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EP0503266A1 - Hydraulische Steuervorrichtung - Google Patents

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Publication number
EP0503266A1
EP0503266A1 EP92101815A EP92101815A EP0503266A1 EP 0503266 A1 EP0503266 A1 EP 0503266A1 EP 92101815 A EP92101815 A EP 92101815A EP 92101815 A EP92101815 A EP 92101815A EP 0503266 A1 EP0503266 A1 EP 0503266A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
check valve
control
valve
control device
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
EP92101815A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0503266B1 (de
Inventor
Martin Dipl.-Ing. Heusser (Eth)
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.)
Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
Original Assignee
Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
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
Application filed by Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG filed Critical Heilmeier and Weinlein Fabrik fuer Oel Hydraulik GmbH and Co KG
Publication of EP0503266A1 publication Critical patent/EP0503266A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0503266B1 publication Critical patent/EP0503266B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • 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
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    • F15B2211/8613—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being oscillations
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    • F15B2211/8616—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being noise or vibration

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control device according to the preamble of patent claim 1.
  • the damping throttle in the control pressure line is set such that it brings the amplitudes of the pressure fluctuations to decay when the pressure medium is warm and the load holding valve is open. So that the control movement of the load holding valve is not delayed and the hydraulic motor does not run under the load, the damping throttle can be bypassed by a check valve, which ensures rapid pressure reduction when the control is activated. Pressure fluctuations in the control pressure line and the resulting load movements are gradually dampened by the damping throttle, but some are now clearly noticeable because the load-holding valve plays and the hydraulic motor reacts unevenly.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic control device of the type mentioned, in which the pressure fluctuations are quickly decay independent of the viscosity and regardless of the setting of the damping throttle.
  • the strongly preloaded check valve opens when the pressure rises during at least the first amplitude as soon as the preload force is overcome.
  • the tip of the amplitude is eliminated to the minimum of the pressure value of the pressure fluctuation, which could not be dampened by the damping throttle.
  • the first and the other amplitudes are quickly decayed on the control side. This is particularly advantageous in the case of cold pressure medium and / or tightly adjusted damping throttle, because the check valves do more than just the damping effect support the damping throttle, but compensate for the undesired effect of the damping throttle under certain operating conditions.
  • the amplitudes of the pressure fluctuations, which become effective on the control side of the load holding valve, are damped as quickly as possible so that the load holding valve immediately permits a uniform movement of the hydraulic motor under the load, practically from the beginning of the movement.
  • the rapid damping of the pressure fluctuations on the control side of the load holding valve has a dampening effect on pressure fluctuations in the entire system.
  • the pressure not passing through the damping throttle opens the strongly biased check valve towards the control side of the load holding valve as soon as it has overcome the biasing force.
  • the upper part of the crest of the at least first amplitude of the pressure fluctuations is no longer effective on the control side of the load holding valve.
  • the other amplitudes are made easier to decay.
  • the second, very slightly pre-stressed check valve also allows a rapid reduction in pressure.
  • the two check valves cooperate with the damping throttle when damping; they take over the parts of the pressure fluctuations with which the damping throttle cannot cope.
  • the strongly biased first check valve responds not only at the first amplitude, but at several initial amplitudes of the pressure fluctuations in order to bring the pressure fluctuations effective on the control side to decay as quickly as possible together with the damping throttle. This is particularly useful with cold and therefore viscous pressure medium because the damping throttle then works unsatisfactorily because of its viscosity dependency.
  • the first amplitude or the first amplitudes of the pressure fluctuations reach the control side of the load holding valve via the only slightly preloaded first check valve bypassing the damping throttle, so that its control movement takes place immediately.
  • the lower region of the first amplitude or the first amplitudes is reduced via the second check valve, which is biased in the opposite direction, which favors the rapid decay of the amplitudes.
  • the second check valve is only biased so that it responds when the pressure drop is controlled to control the load holding valve and bypasses the damping throttle in order to avoid delaying the control movement even when the pressure medium is cold and viscous.
  • the embodiment according to claim 6 is structurally simple, because spring-loaded check valves are simple, reliable and inexpensive hydraulic links. With the adjusting device, the pretensioning force can be precisely adapted to the operating conditions with regard to optimal damping.
  • the embodiment according to claim 7 is also expedient in order to also be able to adapt the damping throttle to the operating conditions.
  • the two check valves cooperating with the damping throttle have the additional advantage that the damping throttle can be adjusted largely independently of the course and extent of the pressure fluctuations and with regard to optimal damping.
  • the bypass line should be connected according to claim 9 to the working line containing the load holding valve or according to claim 10 directly to the tank.
  • a directional control valve with inlet regulators and a blocked middle position can be used, which is critical in such oscillation-prone or strongly oscillating systems because of its long settling behavior.
  • the strong damping effect that can be achieved with the aforementioned measures anyway allows the use of directional control valves equipped with inlet regulators, which benefits the control accuracy and the response of the control device when the hydraulic motor moves in any direction.
  • a hydraulic control device S according to FIG. 1 serves to control the movement of a consumer V with which a load F is moved.
  • the consumer V is, for example, the lifting or folding cylinder of a crane with which the load F is moved.
  • a piston 1 divides a cylinder into two chambers 2 and 3.
  • Each chamber 2 and 3 can be connected alternately to a pressure source B and a tank T via a working line 4, 5 and a directional control valve C.
  • a load holding valve H At least in the working line 4 there is a load holding valve H, which contains a valve 6 with a valve member 7, which is brought by a spring 8 into the illustrated control position blocking the line 4.
  • the pressure prevailing in a pilot line 10 acts
  • the pressure prevailing in a pilot line 9 acts in the opening direction.
  • a line loop 11 bypasses the valve 6 in the working line 4 and contains a check valve 12 opening in the direction of the hydraulic motor V.
