DE68909580T2

DE68909580T2 - Hydrodynamische antriebsvorrichtung.

Info

Publication number: DE68909580T2
Application number: DE89908279T
Authority: DE
Inventors: Yukio Aoyagi; Toichi Hirata; Eiki Izumi; Yusuke Kajita; Shigetaka Nakamura; Hiroshi Onoue; Genroku Sugiyama; Yasuo Tanaka; Hiroshi Watanabe; Gen Yasuda; Tomohiko Yasuda
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1988-07-08
Filing date: 1989-07-07
Publication date: 1994-04-21
Anticipated expiration: 2009-07-08
Also published as: DE68909580D1; KR900702146A; US5056312A; EP0379595A4; EP0379595B1; KR940008638B1; WO1990000683A1; EP0379595A1

Description

TECHNISCHES GEBIET

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen wie hydraulische Bagger und insbesondere auf ein hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen, das Verteilungskompensationsventile zum Steuern der Differenzdrücke über entsprechenden Strömungssteuerventilen umfaßt und in welchem jedem der Verteilungskompensationsventile eine Steuerkraft entsprechend einem Differenzdruck zwischen dem Förderdruck einer lastabhängig geregelten Hydraulikpumpe und dem maximalen Lastdruck mehrerer Betätigungselemente Zuge führt wird, um somit einen Sollwert des Differenzdruckes über dem Strömungssteuerventil einzustellen.

STAND DER TECHNIK

Bei hydraulischen Antriebssystemen für Baumaschinen wie hydraulischen Baggern und Kränen, die alle mit mehreren Hydraulik-Betätigungselementen zum Antreiben mehrerer angetriebener Elemente ausgerüstet sind, ist es üblich, den Förderdruck einer Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von den Lastdrücken oder den angeforderten Strömungsraten zu steuern und in Verbindung mit Strömungssteuerventilen Druckausgleichsventile zum Steuern der Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen mittels der zugehörigen Druckausgleichsventile anzuordnen, so daß die zugeführten Strömungsraten bei gleichzeitigem Betätigen der Hydraulik-Betätigungselemente zuverlässig gesteuert werden. Die lastabhängige Regelung gilt als typisches Beispiel einer Regelung des Förderdruckes einer Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von den Lastdrücken.
Die lastabhängige Regelung soll die Durchflußleistung einer Hydraulikpumpe so steuern, daß der Förderdruck der Hydraulikpumpe um einen festen Wert über dem maximalen Lastdruck der mehreren Hydraulik-Betätigungselemente bleibt. Diese Regelung erhöht und erniedrigt die Durchflußleistung der Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von den Lastdrücken der Hydraulik-Betätigungselemente, wodurch ein wirtschaftlicher Betrieb erreicht wird.
Da die Durchflußleistung der Hydraulikpumpe eine Obergrenze besitzt, d.h. eine maximal verfügbare Durchflußleistung, wird die Durchflußleistung nicht ausreichen, wenn im Falle eines Betätigens mehrerer Betätigungselemente die Hydraulikpumpe ihre maximale Durchflußleistung erreicht. Dies ist allgemein als Sättigung der Hydraulikpumpe bekannt. Wenn die Sättigung eintritt, fließt ein von der Hydraulikpumpe gefördertes Hydraulikfluid eher in Betätigungselemente mit niedrigerem Druck als in andere Betätigungselemente mit höherem Druck, womit die letztgenannten Betätigungselemente unzureichend mit Hydraulikfluid beliefert werden. Daraus ergibt sich, daß die mehreren Betätigungselemente nicht gleichzeitig betätigt werden können.
Um das obengenannte Problem mit einem hydraulischen Antriebssystem gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1, wie es in der DE-A1-3422165 (entsprechend JP-A-60-11706) beschrieben ist, zu lösen, sind zum Steuern des Differenzdruckes anstelle einer herkömmlicherweise angebrachten Feder zum Einstellen eines Sollwertes des Differenzdruckes über dem Strömungssteuerventil an jedem Druckausgleichsventil zwei Antriebselemente, die in Ventilschließrichtung bzw. in Ventilöffnungsrichtung wirken, über dem Strömungssteuerventil angebracht. Der Förderdruck einer Hydraulikpumpe wird dem Antriebselement zugeführt, das in Ventilöffnungsrichtung wirkt, während der maximale Lastdruck der mehreren Betätigungselemente dem Antriebselement zugeführt wird, das in Ventilschließrichtung wirkt. Dies bewirkt, daß eine Steuerkraft entsprechend dem Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck in Ventilöffnungsrichtung wirkt, um einen Sollwert des Differenzdruckes über dem Strömungssteuerventil einzustellen. Wenn in obengenannter Anordnung eine Sättigung der Hydraulikpumpe eintritt, wird der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck entsprechend verringert. Deshalb wird auch der Sollwert des Differenzdruckes über dem Strömungssteuerventil für jedes Druckausgleichsventil verringert, wobei das Druckausgleichsventil, das mit dem Betätigungselement mit dem niedrigeren Druck verbunden ist, stärker eingeschränkt wird, so daß das Hydraulikfluid von der Hydraulikpumpe daran gehindert wird, bevorzugt in das Betätigungselement mit dem niedrigeren Druck zu fließen. Dies erlaubt, daß das Hydraulikfluid von der Hydraulikpumpe in Abhängigkeit vom Verhältnis der angeforderten Strömungsraten (Öffnungsgrade) der Strömungssteuerventile aufgeteilt und den mehreren Betätigungselementen zugeführt wird, was ein angemessenes gleichzeitiges Antreiben der Betätigungselemente erlaubt.
Bei einer solchen Anordnung bietet das Druckausgleichsventil eventuell eine Funktion, das Hydraulikfluid von der Hydraulikpumpe unabhängig von allen Förderbedingungen der Hydraulikpumpe zuverlässig zu verteilen und den mehreren Betätigungselementen zuzuführen. Deshalb wird in dieser Beschreibung diese Funktion kurz mit "Verteilungskompensationsfunktion" und das Druckausgleichsventil mit "Verteilungskompensationsventil" bezeichnet.
Bei dem obenerwähnten herkömmlichen hydraulischen Antriebssystem wird die Steuerkraft, die dem Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe unter lastabhängiger Regelung und dem maximalen Lastdruck der mehreren Betätigungselemente entspricht, an jedes der Verteilungskompensationsventile als Sollwert des Differenzdruckes über dem Strömungssteuerventil angelegt. Unter der Voraussetzung, daß alle Antriebselemente die gleiche Druckaufnahmefläche besitzen, wird deshalb der Grad der an die entsprechenden Verteilungskompensationsventile angelegten Steuerkraft gleich und alle Verteilungskompensationsventile haben eine ähnliche Druckausgleichskennlinie. Während der kombinierten Betätigung, bei der z.B. zwei oder mehr Betätigungselemente betätigt werden, ist folglich das Verhältnis der den entsprechenden Betätigungselementen zugeführten Strömungsraten, d.h. das Verteilungsverhältnis, in Abhängigkeit von den Öffnungsgraden der Strömungssteuerventile ungeachtet der verschiedenen Kombinationen der gleichzeitig betätigten Betätigungselemente eindeutig bestimmt. Dies führt zu dem Problem, daß bei einigen Arten kombinierter Betätigung einem der Betätigungselemente das Hydraulikfluid übermäßig oder unzureichend zugeführt wird, woraus sich eine Verminderung der Leistungsfähigkeit und/oder der Arbeitseffektivität ergibt.
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen zu schaffen, das einzelnen Druckausgleichsventilen individuelle Druckausgleichskennlinien zuweisen kann und die Leistungsfähigkeit und/oder die Arbeitseffektivität verbessert.

OFFENBARUNG DER ERFINDUNG

Um die obengenannte Aufgabe zu erfüllen, schafft die vorliegende Erfindung ein hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen mit einer Hydraulikpumpe, wenigstens einem ersten und einem zweiten Hydraulik-Betätigungselement, die von einem von der Hydraulikpumpe geförderten Hydraulikfluid angetrieben werden, einem ersten und einem zweiten Strömungssteuerventil für die Steuerung der Strömungen des an das erste bzw. zweite Betätigungselement gelieferten Hydraulikfluids, einem ersten und einem zweiten Verteilungskompensationsventil für die Steuerung von ersten Differenzdrücken, die zwischen den Einlässen und den Auslässen des ersten bzw. des zweiten Strömungssteuerventils entstehen, und einer Fördersteuereinrichtung, die auf einen zweiten Differenzdruck zwischen einem Förderdruck der Hydraulikpumpe und einem maximalen Lastdruck vom ersten oder zweiten Betätigungselement anspricht, um eine Strömungsrate des von der Hydraulikpumpe geförderten Hydraulikfluids zu steuern, wobei das erste und das zweite Verteilungskompensationsventil jeweils eine Antriebseinrichtung besitzen, um an die zugehörigen Verteilungskompensationsventile entsprechend dem zweiten Differenzdruck Steuerkräfte anzulegen, um dadurch Sollwerte der ersten Differenzdrücke einzustellen, wobei das hydraulische Antriebssystem ferner eine erste Einrichtung für die Erfassung des zweiten Differenzdruckes aus dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem maximalen Lastdruck vom ersten oder zweiten Betätigungselement umfaßt; eine zweite Einrichtung zum Berechnen von Werten als Werte der Steuerkräfte, die von der entsprechenden Antriebseinrichtung des ersten bzw. des zweiten Verteilungskompensationsventils in Übereinstimmung wenigstens mit dem von der ersten Einrichtung erfaßten zweiten Differenzdruck angelegt werden; und eine erste und eine zweite Steuerdruck-Erzeugungseinrichtung, die in Verbindung mit dem ersten bzw. zweiten Verteilungskompensationsventil vorgegeben sind, wobei die erste und die zweite Steuerdruck-Erzeugungseinrichtung in Abhängigkeit von den von der zweiten Einrichtung erhaltenen einzelnen Werten Steuerdrücke erzeugen und an die entsprechende Antriebseinrichtung des ersten bzw. zweiten Verteilungskompensationsventils ausgeben.
Bei der so angeordneten vorliegenden Erfindung berechnet die zweite Einrichtung die einzelnen Werte als Werte der Steuerkräfte, die von der entsprechenden Antriebseinrichtung des ersten bzw. des zweiten Verteilungskompensationsventils in Übereinstimmung mit dem zweiten Differenzdruck angelegt werden, wobei die erste und die zweite Steuerdruck-Erzeugungseinrichtung in Abhängigkeit von diesen einzelnen Werten Steuerdrücke erzeugen und an die entsprechende Antriebseinrichtung des ersten bzw. zweiten Verteilungskompensationsventils ausgeben. Dies verleiht dem ersten und dem zweiten Verteilungskompensationsventil individuelle Druckausgleichskennlinien, wodurch ermöglicht wird, das optimale Verteilungsverhältnis in Abhängigkeit von den Typen der Betätigungselemente herzustellen und die Leistungsfähigkeit und/oder die Arbeitseffektivität während einer kombinierten Betätigung der gleichzeitig betätigten ersten und zweiten Betätigungselemente zu verbessern.
In einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung besitzt die zweite Einrichtung eine erste Recheneinrichtung für die Ableitung von Werten der dem zweiten Differenzdruck entsprechenden ersten und zweiten Steuerkräfte auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung erfaßten zweiten Differenzdruckes als auch einer ersten und einer zweiten im voraus gesetzten Funktion, die dem ersten und dem zweiten Verteilungskompensationsventil zugehören.
Für den Fall, daß das erste Betätigungselement ein Betätigungselement zum Antreiben einer trägen Last und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement zum Antreiben einer normalen Last ist, sind die ersten und zweiten Funktionen vorzugsweise so gesetzt, daß sie solche Beziehungen zwischen dem zweiten Differenzdruck und den Werten der ersten und der zweiten Steuerkräfte besitzen, daß bei einer Absenkung des zweiten Differenzdruckes die Sollwerte der ersten Differenzdrücke mit voneinander verschiedenen Absenkungsraten abgesenkt werden.
Für den Fall, daß das erste Betätigungselement ein Betätigungselement zum Antreiben einer trägen Last und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement zum Antreiben einer normalen Last ist, ist wenigstens die erste Funktion, die dem ersten Betätigungselement zugeordnet ist, vorzugsweise so gesetzt, daß sie eine solche Beziehung zwischen dem zweiten Differenzdruck und dem Wert der ersten Steuerkraft besitzt, daß dann, wenn der zweite Differenzdruck einen vorgegebenen Wert übersteigt, der Sollwert des ersten Differenzdruckes vor einem weiteren Anstieg bewahrt wird.
Für den Fall, daß das erste und das zweite Betätigungselement Fahrbetätigungselemente sind, ist sowohl die erste als auch die zweite Funktion vorzugsweise so gesetzt, daß sie solche Beziehungen zwischen dem zweiten Differenzdruck und den Werten der ersten und der zweiten Steuerkräfte besitzen, daß die Sollwerte der ersten Differenzdrücke größer als der zweite Differenzdruck werden.
Für den Fall, daß das erste Betätigungselement eines von den Fahrbetätigungselementen und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement für eine Baggerarbeit ist, besitzt außerdem die zweite Steuereinrichtung vorzugsweise zweite Recheneinrichtungen, die eine verhältnismäßig große Zeitverzögerung für eine Änderung des Wertes der aus der ersten Funktion abgeleiteten ersten Steuerkraft und eine verhältnismäßig kleine Zeitverzögerung für eine Änderung des Wertes der aus der zweiten Funktion abgeleiteten zweiten Steuerkraft erzeugen.
Für den Fall, daß das erste Betätigungselement ein Hydraulikmotor und das zweite Betätigungselement ein Hydraulikzylinder ist, umfaßt das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung ferner eine dritte Einrichtung für die Erfassung einer Temperatur des von der Hydraulikpumpe geförderten Hydraulikfluids, während die zweite Einrichtung außerdem eine dritte Recheneinrichtung für die Ableitung eines temperaturabhängigen Modifikationsfaktors auf der Grundlage sowohl der von der dritten Einrichtung erfaßten Temperatur des Hydraulikfluids als auch einer dritten im voraus gesetzten Funktion und eine vierte Recheneinrichtung für die Berechnung des Wertes der aus der zweiten Funktion und dem temperaturabhängigen Modifikationsfaktor abgeleiteten Steuerkraft besitzt, um damit den Wert der zweiten Steuerkraft zu modifizieren.
In einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung kann das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung ferner eine vierte Einrichtung umfassen, die in Abhängigkeit von den Typen oder Inhalten der durch Antreiben der ersten und der zweiten Betätigungselemente auszuführenden Arbeiten Auswahl-Steuersignale ausgibt, und die zweite Einrichtung kann fünfte Recheneinrichtungen, die auf der Grundlage des von der ersten Einrichtung erfaßten zweiten Differenzdruckes Werte von dritten und vierten Steuerkräften ableiten, vierte und fünfte im voraus gesetzte Funktionen, die dem ersten bzw. dem zweiten Verteilungskompensationsventil zugeordnet sind, sowie die Auswahl-Steuersignale besitzen, die von der vierten Einrichtung ausgegeben werden.
In diesem Fall enthalten die fünften Recheneinrichtungen vorzugsweise jeweils mehrere Funktionen als vierte und fünfte Funktion, die jeweils voneinander verschiedene Kennlinien besitzen, wählen eine der mehreren Funktionen in Abhängigkeit von den von der vierten Einrichtung ausgegebenen jeweiligen Auswahl-Steuersignalen aus und leiten die Werte der dem zweiten Differenzdruck entsprechenden dritten und vierten Steuerkräfte auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung erfaßten zweiten Differenzdruckes als auch der gewählten Funktionen ab.
In einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, in der das erste Betätigungselement ein Betätigungselement zum Antreiben einer trägen Last und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement zum Antreiben einer normalen Last ist, kann das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung ferner eine fünfte Einrichtung für die Erfassung des Förderdruckes der Hydraulikpumpe enthalten, wobei die zweite Einrichtung eine sechste Recheneinrichtung, die einen Wert einer dem zweiten Differenzdruck entsprechenden fünften Steuerkraft auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung erfaßten zweiten Differenzdruckes als auch einer im voraus gesetzten sechsten Funktion ableitet und den Wert als Wert der von der Antriebseinrichtung des Verteilungskompensationsventils angelegten Steuerkraft setzt, sowie eine siebte Recheneinrichtung besitzt, die einen Wert einer sechsten Steuerkraft, die zum Halten des Förderdruckes auf einem vorgegebenen Wert erforderlich ist, auf der Grundlage sowohl des von der fünften Einrichtung erfaßten Förderdruckes als auch einer siebten im voraus gesetzten Funktion ableitet und einen der Werte der fünften und der sechsten Steuerkräfte, der den Sollwert des ersten Differenzwertes erhöht, als Wert der Steuerkraft setzt, die von der Antriebseinrichtung des zweiten Verteilungskompensationsventils angelegt wird.
In diesem Fall kann das hydraulische Antriebssystem ferner eine sechste Einrichtung umfassen, die von außen betätigt werden kann, um ein Auswahl-Befehlssignal für einen vorgegebenen Wert des Förderdruckes aus zugeben, wobei die siebte Recheneinrichtung eine Kennlinie der siebten Funktion aufgrund des Auswahl-Befehlssignals modifizieren kann, um den vorgegebenen Wert des Förderdruckes zu ändern.
Außerdem kann in einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, in der das erste Betätigungselement ein Betätigungselement zum Antreiben einer trägen Last und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement zum Ahtreiben einer normalen Last ist, das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung ferner eine siebte Einrichtung für die Erfassung des Betriebs des ersten Betätigungselementes und eine achte Einrichtung zum Festlegen einer Strömungserhöhungsgeschwindigkeit des über das erste Verteilungskompensationsventil gelieferten Hydraulikfluids umfassen, wobei die zweite Einrichtung versehen ist mit einer achten Recheneinrichtung, die einen Wert einer dem zweiten Differenzdruck entsprechenden siebten Steuerkraft auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung erfaßten zweiten Differenzdruckes als auch einer achten im voraus gesetzten Funktion ableitet und den Wert als Wert der Steuerkraft setzt, die von der Antriebseinrichtung des zweiten Verteilungskompensationsventils angelegt wird, und einer neunten Recheneinrichtung, die einen Wert einer achten Steuerkraft ableitet, die mit einer Geschwindigkeit, die geringer als die der Strömungserhöhungsgeschwindigkeit entsprechende Änderungsrate ist, geändert wird, wobei der Wert der siebten Steuerkraft als Sollwert gesetzt ist, und den Wert der achten Steuerkraft als Wert der Steuerkraft setzt, die von der Antriebseinrichtung des zweiten Verteilungskompensationsventils angelegt wird.
In diesem Fall kann das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung ferner eine neunte Einrichtung für die Erfassung des Betriebs des zweiten Betätigungselements umfassen, wobei die neunte Recheneinrichtung den Wert der achten Steuerkraft ableitet, wenn die siebte und die neunte Einrichtung den Beginn des Betriebs der ersten und zweiten Betätigungselemente erfassen.
In einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung kann das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung ferner versehen sein mit einer zehnten Einrichtung, die den Förderdruck der Hydraulikpumpe erfaßt, wobei die zweite Einrichtung versehen sein kann mit einer zehnten Recheneinrichtung, die auf der Grundlage des von der ersten Einrichtung abgeleiteten zweiten Differenzdruckes eine Differenzdruck-Solldurchflußleistung der Hydraulikpumpe berechnet, derart, daß der zweite Differenzdruck konstant gehalten wird, einer elften Recheneinrichtung, die auf der Grundlage sowohl des von der zehnten Einrichtung erfaßten Förderdruckes als auch einer im voraus gesetzten Eingangsbegrenzungsfunktion der Hydraulikpumpe eine Eingangsbegrenzung- Solldurchflußleistung der Hydraulikpumpe berechnet, einer zwölften Recheneinrichtung, die eine Abweichung zwischen der Differenzdruck-Solldurchflußleistung und der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung ableitet, und einer dreizehnten Recheneinrichtung, die einzelne Werte als Werte der Steuerkräfte berechnet, die von der jeweiligen Antriebseinrichtung des ersten und des zweiten Verteilungskompensationsventils entsprechend der Abweichung zwischen beiden Solldurchflußleistungen angelegt werden, wenn von der Differenzdruck-Solldurchflußleistung und der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung als Durchflußleistungs- Sollwert gewählt wird.
In einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung umfaßt das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung vorzugsweise ferner Antriebseinrichtungen, die von den zuerst erwähnten Antriebseinrichtungen getrennt sind und am ersten und zweiten Verteilungskompensationsventil angebracht sind, um das jeweilige Verteilungskompensationsventil in die Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, und eine Vorsteuerdruck-Versorgungseinrichtung, die an die getrennten Antriebseinrichtungen einen im wesentlichen konstanten gemeinsamen Vorsteuerdruck leitet, wobei die zuerst erwähnten Antriebseinrichtungen auf derjenigen Seite angeordnet sind, daß sie auf das erste und das zweite Verteilungskompensationsventil in Ventilschließrichtung wirken.

KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist ein Schaltplan, der ein gesamtes hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 2 ist eine schematische Ansicht, die die Konfiguration einer Steuerung zeigt;
Fig. 3 ist ein funktionales Blockschaltbild, das den Inhalt des von einer Steuerung ausgeführten Operationsvorgangs zeigt;
Fig. 4A ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen den Werten eines Differenzdruckes ΔPLS und einer Steuerkraft Fc1 zeigt, welche an ein mit einem Schwenkmotor verbundenes Verteilungskompensationsventil angelegt wird;
Fig. 4B ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen den Werten des Differenzdruckes ΔPLS und den Steuerkräften Fc2, Fc3 zeigt, welche an die mit den Fahrmotoren verbundenen Verteilungskompensationsventile angelegt werden;
Fig. 4C ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen den Werten des Differenzdruckes ΔPLS und einer Steuerkraft Fc4 zeigt, welche an ein mit einem Auslegerzylinder verbundenes Verteilungskompensationsventil angelegt wird;
Fig. 4D ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen den Werten des Differenzdruckes ΔPLS und den Steuerkräften Fc5, Fc6 zeigt, welche an die mit einem Auslegerzylinder und einem Becherzylinder verbundenen Verteilungskompensationsventile angelegt werden;
Fig. 5 ist ein Graph, der alle in den Figuren 4A - 4D dargestellten funktionalen Beziehungen zusammen zeigt;
Fig. 6 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen einer Fluidtemperatur Th und einem Kompensationsfaktor K zeigt;
Fig. 7 ist eine Seitenansicht eines hydraulischen Baggers, auf den das hydraulische Antriebssystem dieser Ausführungsform angewendet wird;
Fig. 8 ist eine Draufsicht des hydraulischen Baggers;
Fig. 9 - 12 sind jeweils Graphen, die vier modifizierte funktionale Beziehungen zwischen den Werten des Differenzdruckes ΔPLS und einer Steuerkraft Fc1 zeigen, welche an das mit dem Schwenkmotor verbundene Verteilungskompensationsventil angelegt wird;
Fig. 13 und 14 sind jeweils Graphen, die zwei modifizierte funktionale Beziehungen zwischen den Werten des Differenzdruckes ΔPLS und den Steuerkräften Fc2, Fc3 zeigen, welche an die mit den Fahrmotoren verbundenen Verteilungskompensationsventile angelegt werden;
Fig. 15 ist ein Schaltplan, der ein gesamtes hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 16 ist ein funktionales Blockschaltbild, das den Inhalt des von einer Steuerung ausgeführten Operationsvorgangs zeigt;
Fig. 17 ist ein Schaltplan, der ein gesamtes hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 18 ist ein funktionales Blockschaltbild, das den Inhalt des von einer Steuerung ausgeführten Operationsvorgangs zeigt;
Fig. 19 ist eine Graph, der die mehreren funktionalen Beziehungen zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und den Steuerkräften Fc1 - Fc6 zeigt;
Fig. 20 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zeigt, die ausgewählt wurde, um die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung auszuführen;
Fig. 21 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen der geförderten Strömungsrate und dem Differenzdruck über dem Ausleger-Strömungssteuerventil während der obengenannten kombinierten Bewegung zeigt;
Fig. 22 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen der geförderten Strömungsrate und dem Differenzdruck über dem Arm-Strömungssteuerventil während der obengenannten kombinierten Bewegung zeigt;
Fig. 23 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zeigt, die ausgewählt wurde, um die kombinierte Bewegung von Arm- und Becherzielbewegungen bei besonderen Baggerarbeiten auszuführen;
Fig. 24 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zeigt, die ausgewählt wurde, um die kombinierte Bewegung von Arm- und Becherzielbewegungen bei Oberflächenarbeit wie dem Einebnen des Bodens oder ähnlichem auszuführen;
Fig. 25 ist ein funktionales Blockschaltbild, das den Inhalt des von einer Steuerung in einer Abwandlung der dritten Ausführungsform ausgeführten Operationsvorgangs zeigt;
Fig. 26 ist ein Schaltplan, der eine weitere Ausführungsform einer Steuerkraft-Erzeugungsschaltung zeigt;
Fig. 27 ist Schaltplan, der ein hydraulisches Antriebssystem gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 28 ist eine schematische Ansicht, die die Konfiguration einer Fördersteuereinrichtung zeigt;
Fig. 29 ist ein funktionales Blockschaltbild, das den Inhalt des von einer Steuerung ausgeführten Operationsvorgangs zeigt;
Fig. 30 ist ein Graph, der die Beziehung zwischen dem Förderdruck und der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung zeigt;
Fig. 31 ist ein Graph, der eine Begrenzerfunktion zeigt, welche einen Grundmodifikationswert Qns aus einem Zwischenwert Q'ns bestimmt;
Fig. 32 ist ein Graph, der die Beziehungen zwischen dem Grundmodifikationswert Qns und den Betätigungsbefehlssignalen S21, S22 zeigt;
Fig. 33 ist ein Schaltplan eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 34 ist ein funktionales Blockschaltbild, das den Inhalt des von einer Steuerung ausgeführten Operationsvorgangs zeigt;
Fig. 35 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und der Solldurchflußleistung Q0 zeigt;
Fig. 36 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und einem Steuerkraftsignal i1 zeigt;
Fig. 37 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen dem Förderdruck Ps, einer Steuerkraft i2 und einem Befehlssignal r zeigt;
Fig. 38 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen dem Förderdruck Ps, der Änderungsrate 3 eines Steuerkraftsignals i3 und dem Befehlssignal r zeigt;
Fig. 39 ist ein Schaltplan eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 40 ist eine Ansicht, die die Konfiguration einer Auswahlbefehlseinrichtung zeigt;
Fig. 41 ist ein Flußdiagramm, das den Arbeitsablauf zum Bestimmen der Änderungsgröße ΔE zeigt, welches von der Betätigung der Auswahlbefehlseinrichtung abhängt;
Fig. 42 ist ein Flußdiagramm, das den Inhalt des von einer Steuerung ausgeführten Operationsvorgangs zeigt;
Fig. 43 ist ein Graph, der die funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und einer Grundantriebskraft EHL zeigt;
Fig. 44 ist ein Graph, der die Beziehung zwischen einer Operations-Startzeit t, einem Antriebssignal EH und einem Strömungserhöhungsraten-Signal Es zeigt;
Fig. 45 ist eine Ansicht, die die Konfiguration einer Auswahlbefehlseinrichtung gemäß einer ersten Abwandlung der sechsten Ausführungsform zeigt;
Fig. 46 ist ein Flußdiagramm, das den Arbeitsablauf zum Bestimmen der Änderungsgröße ΔE zeigt, welches von der Betätigung der Auswahlbefehlseinrichtung abhängt; und
Fig. 47 ist ein Flußdiagramm, das den Inhalt des von einer Steuerung in einer zweiten Abwandlung der sechsten Ausführungsform ausgeführten Operationsvorgangs zeigt.

GÜNSTIGSTE AUSFÜHRUNGSFORM DER ERFINDUNG

Mit Bezug auf die Zeichnungen folgt eine Beschreibung von bevorzugten Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung, welche in einen hydraulischen Bagger eingebaut sind.

