5 dargestellten Steuerkette wird das Kennfeld aus Fig. 4 als Vorsteuerung 16 zur Ansteuerung des dem Kraftregelventil 12 vorgeschalteten Druckregelventils 15 verwendet. In Abhängigkeit von der geforderten Geschwindigkeit SG (Sollgeschwindigkeit) und vom (gemessenen) Hochdruck P im Antriebssystem wird in einem Rechenwerk der erforderliche Steuerdruck ermittelt, der dem Kraftregelventil 12 durch das Druckregelventil 15 aufgeprägt wird. Das Kennfeld kann z. B. in Tabellenform abgelegt sein oder aber durch Polynome approximiert werden. Bei geringen Anforderungen kann der Hochdruckeinfluß auch vernachlässigt werden, so daß aus dem Kennfeld eine Kennlinie wird.

Die Vorsteuerung 16 des Kraftregelventils 12 besitzt gegenüber einer Regelung den Vorteil, daß bei einer Sollwertänderung keine Regeldifferenz aufgebaut werden muß, bevor eine Stellgrößenänderung (in diesem Fall: Änderung der Steuerkraft) erfolgt.

Fig. 6 zeigt die Einbindung der Vorsteuerung 12 in die Geschwindigkeitsregelung in Form einer klassischen Führungsgrößenregelung. Hierbei ist dem im äußeren Regelkreis 1 angeordneten Geschwindigkeitsregler 6 eine Summierstelle 7a nachgeschaltet, an deren zweiten Eingang der Ausgang der Vorsteuerung (16) angeschlossen ist.

In Fig. 7 ist ein Kraftregelventil 12 als Schaltsymbol dargestellt. Das Kraftregelventil hat die Aufgabe, den inneren Regelkreis zu stabilisieren. Dazu werden bei einem Differentialzylinder als Verbraucher die Drücke in den beiden Kammern des Differentialzylinders zurückgeführt. Da die Kolbenflächen im Differentialzylinder ungleich groß sind, werden die zurückgeführten Verbraucherdrücke mit der Größe der Kolbenflächen gewichtet. Die am Schieber des Kraftregelventils 12 angreifenden Kräfte sind in Fig. 7 schematisch dargestellt. Neben den zwei (immer positiven) entgegengerichteten Kräften A′ und B′, die proportional zu den Kammerdrücken des Differentialzylinders sind, gibt es die Steuerkraft K (beide Kraftrichtungen möglich), durch die die Sollwertvorgabe erfolgt. Die Steuerkraft K kann auch in Form eines Steuerdruckes vorliegen. Eine weitere, zum Funktionieren des Kraftregelventils nicht unbedingt erforderliche Kraft F, kann durch eine Feder aufgebracht werden, um eine definierte Ruhelage sicherzustellen.

Bisher war vorausgesetzt worden, daß der von der Pumpe des Antriebssystems erzeugte Hochdruck auch ausreichend hoch ist, damit der Verbraucher die geforderte Geschwindigkeit erreicht. Der von der Pumpe erzeugte Hochdruck soll aber auch nicht unnötig hoch sein, da sonst durch das Schließen des Schiebers des Kraftregelventils unerwünschte Verluste entstehen. Als Pumpe wird in der Regel eine im Fördervolumen verstellbare Pumpe verwendet, z. B. eine Axialkolbenpumpe, deren Schwenkwinkel durch ein elektrisches Signal vorgegeben werden kann und dann durch einen unterlagerten Regelkreis eingestellt wird.

Gemäß einer in der Fig. 8 dargestellten Weiterbildung der Erfindung ist nun vorgesehen, daß die Schieberöffnung des Kraftregelventils zur Pumpenregelung einer Pumpe 17 mit herangezogen wird. Der Sollwert SG für die Geschwindigkeit des Verbrauchers wird einer Förderstrom-Steuerung 18 zugeführt und dort in einen Sollwert für den Schwenkwinkel der (Axialkolben-)Pumpe umgewandelt, dem an einer Summierstelle 19 ein Signal aufgeschaltet wird, das aus einem die Schieberstellung des Kraftregelventils auswertenden Zusatz-Regler 21 stammt. Auf diese Weise wird stets für einen Pumpendruck gesorgt, bei dem einerseits die Drosselverluste gering werden, bei dem aber andererseits die negativen Einflüsse einer durch zu geringen Druck hervorgerufenen Stellgrößenbeschränkung nicht auftreten.