  • a control pressure line 13 branches off from the other working line 5 to the control side 16 of the valve 6.
  • A, preferably adjustable, damping throttle D is contained in the control pressure line 13.
  • Two line loops 14 and 15 bypass the damping throttle D.
  • the line loop 14 contains a first check valve R1 with a valve member 17 and a biasing spring 18, which opens in the direction of the control side 16. With an indicated adjusting device E, the biasing force of the Adjust spring 18.
  • a second check valve R2 is contained in the line loop 15, which opens in the direction of the second working line 5 and contains a valve member 19 and possibly a weak biasing spring 20.
  • Both check valves R1, R2 are biased differently.
  • the preload of the second check valve R2 can go to zero.
  • a weak spring is used to position the valve member 20 in the shut-off position in the idle state.
  • the preload of the first check valve R1 is large.
  • the force with which the valve member 17 is biased by the spring 18 has a value which is less than the pressure value of the pressure maximum effective at the valve member 17 of at least the first amplitude (FIG. 4) of the pressure fluctuations in the pressure P1 and slightly greater than that Pressure value of the pressure maximum of the next following amplitudes.
  • the load holding valve H is opened, for example via the directional control valve C, by applying pressure to the working line 5 until the load holding valve H opens the passage of the working line 4.
  • the pressure P1 follows, for example, the solid curve.
  • the pressure fluctuations would have successive and very slowly decreasing amplitudes, each with a pressure maximum and a pressure minimum.
  • Pressure fluctuations constantly act on the control side 16 of the load holding valve, then the movement of the hydraulic motor V would not be uniform.
  • the pressure fluctuations must therefore be brought to an end as quickly as possible, at least on the control side 16 (pressure P2 in FIG. 1, dashed curve in FIG. 4).
  • the damping throttle D and the first check valve R1 Due to the action of the damping throttle D and the first check valve R1, the pressure increase of the first amplitude on the control side 16 becomes effective with a phase shift. If the biasing force of the first check valve is reached, it opens so that the tip of the first amplitude is cut off before the pressure P2 approximately follows the pressure drop on the rear flank of the first amplitude. The damping throttle D is bypassed. At the beginning of the next amplitude, the damping throttle D acts, so that the pressure increase on the control side 16 is already flatter and the second amplitude is damped.
  • the damping choke causes the other amplitudes to decay rapidly on the control side. In this way it is achieved that the lowering movement of the hydraulic motor V takes place smoothly and immediately after the movement has been started, at the speed that is set on the directional control valve.
  • FIG. 2 differs from that of FIG. 1 by exchanging the pretension of both check valves with which the damping throttle D can be bypassed.
  • the first check valve R1 ' which opens in the direction of the control side 16, is pretensioned with a pretensioning force which goes towards zero, ie very small, while the second check valve R2', which opens in the opposite direction, is pretensioned with a large pretensioning force.
  • FIG. 5 there is a damping effect on the control side 16.
  • the first amplitude of the pressure fluctuations of the pressure P1 is followed by the first amplitude of the pressure fluctuation of the pressure P2 on the control side with the phase shift caused by the damping throttle D.
  • the maximum of the pressure value of the first amplitude of the pressure P1 is not reached by the pressure P2 because of the damping throttle D, but the pressure P2 follows the falling edge of the first amplitude of the pressure P1.
  • the biasing force of the second check valve R2 has a value (dashed horizontal line in Fig. 5) which is higher than the minimum of the pressure value of the first amplitude of the pressure P1, but lower than the minimum of the pressure values of the subsequent amplitudes of the pressure P1.
  • the second non-return valve R2 therefore opens when the pre-tensioning force falls below the value before the first amplitude reaches its minimum pressure value.
  • the preload on the second check valve R2 ' is expediently set such that the second check valve R2' opens when the pressure in the control pressure line is released in order to control the load holding valve. A delay in the control movement via the damping throttle is thus avoided.
  • FIG. 3 differs from the two previously described embodiments by an additional damping device in the control circuit of the load holding valve.
  • This damping device consists of a bypass duct 23 branching off at a branch 22 from the control pressure line 13, which leads either to a connection point 24 in the working line 4 or (indicated by dashed lines at 25) directly to the tank.
  • a throttle passage D1 is provided between the working line 5 and the branch 22.
  • the bypass line 23 contains an interference throttle passage D2, which is slightly larger than the throttle passage D1.
  • the damping device contributes to damping the vibration amplitudes by the fact that a pressure medium constantly flows through the two throttle passages and disrupts the propagation of the vibration amplitudes, so that they subside very quickly.
  • the Damping device ensures that pressure fluctuations are damped even when the hydraulic motor V is moved in the load lifting direction and also when the load is stopped.
  • the two check valves R1 and R2 are arranged and biased as in the embodiment according to FIG. 1. However, it is also conceivable to use the reverse arrangement and pretension according to FIG. 2 in the embodiment according to FIG. 3. The effect is similar in both cases.
  • the damping throttle D can also be tightly adjusted with regard to optimal damping. Nevertheless, with cold and therefore viscous pressure medium it is avoided that the closing and opening movements of the load holding valve are delayed.