Erste Ausführungsform

Zu Beginn wird mit Bezug auf die Fig. 1 - 3 eine erste Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben.
Mit Bezug auf Fig. 1 umfaßt ein in einem hydraulischen Bagger verwendetes hydraulisches Antriebssystem dieser Ausführungsform eine Kraftmaschine 21, eine von der Kraftmaschine 21 angetriebene Pumpe mit variabler Verdrängung, d.h. eine Hauptpumpe 22, mehrere durch ein von der Hauptpumpe gefördertes Hydraulikfluid angetriebene Hydraulik-Betätigungselemente, d.h. einen Schwenkmotor 23, einen linken Fahrmotor 24, einen rechten Fahrmotor 25, einen Auslegerzylinder 26, einen Armzylinder 27 und einen Becherzylinder 28, Strömungssteuerventile zum Steuern der entsprechenden Strömungen des an die mehreren Hydraulik-Betätigungselemente gelieferten Hydraulikfluids, d.h. ein Schwenkrichtungssteuerventil 29, ein linkes Fahrtrichtungssteuerventil 30, ein rechtes Fahrtrichtungssteuerventil 31, ein Auslegerrichtungssteuerventil 32, ein Armrichtungssteuerventil 33 und ein Becherrichtungssteuerventll 34, sowie Druckausgleichsventile, d.h. die Verteilungskompensationsventile 35, 36, 37, 38, 39 und 40, die in den Zulauf der zugehörigen Strömungssteuerventile geschaltet sind, um die zwischen den Einlässen und den Auslässen der Strömungssteuerventile erzeugten Differenzdrücke, nämlich die Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen ΔPv1, ΔPv2, ΔPv3, ΔPv4, ΔPv5 und ΔPv6, entsprechend zu steuern.
Das hydraulische Antriebssystem dieser Ausführungsform umfaßt außerdem eine lastabhängige Fördersteuereinrichtung 41, die die Durchflußleistung der Hauptpumpe 22 so steuert, daß in Abhängigkeit von einem Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck Ps der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck Pamax der mehreren Betätigungselemente 23 - 28 der Förderdruck Ps solange einen festgelegten Wert über dem maximalen Lastdruck Pamax gehalten wird, bis die Hauptpumpe 22 ihre maximal verfügbare Durchflußleistung erreicht.
An die Strömungssteuerventile 29 - 34 sind Lastleitungen 43a, 43b, 43c, 43d, 43e und 43f angeschlossen, welche Rückschlagventile 42a, 42b, 42c, 42d, 42e und 42f besitzen, um den entsprechenden Betätigungselementen 23 - 28, falls betätigt, Lastdrücke zu entnehmen. Die Lastleitungen 43a - 43f ihrerseits an eine gemeinsame Maximallastleitung 44 angeschlossen.
Die Verteilungskompensationsventile 35 - 40 sind wie folgt aufgebaut. Das Verteilungskompensationsventil 35 besitzt eine Antriebseinrichtung 35a, die einem Auslaßdruck des Schwenkrichtungssteuerventils 29 ausgesetzt ist, um den Ventilkörper des Verteilungskompensationsventils 35 in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, eine Antriebseinrichtung 35b, die einem Einlaßdruck des Schwenkrichtungssteuerventils 29 ausgesetzt ist, um den Ventilkörper des Verteilungskompensationsventils 35 in Ventilschließrichtung zu zwingen, eine Feder 45, um den Ventilkörper des Verteilungskompensationsventils 35 mit einer Kraftf in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, und eine Antriebseinrichtung 35d, die über eine Vorsteuerleitung 51a einem (später beschriebenen) Steuerdruck Pc1 ausgesetzt ist, um den Ventilkörper des Verteilungskompensationsventils 35 mit einer Steuerkraft Fc1 in Ventilschließrichtung zu zwingen. Folglich üben die Antriebseinrichtungen 35a, 35b in Abhängigkeit vom Differenzdruck ΔPv1 über dem Schwenkrichtungssteuerventil 29 eine erste Steuerkraft in Ventilschließrichtung auf den Ventilkörper des Verteilungskompensationsventils 35 aus, während die Feder 45 und die Antriebseinrichtung 35c eine zweite Steuerkraft f - Fc1 in Ventilöffnungsrichtung auf den Ventilkörper des Verteilungskompensationsventils 35 ausüben. Die Gleichgewichtsbedingung zwischen der ersten und der zweiten Steuerkraft bestimmt einen Begrenzungsgrad des Verteilungskompensationsventils 35 zum Steuern des Differenzdruckes ΔPv1 über dem Schwenkrichtungssteuerventil 29. Hierbei dient die zweite Steuerkraft f - Fc1 zum Setzen eines Sollwertes für den Differenzdruck ΔPv1 über dem Schwenkrichtungssteuerventil 29.
Die anderen Verteilungskompensationsventile 36 - 40 sind in einer ähnlichen Form aufgebaut. Insbesondere besitzen die Verteilungskompensationsventile 36 - 40 Paare von gegenüberliegenden Antriebseinrichtungen 36a, 36b; 37a, 37b; 38a, 38b; 39a, 39b; 40a, 40b, um ihre Ventilkörper in Abhängigkeit von den Differenzdrücken ΔPv2 - ΔPv6 über den Strömungssteuerventilen 30 - 34 mit ersten Steuerkräften zu zwingen, bzw. Federn 46, 47, 48, 49, 50, um die Ventilkörper mit der Kraft f in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, sowie Antriebseinrichtungen 36c, 37c, 38c, 39c, 40c, die über Vorsteuerleitungen 51c, 51c, 51d, 51e, 51f den (später beschriebenen) Steuerdrücken Pc2, Pc3, Pc4, Pc5, Pc6 ausgesetzt sind, um die Ventilkörper mit den entsprechenden Steuerkräften Fc2, Fc3, Fc4, Fc5, Fc6 in Ventilschließrichtung zu zwingen.
Die Fördersteuereinrichtung 41 umfaßt eine Hydraulikzylindereinheit 52 zum Antreiben einer Taumelscheibe 22a der Hauptpumpe 22, um deren Verdrängungsvolumen zu regeln, und ein Steuerventil 53 zum Steuern einer Positionsverschiebung der Hydraulikzylindereinheit 52. Das Steuerventil 53 besitzt eine Feder 54 zum Setzen des Differenzdruckes ΔPLS zwischen dem Förderdruck Ps der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck Pamax der mehreren Betätigungselemente 23 - 28, eine Antriebseinrichtung 56, die über eine Leitung 55 dem maximalen Lastdruck Pamax der mehreren Betätigungselemente 23 - 28 ausgesetzt ist, sowie eine Antriebseinrichtung 58, die über eine Leitung 58 dem Förderdruck Ps der Hauptpumpe 22 ausgesetzt ist. Wenn der maximale Lastdruck Pamax gesteigert wird, wird das Steuerventil nach links bewegt, um entsprechend die Hydraulikzylindereinheit 52 in der Ansicht ebenso nach links zu verschieben, damit das Verdrängungsvolumen der Hauptpumpe 22 und somit seine Durchflußleistung erhöht wird. Dies erlaubt, den Förderdruck Ps der Hauptpumpe 22 ständig auf einem Pegel zu halten, der um einen durch die Feder 54 bestimmten festen Wert erhöht ist.
Das hydraulische Antriebssystem dieser Ausführungsform umfaßt ferner einen Differenzdruckaufnehmer 59, der dem Förderdruck Ps der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck Pamax der mehreren Betätigungselemente 23 - 28 ausgesetzt ist, zum Erfassen des dortigen Differenzdruckes ΔPLS und zum Ausgeben eines entsprechenden elektrischen Signals X1, einen Temperaturaufnehmer 60 zum Erfassen einer Temperatur Th des von der Hauptpumpe 22 geförderten Hydraulikfluids und zum Ausgeben eines entsprechenden elektrischen Signals X2, eine Steuerung 61 zum Empfangen der elektrischen Signale X1, X2 vom Differenzdruckaufnehmer 59 und vom Temperaturaufnehmer 61 und zum Berechnen der obengenannten Steuerkräfte Fc1 - Fc6 auf der Grundlage sowohl des erfaßten Differenzdruckes ΔPLS als auch der erfaßten Fluidtemperatur Th sowie zum Ausgeben der entsprechenden elektrischen Signale a, b, c, d, e und f, und eine Steuerdruck-Erzeugungsschaltung 65, die versehen ist mit Proportional-Druckminderungs-Magnetventilen 62a, 62b, 62c, 62d, 62e und 62f, die die entsprechenden elektrischen Signale a, b, c, d, e und f von der Steuerung 61 empfangen, einer Vorsteuerpumpe 63 für die Versorgung der Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f mit einem Vorsteuerdruck, sowie einem Entlastungsventil 64 zum Regeln der Größe des von der Vorsteuerpumpe 63 gelieferten Vorsteuerdruckes. Die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f werden durch die elektrischen Signale a - f betätigt, um die Steuerdrücke Pc1 - Pc6 zu erzeugen, die den Werten der Steuerkräfte Fc1 - Fc6 entsprechen, welche über die Vorsteuerleitungen 51a - 51f an die Antriebseinrichtungen 35c - 40c der Verteilungskompensationsventile 35 - 40 ausgegeben werden.
Wie durch die Zweipunktstrichlinie 66 angezeigt ist, sind die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f und das Entlastungsventil 64 vorzugsweise in einem Montageblock ausgebildet.
Wie in Fig. 2 gezeigt ist, umfaßt die Steuerung 61 eine Eingabeeinheit 70 zum Empfangen der elektrischen Signale X1, X2, eine Speichereinheit 71, eine Recheneinheit 72 für die Ausführung von Operationen zur Berechnung der Werte der Steuerkräfte Fc1 - Fc6 nach einem in der Speichereinheit 71 gespeicherten Programm sowie eine Ausgabeeinheit 73 zum Ausgeben der Werte der entsprechenden von der Recheneinheit 72 berechneten Steuerkräfte als elektrische Signale a - f.
Der Inhalt des von der Recheneinheit 72 der Steuerung 61 ausgeführten Operationsvorganges ist in einem funktionalen Blockschaltbild in Fig. 3 gezeigt. In dieser Figur bezeichnen die Blöcke 80 - 85 Funktionsblöcke, die in Verbindung mit den entsprechenden Verteilungskompensationsventilen 35 - 40 vorgesehen sind und im voraus Funktionsdaten einschließlich der funktionalen Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und den Steuerkräften Fc1 - Fc6 speichern. Von diesen Funktionsblöcken werden die dem Differenzdruck ΔPLS entsprechenden Werte der Steuerkräfte Fc1 - Fc6 in Abhängigkeit vom elektrischen Signal X1 bestimmt. Ein Block 86 bezeichnet einen Funktionsblock, der im voraus Funktionsdaten einschließlich der funktionalen Beziehung zwischen der Fluidtemperatur Th und dem Modifikationsfaktor K für die temperaturabhängige Modifizierung speichert. Von diesem Block wird der Modifikationsfaktor K entsprechend der Fluidtemperatur Th in Abhängigkeit vom elektrischen Signal X2 bestimmt. Der vom Funktionsblock 86 bestimmte Modifikationsfaktor K wird von den Multiplikationsblöcken 87, 88, 89 mit den Werten der durch die entsprechenden Funktionsblöcke bestimmten Steuerkräfte Fc4 - Fc6 multipliziert, um die Werte dieser Steuerkräfte zu modifizieren. Die Werte der durch die Funktionsblöcke 80, 81, 82 bestimmten Steuerkräfte Fc1, Fc2, Fc3 und die Werte der Steuerkräfte Fc4, Fc5, Fc6, welche von den Multiplikationsblöcken 87, 88, 89 in Abhängigkeit von der Temperatur modifiziert worden sind, werden durch die Verzögerungsblöcke 90 - 95, die jeweils ein Verzögerungselement erster Ordnung umfassen, gefiltert und dann entsprechend als elektrische Signale a - f ausgegeben.
Die funktionalen Beziehungen zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und den Steuerkräften Fc1 - Fc6, die in den Funktionsblöcken 80 - 85 gespeichert sind, sind in den Fig. 4A - 4D und in Fig. 5 gezeigt.
Fig. 4A zeigt die funktionale Beziehung zwischen Werten des Differenzdruckes ΔPLS und der Steuerkraft Fc1, die an das mit dem Schwenkmotor 23 verbundene Verteilungskompensationsventil 35 angelegt wird. In dieser Figur bezeichnet ΔPLS0 den Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck, der durch das Fördersteuergerät 41 unter lastabhängiger Steuerung gehalten wird, d.h. den durch die Feder 54 des Steuerventils 53 festgesetzten lastabhängig kompensierten Differenzdruck, während f0 einen Wert der Steuerkraft Fc1 bezeichnet, die dem lastabhängig kompensierten Differenzdruck ΔPLS0 entspricht. Der Buchstabe A bezeichnet den minimalen Differenzdruck, der eine maximale Geschwindigkeit des Schwenkmotors 23 bestimmt, d.h. den maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck für den Schwenkmotor 23, und fc bezeichnet eine dem maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck A entsprechende maximale Strömungskompensations-Steuerkraft. Der Buchstabe f bezeichnet eine Kraft der Feder 45. Ferner entspricht f - f0 unter der Bedingung, daß der lastabhängig kompensierte Differenzdruck ΔPLS0 bewirkt wird, der an das Verteilungskompensationsventil 35 angelegten zweiten Steuerkraft. Der Wert der zweiten Steuerkraft wird so gewählt, daß der Sollwert des Differenzdruckes ΔPv1 über dem Schwenkrichtungssteuerventil 23, der durch die zweite Steuerkraft gesetzt wird, weitgehend mit dem lastabhängig kompensierten Differenzdruck ΔPLS0 übereinstimmt.
Auch stellt eine Zweipunktstrichlinie in Fig. 4A eine Kennlinie der Grundfunktion dar, die die Steuerkraft gleich der Kraft f der Feder 45 setzt, wenn der Differenzdruck ΔPLS gleich Null ist, und die Steuerkraft mit steigendem Differenzdruck ΔPLS nach und nach verringert. Folglich wird die funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und der Steuerkraft Fc1 so gesetzt, daß der Wert der Steuerkraft Fc1 mit wachsendem Differenzdruck ΔPLS allmählich verringert wird, wenn der Differenzdruck ΔPLS kleiner als der maximale Strömungskompensations-Differenzdruck A ist, während trotz wachsendem Differenzdruck ΔPLS die konstante Steuerkraft fc ausgegeben wird, wenn der Differenzdruck ΔPLS den maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck A übersteigt. Wenn der Differenzdruck ΔPLS den minimalen Strömungskompensations-Differenzdruck B unterschreitet, wird die Steuerkraft trotz sinkenden Differenzdruckes ΔPLS auf einen maximalen Wert fmax unterhalb der Kraft f der Feder 45 begrenzt.
Fig. 4B zeigt die funktionale Beziehung zwischen Werten des Differenzdruckes ΔPLS und den Steuerkräften Fc2, Fc3, die an die mit den Fahrmotoren 24, 25 verbundenen Verteilungskompensationsventile 36, 37 angelegt werden. In dieser Figur stellt eine Zweipunktstrichlinie eine Kennlinie der Grundfunktion ähnlich zu Fig. 4A dar. Wie ersichtlich ist, ist die funktionale Beziehung zwischen den Werten des Differenzdruckes ΔPLS und den Steuerkräften Fc2, Fc3 so gesetzt, daß die Werte der Steuerkräfte Fc2, Fc3 bei steigendem Differenzdruck ΔPLS mit einer kleineren Steigung als bei der Grundfunktion allmählich verringert werden. Somit wird im Vergleich zu dem Fall, in dem für die Steuerung die Grundfunktion verwendet wird, eine kompensierte Strömungsrate ΔQ erreicht.
Fig. 4C zeigt die funktionale Beziehung zwischen Werten des Differenzdruckes ΔPLS und der Steuerkraft Fc4, die an das mit dem Auslegerzylinder 26 verbundene Verteilungskompensationsventil 38 angelegt wird. Wie ersichtlich ist, ist die funktionale Beziehung so gesetzt, daß die Werte der Steuerkraft Fc4 bei steigendem Differenzdruck ΔPLS mit einer kleineren Steigung als bei der Kennlinie der Steuerkräfte Fc2, Fc3 und bei der Grundfunktion allmählich verringert werden.
Fig. 4D zeigt die funktionale Beziehung zwischen Werten des Differenzdruckes ΔPLS und den Steuerkräften Fc5, Fc6, die an die mit dem Armzylinder 37 und dem Becherzylinder 28 verbundenen Verteilungskompensationsventile 39, 40 angelegt werden. Wie ersichtlich ist, ist die funktionale Beziehung so gesetzt, daß die Werte der Steuerkräfte Fc5, Fc6 in einem großen Teil ihres Bereiches der Grundfunktion folgend bei steigendem Differenzdruck ΔPLS allmählich verringert werden, und daß, wenn der Differenzdruck ΔPLS unter den minimalen Strömungskompensations-Differenzdruck B fällt, die Steuerkräfte trotz steigendem Differenzdruck ΔPLS auf eine maximale Kraft fmax unterhalb der Kraft f der Feder 45 begrenzt werden, ähnlich der in Fig. 4A gezeigten funktionalen Beziehung.
Fig. 5 zeigt zum leichteren Verständnis der gegenseitigen Zusammenhänge alle obengenannten funktionalen Beziehungen.
Fig. 6 zeigt die funktionale Beziehung zwischen der Fluidtemperatur Th und dem Modifikationsfaktor K, die im Funktionsblock 86 gespeichert ist. Diese funktionale Beziehung ist so gesetzt, daß der Modifikationsfaktor K gleich 1 ist, wenn die Fluidtemperatur Th höher als eine vorgegebene Temperatur Th0 ist, während er allmählich unter 1 abgesenkt wird, wenn die Fluidtemperatur Th die vorgegebene Temperatur Th0 unterschreitet. Hierbei stellt die vorgegebene Temperatur Th0 eine Temperatur dar, bei der das Hydraulikfluid einen Viskositätsgrad besitzt, der die von der Hauptpumpe 22 geförderte Strömungsrate nicht spürbar beeinflußt.
Die Verzögerungselementblöcke 90 - 95 legen dabei Zeitkonstanten T1 - T6 fest, um optimale Zeitverzögerungen für die Betätigungen der entsprechenden Betätigungselemente 23 - 28 zu erreichen. Unter diesen Zeitkonstanten sind die Zeitkonstanten T2, T3, die durch die Blöcke 91, 92 gesetzt werden, welche den mit den Fahrmotoren 24, 25 verbundenen Verteilungskompensationsventilen 36, 37 zugehören, sehr viel größer als die anderen Zeitkonstanten T1 und T4 - T6, so daß einer Änderung der Werte der an die Verteilungskompensationsventile 36, 37 angelegten Steuerkräfte Fc2, Fc3 eine größere Zeitverzögerung zuteil wird.
In den Fig. 7 und 8 sind Arbeitseinrichtungen des durch das hydraulische Antriebssystem dieser Ausführungsform angetriebenen hydraulischen Baggers gezeigt. Der Schwenkmotor 23 treibt einen Schwenkkörper 100, während der linke und der rechte Fahrmotor 25 Gleisketten, d.h. Fahreinrichtungen 101, 102, antreibt. Der Auslegerzylinder 26, der Armzylinder 27 und der Becherzylinder 28 treiben den Ausleger 103, den Arm 104 bzw. den Becher 105 an.
Nun wird die Arbeitsweise dieser so aufgebauten Ausführungsform beschrieben.
Wenn eines oder mehrere der Strömungssteuerventile 29 - 34 betätigt werden, wird das Hydraulikfluid von der Hauptpumpe 22 über die Verteilungskompensationsventile und die Strömungssteuerventile zu den zugehörigen Betätigungselementen gefördert. Zu diesem Zeitpunkt unterliegt die Hauptpumpe 22 der lastabhängigen Steuerung der Fördersteuereinrichtung 41, während der Differenzdruckaufnehmer 59 den Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck erfaßt, um das entsprechende elektrische Signal X1 an die Steuerung 21 zu leiten. Gleichzeitig erfaßt der Fluidtemperaturaufnehmer 60 die Temperatur des Hydraulikfluids, um das entsprechende elektrische Signal X2 an die Steuerung 62 anzulegen.
Wie oben erwähnt, berechnet die Recheneinheit 72 der Steuerung 61 die Werte der Steuerkräfte Fc1 - Fc6, worauf die den berechneten Steuerkräften entsprechenden elektrischen Signale a - f den Proportional-Druckminderungs- Magnetventilen 62a - 62f eingegeben werden, so daß die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f betätigt werden und die den Steuerkräften Fc1 - Fc6 entsprechenden Steuerdrücke Pc1 - Pc6 in die Antriebseinrichtungen 35c - 40c der Verteilungskompensationsventile 35 - 40 geleitet werden. Demzufolge legen die Antriebseinrichtungen 35c - 40c die Steuerkräfte Fc1 - Fc6 in Ventilschließrichtung an die Verteilungskompensationsventil 35 - 40 an, mit dem Ergebnis, daß die zweiten Steuerkräfte f - Fc1, f - Fc2, f - Fc3, f - Fc4, f - Fc5 und f - Fc6 in Ventilöffnungsrichtung an die Verteilungskompensationsventile 35 - 40 angelegt werden. Falls wenigstens eines der Strömungssteuerventile 29 - 34 betätigt wird, werden folglich von da an zu allen Zeitpunkten die Steuerkräfte Fc1 - Fc6 an die Verteilungskompensationsventile 35 - 40 angelegt. Übrigens werden die mit den nicht betätigten Strömungssteuerventilen verbundenen Verteilungskompensationsventile in voll geöffneter Stellung gehalten, weil die vom Differenzdruck über den Strömungssteuerventilen abhängige erste Steuerkraft nicht auf die Verteilungskompensationsventile wirkt.
Als nächstes wird unter der Voraussetzung, daß das Hydraulikfluid eine Temperatur nicht unter der in Fig. 6 gezeigten Temperatur Th0 aufweist, die Wirkungsweise der Verteilungskompensationsventile 35 - 40 und die Wirkungsweise der Betätigungselemente 23 - 28 in Verbindung mit Einzelbewegungen des Schwenkkörpers 100, der Fahreinrichtungen 101, 102, des Auslegers 103, des Armes 104 oder des Bechers 105 oder kombinierten Bewegungen derselben beschrieben.
Wenn eines der Strömungssteuerventile 29 - 34 betätigt wird, um eine Einzelbewegung des Schwenkkörpers 100, der Fahreinrichtungen 101, 102, des Auslegers 103, des Armes 104 oder des Bechers 105 auszuführen, stimmt die an das mit dem betätigten Strömungssteuerventil verbundene Verteilungskompensationsventil angelegte erste Steuerkraft in Ventilschließrichtung mit dem Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil überein. Der Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil kann nicht über den Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck der lastabhängig gesteuerten Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck steigen. Im Falle einer Einzelbewegung wird der Differenzdruck ΔPLS allgemein in der Nähe des lastabhängig kompensierten Differenzdruckes ΔPLS0 gehalten.
Wenn das betätigte Strömungssteuerventil mit dem Schwenkmotor 23, dem Arm 27 oder dem Becher 28 verbunden ist, wird aufgrund dieser Wirkung die an die Antriebseinrichtungen 35c, 39c, oder 40c der Verteilungskompensationsventile 35, 39 oder 40 angelegte Steuerkraft Fc1, Fc5 oder Fc6 von der in Fig. 4A oder 4D gezeigten funktionalen Beziehung bestimmt. Hierbei ist die dem lastabhängig kompensierten Differenzdruck ΔPLS0 entsprechende Steuerkraft durch f0 gegeben. Deshalb wird z.B. f - f0 als zweite Steuerkraft an das Verteilungskompensationsventil 35 angelegt. Wie oben beschrieben, stellt f - f0 einen geeigneten Wert dar, um den Differenzdruck ΔPv1 über dem Schwenkrichtungssteuerventil 23 so zu steuern, daß er sich im wesentlichen mit dem lastabhängig kompensierten Differenzdruck ΔPLS0 deckt. Demzufolge ist die zweite Steuerkraft f - f0 immer fast gleich der ersten Steuerkraft oder größer als diese. Im Ergebnis verharrt das Verteilungskompensationsventii 35 in einer voll geöffneten Stellung.
Wenn das betätigte Strömungssteuerventil mit einem der Fahrmotoren 24, 25 oder dem Auslegerzylinder 26 verbunden ist, wird die an die Antriebseinrichtungen 36c, 37c oder 38c der Verteilungskompensationsventile 36, 37 oder 38 angelegte Steuerkraft Fc2, Fc3 oder Fc4 von der in Fig. 4B oder 4C gezeigten funktionalen Beziehung bestimmt. Hierbei ist die dem lastabhängig kompensierten Differenzdruck ΔPLS0 entsprechende Steuerkraft ein Wert kleiner als f0. Deshalb wird z.B. eine Kraft größer als f - f0 als zweite Steuerkraft an das Verteilungskompensationsventil 38 angelegt. Demzufolge wird auch in diesem Fall die zweite Steuerkraft größer als die erste Steuerkraft und das Verteilungskompensationsventil 38 verharrt in voll geöffneter Stellung.
Auf diese Weise wird bei Betätigung irgendeines der Strömungssteuerventile 29 - 34 während einer Einzelbewegung das zugehörige Verteilungskompensationsventil im wesentlichen nicht betätigt und der Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil wird hauptsächlich durch die lastabhängig gesteuerte Hauptpumpe 22 geregelt. Somit wird das Hydraulikfluid mit einer dem Öffnungsgrad des Strömungssteuerventils entsprechenden Strömungsrate an das Betätigungselement geliefert.
Nun wird der Fall der kombinierten Bewegung von mehreren Betätigungselementen durch Betätigen von zwei oder mehr Strömungssteuerventilen 29 - 34 für den Schwenkmotor 100, die Fahreinrichtungen 101, 102, den Ausleger 103, den Arm 104 und den Becher 105 beschrieben.
Wenn die Strömungssteuerventile 29, 32 gleichzeitig betätigt werden, um eine kombinierte Bewegung des Schwenkkörpers 100 und des Auslegers 103 wie z.B. eine kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung auszuführen, wird das Hydraulikfluid von der Hauptpumpe 22 über die Verteilungskompensationsventile 35 bzw. 38 und die Strömungssteuerventile 29 bzw. 32 zum Schwenkmotor 23 und dem Auslegerzylinder 26 gefördert. Zu diesem Zeitpunkt ist der Differenzdruck ΔPLS normalerweise kleiner als der maximale Strömungskompensations-Differenzdruck A für den Schwenkmotor 23, und die an die Antriebseinrichtung 35c des Verteilungskompensationsventils 35 angelegte Steuerkraft Fc1 ist durch einen von der funktionalen Beziehung der Fig. 4A auf der Grundlage der Kennlinien der Grundfunktion berechneten Wert gegeben. Die an die Antriebseinrichtung 38c des Verteilungskompensationsventils 38 angelegte Steuerkraft Fc4 ist durch einen von der funktionalen Beziehung der Fig. 4C ableiteten Wert gegeben, wobei der Wert kleiner als der der Steuerkraft Fc1 ist. Deshalb erfüllen die an die Verteilungskompensationsven tile 35, 38 angelegten zweiten Steuerkräfte f - Fc1, f - Fc4 in Ventilöffnungsrichtung die Beziehung f - Fc1 < f - Fc4. Mit anderen Worten, die an das Verteilungskompensationsventil 38 angelegte Steuerkraft f - Fc4 in Ventilöffnungsrichtung ist größer als die an das Verteilungskompensationsventil 35 angelegte Steuerkraft f - Fc1 in Ventilöffnungsrichtung. Im Ergebnis ist zu Beginn der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung das mit dem Auslegerzylinder 3 unter niedrigerem Druck verbundene Verteilungskompensationsventil 38 mit der Steuerkraft f - Fc4 weniger beschränkt, so daß das Verteilungskompensationsventil 38 weiter geöffnet wird als dies mit der gleichen Steuerkraft f - Fc1 für das Verteilungskompensationsventil 35 der Fall wäre. Deshalb wird der Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 32 so gesteuert, daß er größer wird als der Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 29. Der Auslegerzylinder 26 wird so mit einer größeren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert als sich durch die Aufteilung der Gesamtdurchflußleistung der Hauptpumpe 22 nach dem Verhältnis der Öffnungsgrade der Strömungssteuerventile 29, 32 ergeben würde. Andererseits wird der Schwenkmotor mit einer kleineren Strömungsrate beliefert als im letzteren Fall. Infolgedessen ist es möglich, die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung zuverlässig auszuführen, wobei der Ausleger mit einer höheren Geschwindigkeit gehoben werden kann, während eine relative gemäßigte Schwenkbewegung bewirkt wird.
Wenn dann das Strömungssteuerventil 32 in seine Neutralstellung zurückkehrt, um den Auslegerzylinder aus der obengenannten Bedingung heraus, unter der der Schwenkmotor 23 und der Auslegerzylinder 26 gleichzeitig angetrieben werden, zu stoppen, wird das von der Hauptpumpe 22 geförderte Hydraulikfluid vom Strömungssteuerventil 23 begrenzt, worauf der Pumpendruck vorübergehend ansteigt und der Differenzdruck ΔPLS den maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck A als Grenzdifferenzdruck für die normale kombinierte Bewegung übersteigt. Deshalb berechnet die Recheneinheit 72 der Steuerung 72 trotz eines Anwachsens des Differenzdruckes ΔPLS wie in Fig. 4A gezeigt einen konstanten Wert der Steuerkraft Fc1, d.h. die maximale Strömungskompensations-Steuerkraft fc. Dementsprechend wird die an das mit dem Schwenkmotor 23 verbundene Verteilungskompensationsventil 35 angelegte zweite Steuerkraft in Ventilöffnungsrichtung konstant, d.h. f - fc. Somit öffnet sich das Verteilungskompensationsventil 35 proportional mit einem Anwachsen des Differenzdruckes ΔPLS, wird jedoch davor bewahrt, sich übermäßig zu öffnen.
Selbst wenn während einer kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung das Strömungssteuerventil 32 zum Stoppen des Auslegerzylinders 26 in seine Neutralstellung gebracht wird, wird als Ergebnis einer solchen Steuerung der Schwenkmotor 23 fortwährend mit einer Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert, die nur wenig von der Strömungsrate abweicht, die bisher an den Schwenkmotor 23 geliefert wurde, da das Verteilungskompensationsventil 35 der maximalen Strömungskompensations-Steuerkraft fc, die dem maximalen Strömungskompensations-Differendruck A entspricht, ausgesetzt ist und, wie oben beschrieben, davor bewahrt wird, übermäßig zu öffnen. Dies erlaubt somit, ein von einer Bedienungsperson unbeabsichtigtes plötzliches Beschleunigen des Schwenkmotors zu verhindern, und schafft Leistungsfähigkeit und Sicherheit.
Wenn der hydraulische Bagger in Vorwärtsrichtung geradeaus gefahren wird, indem die Strömungssteuerventile 30, 31 mit der gleichen Auslenkung betätigt werden, wird das Hydraulikfluid von der Hauptpumpe 22 über die Verteilungskompensationsventile 36 bzw. 37 und die Strömungssteuerventile 30 bzw. 31 zum linken und rechten Fahrmotor 24, 25 gefördert. Zu diesem Zeitpunkt sind die an die Antriebseinrichtungen 36c, 37c der Verteilungskompensationsventil 36, 37 angelegten Steuerkräfte Fc2, Fc3 beide durch einen von der funktionalen Beziehung der Fig. 4B ableiteten Wert gegeben, der kleiner ist als der von der Kennlinie der Grundfunktion abgeleitete Wert. Deshalb erfüllen unter der Annahme, daß die aus der Grundfunktion abgeleitete Steuerkraft gleich Fcr ist, die an die Verteilungskompensationsventilen 36, 37 angelegten zweiten Steuerkräfte f - Fc2, f - Fc3 in Ventilöffnungsrichtung die Beziehung f - Fc2 > f - Fcr, f - Fc3 > f - Fcr.
Hierbei stellt die zweite Steuerkraft f - Fcr auf der Grundlage der Grundfunktion einen Wert zum Setzen eines Sollwertes des Differenzdruckes über dem Strömungssteuerventil dar, derart, daß der Sollwert weitgehend gleich dem Differenzdruck ΔPLS wird. Demzufolge werden die Verteilungskompensationsventile 36, 37 mit einer größeren zweiten Steuerkraft in Ventilöffnungsrichtung gezwungen als in dem Fall, in dem die Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen 30, 31 so gesteuert werden, daß sie weitgehend gleich dem Differenzdruck ΔPLS werden. Die Verteilungskompensationsventile 36, 37 werden hierbei nicht begrenzt, bis die Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen 30, 31 um einen vorgegebenen Wert ΔP0, der Fc2 - Fcr oder Fc3 - Fcr entspricht, weiter gestiegen sind. Wenn eine Differenz zwischen den Lastdrücken der Fahrmotoren 24, 25 auftritt, wird somit keines der Verteilungskompensationsventile begrenzt, solange der Differenzdruck kleiner als der vorgegebene Wert ΔP0 ist, und die Fahrmotoren 24, 25 bleiben in einem Zustand, in dem sie parallel miteinander verbunden sind. Selbst wenn der Differenzdruck den vorgegebenen Wert ΔP0 übersteigt, ist es denkbar, daß die Fahrmotoren 24, 25 teilweise parallel miteinander verbunden sind, da das Verteilungskompensationsventil mit dem niedrigeren Druck weiter geöffnet ist als das normalerweise der Fall wäre.
Das Ergebnis dieser Funktion der Verteilungskompensationsventile ist, daß, selbst wenn eine Differenz zwischen den Lastdrücken der Fahrmotoren 24, 25 aufgrund verschiedener Widerstände, denen die linke und die rechte Gleiskette während einer Geradeausfahrt ausgesetzt sind, auftritt, die Fahrmotoren 24, 25 in einem Zustand bleiben, in dem sie teilweise parallel miteinander verbunden sind. Folglich dient die Fähigkeit der Gleisketten selbst, eine Geradeausfahrt beizubehalten, dazu, die Strömungsraten des an den linken und an den rechten Fahrmotor 24, 25 gelieferten Hydraulikfluids zwangsweise auszugleichen, was dem hydraulischen Bagger ermöglicht, die Geradeausfahrt in ähnlicher Weise fortzusetzen wie mit einem üblichen Hydraulikkreis, in welchem die Fahrmotoren 24, 25 parallel miteinander verbunden sind. Im Ergebnis ist es möglich, eine Bedienungsperson von Korrekturarbeiten zu entlasten, wodurch die Bedienungsperson auch weniger ermüdet.
Da ferner der hydraulische Bagger aufgrund der Fähigkeit der Gleisketten selbst, eine Geradeausfahrt beizubehalten, zwangsläufig geradeaus fährt, während die besondere Funktion der Verteilungskompensationsventile teilweise außer Kraft gesetzt ist, kann der hydraulische Bagger absichtlich ungeachtet möglicher Veränderungen der Leistungsfähigkeit der hydraulischen Ausrüstungen wie der Strömungssteuerventile 30, 31 und der Verteilungskompensationsventile 36, 37, die aus Herstellungsfehlern resultieren, geradeaus gefahren werden, und die Geradeausfahrt ist trotz leichter Verschiebungen einer Steuerhebelstellung gesichert. Dies trägt ebenfalls dazu bei, eine Bedienungsperson von Korrekturarbeiten weiter zu entlasten und weniger zu ermüden.
Als nächstes wird der Fall betrachtet, in dem das Strömungssteuerventil 32 unter der Bedingung, daß der hydraulische Bagger durch Betätigen der Strömungssteuerventile 30, 31 zum Antreiben der Fahrmotoren 24, 25 gefahren wird, betätigt wird, um zur kombinierten Fahr- und Auslegerhebebewegung überzugehen.
Wenn das Strömungssteuerventil 32 unter Fahrbedingung betätigt wird, wird das Hydraulikfluid von der Hauptpumpe 22, das bisher nur zum linken und rechten Fahrmotor 24, 25 gefördert wurde, nun auch über das Verteilungskompensationsventil 38 und das Strömungssteuerventil 32 zum Auslegerzylinder 26 gefördert.
Im Falle der kombinierten Fahr- und Auslegerhebebewegung unterliegt der Auslegerzylinder üblicherweise dem höheren Lastdruck. Zum Zeitpunkt des Übergangs von der alleinigen Fahrbewegung zur kombinierten Fahr- und Auslegerhebebewegung wird der Differenzdruck ΔPLS auf einen extremen Wert abgesenkt, woraufhin die Werte der von der in Fig. 4B gezeigten funktionalen Beziehung abgeleiteten Steuerkräfte Fc2, Fc3 in der Recheneinheit 72 der Steuerung 61 für kurze Zeit sehr stark ansteigen. Wenn die Steuerkräfte Fc2, Fc3 von der Ausgabeeinheit 73 in Form von elektrischen Signalen b, c unverändert ausgegeben werden, werden die zweiten Steuerkräfte f - Fc2, f - Fc3 in Ventilöffnungsrichtung entsprechend schlagartig verringert. Mit anderen Worten, es tritt die Erscheinung auf, daß die Verteilungskompensationsventile 36, 37 zu Beginn des Übergangs von der alleinigen Fahrbewegung zur kombinierten Fahr- und Auslegerhebebewegung augenblicklich plötzlich geschlossen werden und daß sie sich dann wieder zu öffnen beginnen. Dies erzeugt eine große Schwankung in der Strömungsrate des zu den Fahrmotoren 24, 25 geförderten Hydraulikfluids, was dazu führt, daß die Fahrgeschwindigkeit stark schwankt, die Karosserie des hydraulischen Baggers einen starken Stoß erleidet und die Leistungsfähigkeit verringert wird.
Im Gegensatz dazu sind in dieser Ausführungsform, wie oben erwähnt, die in Fig. 3 gezeigten Verzögerungselementblöcke 90 - 95 vorgesehen. Unter diesen Blöcken besitzen die zu den Fahrmotoren gehörenden Blöcke 91, 92 Zeitkonstanten T2, T3, welche viel größer sind als die anderen Zeitkonstanten T1 und T4 - T6, um eine längere Zeitverzögerung für eine Veränderung der Steuerkräfte Fc2, Fc3 zu schaffen. Selbst wenn die Werte der Steuerkräfte schlagartig geändert werden, wird eine solche Änderung deshalb mittels der Blöcke 91, 92 gedämpft und die Werte der an die Antriebseinrichtungen 36c, 37c gelieferten Steuerkräfte Fc2, Fc3 werden mäßig geändert. Demzufolge werden die Verteilungskompensationsventile 36, 37 daran gehindert, schlagartig geschlossen zu werden, und dies ermöglicht es, die obengenannte Schwankung der Fahrgeschwindigkeit zu verringern, wobei die Karosserie des hydraulischen Baggers vor einem starken Stoß bewahrt und eine gute Leistungsfähigkeit gesichert wird.
Betrachtet man ferner das Ereignis, daß der Differenzdruck ΔPLS aus irgendeinem Grund kurzzeitig gleich Null wird, wie im Falle des Betätigens eines weiteren Betätigungselementes, das dann die höhere Last erzeugt, wenn wenigstens eines der Strömungssteuerventile 29, 33, 34 betätigt ist, um den zugehörigen Schwenkmotor 23, den Armzylinder 27 oder den Becherzylinder 28 anzutreiben, tritt, da die funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck und der Steuerkräfte für den Schwenkmotor 23, den Armzylinder 27 und den Becherzylinder 28, wie in den Fig. 4A und 4D gezeigt ist, die gleiche Steigung aufweist wie die Grundfunktion, die Erscheinung auf, daß der Wert der Steuerkraft Fc1, Fc5 oder Fc6 gleich der Kraft f der Federn 45, 49 oder 50 wird und das Verteilungskompensationsventil 35, 39 oder 40 ganz geschlossen wird, wenn sich die funktionale Beziehung völlig mit der Grundfunktion deckt. Wenn das Verteilungskompensationsventil ganz geschlossen ist, wird die Strömungsrate des an das Betätigungselement 23, 27 oder 28 gelieferten Hydraulikfluids gleich Null, was einen starken Stoß auf den Schwenkkörper 100, den Arm 104 oder den Becher 105 verursacht. Dies setzt nicht nur die Leistungsfähigkeit deutlich herab, sondern führt auch zu der Befürchtung, daß die hydraulischen Ausrüstungen beschädigt werden.
Wenn der Differenzdruck ΔPLS aufgrund der obengenannten Absenkung des Differenzdruckes ΔPLS den minimalen Strömungskompensations-Differenzdruck B unterschreitet, werden bei dieser Ausführungsform trotz einer solchen Absenkung des Differenzdruckes ΔPLS die Steuerkräfte Fc1, Fc5, Fc6 auf den Maximalwert fmax begrenzt, der niedriger ist als die Kraft f der Feder 45. Die Verteilungskompensationsventile 35, 39, 40 werden somit davor bewahrt, ganz geschlossen zu werden, wodurch es möglich wird, einen Stoß zu dämpfen, die Leistungsfähigkeit zu verbessern und die hydraulischen Ausrüstungen vor einer Beschädigung zu schützen.
Als nächstes werden die Betätigung der Verteilungskompensationsventile 35 - 40 und das Zusammenwirken der Betätigungselemente 23 - 28 in Verbindung mit dem Fall beschrieben, daß die Temperatur des Hydraulikfluids unter die in Fig. 6 gezeigte Temperatur Th0 sinkt.
In der Recheneinheit 72 der Steuerung 61 wird, wie oben mit Bezug auf Fig. 3 erwähnt worden ist, der vom Funktionsblock 86 bestimmte Modifikationsfaktor K von den Multiplikationsblöcken 87, 88, 89 mit den Werten der von den Funktionsblöcken 83, 84 bzw. 85 bestimmten Steuerkräfte Fc4 - Fc6 multipliziert, um die Steuerkräfte Fc4 - Fc6 in Abhängigkeit von Temperaturen zu modifizieren. Wie in Fig. 6 gezeigt ist, ist der Modifikationsfaktor K gleich 1, wenn die Fluidtemperatur Th höher als die vorgegebene Temperatur Th0 ist, und wird allmählich auf Werte unter 1 gesenkt, wenn die Fluidtemperatur Th unter die vorgegebene Temperatur Th0 sinkt. In normaler Arbeitsumgebung am Tage, wenn die Fluidtemperatur Th höher als die vorgegebene Temperatur Th0 ist, werden die von den Funktionsblöcken 83 - 85 bestimmten Werte der Steuerkräfte Fc4 - Fc6 direkt in die elektrischen Signale b, e, f zum Antreiben der Verteilungskompensationsventile 38 - 40 in Abhängigkeit von den Steuerkräften Fc4 - Fc6 umgesetzt, da K = 1 gilt. Wenn die Strömungssteuerventile 38, 39 betätigt werden, um z.B. den Ausleger 103 und den Arm 104 gleichzeitig anzutreiben, kann das Hydraulikfluid von der Hauptpumpe 22 über die Verteilungskompensationsventile 38, 39 und die Strömungssteuerventile 32, 33 ohne irgendwelche Probleme, d.h. ohne große Strömungswiderstände zu verursachen, zum Auslegerzylinder 26 und zum Armzylinder 27 gefördert werden, weil die relativ hohe Fluidtemperatur Th eine kleine Viskosität des Hydraulikfluids bewirkt. Somit ist es möglich, die kombinierte Bewegung des Armes und des Bechers ohne Verringerung der Bewegungsgeschwindigkeiten der Betätigungselemente auszuführen.
Während der Arbeit in kalten Gebieten oder in einer Arbeitsumgebung wie am frühen Morgen oder in einer Winternacht, wenn die Fluidtemperatur Th niedriger als die vorgegebene Temperatur Th0 ist, werden die Werte der in den Multiplikationsblöcken 87 - 89 mit dem Modifikationsfaktor K multiplizierten Steuerkräfte Fc4 - Fc6 kleiner als die von den Funktionsblöcken 83 - 85 abgeleiteten Werte, weil K < 1 gilt, wobei die Differenz zwischen den beiden Werten mit sinkender Fluidtemperatur Th zunimmt. Dementsprechend werden in Abhängigkeit von einer Senkung der Fluidtemperatur Th an die Antriebseinrichtungen 38c - 40c der Verteilungskompensationsventile 38 - 40 kleinere Steuerkräfte Fc4 - Fc6 als im Normalfall angelegt, wobei die an die Verteilungskompensationsventile 38 - 40 angelegten zweiten Steuerkräfte f - Fc4, f - Fc5, f - Fc6 in Ventilöffnungsrichtung mit steigender Fluidtemperatur Th größer werden als im Normalfall. Insbesondere wenn z.B. die Strömungssteuerventile 38, 39 betätigt werden, um gleichzeitig den Ausleger 103 und den Arm 104 anzutreiben, wird das Hydraulikfluid über die Verteilungskompensationsventile 38, 39 und die Strömungssteuerventile 32, 33 mit Strömungsraten zum Auslegerzylinder 26 und zum Armzylinder 27 gefördert, die weitgehend denen im Falle der höheren Fluidtemperatur Th gleichen. Obwohl die verringerte Fluidtemperatur Th die Viskosität des Hydraulikfluids und damit den Fluidwiderstand erhöht, ist es somit möglich, das Hydraulikfluid mit den von den Strömungssteuerventilen 32, 33 geforderten gewünschten Strömungsraten an den Auslegerzylinder 26 und den Armzylinder 27 zu liefern und dadurch die kombinierte Bewegung ohne Verringerung der Geschwindigkeiten der Betätigungselemente auszuführen.
Kombinierte Bewegungen mit anderen Kombinationen von Ausleger 103, Arm 104 und Becher 105 oder jede alleinige Bewegung derselben kann in ähnlicher Weise bewirkt werden.
Indem die Werte der Steuerkräfte Fc4 - Fc6 modifiziert werden, um die Druckausgleichskennlinien für die mit dem Auslegerzylinder 26, dem Armzylinder 27 und dem Becherzylinder 28 verbundenen Verteilungskompensationsventile 38 - 40 in Abhängigkeit von Veränderungen der Fluidtemperatur Th zu korrigieren, können die Bewegungsgeschwindigkeiten dieser Betätigungselemente ungeachtet der Veränderungen der Fluidtemperatur immer konstant gehalten werden, und so können stabile Einzelbewegungen oder kombinierte Bewegungen ausgeführt werden.
Inzwischen werden die Steuerkräfte Fc1 - Fc3, die von den mit dem Schwenkmotor 23 und den Fahrmotoren 24, 25 verbundenen Funktionsblöcken 80 - 82 bestimmt werden, nicht in Abhängigkeit von Fluidtemperaturen modifiziert, sondern direkt als elektrische Signale a - c über die Verzögerungsblöcke 90 - 92 ausgegeben. Wenn die Fluidtemperatur niedriger als die vorgegebene Temperatur Th0 ist, wird deshalb die Viskosität des Hydraulikfluids und damit der Strömungswiderstand erhöht, um die Strömungsraten des an den Auslegerzylinder 26 und den Armzylinder 27 gelieferten Hydraulikfluids zu verringern. Abgesehen davon werden der Schwenkmotor 23 und die Fahrmotoren 24, 25, die im Gegensatz zum Auslegerzylinder 26, zum Armzylinder 27 und zum Becherzylinder 28, welche Betätigungselemente in einem Zylindersystem sind, Betätigungselemente in einem Motorsystem sind, angetrieben, indem Hydraulikfluid hindurchfließt, wobei ihre inneren Teile beschädigt werden können, wenn das Hydraulikfluid bei höherer Viskosität mit der gleichen Strömungsrate geliefert wird wie im Normalfall bei niedrigerer Viskosität. Eine solche Beschädigung kann jedoch aufgrund der obenerwähnten Absenkung der Strömungsrate vermieden werden.
Da die Recheneinheit 72 der Steuerung 61 die Werte der an die Antriebseinrichtungen 53c - 40c der Verteilungskompensationsventile 35 - 40 angelegten Steuerkräfte Fc1 - Fc6 auf der Grundlage des Differenzdruckes ΔPLS in den zu den Betätigungselementen 23 - 28 gehörenden Funktionsblöcken 80 - 85 getrennt berechnet und die Proportional- Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f die den jeweiligen Steuerkräften entsprechenden Steuerdrücke Pc1 - Pc6 getrennt erzeugen, wobei die Steuerdrücke Pc1 - Pc6 an die zugehörigen Antriebseinrichtungen 35c - 40c angelegt werden, ist es mit dieser Ausführungsform wie oben beschrieben möglich, die Verteilungskompensationsventile 35 - 40 mit individuellen, für die einzelnen Betätigungselemente 23 - 28 geeigneten Druckausgleichskennlinien auszustatten, um während der kombinierten Bewegung von zwei oder mehr der angetriebenen Elemente 100 - 105 das optimale Verteilungsverhältnis in Abhängigkeit von den Typen der angetriebenen Elemente zu erreichen und sowohl die Leistungsfähigkeit als auch die Arbeitseffektivität zu verbessern.
Da ferner die Werte der Steuerkräfte Fc1 - Fc6 für die zugehörigen Betätigungselement 23 - 28 getrennt berechnet werden und die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f die entsprechenden Steuerdrücke Pc1 - Pc6 getrennt erzeugen, können die Steuerkräfte getrennt modifiziert werden. Dies ermöglicht es, zusätzliche Unterschiede zwischen den Betriebskennlinien der Verteilungskompensationsventile im Hinblick auf verschiedene Bedingungen einzuführen, etwa das Vorsehen der Verzögerungselementblöcke 90 - 95, um getrennt die optimalen Zeitkonstanten T1 - T6 für die entsprechenden Betätigungselemente zu erhalten, und/oder den Funktionsblock 86 für eine temperaturabhängige Modifizierung einzusetzen, um nur die Steuerkräfte Fc4 - Fc6 mit dem Modifikationsfaktor K zu modifizieren. Im Ergebnis kann während der kombinierten Bewegung der Betätigungselemente 23 - 28 die Leistungsfähigkeit und die Arbeitseffektivität weiter verbessert werden.
Es sollte beachtet werden, daß die in den Funktionsblöcken 80 - 85 gespeicherten Beziehungen zwischen den Differenzdrücken ΔPLS und den Steuerkräften Fc1 - Fc6 in der obengenannten Ausführungsform verschieden verändert werden können.
Wie in Fig. 4A gezeigt, ist die funktionale Beziehung im mit dem Schwenkmotor verbundenen Funktionsblock 80 so gesetzt, daß die konstante Steuerkraft, d.h. die maximale Strömungskompensations-Steuerkraft fc, erreicht wird, wenn der Differenzdruck ΔPLS vorübergehend den maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck A übersteigt. Jedoch kann eine solche funktionale Beziehung verändert werden, wie im folgenden anhand von Beispielen gezeigt ist. Fig. 9 zeigt eine modifizierte funktionale Beziehung, in der, wenn der Differenzdruck ΔPLS den maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck A übersteigt, die ausgegebene Steuerkraft von der maximalen Strömungskompensations-Steuerkraft fc ausgehend proportional erhöht wird, wobei solche Parameter wie die Strömungseigenschaften des Hydraulikfluids und die Temperatur des Hydraulikfluids beachtet werden. Fig. 10 zeigt eine weitere modifizierte funktionale Beziehung, in der, wenn der Differenzdruck ΔPLS den maximalen Strömungskompensations- Differenzdruck A übersteigt, die ausgegebene Steuerkraft schrittweise erhöht wird. Fig. 11 zeigt eine weitere modifizierte funktionale Beziehung, in der, wenn der Differenzdruck ΔPLS den maximalen Strömungskompensations- Differenzdruck A übersteigt, die ausgegebene Steuerkraft einer gekrümmten Linie folgend erhöht wird. Fig. 12 zeigt eine weitere modifizierte funktionale Beziehung, in der, wenn der Differenzdruck ΔPLS den maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck A übersteigt, die ausgegebene Steuerkraft proportional mit einer relativ kleinen Steigung verringert wird.
Obwohl bei obengenannter Ausführungsform die funktionale Beziehung nur für das mit dem Schwenkmotor 23 verbundene Verteilungskompensationsventil 35 so gesetzt ist, daß sich, wenn der Differenzdruck ΔPLS den maximalen Strömungskompensations-Differenzdruck A übersteigt, die konstante Steuerkraft fc ergibt, kann ferner optional eine ähnliche funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und der Steuerkraft auch für die mit anderen Betätigungselementen verbundenen Verteilungskompensationsventile gesetzt werden.
Wie in Fig. 4B gezeigt, ist zusätzlich die funktionale Beziehung in den mit den Fahrmotoren 24, 25 verbundenen Funktionsblöcken so gesetzt, daß, wenn der Differenzdruck ΔPLS steigt, die Differenz der Steuerkraft im Vergleich mit dem auf der Kennlinie der Grundfunktion basierenden Fall kleiner wird. Jedenfalls kann eine ähnlich vorteilhafte Wirkung durch Setzen einer funktionalen Beziehung, in welcher die Differenz der Steuerkraft ungeachtet der Veränderungen des Differenzdruckes ΔPLS im Vergleich mit dem auf der Kennlinie der Grundfunktion basierenden Fall, wie in Fig. 13 gezeigt, konstant gehalten wird, oder einer weiteren funktionalen Beziehung, in welcher mit steigendem Differenzdruck ΔPLS die Differenz der Steuerkraft im Vergleich mit dem auf der Kennlinie der Grundfunktion basierenden Fall allmählich vergrößert wird, erzielt werden.