In den Fig. 9, 10 und 11 sind verschiedene Ausgestaltungsmöglichkeiten der Anordnung des Kraftregelventils 12 aufgezeigt. In Fig. 9 wird durch ein elektrisch ansteuerbares Druckregelventil 22 die Steuerkraft K (über einen Steuerdruck) aufgebracht. Bei einem Kraftsollwert der Größe Null erzeugt das Druckregelventil 22 einen Steuerdruck, der genau der durch eine Feder 23 erzeugten Kraft entspricht, die bei der Stellung "hydraulisch Null" des Schiebers ansteht. Liegt kein Steuerdruck am Schieber an, so schiebt die Feder den Schieber in eine Stellung, bei der alle vier Anschlüsse (Druck, Tank, zwei Verbraucher) verschlossen sind und stellt so definierte Verhältnisse bei Stillstand und auch bei Ausfall des Druckregelventils 22 sicher ("fail­ save"-Verhalten).

Die Druckversorgung des Druckregelventils 22 kann zum einen aus einem separaten Drucknetz oder aber direkt durch Hochdruck erfolgen. Ebenso ist es denkbar, die Druckversorgung aus der Hochdruckleitung vorzunehmen und durch ein Druckbegrenzungsventil ein konstantes Druckniveau für das Druckregelventil 22 zu erzeugen.

Die Schieberstellung wird durch einen schaltenden oder stetig arbeitenden Sensor S erfaßt und in der bereits beschriebenen Weise zur Regelung des Hochdrucks im Antriebssystem verwendet.

Fig. 10 zeigt eine weitere Ausgestaltung, bei der der vom Druckregelventil 22 erzeugte Steuerdruck nicht nur gegen die Feder 23 ansteht, sondern auch gegen eine entgegengerichtete Zusatzkraft, die vom Druck eines Druckbegrenzungsventils 24 aufgebracht wird. Dieses Druckbegrenzungsventil 24 wird bezüglich seines Sollwertes vom anliegenden Hochdruck gesteuert und ist in diesem Ausführungsbeispiel so ausgelegt, daß es den anliegenden Hochdruck halbiert. Dies hat zur Folge, daß in der Schieberstellung "hydraulisch Null" der vom Druckregelventil 22 aufgebrachte Druck sich nur um den durch die Feder 23 aufgebrachten Anteil vom halben Hochdruck unterscheidet. Daher ist der Schieber zwischen zwei hydraulischen Federn eingespannt, so daß die Eigenfrequenz des Systems Steuerkraft - Schieberstellung sehr hoch ist und gegenüber den anderen Eigenfrequenzen des Antriebssystems vernachlässigt werden kann (Kraftregelventil mit reinem P-Verhalten). Dies wirkt sich günstig auf die Stabilität des inneren Regelkreises aus.

Die hydraulische Einspannung ist auch bei einer Ausgestaltung gegeben, wie sie in Fig. 11 dargestellt ist. Hierbei wird für jede Steuerkraftrichtung ein Druckregelventil 22a bzw. 22b verwendet. Zwei Federn 23a und 23b stellen eine Zentrierung des Schiebers in der Mittelstellung sicher.

Die Schaltanordnung nach Fig. 12 unterscheidet sich von der Schaltanordnung nach Fig. 11 dadurch, daß in den Leitungen, die von den zum Verbraucher geführten Leitungen abgezweigt und zu Stellflächen des Schiebers des Kraftregelventils 12 geführt sind, jeweils ein Ventil 24a bzw. 24b mit einer Sperr- und einer Durchfluß­ stellung angeordnet ist. Das Ventil 24a bzw. 24b befindet sich immer dann in Sperr­ stellung, wenn sich der Schieber des Kraftregelventils bei abgeschaltetem Steuerdruck in Mittelstellung befindet.

Auf diese Weise wird verhindert, daß bei einem auch im Stillstand unter Druck stehenden Verbraucher (beispielsweise ein Ausleger eines Baggers, der einen Halte­ druck von ca. 100 bar erfordert) der Schieber unter Last verschoben wird und Druck­ mittel aus dem Verbraucher abfließt. Dies ist sicherheitstechnisch von Vorteil. Unbeabsichtigte Bewegungen des Verbrauchers werden verhindert.