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Abstract

In einer Steuervorrichtung (S) für einen doppelseitig beaufschlagbaren Hydromotor (V) sind über ein Richtungssteuerventil (C) wechselseitig mit einer Druckquelle (P) und einem Tank (T) verbindbare Arbeitsleitungen (4, 5), in wenigstens einer Arbeitsleitung (4) ein hydraulisch aufsteuerbares Lasthalteventil (H) und eine an die Aufsteuerseite (16) des Lasthalteventils (H) angeschlossene Steuerdruckleitung (13) vorgesehen, wobei beim Aufsteuern des Lasthalteventils Druckschwankungen auftreten, deren Amplituden zumindest über eine Dämpfdrossel (D) in der Steuerdruckleitung (13) abdämpfbar sind. Zum Dämpfen und Beseitigen eines Störeinflusses von Viskositätsänderungen des Druckmittels und/oder einer zu stramm eingestellten Dämpfdrossel, ist die Dämpfdrossel (D) in beiden Richtungen durch je ein Rückschlagventil (R1, R2, R1', R2') umgehbar, wobei eine das eine Rückschlagventil vorspannende große Vorspannkraft auf einen Wert eingestellt ist, der zwischen den Druckwerten des an diesem Rückschlagventil wirksamen Druckextremen wenigstens der ersten und der nächstfolgenden Amplitude der Druckschwankungen liegt. <IMAGE>

Description

  • Die Erfindung betrifft eine hydraulische Steuervorrichtung gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
  • Bei einer aus der Druckschrift D 7100, Juni 1986, der Firma Heilmeier & Weinlein bekannten Steuervorrichtung dieser Art wird die Dämpfdrossel in der Steuerdruckleitung so eingestellt, daß sie bei betriebswarmem Druckmittel und bei aufgesteuertem Lasthalteventil die Amplituden der Druckschwankungen zum Abklingen bringt. Damit die Zusteuerbewegung des Lasthalteventils nicht verzögert wird und der Hydromotor unter der Last nicht nachläuft, kann die Dämpfdrossel durch ein Rückschlagventil umgangen werden, das beim Zusteuern den zügigen Druckabbau sicherstellt. Druckschwankungen in der Steuerdruckleitung und davon herrührende Lastbewegungen werden zwar über die Dämpfdrossel allmälich gedämpft, es sind jedoch einige jetzt deutlich spürbar, da das Lasthalteventil spielt und der Hydromotor ungleichmäßig reagiert. In der Praxis zeigt sich, daß die Dämpfwirkung der Dämpfdrossel speziell bei stark zum Schwingen neigenden Lastsystemen unbefriedigend ist. Beim raschen Aufsteuern des Lasthalteventils ergeben sich Druckschwankungen mit einem relativ harmonischen Schwingungsverlauf, wobei zumindest die erste Amplitude der Druckschwankungen ein hohes Maximum und ein niedriges Minimum zeigt, während die nachfolgenden Amplituden allmählich abnehmen. Die Druckwerte der Extreme der ersten Amplitude(n) sind bekannt. Die Druckschwankungen beim raschen Aufsteuern des Lasthalteventils resultieren nicht nur aus dem raschen Druckaufbau, sondern auch aus Relationen der Last, die sich nach dem Aufsteuern des Lasthalteventils bewegt (senkt) und schwingt und auf die Druckmittelsäule im Hydraulikkreis der Steuervorrichtung einwirkt. Die Druckschwankungen sind nicht vermeidbar, es ist jedoch erstrebenswert, sie möglichst schnell abzudämpfen. Eine im Hinblick auf eine starke Dämpfung stramm eingestellte Dämpfdrossel kann ferner die Aufsteuerbewegung verzögern. Dieser nachteilige Effekt tritt bei kaltem und zähem Druckmittel verstärkt auf, weil die Dämpfdrossel viskositätsabhängig ist.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine hydraulische Steuervorrichtung der eingangs genannten Art zu schaffen, bei der die Druckschwankungen viskositätsunabhähgig und unabhängig von der Einstellung der Dämpfdrossel rasch zum Abklingen gebracht werden.
  • Die gestellte Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des kennzeichnenden Teils des Anspruchs 1 gelöst.
  • Das jeweils stark vorgespannte Rückschlagventil öffnet beim Druckanstieg während zumindest der ersten Amplitude, sobald die Vorspannkraft überwunden wird. Je nachdem, ob das eine oder das andere Rückschlagventil stark vorgespannt ist, wird die Kuppe der Amplitude bis zum Minimum des Druckwerts der Druckschwankung beseitigt, die von der Dämpfdrossel nicht abgedämpft werden könnte. Die erste und die weiteren Amplituden werden an der Aufsteuerseite rasch zum Abklingen gebracht. Besonders vorteilhaft ist dies bei kaltem Druckmittel oder/und stramm eingestellter Dämpfdrossel, weil die Rückschlagventile nicht nur die Dämpfwirkung der Dämpfdrossel unterstützen, sondern die bei bestimmten Betriebsbedingungen unerwünschte Wirkung der Dämpfdrossel kompensieren. Die an der Aufsteuerseite des Lasthalteventils wirksam werdenden Amplituden der Druckschwankungen werden möglichst rasch abgedämpft, damit das Lasthalteventil umgehend eine gleichmäßige Bewegung des Hydromotors unter der Last, praktisch ab Bewegungsbeginn, zuläßt. Die rasche Abdämpfung der Druckschwankungen an der Aufsteuerseite des Lasthalteventils wirkt sich auf Druckschwankungen im gesamten System dämpfend aus.