ZWEITE AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird mit Bezug auf die Fig. 15 und 16 eine zweite Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben. In diesen Figuren sind die Teile, die mit den in den Fig. 1 - 12 gezeigten Teilen identisch sind, mit denselben Bezugszeichen bezeichnet.
Mit Bezug auf Fig. 15 sind das Schwenkrichtungssteuerventil 29 und das Auslegerrichtungssteuerventil 32 mit Betriebsaufnehmern 110, 111 zum Erfassen des Betriebs der zugehörigen Ventile und zum Ausgeben elektrischer Signale X3 bzw. X4 versehen. Ferner sind die Verteilungskompensationsventile 35A - 40A anstelle der in der ersten Ausführungsform vorgesehenen Federn 45 - 50 mit Antriebseinrichtungen 45A - 50A ausgerüstet, die über die entsprechenden Vorsteuerleitungen 112a - 112f dem gleichen Bezugsvorsteuerdruck Pr ausgesetzt sind, um die Ventilkörper der Verteilungskompensationsventile 35A - 40A mit einer der Kraft f der Federn 45 - 50 gleichenden Kraft in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen.
Die von den Betriebsaufnehmern 110, 111 ausgegebenen elektrischen Signale X3, X4 werden zusammen mit den vom Differenzdruckaufnehmer 59 und vom Temperaturaufnehmer 60 ausgegebenen elektrischen Signalen X1, X2 an eine Steuerung 61A angelegt, welche die Werte der Steuerkräfte Fc1 - Fc6 berechnet, die von den Antriebseinrichtungen 35c - 40c der Verteilungskompensationsventile unter Verwendung der elektrischen Signale X1, X2, X3 und X4 erzeugt werden, und dann die entsprechenden elektrischen Signale a, b, c, d, e bzw. f ausgibt.
Eine Steuerdruck-Erzeugungsschaltung 65A dient auch als eine Vorsteuerdruck-Erzeugungsschaltung. Zu diesem Zweck umfaßt die Schaltung 65A zusätzlich ein Druckminderungsventil 113, das den stabilen, konstanten Bezugsvorsteuerdruck Pr auf der Grundlage eines von der Vorsteuerpumpe 63 gelieferten Vorsteuerdruckes erzeugt, während der Bezugsvorsteuerdruck Pr nach Unterdrückung der Schwankungen im Vorsteuerdruck über eine Vorsteuerleitung 112 in die Vorsteuerleitungen 112a - 112f geleitet wird.
Wie durch die Zweipunktstrichlinien 66A angedeutet ist, sind die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f, das Entlastungsventil 64 und das Druckminderungsventil 113 vorzugsweise in einem Montageblock ausgebildet.
Wie bei der ersten Ausführungsform umfaßt die Steuerung 61A eine Eingabeeinheit, eine Speichereinheit, eine Recheneinheit und eine Ausgabeeinheit.
Der Inhalt des von der Recheneinheit der Steuerung 61A ausgeführten Operationsvorgangs ist in einem funktionalen Blockschaltbild der Fig. 16 gezeigt. In dieser Ausführungsform umfaßt der mit dem Verteilungskompensationsventil 38 verbundene Funktionsblock zusätzlich zum Funktionsblock 83 einen zweiten Funktionsblock 83A. Von diesen Funktionsblöcken 83, 83A werden die Werte der Steuerkräfte Fc4, Fc40 entsprechend dem Differenzdruck ΔPLS in Abhängigkeit vom derzeitigen elektrischen Signal X1 bestimmt, wobei einer der beiden Werte durch eine Schaltfunktion eines Auswahlblocks 114 ausgewählt wird. Ebenso werden die elektrischen Signale X3, X4 von den Betriebsaufnehmern 110, 111 in einen UND-Block 115 eingegeben, der ein EIN-Signal an den Auswahlblock 114 ausgibt, wenn beide elektrischen Signale X3 und X4 EIN sind. Der Auswahlblock 114 wählt bei Abwesenheit des EIN- Signals vom UND-Block 115 die Steuerkraft Fc40 und bei Anwesenheit des EIN-Signals die Steuerkraft Fc4 aus.
Die im Funktionsblock 83 gespeicherte funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und der Steuerkraft Fc4 ist von der Art, wie in Verbindung mit der ersten Ausführungsform beschrieben ist. Die im Funktionsblock 83A gespeicherte funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und der Steuerkraft Fc40 ist die gleiche wie die mit Bezug auf Fig. 4D in der ersten Ausführungsform beschriebene funktionale Beziehung in den Funktionsblöcken 84, 85, welche den mit dem Armzylinder 27 und dem Becherzylinder 28 verbundenen Verteilungskompensationsventilen zugehören. Insbesondere wird mit steigendem Differenzdruck ΔPLS der Wert der Steuerkraft Fc40 in einem großen Teil seines Bereiches der Kennlinie der Grundfunktion folgend allmählich verringert, wobei trotz einer Absenkung des Differenzdruckes ΔPLS die Steuerkraft auf den maximalen Wert fmax begrenzt wird, welcher niedriger ist als die Zwangskraft f der Antriebseinrichtung 48A, wenn der Differenzdruck ΔPLS den minimalen Strömungskompensations-Differenzdruck B unterschreitet.
In der so aufgebauten zweiten Ausführungsform wird während einer kombinierten Bewegung des Auslegers 103 und eines weiteren angetriebenen Elementes ausschließlich des Schwenkkörpers 100 das Schwenkrichtungssteuerventil 29 nicht betätigt, und somit wird vom Betriebsaufnehmer 110 kein elektrisches Signal X3 ausgegeben, so daß der UND- Block 115 kein EIN-Signal an die Steuerung 61A ausgibt und der Auswahlblock 114 die durch den Funktionsblock 83A bestimmte Steuerkraft Fc40 als Steuerkraft auswählt. Deshalb wird die mit der Kennlinie der Grundfunktion übereinstimmende Steuerkraft Fc40 an die Antriebseinrichtungen 38c der Verteilungskompensationsventile 38A angelegt, während die zweite Steuerkraft f - Fc40 in Ventilöffnungsrichtung einen solchen Wert ergibt, daß der Sollwert des Differenzdruckes ΔPv4 über dem Strömungssteuerventil 32 weitgehend gleich dem Differenzdruck ΔPLS wird. Mit anderen Worten, die zweite Steuerkraft f - Fc40 besitzt einen Normalwert, der kleiner ist als der der zweiten Steuerkraft f - Fc4, welche von der vom Funktionsblock 83 hergeleiteten Steuerkraft Fc4 abhängt. Dies bewahrt das Verteilungskompensationsventil 38A davor, ungenügend begrenzt zu werden, wenn der Auslegerzylinder 26 den niedrigeren Druck aufweist, so daß der Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 32 so geregelt werden kann, daß er gleich dem Differenzdruck ΔPLS wird, um das Hydraulikfluid mit einer Strömungsrate an den Auslegerzylinder zu liefern, die einem eingestellten Wert des Strömungssteuerventils 32 entspricht.
Während der kombinierten Bewegung des Schwenkkörpers 100 und des Auslegers 103 werden beide Strömungssteuerventile 29, 32 betätigt und somit die elektrischen Signale X3, X4 von den beiden Betriebsaufnehmern 110, 111 ausgegeben, so daß der UND-Block 115 das EIN-Signal an die Steuerung 61A ausgibt und der Auswahlblock 114 die durch den Funktionsblock 83 bestimmte Steuerkraft Fc4 als Steuerkraft auswählt. Wie in dem oben in der ersten Ausführungsform beschriebenen Fall der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung erfüllen deshalb die an die Verteilungskompensationsventile 35, 38 angelegten zweiten Steuerkräfte f - Fc1, f - Fc4 die Beziehung f - Fc1 < f - Fc4, mit dem Ergebnis, daß der Auslegerzylinder 26 mit einer größeren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert wird als sich aus der Aufteilung der Gesamtdurchflußleistung der Hauptpumpe 22 nach dem Verhältnis der Öffnungsgrade der Strömungssteuerventile 29, 32 ergeben würde, wodurch ermöglicht wird, eine kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung auszuführen, in der der Ausleger mit einer höheren Geschwindigkeit gehoben werden kann, während eine relativ mäßige Schwenkbewegung bewirkt wird.
Bei dieser Ausführungsform umfaßt ferner eine der Antriebseinrichtungen, die die zweiten Steuerkräfte für die Verteilungskompensationsventile 35A - 40A erzeugen, anstelle der Federn die Antriebseinrichtungen 45A - 50A, die über die Vorsteuerleitungen 112 und 112a - 112f mit dem gleichen Bezugsvorsteuerdruck Pr versorgt werden. Demgemäß entsteht nicht das Problem mit Herstellungsfehlern der Federn oder zufälligen Veränderungen im Laufe der Zeit, welche zwischen den Verteilungskompensationsventilen 35A - 40A verursachte, sehr kleine Antriebsfehler erzeugen können. Im Ergebnis können die einzelnen zweiten Steuerkräfte f - Fc1, f - Fc2, f - Fc3, f - Fc4, f - Fc5 und f - Fc6, die an die entsprechenden Verteilungskompensationsventilen 35A - 40A angelegt werden, genauer festgelegt werden als sie im Fall der Verwendung von Federn festzulegen wären, wobei dies ermöglicht, die beabsichtigte kombinierte Bewegung genau auszuführen.
Zusätzlich wird in dieser Ausführungsform der in die Antriebseinrichtungen 45A - 50A geleitete Bezugsvorsteuerdruck Pr vom Druckminderungsventil 113 geliefert, und das Druckminderungsventil 113 verwendet zu diesem Zweck den durch das Entlastungsventil 64 wie mit den Proportional-Druckminderungs-Magnetventilen 62a - 62f festgelegten Vorsteuerdruck.
Mit dem gezeigten Entlastungsventil 64 wird jedoch, wenn der Tankdruck aufgrund einer Ursache, wie z.B. dem Zurückfließen von Hydraulikfluid aus den Betätigungselementen, schwankt, der vom Entlastungsventil 64 gelieferte Vorsteuerdruck auch entsprechend verändert. Änderungen des Vorsteuerdruckes verändern die Ausgänge der Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f, d.h. die Steuerdrücke Pc1 - Pc6, selbst wenn die elektrischen Signale a - f auf einem konstanten Pegel gehalten werden. Deshalb werden unter der Voraussetzung, daß die von den Antriebseinrichtungen 45A - 50A aufgenommene Kraft ffest ist, die zweiten Steuerkräfte in Ventilöffnungsrichtung verändert und halten den konstanten elektrischen Signalen a - f nicht stand.
Im Gegensatz dazu wird in dieser Ausführungsform der Ausgang des Druckminderungsventils 113, d.h. der Bezugsvorsteuerdruck Pr, mit den Schwankungen des Vorsteuerdruckes ebenfalls verändert. Anders ausgedrückt, mit veränderten Steuerdrücken Pc1 - Pc6 wird auch der Bezugsvorsteuerdruck Pr entsprechend verändert. Deshalb heben sich beide Veränderungen gegenseitig auf, und als Ergebnis davon werden die zweiten Steuerkräfte in Ventilöffnungsrichtung konstant gehalten. So beeinflussen bei dieser Ausführungsform irgendwelche Veränderungen des Tankdruckes aufgrund des Zurückfließens des Hydraulikfluids aus den Betätigungselementen nicht den Antrieb der Verteilungskompensationsventile 35A - 40A. Folglich ist es möglich, die einzelnen zweiten Steuerkräfte f - Fc1, f - Fc2, f - Fc3, f - Fc4, f - Fc5 und f - Fc6, die an die entsprechenden Verteilungskompensationsventile 35A - 40A angelegt werden, trotz Veränderungen des Tankdruckes genauer festzulegen, was eine gute Steuergenauigkeit ergibt.