Claims (15)

1. Hydraulisches Antriebssystem mit einem geschwindigkeitsgeregelten Verbraucher (2) und einer elektro-hydraulischen Regeleinrichtung, bestehend aus einem äußeren Regelkreis (1) zur Geschwindigkeitsregelung und einem unterlagertem inneren Regelkreis (3) zur Druckregelung, dadurch gekennzeichnet, daß der innere Regelkreis (3) eine hydraulisch-mechanische Rückführung (13) des Verbraucherdruckes aufweist.

2. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 1, wobei der Verbraucher (2) als Differentialzylinder ausgebildet ist, dadurch gekennzeichnet, daß eine gewichtete hydraulisch-mechanische Rückführung (13) für beide Kammern des Differentialzylinders vorgesehen ist.

3. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulisch-mechanische Rückführung (13) in einem Kraftregelventil (12) angeordnet ist, das einen Schieber (14) zur Beaufschlagung durch eine vom Verbraucherdruck abgeleitete Kraft (A′, B′) und durch eine Steuerkraft (K) aufweist.

4. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß dem Kraftregelventil (12) ein Druckregelventil (15) zur Erzeugung eines Steuerdruck-Sollwerts vorgeschaltet ist.

5. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Kraftregelventil (12) oder das vorgeschaltete Druckregelventil (15) durch eine Vorsteuerung (16) mit gespeichertem Steuerdruck-Kennfeld oder gespeicherter Steuerdruck-Kennlinie beeinflußbar ist.

6. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß im äußeren Regelkreis (1) ein Geschwindigkeitsregler (6) angeordnet ist, dem eine Sollwert-Istwert-Vergleichsstelle (4) vorgeschaltet ist und dem eine Summierstelle (7a) nachgeschaltet ist, an deren zweiten Eingang der Ausgang der Vorsteuerung (16) angeschlossen ist.

7. Hydraulisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Verbraucher (2) an eine Pumpe (17) mit verstellbarem Fördervolumen angeschlossen ist, die mit einer Förderstrom-Steuerung (18) oder mit einer Förderstrom-Steuerung (18) mit unterlagerter Förderstrom-Regelung (20) in Verbindung steht, und daß ein in Abhängigkeit von der Schieberstellung des Kraftregelventils (12) wirksamer Zusatz-Regler (21) der Förderstrom-Steuerung (18) oder der Förderstrom-Steuerung (18) mit unterlagerter Förderstrom-Regelung (20) aufgeschaltet ist.

8. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß zur Erfassung der Schieberstellung ein induktives Wegmeßsystem vorgesehen ist.

9. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß zur Erfassung der Schieberstellung ein Schaltsensor vorgesehen ist.

10. Hydraulisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 3 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß am Kraftregelventil (12) der Steuerkraft (K) eine Federkraft (F) entgegengerichtet wirksam ist, wobei bei fehlender Steuerkraft (K) die Anschlüsse (P, T, A, B) des Kraftregelventils (12) gesperrt sind.

11. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß parallel zur Federkraft (F) eine Zusatzkraft wirksam ist, die durch den Druck stromauf des Kraftregelventils (12) steuerbar ist.

12. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß zur Erzeugung der Steuerkraft (K) ein an die Zulaufleitung zum Kraftregelventil (12) angeschlossenes Druckregelventil (22) und zur Erzeugung der Zusatzkraft ein an die Zulaufleitung angeschlossenes Druckbegrenzungsventil (24) vorgesehen ist.

13. Hydraulisches Antriebssystem nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Kraftregelventil (12) beidseitig jeweils entgegen der Kraft einer Feder (23a, 23b) durch eine Steuerkraft (K) beaufschlagbar ist, zu deren Erzeugung jeweils ein an die Zulaufleitung zum Kraftregelventil (12) angeschlossenes Druckregelventil (22a, 22b) vorgesehen ist.

14. Hydraulisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 3 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Kraftregelventil (12) mindestens zweistufig ausgebildet ist.

15. Hydraulisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 3 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Schieber (14) des Kraftregelventils (12) vom Lastdruck des zugeordneten Verbrauchers oder einem davon abgeleiteten Druck beaufschlagbar ist und in einer zur Beaufschlagung des Schiebers (14) vorgesehene Leitung ein in Mittelstellung des Schiebers (14) die Leitung absperrendes Ventil (24a, 24b) angeordnet ist.