  • Bei der Lösung gemäß Anspruch 2 öffnet der nicht die Dämpfdrossel passierende Druck das stark vorgespannte Rückschlagventil in Richtung zur Aufsteuerseite des Lasthalteventils, sobald er die Vorspankraft überwunden hat. Der obere Teil der Kuppe der zumindest ersten Amplitude der Druckschwankungen wird an der Aufsteuerseite des Lasthalteventils nicht mehr wirksam. Die weiteren Amplituden werden so leichter zum Abklingen gebracht. Entlang des abfallenden Teils der ersten Amplitude oder der ersten Amplituden läßt das zweite, sehr gering vorgespannte Rückschlagventil ebenfalls einen raschen Druckabbau zu. Die beiden Rückschlagventile kooperieren beim Dämpfen mit der Dämpfdrossel; sie übernehmen die Teile der Druckschwankungen, mit denen die Dämpfdrossel nicht fertig wird. Es werden nicht nur die Amplituden der Druckschwankungen rasch zum Abklingen gebracht, sondern zusätzlich der wichtige Vorteil erreicht, daß eine viskositätsabhängige Verzögerung des Auf- und Zusteuerns des Lasthalteventils durch die Dämpfdrossel wie auch eine Verzögerung unterbleiben, die aus einer aus Gründen der Dämpfung strammen Einstellung der Dämpfdrossel resultieren könnte.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 3 spricht das stark vorgespannte erste Rückschlagventil nicht nur bei der ersten Amplitude, sondern bei mehreren anfänglichen Amplituden der Druckschwankungen an, um die an der Aufsteuerseite wirksamen Druckschwankungen zusammen mit der Dämpfdrossel so rasch wie möglich zum Abklingen zu bringen. Dies ist besonders bei kaltem und damit zähflüssigem Druckmittel zweckmäßig, weil die Dämpfdrossel dann wegen ihrer Viskositätsabhängigkeit unbefriedigend arbeitet.
  • Bei der Ausführungsform gemäß Anspruch 4 erreicht die erste Amplitude bzw. erreichen die ersten Amplituden der Druckschwankungen über das nur leicht vorgespannte erste Rückschlagventil unter Umgehung der Dämpfdrossel die Aufsteuerseite des Lasthalteventils, so daß dessen Aufsteuerbewegung unmittelbar erfolgt. Über das in der Gegenrichtung vorgespannte zweite Rückschlagventil wird jedoch der untere Bereich der ersten Amplitude bzw. der ersten Amplituden abgebaut, was das rasche Abklingen der Amplituden begünstigt. Es ist zweckmäßigerweise das zweite Rückschlagventil nur so vorgespannt, daß es bei der zum Zusteuern des Lasthalteventils eingesteuerten Druckabsenkung anspricht und die Dämpfdrosssel umgeht, um die Verzögerung der Zusteuerbewegung auch bei kaltem und zähem Druckmittel zu vermeiden.
  • Gemäß Anspruch 5 werden mehrere anfängliche Amplituden durch das Anprechen des zweiten, stark vorgespannten Rückschlagventils an der Aufsteuerseite zum raschen Abklingen gebracht.
  • Baulich einfach ist die Ausführungsform gemäß Anspruch 6, denn federvorgespannte Rückschlagventile sind einfache, zuverlässige und kostengünstige Hydraulikglieder. Mit der Einstellvorrichtung läßt sich die Vorspannkraft exakt an die Betriebsbedingungen im Hinblick auf eine optimale Dämpfung anpassen.
  • Zweckmäßig ist ferner die Ausführungsform gemäß Anspruch 7, um auch die Dämpfdrossel an die Betriebsbedingungen anpassen zu können. Die beiden mit der Dämpfdrossel kooperierenden Rückschlagventile haben den zusätzlichen Vorteil, daß sich die Dämpfdrossel weitgehend unabhängig von dem Verlauf und dem Ausmaß der Druckschwankungen und im Hinblick auf eine optimale Dämpfung einstellen läßt. Eine Kompromißeinstellung der Dämpfdrossel, wie sie bei herkömmlichen Steuervorrichtungen bisher gewählt wurde und mit der die Kapazität der Dämpfdrossel nicht ausreichend genutzt wurde, entfällt.
  • Eine weitere, wichtige Ausführungsform geht aus Anspruch 8 hervor. Um die Druckschwankungen auch auf der der Aufsteuerseite des Lasthalteventils abgewandten Seite der Dämpfdrossel rasch zum Abklingen zu bringen, strömt permanent Druckmittel über die Bypassleitung ab. Durch den Drosseldurchgang in der Steuerdruckleitung und den Stördrosseldurchgang in der Bypassleitung wird der Verlauf der Amplituden der Druckschwankungen auch vor der Dämpfdrossel so wirksam gestört, daß sie rasch abklingen. Durch das Zusammenspiel der drei Maßnahmen:
    Dämpfdrossel, Rückschlagventile und Bypasskanal, werden Druckschwankungen abgedämpft und wird die Steuervorrichtung besonders für schwingungsanfällige oder stark schwingende Systeme brauchbar. Da die beiden Rückschlagventile bei der Dämpfung mitwirken, braucht der Stördrosseldurchgang nur geringfügig größer zu sein als der Drosseldurchgang in der Steuerdruckleitung, so daß über die Bypassleitung nur eine verschwindend kleine Menge an Druckmittel abfließt.
  • Da sich die dämpfende Wirkung über den Bypasskanal natürlich nur dann einstellt, wenn auch tatsächlich ein Druckmittelvolumen bewegt wird, sollte die Bypassleitung gemäß Anspruch 9 an die das Lasthalteventil enthaltende Arbeitsleitung oder gemäß Anspruch 10 direkt an den Tank angeschlossen sein. Im letztgenannte Fall kann ein Richtungssteuerventil mit Zulaufreglern und blockierter Mittelstellung verwendet werden, das an sich bei solchen schwingungsanfälligen oder stark schwingenden Systemen wegen seines lang dauernden Einschwingverhaltens kritisch ist. Die mit den vorerwähnten Maßnahmen erzielbare, starke Dämpfungswirkung gestattet ohnedies die Verwendung von mit Zulaufreglern ausgestatteten Richtungssteuerventilen, was der Regelgenauigkeit und dem Ansprechverhalten der Steuervorrichtung bei der Bewegung des Hydromotors in jeder Richtung zugute kommt.