DRITTE AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird mit Bezug auf die Fig. 17 - 24 eine dritte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben. In diesen Figuren sind die Teile, die mit den in den Fig. 1 - 12 gezeigten Teilen identisch sind, mit denselben Bezugszeichen bezeichnet.
Mit Bezug auf Fig. 17 sind die Verteilungskompensationsventile 35B - 40B anstelle von zwei Antriebseinrichtungen, d.h. den Federn 45 - 50 und den Antriebseinrichtungen 45c - 50c, mit einfachen Antriebselementen, d.h. mit Antriebseinrichtungen 35d - 40d, als Antriebseinrichtungen zum Anlegen der zweiten Steuerkräfte ausgestattet, um die Ventilkörper der Verteilungskompensationsventile 35B - 40B in Ventilöffnungsrichtung zu zwingen. Die Antriebseinrichtungen 35d - 40d werden über die Vorsteuerleitungen 51a - 51f mit den Steuerdrücken Pc1 - Pc6 versorgt, um die zweiten Steuerkräfte f - Fc1, f - Fc2, f - Fc3, f - Fc4, f - Fc5 und f - Fc6 direkt dort anzulegen. Im folgenden werden diese zweiten Steuerkräfte entsprechend mit Hc1 - Hc6 bezeichnet.
Diese Ausführungsform besitzt auch eine Auswahleinrichtung 120, die sechs Auswahlschaltelemente 120a - 120f umfaßt, welche in Verbindung mit den Betätigungselementen 23 - 28 vorgesehen sind und durch eine Bedienungsperson wahlweise in jede gewünschte Stellung gebracht werden können. Die Auswahlschaltelemente 120a - 120f geben ausgewählte Steuersignale als elektrische Signale Y1 - Y6 aus, deren entsprechender Gehalt von den gewählten Stellungen abhängt.
Wie in der ersten Ausführungsform umfaßt eine Steuerung 61B eine Eingabeeinheit, eine Speichereinheit, eine Recheneinheit und eine Ausgabeeinheit. Die Eingabeeinheit der Steuerung 61B empfängt das vom Differenzdruckaufnehmer 59 ausgegebene elektrische Signal X1 und die von der Auswahleinrichtung 120 ausgegebenen elektrischen Signale Y1 - Y6. Die Recheneinheit der Steuerung 61B berechnet auf der Grundlage des Steuerprogramms und der in der Speichereinheit gespeicherten Funktionsdaten in Abhängigkeit von den elektrischen Signalen X1 und Y1 - Y6 die Werte der Steuerkräfte Hc1 - Hc6. Die Ausgabeeinheit gibt die Werte dieser Steuerkräfte als elektrische Signale a - f aus.
Der Inhalt des von der Recheneinheit der Steuerung 61B ausgeführten Operationsvorganges ist in einem funktionalen Blockschaltbild in Fig. 18 gezeigt. In dieser Figur sind die Blöcke 80B - 85B in Verbindung mit den Verteilungskompensationsventilen 35B - 40B vorgesehen und sind Funktionsblöcke, die im voraus Funktionsdaten einschließlich mehrerer Beziehungen zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und jeder Steuerkraft Hc1 - Hc6 speichern. In jedem der Funktionsblöcke 80B - 85B wird in Abhängigkeit jedes Signals Y1 - Y6 eine dem Inhalt des gewählten Befehlssignals entsprechende funktionale Beziehung ausgewählt. Auf der Grundlage der somit ausgewählten funktionalen Beziehungen werden entsprechend dem Differenzdruck ΔPLS in Abhängigkeit vom derzeitigen Signal X1 die Werte der Steuerkräfte Hc1 - Hc6 berechnet. Die Werte der durch die Funktionsblöcke 80B - 85B bestimmten Steuerkräfte Hc1 - Hc6 werden durch die Verzögerungsblöcke 90 - 95, die Verzögerungselemente erster Ordnung enthalten, gefiltert und dann entsprechend als elektrische Signale a - f ausgegeben.
Die im Funktionsblock 80B gespeicherten mehreren Beziehungen zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und der Steuerkraft Hc1 sind in Fig. 19 gezeigt. In dieser Figur entspricht eine durchgezogene Linie S0 der Kennlinie der oben in Verbindung mit der ersten Ausführungsform beschriebenen Grundfunktion und stellt somit die funktionale Beziehung dar, in der die Steuerkraft mit steigendem Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente 23 - 28 allmählich erhöht wird. Diese funktionale Beziehung 50 wird bei normalem Antrieb des Schwenkmotors 23 einschließlich alleiniger Bewegung des Schwenkkörpers 100, bei der kein Bedarf an einer Modifizierung der zweiten Steuerkraft in Ventilöffnungsrichtung des Verteilungskompensationsventils 35B besteht, eingesetzt.
Die gestrichelten Linien S0+1, S0+2 stellen die funktionalen Beziehungen dar, in welchen die Steuerkraft Hc1 mit steigendem Differenzdruck ΔPLS mit einer größeren Steigung als bei der Funktion S0 allmählich erhöht wird. Die gestrichelten Linien S0-1, S0-2 stellen die funktionalen Beziehungen dar, in welchen die Steuerkraft Hc1 mit steigendem Differenzdruck ΔPLS mit einer kleineren Steigung als bei der Funktion S0 allmählich erhöht wird.
Die gestrichelten Linien S0+1, S0+2 stellen genauer funktionale Beziehungen dar, in welchen die Steigung größer als die der Kennlinie S0 der Grundfunktion ist, und mit welchen die zweite Steuerkraft Hc1 in Ventilöffnungsrichtung des Verteilungskompensationsventils 35B größer wird als im Falle der Grundfunktion, wobei der Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 29 den Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente 23 - 28 übersteigt. Diese funktionalen Beziehungen werden in einem Versuch eingesetzt, während der kombinierten Bewegung, wenn der Schwenkmotor den niedrigeren Lastdruck aufweist, das Hydraulikfluid mit einer größeren Strömungsrate zum Schwenkmotor 23 zu fördern als im Normalfall.
Die gestrichelten Linien S0-1, S0-2 stellen funktionale Beziehungen dar, mit welchen die zweite Steuerkraft Hc1 in Ventilöffnungsrichtung des Verteilungskompensationsventils 35B kleiner wird als im Falle der Grundfunktion, wobei der Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 29 unter den Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente 23 - 28 fällt. Diese funktionalen Beziehungen werden in einem Versuch eingesetzt, während der kombinierten Bewegung, wenn der Schwenkmotor den niedrigeren Lastdruck aufweist, das Hydraulikfluid mit einer kleineren Strömungsrate zum Schwenkmotor 23 zu fördern als im Normalfall.
Wie in der ersten Ausführungsform bezeichnet ΔPLS0 übrigens den Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 22 und dem maximalen Lastdruck, der durch die Fördersteuereinrichtung 41 unter lastabhängiger Steuerung gehalten wird, d.h. den durch die Feder 54 des Steuerventils 53 festgesetzten lastabhängig kompensierten Differenzdruck.
Jeder der anderen Funktionsblöcke 81B - 85B speichert auf weitgehend gleiche Weise wie der Funktionsblock 80B ebenso mehrere funktionale Beziehungen. Die Anzahl und die Typen der in jedem der Funktionsblöcke 80B - 85B gespeicherten mehreren funktionalen Beziehungen sind so gewählt, daß die zugehörigen Betätigungselemente 23 - 28 in Abhängigkeit von den Typen und Inhalten der während der kombinierten Bewegung ausgeführten Arbeiten mit optimalen Betriebseigenschaften versehen werden.
Ähnlich der ersten Ausführungsform werden die von der Steuerung 61B ausgegebenen elektrischen Signale a - f an die mehreren Proportional-Druckminderungs-Magnetventilen 62a - 62f angelegt. Die Proportional-Druckminderungs- Magnetventile 62a - 62f werden durch die elektrischen Signale a - f angetrieben, um die entsprechenden Steuerdrücke Pc1 - Pc6 zu liefern. Die Steuerdrücke Pc1 - Pc6 werden zu den Antriebseinrichtungen 35d - 40d der Verteilungskompensationsventil 35B - 40B geleitet, um die von der Steuerung 61B berechneten Steuerkräfte Hc1 - Hc6 an die Verteilungskompensationsventile 35B - 40B anzulegen, woraufhin die Verteilungskompensationsventile 35B - 40B die Differenzdrücke ΔPv1 - APv6 über den entsprechenden Strömungssteuerventilen 29 - 34 steuern.
Die Funktionsweise dieser so aufgebauten Ausführungsform wird im folgenden beschrieben.
Beim Ausführen der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung, z.B. mit dem Ziel, Erde aufzuladen, betätigt eine Bedienungsperson die entsprechenden Auswahlschaltelemente 120a, 120d der Auswahleinrichtung 120, um die für den Inhalt der auszuführenden Arbeit geeigneten funktionalen Beziehungen auszuwählen, wobei die entsprechenden Auswahlbefehlssignale, d.h. die elektrischen Signale Y1, Y4, ausgegeben werden. In Abhängigkeit von den elektrischen Signalen Y1, Y4 wird z.B. die der gestrichelten Linie S0-2 in Fig. 19 entsprechende funktionale Beziehung der mehreren im Funktionsblock 80B gespeicherten funktionalen Beziehungen für das mit dem Schwenkmotor 23 verbundene Verteilungskompensationsventil 35B ausgewählt, während z.B. für das mit dem Auslegerzylinder 26 verbundene Verteilungskompensationsventil 38B entsprechend die der gestrichelten Linie S0+2 in Fig. 19 entsprechende funktionale Beziehung der mehreren im Funktionsblock 80B gespeicherten funktionalen Beziehungen ausgewählt wird.
Fig. 20 zeigt alle durch die Funktionsblöcke 80B, 83B ausgewählten funktionalen Beziehungen zusammen. In dieser Figur bezeichnet 121 eine der Grundfunktion S0 entsprechende Kennlinie, 122 eine Kennlinie, die der durch den mit dem Schwenkmotor 23 verbundenen Funktionsblock 80B ausgewählten funktionalen Beziehung der gestrichelten Linie S0-2 entspricht, und 123 eine Kennlinie, die der durch den mit dem Auslegerzylinder 26 verbundenen Funktionsblock 83B ausgewählten funktionalen Beziehung der gestrichelten Linie S0+2 entspricht.
Ferner werden dann in den Funktionsblöcken 80B, 83B von den ausgewählten funktionalen Beziehungen 122, 123 die Steuerkräfte H1, H4 in Abhängigkeit vom Differenzdruck ΔPLS abgeleitet, wobei dann die entsprechenden elektrischen Signale a, d an die Proportional-Druckminderungs- Magnetventile 62a bzw. 62d ausgegeben werden.
Folglich liefert das proportionale Druckminderungs-Magnetventil 62d in Abhängigkeit vom Differenzdruck ΔPLS den Steuerdruck Pc4, der größer ist als derjenige, der der Steuerkraft H0 entspricht, während das proportionale Druckminderungs-Magnetventil 62a den Steuerdruck Pc1 liefert, der kleiner ist als derjenige, der der Steuerkraft H0 entspricht. Diese Steuerdrücke Pc1, Pc4 werden an die Antriebseinrichtungen 35d, 38d der Verteilungskompensationsventile 35B bzw. 38B angelegt. Zu diesem Zeitpunkt legt die Antriebseinrichtung 38d des Verteilungskompensationsventils 38B die Steuerkraft H4 an, die größer ist als die normale Steuerkraft H0, so daß das Verteilungskompensationsventil 38B so gesteuert wird, daß es zwangsläufig weniger begrenzt wird und somit das Strömungssteuerventil 32 mit einer größeren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert wird als im Normalfall. Ebenso legt die Antriebseinrichtung 35d des Verteilungskompensationsventils 35B die Steuerkraft H1 an, die kleiner ist als die normale Steuerkraft H0, so daß das Verteilungskompensationsventil 35B so gesteuert wird, daß es zwangsläufig noch weiter begrenzt wird und somit das Strömungssteuerventil 29 mit einer kleineren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert wird als im Normalfall.
Die Fig. 21 und 22 zeigen Kennlinien der Strömungsraten in den obengenannten Fällen. Fig. 21 zeigt die Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPv4 über dem Ausleger-Strömungssteuerventil 32 und der zugeführten Strömungsrate Q4, während Fig. 22 die Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPv1 über dem Schwenk-Strömungssteuerventil 29 und der zugeführten Strömungsrate Q1 zeigt. Vorausgesetzt, daß das Steigungsverhältnis der Kennlinie 123 zur Kennlinie 121 der Grundfunktion mit α gegeben ist, kann hierbei, während das Ausleger-Strömungssteuerventil 32 im Fall der normalen Steuerung auf der Grundlage des Differenzdruckes ΔPLS, wie durch eine Kennlinie 124A in Fig. 21 angedeutet ist, mit einer relativ kleinen Strömungsrate Q4A an Hydraulikfluid beliefert wird, das Ventil 32 im Falle von Erdaufladearbeit nun mit einer Strömungsrate Q4B an Hydraulikfluid abhängig vom kompensierten Differenzdruck α ΔPLS beliefert werden, welche größer ist als die Strömungsrate Q4A, wie durch eine Kennlinie 124B in Fig. 21 angedeutet ist. Vorausgesetzt, daß das Steigungsverhältnis der Kennlinie 122 zur Kennlinie 121 der Grundfunktion mit β gegeben ist, kann, während das Schwenk-Strömungssteuerventil 29 im Fall der normalen Steuerung auf der Grundlage des Differenzdruckes ΔPLS, wie durch eine Kennlinie 125A in Fig. 22 angedeutet ist, mit einer relativ großen Strömungsrate Q1A an Hydraulikfluid beliefert wird, auch das Ventil 29 im Falle von Erdaufladearbeit nun mit einer Strömungsrate Q1B an Hydraulikfluid abhängig vom kompensierten Differenzdruck β ΔPLS beliefert werden, welche kleiner ist als die Strömungsrate Q1A, wie durch eine Kennlinie 125B in Fig. 22 angedeutet ist.
Anders ausgedrückt ist es während Erdaufladearbeiten möglich, den Auslegerzylinder 26 mit einer relativ größeren Strömungsrate und den Schwenkmotor 23 mit einer relativ kleineren Strömungsrate an Hydraulikfluid zu beliefern als im Falle der normalen Steuerung. Deshalb kann das Hydraulikfluid mit den für die Erdaufladearbeit optimalen Strömungsraten auf den Auslegerzylinder 26 und den Schwenkmotor 23 aufgeteilt werden. Dies erlaubt, die Strömungsrate des vom Schwenkmotor 23 verbrauchten Hydraulikfluids zu verringern und das mit dem Auslegerzylinder 26 verbundene Verteilungskompensationsventil 38B weniger zu begrenzen, so daß die Energie des durch das Verteilungskompensationsventil 38B fließenden Hydraulikfluids nicht mehr in Wärme umgewandelt wird, womit insgesamt der Grad des Energieverlustes verringert wird. Da überdies der Ausleger mit einer relativ größeren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert werden kann, ist es auch möglich, eine ausreichende Hubhöhe des Auslegers zu sichern und eine gute Leistungsfähigkeit zu schaffen.
Wenn als nächstes eine kombinierte Bewegung des Armes und des Bechers für Baggerarbeiten, die die Arbeitseffektivität verglichen mit normaler Baggerarbeit verbessern, d.h. für besondere Baggerarbeit, ausgeführt wird, betätigt eine Bedienungsperson die entsprechenden Auswahlschaltelemente 120e, 120f der Auswahleinrichtung 120, um die für den Inhalt der ausgeführten Arbeit geeignete funktionale Beziehung auszuwählen, wobei die entsprechenden Auswahlbefehlssignale, d.h. die elektrischen Signale Y5, Y6, ausgegeben werden. In Abhängigkeit von den elektrischen Signalen Y5, Y6 wird z.B. die der gestrichelten Linie S0-1 in Fig. 19 entsprechende funktionale Beziehung der mehreren im Funktionsblock 84B gespeicherten funktionalen Beziehungen für das mit dem Armzylinder 27 verbundene Verteilungskompensationsventil 39B ausgewählt, während für das mit dem Becherzylinder 28 verbundene Verteilungskompensationsventil 40B z.B. die der gestrichelten Linie S0+1 in Fig. 19 entsprechende funktionale Beziehung der mehreren im Funktionsblock 85B gespeicherten funktionalen Beziehungen ausgewählt wird.
Die Fig. 23 zeigt alle durch die Funktionsblöcke 84B, 85B ausgewählten funktionalen Beziehungen zusammen. In dieser Figur bezeichnet 121 eine der Grundfunktion S0 entsprechende Kennlinie, 126 bezeichnet eine Kennlinie, die der durch den mit dem Armzylinder 27 verbundenen Funktionsblock 84B ausgewählten funktionalen Beziehung der gestrichelten Linie So-1 entspricht, während 127 eine Kennlinie bezeichnet, die der durch den mit dem Becherzylinder 26 verbundenen Funktionsblock 85B ausgewählten funktionalen Beziehung der gestrichelten Linie So+1 entspricht.
Ferner werden in den Funktionsblöcken 84B, 85B von den ausgewählten funktionalen Beziehungen 126, 127 die Steuerkräfte H5, H6 in Abhängigkeit vom Differenzdruck ΔPLS abgeleitet und dann die entsprechenden elektrischen Signale e, f an die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62e bzw. 62f ausgegeben.
Folglich liefert das proportionale Druckminderungs-Magnetventil 62e den Steuerdruck Pc5, der kleiner ist als der, der der Steuerkraft H0 in Abhängigkeit vom Differenzdruck ΔPLS entspricht, während das proportionale Druckminderungs-Magnetventil 62f den Steuerdruck Pc6 liefert, der kleiner ist als der, der der Steuerkraft H0 entspricht. Diese Steuerdrücke Pc5, Pc6 werden an die Antriebseinrichtungen 39d, 40d der Verteilungskompensationsventile 39B bzw. 40B angelegt. Zu diesem Zeitpunkt legt die Antriebseinrichtung 39d des Verteilungskompensationsventils 39B die Steuerkraft H5 an, die kleiner ist als die normale Steuerkraft H0, so daß das Verteilungskompensationsventil 39B so gesteuert wird, daß es zwangsweise noch weiter begrenzt wird und somit das Strömungssteuerventil 33 mit einer kleineren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert wird als im Normalfall. Ebenso legt die Antriebseinrichtung 40d des Verteilungskompensationsventils 40B die Steuerkraft H6 an, die größer ist als die normale Steuerkraft H0, so daß das Verteilungskompensationsventil 40B so gesteuert wird, daß es zwangsweise weniger begrenzt wird und somit das Strömungssteuerventil 34 mit einer größeren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert wird als im Normalfall.
Im Ergebnis wird während der kombinierten Bewegung des Armes und des Bechers der Armzylinder 27 mit einer relativ kleineren Antriebsgeschwindigkeit betätigt, während der Becherzylinder 28 mit einer relativ größeren Antriebsgeschwindigkeit betätigt wird, um somit die der normalen Baggerarbeit im Punkt Arbeitseffektivität überlegene besondere Baggerarbeit zu erreichen.
Wenn als nächstes die kombinierte Bewegung des Armes und des Bechers z.B. für Oberflächenarbeiten oder ähnliches als ein Typ von kombinierten Bewegungen des Armes und des Bechers ausgeführt wird, betätigt eine Bedienungsperson die entsprechenden Auswahlschaltelemente 120e, 120f der Auswahleinrichtung 120, um die für den Inhalt der ausgeführten Arbeit geeignete funktionale Beziehung auszuwählen, wobei die entsprechenden Auswahlbefehlssignale, d.h. die elektrischen Signale Y5, Y6, ausgegeben werden. In Abhängigkeit von den elektrischen Signalen Y5, Y6 wird z.B. die der gestrichelten Linie S0+1 in Fig. 19 entsprechende funktionale Beziehung der mehreren im Funktionsblock 84B gespeicherten funktionalen Beziehungen für das mit dem Armzylinder 27 verbundene Verteilungskompensationsventil 39B ausgewählt, während für das mit dem Becherzylinder 28 verbundene Verteilungskompensationsventil 40B z.B. die der gestrichelten Linie S0-1 in Fig. 19 entsprechende funktionale Beziehung der mehreren im Funktionsblock 85B gespeicherten funktionalen Beziehungen ausgewählt wird.
Die Fig. 24 zeigt alle durch die Funktionsblöcke 84B, 85B ausgewählten funktionalen Beziehungen zusammen. In dieser Figur bezeichnet 121 eine der Grundfunktion S0 entsprechende Kennlinie, 128 bezeichnet eine Kennlinie, die der durch den mit dem Armzylinder 27 verbundenen Funktionsblock 84B ausgewählten funktionalen Beziehung der gestrichelten Linie So+1 entspricht, während 129 eine Kennlinie bezeichnet, die der durch den mit dem Becherzylinder 26 verbundenen Funktionsblock 85B ausgewählten funktionalen Beziehung der gestrichelten Linie So+1 entspricht.
Ferner werden in den Funktionsblöcken 84B, 85B von den ausgewählten funktionalen Beziehungen 128, 129 die Steuerkräfte H'5, H'6 in Abhängigkeit vom Differenzdruck ΔPLS abgeleitet und dann die entsprechenden elektrischen Signale e, f an die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62e bzw. 62f ausgegeben.
Folglich liefert das proportionale Druckminderungs-Magnetventil 62e den Steuerdruck Pc5, der größer ist als der, der der Steuerkraft H0 in Abhängigkeit vom Differenzdruck ΔPLS entspricht, während das proportionale Druckminderungs-Magnetventil 62f den Steuerdruck Pc6 liefert, der kleiner ist als der, der der Steuerkraft H0 entspricht. Diese Steuerdrücke Pc5, Pc6 werden zu den Antriebseinrichtungen 39d, 40d der Verteilungskompensationsventile 39B bzw. 40B geleitet. Zu diesem Zeitpunkt legt die Antriebseinrichtung 38d des Verteilungskompensationsventils 39B die Steuerkraft H'5 an, die größer ist als die normale Steuerkraft H0, so daß das Verteilungskompensationsventil 39B so gesteuert wird, daß es zwangsweise weniger begrenzt wird und somit das Strömungssteuerventil 33 mit einer größeren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert wird als im Normalfall. Ebenso legt die Antriebseinrichtung 40d des Verteilungskompensationsventils 40B die Steuerkraft H'6 an, die kleiner ist als die normale Steuerkraft H0, so daß das Verteilungskompensationsventil 40B so gesteuert wird, daß es zwangsweise noch weiter begrenzt wird und somit das Strömungssteuerventil 34 mit einer kleineren Strömungsrate an Hydraulikfluid beliefert wird als im Normalfall.
Im Ergebnis wird während der kombinierten Bewegung des Armes und des Bechers der Armzylinder 27 mit einer relativ größeren Antriebsgeschwindigkeit betätigt, während der Becherzylinder 28 mit einer relativ kleineren Antriebsgeschwindigkeit betätigt wird, um somit die Bodeneinebnungsarbeit, d.h. die Oberflächenarbeit, mit einer guten Arbeitseffektivität zu erreichen.