  • Anhand der Zeichnung werden Ausführungsformen des Erfindungsgegenstandes erläutert. Es zeigen:
    • Fig. 1
    ein Blockschaltbild einer ersten Ausführungsform einer hydraulischen Steuervorrichtung,
    Fig. 2
    einen Teil eines Blockschaltbildes einer zweiten Ausführungsform,
    Fig. 3
    einen Teil eines Blockschaltbildes einer dritten Ausführungsform,
    Fig. 4
    ein Schaubild zur Ausführungsform gemäß Fig. 1 bzw. Fig. 3, und
    Fig. 5
    ein Schaubild zur Ausführungsform gemäß Fig. 2.
  • Eine hydraulische Steuervorrichtung S gemäß Fig. 1 dient zur Bewegungssteuerung eines Verbrauchers V, mit dem eine Last F bewegt wird. Der Verbraucher V ist beispielsweise der Hebe- oder Knickzylinder eines Krans, mit dem die Last F bewegt wird.
  • Im Hydromotor V teilt ein Kolben 1 einen Zylinder in zwei Kammern 2 und 3. Jede Kammer 2 und 3 ist über eine Arbeitsleitung 4, 5 und ein Richtungssteuerventil C wechselweise mit einer Druckquelle B und einem Tank T verbindbar. Zumindest in der Arbeitsleitung 4 ist ein Lasthalteventil H angeordnet, das ein Ventil 6 mit einem Ventilglied 7 enthält, das durch eine Feder 8 in die dargestellte, die Leitung 4 sperrende Zusteuerstellung gebracht ist.In der gleichen Richtung wirkt der in einer Vorsteuerleitung 10 herrschende Druck, während der in einer Vorsteuerleitung 9 herrschende Druck in Aufsteuerrichtung wirkt. Eine Leitungsschleife 11 umgeht das Ventil 6 in der Arbeitsleitung 4 und enthält ein in Richtung zum Hydromotor V öffnendes Rückschlagventil 12.
  • Von der anderen Arbeitsleitung 5 zweigt eine Steuerdruckleitung 13 zur Aufsteuerseite 16 des Ventils 6 ab. In der Steuerdruckleitung 13 ist eine, vorzugsweise verstellbare, Dämpfdrossel D enthalten. Zwei Leitungsschleifen 14 und 15 umgehen die Dämpfdrossel D. In der Leitungsschleife 14 ist ein erstes Rückschlagventil R1 mit einem Ventilglied 17 und einer Vorspannfeder 18 enthalten, das in Richtung zur Aufsteuerseite 16 hin öffnet. Mit einer angedeuteten Einstellvorrichtung E läßt sich die Vorspannkraft der Feder 18 einstellen. In der Leitungsschleife 15 ist ein zweites Rückschlagventil R2 enthalten, das in Richtung zur zweiten Arbeitsleitung 5 hin öffnet und ein Ventilglied 19 und gegebenenfalls eine schwache Vorspannfeder 20 enthält.
  • Beide Rückschlagventile R1, R2 sind unterschiedlich vorgespannt. Die Vorspannung des zweiten Rückschlagventils R2 kann bis gegen Null gehen. In der Praxis wird eine schwache Feder benutzt, um im Ruhezustand das Ventilglied 20 in der Absperrstellung zu positionieren. Dagegen ist die Vorspannung des ersten Rückschlagventils R1 groß. Die Kraft, mit der das Ventilglied 17 durch die Feder 18 vorgespannt ist, hat einen Wert, der kleiner ist als der Druckwert des am Ventilglied 17 wirksamen Druckmaximums wenigstens der ersten Amplitude (Fig. 4) der Druckschwankungen des Drucks P1 und geringfügig größer als der Druckwert des Druckmaximums der nächstfolgenden Amplituden.
  • In Fig. 4 ist der Druckverlauf über der Zeit erkennbar, der sich bei beim raschen Einsteuern einer Senkbewegung der Last typischen Druckschwankungen in der Steuerdruckleitung 13 (Druck P1 zwischen der Dämpfdrossel D und der Arbeitsleitung 5) ergibt.
  • Zum Bewegen des Hydromotors V unter der Last wird das Lasthalteventil H, z.B. über das Richtungssteuerventil C, aufgesteuert, indem die Arbeitsleitung 5 mit Druck beaufschlagt wird bis das Lasthalteventil H den Durchgang der Arbeitsleitung 4 öffnet. Der Druck P1 folgt dabei z.B. der ausgezogenen Kurve. Die Druckschwankungen hätten aufeinanderfolgende und sehr langsam abnehmende Amplituden mit jeweils einem Druckmaximum und einem Druckminimum. Würden die Druckschwankungen ständig an der Aufsteuerseite 16 des Lasthalteventils wirken, dann wäre die Bewegung des Hydromotors V nicht gleichmäßig. Die Druckschwankungen müssen deshalb zumindest an der Aufsteuerseite 16 (Druck P2 in Fig. 1, strichlierte Kurve in Fig. 4) möglichst rasch zum Abklingen gebracht werden. Die Vorspannkraft der Feder 18 in Fig. 1 ist auf den strichliert angedeuteten Wert eingestellt, der unterhalb des Druckmaximums der ersten Amplitude und knapp oberhalb des Druckmaximums der zweiten und der weiteren Amplituden liegt. Durch die Wirkung der Dämpfdrossel D und des ersten Rückschlagventils R1 wird der Druckanstieg der ersten Amplitude an der Aufsteuerseite 16 mit einer Phasenverschiebung wirksam. Wird die Vorspannkraft des ersten Rückschlagventils erreicht, dann öffnet dieses, so daß die Kuppe der ersten Amplitude gekappt wird, ehe der Druck P2 annähernd dem Druckabfall an der hinteren Flanke der ersten Amplitude folgt. Die Dämpfdrossel D wird dabei umgangen. Am Beginn der nächstfolgenden Amplitude wirkt die Dämpfdrossel D, so daß der Druckanstieg an der Aufsteuerseite 16 bereits flacher abläuft und die zweite Amplitude gedämpft wird. Auf gleiche Weise bewirkt die Dämpfdrossel bei den weiteren Amplituden ein rasches Abklingen an der Aufsteuerseite. Auf diese Weise wird erreicht, daß die Senkbewegung des Hydromotors V unmittelbar nach Bewegungsaufnahme ruckfrei und gleichförmig abläuft, und zwar mit der Geschwindigkeit, die am Richtungssteuerventil eingestellt wird.