ABWANDLUNG DER DRITTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird nun mit Bezug auf Fig. 25 eine Abwandlung der obenerwähnten dritten Ausführungsform beschrieben. In dieser Figur sind die Teile, die mit den in Fig. 18 gezeigten Teilen identisch sind, mit denselben Bezugszeichen bezeichnet.
Diese Ausführungsform besitzt anstelle der obenerwähnten Auswahleinrichtung 120 eine Auswahleinrichtung 130, die z.B. fünf Auswahlschaltelemente 130a - 130e umfaßt, die entsprechend den Arbeitsmodi vorgesehen und von einer Bedienungsperson wahlweise zu betätigen sind. Wenn sie betätigt werden, geben die Auswahlschaltelemente 130a - 130e in Abhängigkeit von den entsprechenden Arbeitsmodi verschiedene Auswahlbefehlssignale als elektrische Signale Za - Ze aus. Es ist zu beachten, daß immer nur eines der Auswahlschaltelemente zu einem Zeitpunkt betätigt werden kann, wobei die Auswahleinrichtung 130 in Abhängigkeit vom betätigten Auswahlschaltelement eines der elektrischen Signale Za - Ze ausgibt.
Wie bei der ersten Ausführungsform umfaßt eine Steuerung 6lC eine Eingabeeinheit, eine Speichereinheit, eine Recheneinheit und eine Ausgabeeinheit. Die Eingabeeinheit der Steuerung 61C empfängt das vom Differenzdruckaufnehmer 59 ausgegebene elektrische Signal X1 und die von der Auswahleinrichtung 130 ausgegebenen elektrischen Signale Za - Ze. Die Recheneinheit der Steuerung 61C wählt in einem Funktionsauswahl-Befehlsblock 131 in Abhängigkeit von den elektrischen Signaleingaben sowohl einen oder mehrere der Funktionsblöcke 80B - 85B als auch eine oder mehrere der in jedem Funktionsblock gespeicherten funktionalen Beziehungen aus und gibt dann die entsprechenden Auswahlbefehlssignale Z1 - Z6 aus. Die Funktionsblöcke 80B - 85B berechnen auf der Grundlage des Steuerprogramms und der in der Speichereinheit gespeicherten Funktionsdaten in Abhängigkeit von den elektrischen Signalen X1 und Z1 - Z6 die Werte der Steuerkräfte Hc1 - Hc6. Die Ausgabeeinheit gibt die Werte dieser Steuerkräfte als elektrische Signale a - f aus.
Wenn bei dieser so aufgebauten Ausführungsform eines der Auswahlschaltelemente 130a - 130e der Auswahleinrichtung 130, z.B. das Auswahlschaltelement 130a z.B. für Erdaufladearbeiten mit kombinierter Schwenk- und Auslegerhebebewegung betätigt wird, wird von der Auswahleinrichtung 130 das elektrische Signal Za ausgegeben. In Abhängigkeit vom elektrischen Signal Za führt der Funktionsauswahl-Befehlsblock 131 in der Steuerung 61C Berechnungen aus, um die beiden Funktionsblöcke 80B, 83B auszuwählen und dann für den Funktionsblock 80B unter den mehreren funktionalen Beziehungen die funktionale Beziehung der obengenannten gestrichelten Linie S0-2 in Fig. 19 und für den Funktionsblock 83B unter den mehreren funktionalen Beziehungen die funktionale Beziehung der obengenannten gestrichelten Linie S0+2 in Fig. 19 auszuwählen, gefolgt vom Ausgeben der entsprechenden Auswahlbefehlssignale Z1, Z4. Es ist zu beachten, daß der Funktionsauswahl-Befehlsblock 131 für die anderen Funktionsblöcke 81B, 82B, 84B und 85B die Grundfunktion S0 in Fig. 19 auswählt und dann die entsprechenden Auswahlbefehlssignale Z2, Z3, Z5 bzw. Z6 ausgibt.
Die Funktionsblöcke 80B, 83B wählen die durch die Auswahlbefehlssignale Z1, Z4 befohlenen funktionalen Beziehungen aus. Folglich ist es wie bei obengenannter Ausführungsform möglich, das Hydraulikfluid mit einer relativ größeren Strömungsrate zum Auslegerzylinder 26 und mit einer relativ kleineren Strömungsrate zum Schwenkmotor 23 zu fördern als im Falle der normalen Steuerung. Deshalb kann das Hydraulikfluid mit für Erdaufladearbeiten optimalen Strömungsraten auf den Auslegerzylinder 26 und den Schwenkmotor 23 aufgeteilt werden, mit dem Ergebnis einer verbesserten Leistungsfähigkeit.
Wenn ferner eines der Auswahlschaltelemente 130a - 130e der Auswahleinrichtung 130, z.B. das Auswahlschaltelement 130b z.B. für besondere Baggerarbeiten mit kombinierter Bewegung des Armes und des Bechers zum Verbessern der Arbeitseffektivität im Vergleich mit normaler Baggerarbeit betätigt wird, wird von der Auswahleinrichtung 130 das elektrische Signal Zb ausgegeben. In Abhängigkeit vom elektrischen Signal Zb führt der Funktionsauswahl-Befehlsblock 131 in der Steuerung 61C Berechnungen aus, um die beiden Funktionsblöcke 84B, 85B auszuwählen und dann für den Funktionsblock 84B unter den mehreren funktionalen Beziehungen die funktionale Beziehung der obengenannten gestrichelten Linie S0-1 in Fig. 19 und für den Funktionsblock 85B unter den mehreren funktionalen Beziehungen die funktionale Beziehung der obengenannten gestrichelten Linie S0+1 in Fig. 19 auszuwählen, gefolgt vom Ausgeben der entsprechenden Auswahlbefehlssignale Z5, Z6.
Die Funktionsblöcke 84B, 85B wählen die durch die Auswahlbefehlssignale Z5, Z6 befohlenen funktionalen Beziehungen aus. Folglich ist es wie bei der obengenannten Ausführungsform möglich, während der kombinierten Bewegung des Armes und des Bechers den Armzylinder 27 mit relativ kleinerer Antriebsgeschwindigkeit und den Becherzylinder 28 mit relativ größerer Antriebsgeschwindigkeit anzutreiben, wodurch die der normalen Baggerarbeit im Punkt der Arbeitseffektivität überlegene besondere Baggerarbeit erreicht wird.
Wenn ferner eines der Auswahlschaltelemente 130a - 130e des Auswahlgerätes 130, z.B. das Auswahlschaltelement 130c, für z.B. Oberflächenarbeiten mittels kombinierter Bewegung des Armes und des Bechers zum Einebnen des Bodens betätigt wird, wird von der Auswahleinrichtung 130 das elektrische Signal Zc ausgegeben. In Abhängigkeit vom elektrischen Signal Zc führt der Funktionsauswahl-Befehlsblock 131 in der Steuerung 61C Berechnungen aus, um die beiden Funktionsblöcke 84B, 85B auszuwählen und dann für den Funktionsblock 84B unter den mehreren funktionalen Beziehungen die funktionale Beziehung der obengenannten gestrichelten Linie S0+1 in Fig. 19 und für den Funktionsblock 85B unter den mehreren funktionalen Beziehungen die funktionale Beziehung der obengenannten gestrichelten Linie S0-1 in Fig. 19 auszuwählen, gefolgt vom Ausgeben der entsprechenden Auswahlbefehlssignale Z5, Z6.
Die Funktionsblöcke 84B, 85B wählen die durch die Auswahlbefehlssignale Z5, Z6 befohlenen funktionalen Beziehungen aus. Folglich ist es wie bei der obengenannten Ausführungsform möglich, den Armzylinder 27 mit relativ größerer Antriebsgeschwindigkeit und den Becherzylinder 28 mit relativ kleinerer Antriebsgeschwindigkeit anzutreiben, wodurch eine Oberflächenarbeit mit guter Arbeitseffektivität erreicht wird.
Die obenerwähnte Ausführungsform ist so angeordnet, daß aufgrund einer Betätigung jedes Auswahlschaltelements 130a - 130e der Auswahleinrichtung 130 irgendeines der Auswahlbefehlssignale Za - Ze ausgegeben wird. Sie kann jedoch auch so abgewandelt werden, daß jedes Auswahlschaltelement in mehreren Schritten betätigt werden kann, um einen Arbeitsmodus mit verschiedenen Geschwindigkeitsverhältnissen der mehreren Betätigungselemente 23 - 28 innerhalb eines Typs vom gleichen Arbeitsmodus zu befehlen, wobei der Funktionsauswahl-Befehlsblock 131 in Abhängigkeit vom ausgegebenen Auswahlbefehlssignal eine der verschiedenen funktionalen Beziehungen für den entsprechenden Funktionsblock auswählt, um die Einstellung der zugehörigen Verteilungskompensationsventile zu verändern. Dies erlaubt es, die nötige Einstellung zu ändern, um sie auf die von der Arbeitssituation abhängige kombinierte Bewegung einzustellen und um die Leistungsfähigkeit und die Arbeitseffektivität weiter zu verbessern.