  • In Abänderung zur Ausführungsform gemäß Fig. 1 ist es auch denkbar, die Steuerdruckleitung 13 aus einer eigenen Steuerdruckversorgung zu speisen. Jedoch treten Druckschwankungen z.B. gemäß Fig. 4 auch dann auf, wenn zum Stillstand des Hydromotors V der Aufsteuerdruck rasch eingesteuert wird, wie dies in der Praxis häufig der Fall ist.
  • Die Ausführungsform von Fig. 2 unterscheidet sich von der von Fig. 1 durch die Vertauschung der Vorspannung beider Rückschlagventile, mit denen die Dämpfdrossel D umgehbar ist. Das in Richtung zur Aufsteuerseite 16 öffnende erste Rückschlagventil R1' ist mit einer gegen Null gehenden, d.h. sehr kleinen, Vorspannkraft vorgespannt, während das zweite Rückschlagventil R2', das in entgegengesetzter Richtung öffnet, mit einer großen Vorspannkraft vorgespannt ist. Bei Druckschwankungen (Fig. 5) ergibt sich auf der Aufsteuerseite 16 eine abdämpfende Wirkung. Der ersten Amplitude der Druckschwankungen des Drucks P1 folgt die erste Amplitude der Druckschwankung des Drucks P2 auf der Aufsteuerseite mit der durch die Dämpfdrossel D bewirkten Phasenverschiebung. Das Maximum des Druckwerts der ersten Amplitude des Drucks P1 wird vom Druck P2 wegen der Dämpfrossel D nicht erreicht, sondern der Druck P2 folgt der abfallenden Flanke der ersten Amplitude des Drucks P1. Die Vorspannkraft des zweiten Rückschlagventils R2 hat einen Wert (strichlierte horizontale Linie in Fig. 5), der höher ist als das Minimum des Druckwerts der ersten Amplitude des Drucks P1, aber niedriger als das Minimum der Druckwerte der nächstfolgenden Amplituden des Drucks P1. Das zweite Rückschlagventil R2 öffnet deshalb bei Unterschreiten des Werts der Vorspannkraft, ehe die erste Amplitude ihr Druckwert-Minimum erreicht. Das untere Tal zwischen der ersten und der zweiten Amplitude der Druckschwankungen wird gekappt, der Druck P2 bleibt zunächst auf der Höhe des Vorspanndrucks des zweiten Rückschlagventils R2', ehe bei neuerlichem Anstieg in der zweiten Amplitude die Dämpfdrossel D wirksam wird und den Druck P2 mit flacherem Anstieg steigen läßt. Auf diese Weise werden die Druckschwankungen der Aufsteuerseite 16 rasch zum Abklingen gebracht.
  • Zweckmäßigerweise ist die Vorspannung am zweiten Rückschlagventil R2' so eingestellt, daß das zweite Rückschlagventil R2' öffnet, wenn zum Zusteuern des Lasthalteventils der Druck in der Steuerdruckleitung abgebaut wird. Damit wird ein Verzögern der Zusteuerbewegung über die Dämpfdrossel vermieden.
  • Bei beiden vorbeschriebenen Ausführungsformen ist es ferner möglich, die Vorspannkraft am höher vorgespannten Rückschlagventil so einzustellen, daß die oberen oder unteren Kuppen mehrerer anfänglicher Amplituden gekappt werden und die Dämpfdrossel allein erst danach folgende Amplituden dämpft.
  • Die Ausführungsform von Fig. 3 unterscheidet sich von den beiden vorbeschriebenen Ausführungsformen durch eine zusätzliche Dämpfungseinrichtung im Steuerkreis des Lasthalteventils. Diese Dämpfungsvorrichtung besteht aus einem an einer Abzweigung 22 von der Steuerdruckleitung 13 abzweigenden Bypasskanal 23, der entweder zu einem Anschlußpunkt 24 in der Arbeitsleitung 4 oder (strichliert angedeutet bei 25) direkt zum Tank führt. Zwischen der Arbeitsleitung 5 und der Abzweigung 22 ist ein Drosseldurchgang D1 vorgesehen. Die Bypassleitung 23 enthält einen Stördrosseldurchgang D2, der geringfügig größer ist als der Drosseldurchgang D1. Die Dämpfungseinrichtung trägt zum Abdämpfen der Schwingungsamplituden dadurch bei, daß ständig ein Druckmittel über die beiden Drosseldurchgänge abströmt und die Fortpflanzung der Schwingungsamplituden stört, so daß diese sehr rasch abklingen. Die Dämpfungseinrichtung sorgt für eine Dämpfung von Druckschwankungen auch beim Bewegen des Hydromotors V in Lastheberichtung und auch bei Druckschwankungen bei angehaltener Last. Die beiden Rückschlagventile R1 und R2 sind so wie bei der Ausführungsform gemäß Fig. 1 angeordnet und vorgespannt. Es ist aber auch denkbar, bei der Ausführungsform gemäß Fig. 3 die umgekehrte Anordnung und Vorspannung gemäß Fig. 2 zu verwenden. Die Wirkung ist in beiden Fällen ähnlich.
  • Bei allen Ausführungsformen kann die Dämpfdrossel D im Hinblick auf eine optimale Dämpfung auch stramm eingestellt werden. Trotzdem wird bei kaltem und damit zähflüssigem Druckmittel vermieden, daß die Zu- und Aufsteuerbewegungen des Lasthalteventils verzögert werden.

Claims (10)

  1. Hydraulische Steuervorrichtung für einen Hydromotor zum Bewegen einer Last in zwei Richtungen, mit zwei über ein Richtungssteuerventil wechselseitig mit einer Druckquelle und einem Tank verbindbaren Arbeitsleitungen zum Hydromotor, mit einem zum Bewegen des Hydromotors unter der Last hydraulisch aufsteuerbaren Lasthalteventil in wenigstens einer Arbeitsleitung, und mit einer an die Aufsteuerseite des Lasthalteventils angeschlossenen Steuerdruckleitung, wobei beim Aufsteuern des Lasthalteventils in der Steuerdruckleitung Druckschwankungen auftreten, deren Amplituden zumindest über eine in Zusteuerrichtung des Lasthalteventils mit einem Rückschlagventil umgehbare Dämpfdrossel in der Steuerdruckleitung abdämpfbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfdrossel (D) in der Steuerdruckleitung (13) zusätzlich durch ein in Aufsteuerrichtung des Lasthalteventils (H) öffnendes Rückschlagventil (R1, R1') umgehbar ist, und daß von den beiden Rückschlagventilen (R1, R1', R2, R2') das jeweils eine Rückschlagventil (R1', R2) mit einer bis gegen Null gehenden Vorspannkraft, das jeweils andere Rückschlagventil (R1, R2') hingegen mit einer deutlich größeren Vorspannkraft in Richtung auf seine Absperrstellung vorgespannt ist.
  2. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, n dadurch gekennzeichnet, daß das in Aufsteuerrichtung öffnende Rückschlagventil (R1) mit einer Vorspannkraft vorgespannt ist, die kleiner ist als der Druckwert des an diesem Rückschlagventil (R1) wirksamen Druckmaximums wenigstens der ersten Amplitude der Druckschwankungen und geringfügig größer ist als der Druckwert des Druckmaximums der nächstfolgenden Amplitude.
  3. Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorspannkraft des in Aufsteuerrichtung öffnenden Rückschlagventils (R1) kleiner ist als die Druckwerte an diesem Rückschlagventil (R1) wirksamer Druckmaxima einer vorbestimmten Anzahl erster Amplituden der Druckschwankungen.
  4. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das in Zusteuerrichtung weg öffnende Rückschlagventil (R2') mit einer Vorspannkraft vorgespannt ist, die größer ist als der Druckwert des an diesem Rückschlagventil (R2') wirksamen Druckminimums wenigstens der ersten Amplitude der Druckschwankungen und geringfügig kleiner ist als der Druckwert des Druckminimums der nächstfolgenden Amplitude.
  5. Steuervorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorspannkraft des Rückschlagventils (R2') größer ist als die Druckwerte der an diesem Rückschlagventil (R2') wirksamen Druckminima einer vorbestimmten Anzahl der ersten Amplituden der Druckschwankungen.
  6. Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Rückschlagventil (R1, R2, R1', R2') ein durch eine Feder (18, 20) belastetes Ventilglied (17, 19) aufweist, und daß eine Einstellvorrichtung (E) für die Federkraft vorgesehen ist.
  7. Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfdrossel (D) verstellbar ausgebildet ist.
  8. Steuervorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß von der Steuerdruckleitung (13) - der Dämpfdrossel (D) abgewandt - eine Bypassleitung (23) abzweigt, und daß in der Steuerdruckleitung (13) auf der der Dämpfdrossel (D) abgewandten Seite der Abzweigung (22) der Bypassleitung (23) ein Drosseldurchgang (D1) und in der Bypassleitung (23) ein Stördrosseldurchgang (D2) vorgesehen sind, der größer als der Drossseldurchgang (D1) ist.
  9. Steuervorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Bypassleitung (20) an die das Lasthalteventil (H) enthaltende Arbeitsleitung (4) angeschlossen ist.