WEITERE AUSFÜHRUNGSFORM DER STEUERDRUCK-ERZEUGUNGSSCHALTUNG

Während die obengenannte Ausführungsform die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 62a - 62f als Steuerdruck-Erzeugungseinrichtung einsetzt, um die Steuerdrücke Pc1 - Pc6 in der Steuerdruck-Erzeugungsschaltung in Abhängigkeit von den elektrischen Signalen a - f der Steuerung zu liefern, kann die Steuerdruck-Erzeugungseinrichtung auf eine alternative Weise verwirklicht werden. Diese Ausführungsform schlägt eine Möglichkeit von solchen Modifikationen vor.
Genauer umfaßt in dieser Ausführungsform eine Steuerdruck-Erzeugungsschaltung 140 veränderliche Entlastungsmagnetventile 141a - 141f, die zwischen die Vorsteuerpumpe 63 und einen Tank geschaltet und parallel miteinander verbunden sind, und Begrenzungsventile 142a - 142f, die entsprechend zwischen den veränderlichen Entlastungsmagnetventilen 141a - 141f und die Vorsteuerpumpe 63 geschaltet sind. Die veränderlichen Entlastungsmagnetventile 141a - 141f werden z.B. wie in Fig. 1 gezeigt mit den elektrischen Signalen a - f der Steuerung 61 angesteuert. Wenn die veränderlichen Entlastungsmagnetventile 141a - 141f in Abhängigkeit von den elektrischen Signalen a - f betätigt werden, werden Vorsteuerleitungen 143a - 143f, die zwischen den Begrenzungsventilen 142a - 142f - und den veränderlichen Entlastungsmagnetventilen 141a 141f verlegt sind, über Vorsteuerleitungen 51a - 51f mit den entsprechenden Antriebseinrichtungen 35c - 40c der Verteilungskompensationsventile 35 - 40 verbunden, wie z.B. in Fig. 1 gezeigt ist.
Auch bei der Steuerdruck-Erzeugungsschaltung 140 werden die veränderlichen Entlastungsmagnetventile 141a - 141f in Abhängigkeit von den von der Steuerung aus gegebenen elektrischen Signalen a - f einzeln betätigt, um deren Begrenzungsgrade zu bestimmen, um die Größe des von der Vorsteuerpumpe 63 gelieferten Vorsteuerdruckes geeignet zu verändern, so daß die Steuerdrücke Pc1 - Pc6 mit den den elektrischen Signalen a - f entsprechenden Pegeln über die Vorsteuerleitungen 143a - 143f zu den Antriebseinrichtungen 35c - 40c der Verteilungskompensationsventile 35 - 40 geleitet werden, wie z.B. in Fig. 1 gezeigt ist. Somit kann eine ähnliche Funktion bewirkt werden wie im obenerwähnten Fall der Verwendung von Proportional- Druckminderungs-Magnetventilen.