  10. Steuervorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Bypassleitung (23) an den Tank (T) angeschlossen ist.
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Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0695878A1 (de) 1994-08-03 1996-02-07 HEILMEIER &amp; WEINLEIN Fabrik für Oel-Hydraulik GmbH &amp; Co. KG Hydraulische Steuervorrichtung
EP0695877A1 (de) 1994-08-03 1996-02-07 HEILMEIER &amp; WEINLEIN Fabrik für Oel-Hydraulik GmbH &amp; Co. KG Hydraulische Dämpfungsvorrichtung
FR2734607A1 (fr) * 1995-05-24 1996-11-29 Eha Engineerie Hydromecanique Dispositif hydraulique differentiel pour alimentation et verrouillage de verins de commande a double effet
EP0803630A2 (de) * 1996-04-24 1997-10-29 HOERBIGER GmbH Hydraulische Betätigungsanordnung
AT408899B (de) * 1999-12-07 2002-03-25 Hoerbiger Hydraulik Dämpfungsanordnung für fluidsysteme
CN102887447A (zh) * 2012-10-17 2013-01-23 中联重科股份有限公司 变幅液压缸液压控制回路、起重机及变幅控制方法
CN104609321A (zh) * 2015-02-16 2015-05-13 徐州重型机械有限公司 一种起重机臂架变幅液压控制系统、变幅装置和起重机
FR3083578A1 (fr) * 2018-07-09 2020-01-10 Safran Landing Systems Circuit hydraulique d'alimentation d'un verin, notamment utilise pour manœuvrer une porte de soute d'aeronef
DE102020212201A1 (de) 2020-09-28 2022-03-31 Hawe Hydraulik Se Separates hydraulisches Dämpfungsmodul und Lasthalteventil mit separatem hydraulischen Dämpfungsmodul

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6065386A (en) * 1996-01-30 2000-05-23 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulic device for controlling a hydraulic-fluid flow
KR100305742B1 (ko) * 1996-05-25 2001-11-30 토니헬샴 중장비의재생장치
JP3446023B2 (ja) * 1997-03-24 2003-09-16 大淀小松株式会社 油圧装置
EP0949542B1 (de) 1998-04-10 2005-11-09 Canon Kabushiki Kaisha Zweikomponenten-Entwickler und Bilderzeugungsverfahren
DE19922866C2 (de) * 1999-05-19 2002-11-14 Sauer Danfoss Holding As Nordb Hydraulische Leitungskupplung
US6557453B2 (en) * 2000-03-30 2003-05-06 Timberjack Inc. Hydraulic boom control
DE10336684A1 (de) * 2003-08-09 2005-03-03 Deere & Company, Moline Hydraulische Steueranordnung für eine mobile Arbeitsmaschine
KR100753988B1 (ko) * 2006-06-09 2007-08-31 볼보 컨스트럭션 이키프먼트 홀딩 스웨덴 에이비 건설중장비용 엑슬 록킹 실린더 구조
ITPR20090100A1 (it) * 2009-11-30 2011-06-01 Walvoil Spa Dispositivo di controllo del segnale di pressione di pilotaggio

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2927646A1 (de) * 1978-07-12 1980-01-31 Teijin Seiki Co Ltd Hydraulische schaltung mit einem wechselventil
DE3237103A1 (de) * 1982-10-07 1984-04-12 Wessel-Hydraulik Günther Wessel, 2940 Wilhelmshaven Sicherheitsventil als lasthalteventil in der hebezeughydraulik

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2036547C3 (de) * 1970-07-23 1973-10-31 Fried. Krupp Gmbh, 4300 Essen Brems und Sperreinrichtung fur em hydrostatisches Triebwerk
CH543028A (de) * 1972-11-09 1973-10-15 Beringer Hydraulik Gmbh Hydraulisches Senkbrems-Sperrventil
GB1483396A (en) * 1975-02-14 1977-08-17 Coal Ind Methods of and apparatus for controlling hydraulic equipment
SE396239B (sv) * 1976-02-05 1977-09-12 Hytec Ab Metod och anordning for reglering av den effekt som tillfors ett hydrauliskt, ett pneumatiskt eller ett hydraulpneumatiskt system
DE2838940C3 (de) * 1978-09-07 1981-05-27 Danfoss A/S, 6430 Nordborg Druckbeeinflussungsvorrichtung für ein hydraulisches System
JPS5765404A (en) * 1980-10-06 1982-04-21 Kobe Steel Ltd Hydraulic circuit device and control method thereof
US4610193A (en) * 1983-10-26 1986-09-09 Deere & Company Load control system

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2927646A1 (de) * 1978-07-12 1980-01-31 Teijin Seiki Co Ltd Hydraulische schaltung mit einem wechselventil
DE3237103A1 (de) * 1982-10-07 1984-04-12 Wessel-Hydraulik Günther Wessel, 2940 Wilhelmshaven Sicherheitsventil als lasthalteventil in der hebezeughydraulik

Cited By (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0695878A1 (de) 1994-08-03 1996-02-07 HEILMEIER &amp; WEINLEIN Fabrik für Oel-Hydraulik GmbH &amp; Co. KG Hydraulische Steuervorrichtung
EP0695877A1 (de) 1994-08-03 1996-02-07 HEILMEIER &amp; WEINLEIN Fabrik für Oel-Hydraulik GmbH &amp; Co. KG Hydraulische Dämpfungsvorrichtung
FR2734607A1 (fr) * 1995-05-24 1996-11-29 Eha Engineerie Hydromecanique Dispositif hydraulique differentiel pour alimentation et verrouillage de verins de commande a double effet
EP0803630A2 (de) * 1996-04-24 1997-10-29 HOERBIGER GmbH Hydraulische Betätigungsanordnung
EP0803630A3 (de) * 1996-04-24 1998-12-09 HOERBIGER GmbH Hydraulische Betätigungsanordnung
AT408899B (de) * 1999-12-07 2002-03-25 Hoerbiger Hydraulik Dämpfungsanordnung für fluidsysteme
DE10060175B4 (de) * 1999-12-07 2006-09-14 Hoerbiger Hydraulik Gmbh Dämpfungsanordnung für Fluidsysteme sowie fluidisches System und Fluidpumpe mit einer Dämpfungsanordnung
CN102887447A (zh) * 2012-10-17 2013-01-23 中联重科股份有限公司 变幅液压缸液压控制回路、起重机及变幅控制方法
CN102887447B (zh) * 2012-10-17 2014-09-17 中联重科股份有限公司 变幅液压缸液压控制回路、起重机及变幅控制方法
CN104609321A (zh) * 2015-02-16 2015-05-13 徐州重型机械有限公司 一种起重机臂架变幅液压控制系统、变幅装置和起重机
FR3083578A1 (fr) * 2018-07-09 2020-01-10 Safran Landing Systems Circuit hydraulique d'alimentation d'un verin, notamment utilise pour manœuvrer une porte de soute d'aeronef
EP3594508A1 (de) * 2018-07-09 2020-01-15 Safran Landing Systems Hydraulikkreislauf zur betätigung eines zylinders, der insbesondere zum bedienen einer gepäckraumtür eines luftfahrzeugs verwendet wird
US10907660B2 (en) 2018-07-09 2021-02-02 Safran Landing Systems Hydraulic circuit for feeding an actuator, in particular for use in moving a door of an aircraft bay
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