VIERTE AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird mit Bezug auf die Fig. 27 - 32 eine vierte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben.
Mit Bezug auf Fig. 27 umfaßt ein in einem hydraulischen Bagger eingesetztes hydraulisches Antriebssystem eine von einer (nicht gezeigten) Kraftmaschine angetriebene Hydraulikpumpe mit variabler Verdrängung, d.h. die Hauptpumpe 200, mehrere durch das von der Hauptpumpe 200 geförderte Hydraulikfluid angetriebene Betätigungselemente, d.h. einen Schwenkmotor 201 und einen Auslegerzylinder 202, Strömungssteuerventile zum Steuern der Strömungen des an die mehreren Betätigungselemente gelieferten Hydraulikfluids, d.h. ein Schwenkrichtungssteuerventil 203 und ein Auslegerrichtungssteuerventil 204, sowie Druckausgleichsventile, d.h. die Verteilungskompensationsventile 205 und 206, die im Zulauf der zugehörigen Strömungssteuerventile angeordnet sind, um entsprechend die zwischen den Einlässen und den Auslässen der Strömungssteuerventile erzeugten Differenzdrücke, nämlich die Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen, zu steuern.
An eine Förderleitung 207 der Hauptpumpe 200 sind ein Entlastungsventil und ein Entladungsventil (beide nicht gezeigt) angeschlossen. Das Entlastungsventil dient zum Ableiten des Hydraulikfluids in einen Tank 208, wenn das von der Hauptpumpe 200 geförderte Hydraulikfluid einen Ansprechdruck des Entlastungsventils erreicht, um somit den Pumpenförderdruck vor einem Übersteigen dieses Ansprechdruckes zu bewahren. Das Entladungsventil dient zum Ableiten des Hydraulikfluids in einen Tank 208, wenn das von der Hauptpumpe 200 gelieferte Hydraulikfluid einen Summendruck aus dem höheren der Lastdrücke des Schwenkmotors 201 und des Auslegerzylinders 202 (im folgenden als maximaler Lastdruck Pamax bezeichnet) und einem Ansprechdruck des Entladungsventils erreicht, um somit den Pumpenförderdruck vor einem Übersteigen dieses Summendruckes zu bewahren.
Die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 wird von einem Fördersteuergerät 209 so gesteuert, daß für die lastabhängige Steuerung der Förderdruck Ps um einen festen Wert ΔPLS0 über dem maximalen Lastdruck Pamax gehalten wird.
Die Strömungssteuerventile 203, 204 sind vorgesteuerte Ventile, die von den Vorsteuerventilen 210 bzw. 211 betätigt werden. Aufgrund manueller Betätigung der Steuerhebel erzeugen die Vorsteuerventile 210, 211 einen Vorsteuerdruck a1 oder a2 und einen Vorsteuerdruck b1 oder b2, die zu den Strömungssteuerventilen 203, 204 geleitet werden, so daß die Strömungssteuerventile 203 bzw. 204 auf die entsprechenden Begrenzungsgrade geöffnet werden.
Die Verteilungskompensationsventile 205, 206 sind Ventile vom selben Typ wie die Verteilungskompensationsventile in der in Fig. 1 gezeigten ersten Ausführungsform. Insbesondere die Verteilungskompensationsventile 205 bzw. 206 besitzen Antriebseinrichtungen 205a, 205b und 206a, 206b, die den Auslaßdrücken und den Einlaßdrücken der Strömungssteuerventile 203, 204 ausgesetzt sind, um in Abhängigkeit von den Differenzdrücken über den Strömungssteuerventilen 203, 204 erste Steuerkräfte in Ventilschließrichtung anzulegen, Federn 212, 213 sowie Antriebseinrichtungen 205c, 206c, die den von den Proportional- Druckminderungs-Magnetventilen 216, 217 über die Vorsteuerleitungen 214, 215 gelieferten Steuerdrücken ausgesetzt sind. Die Federn 212, 213 und die Antriebseinrichtungen 205c, 206c erzeugen gemeinsam zweite Steuerkräfte in Ventilöffnungsrichtung, die als entsprechende Sollwerte der Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen 203, 204 dienen.
Von einer gemeinsamen Vorsteuerpumpe 220 wird ein Vorsteuerdruck an die Fördersteuereinrichtung 209, die Vorsteuerventile 210, 211 und die Proportional-Druckminderungs-Magnetventilen 216, 217 geliefert.
An die Strömungssteuerventile 203, 204 ist ein Wechselventil 222 angeschlossen, um den maximalen Lastdruck, d.h. den höheren der Lastdrücke des Schwenkmotors 201 und des Auslegerzylinders 202, herauszuführen.
Das hydraulische Antriebssystem der vorliegenden Erfindung umfaßt ferner einen Verdrängungsaufnehmer 223 zum Erfassen einer Verdrängung entsprechend dem Verdrängungsvolumen der Hauptpumpe 200, um somit die Durchflußleistung Qθ der Hauptpumpe 223 zu bestimmen, einen Förderdruckaufnehmer 224 zum Erfassen des Förderdruckes Ps der Hauptpumpe 200, einen Differenzdruckaufnehmer 225 zum Aufnehmen sowohl des Förderdruckes Ps der Hauptpumpe 200 als auch des maximalen Lastdruckes Pamax aus dem Schwenkmotor 201 und dem Auslegerzylinder 202, um den Differenzdruck ΔPLS dazwischen zu erfassen, sowie eine Steuerung 229 zum Empfangen der entsprechenden erfaßten Signale von dem Verdrängungsaufnehmer 223, dem Förderdruckaufnehmer 224 und dem Differenzdruckaufnehmer 225, um die Betätigungsbefehlssignale S11, S12 und S21, S22 an die Fördersteuereinrichtung 209 und die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216, 217 auszugeben.
Die Fördersteuereinrichtung 209 ist wie in Fig. 28 gezeigt aufgebaut. Diese Ausführungsform zeigt ein Beispiel, in welchem die Fördersteuereinrichtung 209 als hydraulisches Antriebssystem des elektro-hydraulischen Servosystems konstruiert ist.
Insbesondere besitzt die Fördersteuereinrichtung 209 einen Servokolben 230, der einen Verdrängungsvolumen- Verstellmechanismus 200a der Hauptpumpe 200 antreibt, wobei der Servokolben 230 in einen Servozylinder 231 eingesetzt ist. Eine Zylinderkammer des Servozylinders 231 wird durch den Servokolben 230 in eine linke Kammer 232 und eine rechte Kammer 233 geteilt, wobei die linke Kammer derart geformt ist, daß sie eine Querschnittsfläche D besitzt, die größer als die Querschnittsfläche d der rechten Kammer ist.
Die linke Kammer 232 des Servozylinders 231 ist über Leitungen 234, 235 mit der Vorsteuerpumpe 220 verbunden, während die rechte Kammer 233 des Servozylinders 231 über die Leitung 235 mit der Vorsteuerpumpe 220 verbunden ist, wobei diese Leitungen 234, 235 über eine Rückflußleitung 236 mit dem Tank 208 verbunden sind. In die Leitung 235 ist ein Magnetventil 237 eingeschaltet, während in die Rückflußleitung 236 ein weiteres Magnetventil 238 eingeschaltet ist. Diese Magnetventile 237, 238 sind normalerweise geschlossene Magnetventile (die eine Funktion besitzen, um selbsttätig in einen geschlossenen Zustand zurückzukehren, wenn sie abgeschaltet werden) und werden in ihre offenen Stellungen geschaltet, wenn sie durch die von der Steuerung 229 gelieferten Betätigungsbefehlssignale S11, S12 angeregt werden.
Wenn das Betätigungsbefehlssignal S11 in das Magnetventil 237 eingegeben wird, um es in die offene Stellung zu schalten, wird die linke Kammer 232 des Servoventils 231 mit der Vorsteuerpumpe 220 verbunden, so daß der Servokolben 230 aufgrund der Flächendifferenz zwischen der linken Kammer 232 und der rechten Kammer 233 wie in Fig. 28 gezeigt nach rechts bewegt wird. Dies vergrößert einen Neigungswinkel, d.h. das Verdrängungsvolumen, des Verdrängungsvolumen-Verstellmechanismus 200a der Hauptpumpe 200, wobei die Durchflußleistung erhöht wird. Wenn das Betätigungsbefehlssignal S11 gelöscht wird, kehrt das Magnetventil 237 in seine geschlossene Ausgangsstellung zurück, um die Verbindung zwischen der linken Kammer 232 und der rechten Kammer 233 zu unterbrechen, so daß der Servokolben 230 in dieser verschobenen Stellung im Stillstand gehalten wird. Im Ergebnis wird das Verdrängungsvolumen der Hauptpumpe 200 konstant gehalten und somit wird auch die Durchflußleistung konstant. Wenn andererseits das Betätigungsbefehlssignal S12 in das Magnetventil 238 eingegeben wird, um es in seine offene Stellung zu schalten, wird die linke Kammer 232 mit dem Tank 208 verbunden, um den Druck in der linken Kammer 232 zu verringern, so daß der Servokolben 230 aufgrund des in der rechten Kammer 233 gehaltenen Druckes in der Figur nach links bewegt wird. Im Ergebnis werden das Verdrängungsvolumen und ebenso die Durchflußleistüng der Hauptpumpe 200 verringert.
Durch das Ein-Aus-Schalten der Magnetventile 237, 238 mittels der Betätigungsbefehlssignale S11, S12, um auf diese Weise das Verdrängungsvolumen der Hauptpumpe 200 zu regeln, wird die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 so gesteuert, daß sie gleich der von der Steuerung 229 berechneten Solldurchflußleistung Q0 wird.
Wie bei der ersten Ausführungsform umfaßt die Steuerung 229 eine Eingabeeinheit, eine Speichereinheit, eine Recheneinheit und eine Ausgabeeinheit.
Der Inhalt des von der Recheneinheit der Steuerung 229 ausgeführten Operationsvorganges ist in einem funktionalen Blockschaltbild der Fig. 29 gezeigt.
In Fig. 29 wirken die Blöcke 240, 241 und 242 zusammen, um aus dem vom Differenzdruckaufnehmer 225 erfaßten Differenzdruck ΔPLS einen Wert der Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp abzuleiten, der diesen Differenzdruck gleich dem lastabhängig kompensierten Differenzdruck, d.h. dem Solldifferenzdruck ΔPLS0, halten kann. In dieser Ausführungsform wird die Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp auf der Grundlage folgender Gleichung bestimmt:
QΔp = g(ΔPLS) = Σ KI(ΔPLS0 - ΔPLS)
= KI(ΔPLS0 - ΔPLS) + Q0-1
= ΔQΔp + Q0-1 ... (1)
wobei KI: integrale Verstärkung
ΔPO: Solldifferenzdruck
Q0-1: im vorausgegangenen Steuerzyklus ausgegebener Durchflußleistungs-Sollwert
ΔQΔP: Erhöhung der Differenz- Solldurchflußleistung pro Einheit der Steuerzykluszeit
Dieses Beispiel dient insbesondere zum Bestimmen der Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp unter Verwendung der Integralregeltechnik, die bei einer Abweichung zwischen dem Solldifferenzwert ΔPLS0 und dem aktuellen Differenzdruck angewendet wird. Die Blöcke 240 und 241 berechnen kooperativ den Term KI(ΔPLS0 - ΔPLS) aus dem Differenzdruck ΔPLS, um eine Erhöhung ΔQΔp der Differenzdruck-Solldurchflußleistung pro Einheit der Steuerzykluszeit zu bestimmen. Der Block 242 leitet das Ergebnis der obigen Gleichung (1) her, indem er ΔQΔp und den im vorausgegangenen Steuerzyklus aus gegebenen Durchflußleistungs-Sollwert Q0-1 addiert.
Obwohl ΔQΔp in der vorausgegangenen Ausführungsform unter Verwendung der Integralregeltechnik bestimmt wurde, kann sie z.B. unter Verwendung der Proportionalregeltechnik bestimmt werden, die ausgedrückt wird durch:
QΔp = Kp (ΔPLS0 - ΔPLS) ... (2)
wobei Kp: proportionale Verstärkung
Alternativ kann statt dessen die proportionale und integrale Steuertechnik eingesetzt werden, die die Summe der Gleichungen (1) und (2) verwendet.
Der Block 243 ist ein Funktionsblock zum Bestimmen eines Wertes der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT auf der Grundlage sowohl des vom Druckaufnehmer 224 erfaßten Förderdruckes Ps der Hauptpumpe 200 als auch einer im voraus gespeicherten Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(Ps). Fig. 30 zeigt die Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(Ps). Das Eingangsdrehmoment der Hauptpumpe 200 ist proportional zum Produkt aus dem Verdrängungsvolumen der Hauptpumpe 200, d.h. dem Neigungsgrad einer Taumelscheibe, und dem Förderdruck Ps. Dementsprechend ist die Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f(Ps) durch eine Hyperbel oder eine angenäherte Hyperbel gegeben. Folglich ist f(Ps) eine Funktion, die durch folgende Gleichung ausgedrückt werden kann:
QT = κ ( TP / Ps ) ... (3)
wobei TP: Eingangsgrenzdrehmoment
κ: Proportionalkonstante
Auf der Grundlage sowohl der obigen Eingangsdrehmoment- Begrenzungsfunktion f(Ps) als auch des Förderdruckes Ps kann die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT bestimmt werden.
Dann bestimmt ein Minimalwert-Auswahlblock 244, ob die Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp oder die Einngsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT die größere oder die kleinere ist. Der Minimalwert-Auswahlblock 244 wählt QΔp für den Fall QΔp ≤ Qt und Qt für den Fall QΔp > Qt. Mit anderen Worten, es wird die kleinere der Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp und der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT als Durchflußleistungs- Sollwert Q0 gewählt, um den Durchflußleistungs-Sollwert Q0 vor einem Übersteigen der durch die Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion f (Ps) bestimmten Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT zu bewahren.
In den Blöcken 255, 256 und 257 werden auf der Grundlage sowohl des vom Block 244 erhaltenen Durchflußleistungs- Sollwertes Q0 als auch der vom Verdrängungsaufnehmer 223 erfaßten Durchflußleistung Qθ die an die Magnetventile 237, 238 des Fördersteuergerätes 209 angelegten Betätigungsbefehlssignale S11, S12 erzeugt.
Praktisch berechnet der Block 255 zuerst die Differenz Z = Q0 - Qθ, um eine Abweichung Z zwischen dem Durchflußleistungs-sollwertes Q0 und der erfaßten Durchflußleistung Qθ zu bestimmen. Wenn dann die Abweichung Z eine vorgegebene tote Zone Δ überschreitet, liefern die Blöcke 256, 257 in Abhängigkeit davon, ob die Abweichung Z positiv oder negativ ist, das Betätigungsbefehlssignal S11 oder S12. Genauer, wenn die Abweichung Z positiv ist und die tote Zone Δ überschreitet, liefert der Block 256 das Betätigungsbefehlssignal S11, um das Magnetventil 237 des Fördersteuergerätes 209 auf EIN zu schalten. Dies erhöht den Neigungswinkel der Hauptpumpe 200, so daß die Durchflußleistung Qθ so gesteuert wird, daß sie sich mit dem Durchflußleistungs-Sollwert Q0 wie oben beschrieben deckt. Wenn die Abweichung Z negativ ist und die tote Zone A unterschreitet, liefert der Block 257 das Betätigungsbefehlssignal S12, um das Magnetventil 237 auf AUS und das Magnetventil 238 auf EIN zu schalten. Dies verringert den Neigungswinkel der Hauptpumpe 200, so daß die erfaßte Durchflußleistung Qθ so gesteuert wird, daß sie sich mit dem Durchflußleistungs-Sollwert Q0 deckt.
Indem der Neigungswinkel der Hauptpumpe 200 so gesteuert wird, wird die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 derart gesteuert, daß sie gleich der Differenzdruck- Solldurchflußleistung QΔp wird, wenn die Differenzdruck- Solldurchflußleistung QΔp kleiner als die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT ist, wodurch der Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 200 und dem maximalen Lastdruck auf dem Solldifferenzdruck ΔPLS0 gehalten wird. Kurz, es wird die lastabhängige Steuerung ausgeführt, um den Solldifferenzdruck ΔPLS0 konstant zu halten. Wenn andererseits die Differenzdruck- Solldurchflußleistung QΔp größer als die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT wird, wird die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT als der Durchflußleistungs-Sollwert Q0 gewählt, wodurch die Durchflußleistung so gesteuert wird, daß sie die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT nicht übersteigt. Kurz, die Hauptpumpe 200 unterliegt der Eingangsbegrenzungssteuerung.
Inzwischen wird die Abweichung zwischen der Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp und der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT berechnet, um eine Solldurchflußleistungsabweichung ΔQ zu erhalten.
Dann berechnen die Blöcke 259, 260 und 261 kooperativ aus der vom Block 258 erhaltenen Solldurchflußleistungsabweichung ΔQ einen Grundwert für die Regelung der Modifikation der insgesamt in Anspruch zu nehmenden Strömung der Verteilungskompensationsventile 205, 206 (siehe Fig. 27), d.h. den Grundmodifikationswert Qns. Die Regelung der Modifikation der insgesamt in Anspruch zu nehmenden Strömung wird später beschrieben. In dieser Ausführungsform wird der Grundmodifikationswert Qns auf der Grundlage der folgenden Gleichung unter Verwendung der Integralregeltechnik berechnet:
Qns = h(ΔQ) = Σ KIns ΔQ
= KIns ΔQ + Qns-1
= ΔQns + Qns-1 ... (4)
wobei KIns: integrale Verstärkung
Qns-1: im vorausgegangenen Steuerzyklus ausgegebener Grundmodifikationswert
ΔQns: Erhöhung des Grundmodifikationswertes pro Einheit der Steuerzykluszeit
Genauer, wird im Block 259 die Erhöhung ΔQns des Grundmodifikationswertes pro Einheit der Steuerzykluszeit, d.h. KIns ΔQ, aus der im Block 258 hergeleiteten Solldurchflußleistungsabweichung ΔQ abgeleitet. Dieser Erhöhungswert wird dann in einem Additionsblock 260 zu dem im vorausgegangenen Steuerzyklus ausgegebenen Grundmodifikationswert Qns-1 addiert, um dadurch einen Zwischenwert Q'ns zu bestimmen. Der Block 261 mit einer wie in Fig. 31 gezeigten Begrenzungsfunktion bestimmt den Grundmodifikationswert Qns wie folgt. Der Block 261 gibt Qns = 0 aus, wenn Q'ns < 0 ist. Wenn Q'ns ≥ 0 ist, gibt er im Fall Q'ns < Q'nsc den Grundmodifikationswert Q'ns aus, der proportional zu einer Erhöhung von Q'ns erhöht wird, während er Qns = Qnsmax im Fall Q'ns ≥ Q'nsc ausgibt.
Hierbei sind Qnsmax und Q'nsc Werte, die durch den maximalen Neigungswinkel der Taumelscheibe der Hauptpumpe 200, d.h. deren maximale Durchflußleistung, bestimmt sind.
Der im Block 261 erzielte Grundmodifikationswert Qns wird durch die mit den Betätigungselementen 201, 202 verbundenen Funktionsblöcke 262, 263 weiter umgewandelt, um die voneinander verschiedenen Betätigungsbefehlssignale S21 bzw. S22 bereitzustellen.
Fig. 32 zeigt die in den Funktionsblöcken 262, 263 gespeicherten Beziehungen zwischen dem Grundmodifikationswert Qns und den Betätigungsbefehlssignalen S21, S22. In dieser Figur bezeichnet 264 eine Kennlinie für das Betätigungsbefehlssignal S21, während 265 eine Kennlinie für das Betätigungsbefehlssignal S22 bezeichnet. Ebenso bezeichnet 266 eine Kennlinie, bei der der Grundmodifikationswert Qns nicht verändert wird. Mit anderen Worten, das Betätigungsbefehlssignal S21 wird so geändert, daß es größer als der Grundmodifikationswert Qns wird, während das Betätigungsbefehlssignal S22 so geändert wird, daß es kleiner als der Grundmodifikationswert Qns wird.
Die in den Funktionsblöcken 262, 263 erzegten Betätigungsbefehlssignale S21, S22 werden an die in Fig. 27 gezeigten Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216 bzw. 217 ausgegeben. Die Proportional-Druckminderungs- Magnetventile 216, 217 werden in Abhängigkeit von Signalen S21, S22 so angetrieben, daß Steuerdrücke mit entsprechenden Pegeln erzeugt und dann zu die Antriebseinrichtungen 205c, 206c der Verteilungskompensationsventile 205, 206 geleitet werden. Im Ergebnis werden die obenerwähnten zweiten Steuerkräfte, die an die Verteilungskompensationsventile 205, 206 in Ventilöffnungsrichtung angelegt werden, modifiziert, um für das Verteilungskompensationsventil 205 kleiner und für das Verteilungskompensationsventil 206 größer zu werden als im Fall der Ausgabe des Grundmodifikationswertes Qns als Befehlssignal. Folglich wird das Aufteilungsverhältnis zwischen den Verteilungskompensationsventilen 205, 206 entsprechend modifiziert.
Die Wirkungsweise dieser so aufgebauten Ausführungsform wird nun beschrieben.
Wenn z.B. das Ausleger-Vorsteuerventil 211 leicht betätigt wird, um für eine alleinige Auslegerbewegung das Strömungssteuerventi1 204 zu betätigen, ist die durch die Steuerung 229 berechnete Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp wegen der kleinen angeforderten Strömungsrate kleiner als der Wert der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT, wobei die Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp als Durchflußleistungs-Sollwert Q0 ausgewählt wird. Deshalb wird für die lastabhängige Steuerung der Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck der Hauptpumpe 200 und dem maximalen Lastdruck auf dem Solldifferenzdruck ΔPLS0 gehalten. Andererseits wird der Grundmodifikationswert Qns zu Null berechnet und an die Verteilungskompensationsventile 205, 206 werden die nur von der Kraft der Federn 212, 213 erzeugten zweiten Steuerkräfte angelegt, so daß der Auslegerzylinder 202 mit einer dem Öffnungsgrad des Strömungssteuerventils 204 entsprechenden Strömungsrate mit Hydraulikfluid beliefert wird.
Wenn die Vorsteuerventile 210, 211 gleichzeitig betätigt werden, um z.B. eine kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung auszuführen, wird die durch die Steuerung 229 berechnete Differenzdruck-Solldurchflußleistung QΔp wegen der großen angeforderten Strömungsrate und des großen Lastdruckes des Schwenkmotors 201 größer als der Wert der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT, wobei die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT als Durchflußleistungs-sollwert Q0 ausgewählt wird. Im Ergebnis wird die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 so gesteuert, daß sie die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung QT nicht übersteigt. Kurz, die Hauptpumpe 200 unterliegt der Eingangsbegrenzungsregelung. Gleichzeitig wird der Grundmodifikationswert Qns berechnet. Wenn dieser Grundmodifikationswert Qns direkt als Betätigungsbefehlssignal an die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216, 217 ausgegeben wird, werden die an die Verteilungskompensationsventile 205, 206 in Ventilöffnungsrichtung angelegten zweiten Steuerkräfte ebenso wie die Sollwerte der Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen 203, 204 um den gleichen Faktor verringert. Dies verringert die an die Strömungssteuerventil 203, 204 gelieferten Strömungsraten um den gleichen Faktor, so daß die Gesamtströmungsrate des von den Betätigungselementen 201, 202 verbrauchten Hydraulikfluids verringert wird, ohne das Aufteilungsverhältnis dazwischen zu verändern. Somit ist es möglich, das Geschwindigkeitsverhältnis der Betätigungselemente 201, 202 konstant zu halten. In dieser Beschreibung ist diese Regelung als Regelung der Modifikation der insgesamt in Anspruch zu nehmenden Strömung bezeichnet.
Bei dieser Ausführungsform wird, wenn die Regelung der Modifikation der insgesamt in Anspruch zu nehmenden Strömung ausgeführt wird, der Grundmodifikationswert Qns weiter verändert, um die Betätigungsbefehlssignale S21, S22 bereitzustellen, die dann an die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216 bzw. 217 ausgegeben werden. Deshalb werden die an die Verteilungskompensationsventile 205, 206 in Ventilöffnungsrichtung angelegten zweiten Steuerkräfte für das Verteilungskompensationsventil 205 kleiner und für das Verteilungskompensationsventil 206 größer als im Fall der Ausgabe des Grundmodifikationswertes Qns als Betätigungsbefehlssignal Entsprechend wird das Hydraulikfluid unter der Regelung der Modifikation der insgesamt in Anspruch zu nehmenden Strömung mit einer kleineren Strömungsrate für den Schwenkmotor 201 und einer größeren Strömungsrate für den Auslegerzylinder 202 aufgeteilt. Im Ergebnis ist es wie bei der ersten Ausführungsform möglich, die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung zuverlässig auszuführen und die kombinierte Bewegung mit einer größeren Auslegerhebegeschwindigkeit zu erreichen, während eine relativ gemäßigte Schwenkbewegung gesichert ist. Dies ermöglicht eine Verbesserung der Effektivität der kombinierten Bewegung und einen effizienteren Energieeinsatz.
Wie oben beschrieben, kann diese Ausführungsform während der kombinierte Bewegung des Schwenkkörpers und des Auslegers ebenso die weitgehend gleiche vorteilhafte Wirkung bieten wie die erste Ausführungsform.

FÜNFTE AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird mit Bezug auf die Fig. 33 - 38 eine fünfte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben. In diesen Figuren sind die Teile, die mit denen in der Fig. 27 gezeigten identisch sind, mit denselben Bezugszeichen bezeichnet.
Mit Bezug auf Fig. 33 besitzt ein hydraulisches Antriebssystem dieser Ausführungsform grundsätzlich den gleichen Aufbau wie das der in Fig. 27 gezeigten vierten Ausführungsform. So wird der auf die gleiche Weise aufgebaute Teil hier nicht beschrieben. In einer Entladungsleitung 207 der Hauptpumpe 200 sind ein Entlastungsventil 300, das zum Ableiten des Hydraulikfluids in den Tank dient, wenn das von der Hauptpumpe 200 geförderte Hydraulikfluid einen Ansprechdruck des Entlastungsventils erreicht, um somit den Pumpenförderdruck vor einem Übersteigen des Entlastungs-Ansprechdruckes zu bewahren, sowie ein Entladungsventil 301 angeordnet, das zum Ableiten des Hydraulikfluids in den Tank dient, wenn das von der Hauptpumpe 200 geförderte Hydraulikfluid einen Summendruck aus dem höheren der Lastdrücke des Schwenkmotors 201 und des Auslegerzylinders 202 (im folgenden als maximaler Lastdruck Pamax bezeichnet) und einem Ansprechdruck des Entladungsventils erreicht, um somit den Pumpenförderdruck vor einem Übersteigen dieses Summendruckes zu bewahren.
Die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 wird von einer Fördersteuereinrichtung 302 geregelt, die einen Antriebszylinder 302a für das Antreiben einer Taumelscheibe 200a der Hauptpumpe 200 zum Erhöhen oder Verringern des Verdrängungsvolumens und ein Steuermagnetventil 302b zum Steuern des Zu- oder Ableitens von Hydraulikfluid zum oder vom Antriebszylinder 302a, um eine Verschiebungsstellung des Antriebszylinders zu regeln, umfaßt. Ein Entlastungsventil zum Festlegen eines Schwenk-Entlastungsdruckes des Schwenkmotors 202 ist mit 303 bezeichnet.
Die Vorsteuerventile 210, 211 sind mit Vorsteuerdruckaufnehmern 304, 305 zum Erfassen des ausgegebenen Vorsteuerdruckes a1 oder a2 und eines Vorsteuerdruckes b1 oder b2 von den Vorsteuerventilen 210 bzw. 211 versehen. Ebenso ist eine von einer Bedienungsperson bedienbare Auswahleinrichtung 306 zum Auswählen und Festlegen eines Sollwertes des Förderdruckes der Hauptpumpe 200 von außerhalb vorgesehen.
Die erfaßten Signale von dem Verdrängungsaufnehmer 223, dem Förderdruckaufnehmer 224, dem Differenzdruckaufnehmer 225, den Vorsteuerdruckaufnehmern 304, 305 und der Auswahleinrichtung 306 werden in eine Steuerung 307 eingegeben, die vorgegebene Berechnungen durchführt und dann die Betätigungsbefehlssignale S1 und S21, S22 an das Vorsteuermagnetventil 302b der Fördersteuereinrichtung 302 und die Antriebseinrichtungen 216b, 217b der Proportional- Druckminderungs-Magnetventile 216, 217 ausgibt.
Der Inhalt des von der Recheneinheit der Steuerung 307 ausgeführten Operationsvorganges ist in einem funktionalen Blockschaltbild der Fig. 34 gezeigt. In dieser Figur ist ein Block 310 ein Funktionsblock zum Herleiten des Wertes der Solldurchflußleistung Q0 der Hauptpumpe 200 aus dem Differenzdruck ΔPLS, wobei dieser Wert den Differenzdruck ΔPLS gleich dem Solldifferenzdruck ΔPLS0 halten kann. Die im Funktionsblock 310 gespeicherte funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und der Solldurchflußleistung Q0 ist in Fig. 35 gezeigt. Bei dieser funktionalen Beziehung wird mit steigendem Differenzdruck ΔPLS die Solldurchflußleistung Q0 erhöht. Es ist zu beachten, daß die Solldurchflußleistung Q0 unter Verwendung der Integralregeltechnik auf ähnliche Weise berechnet werden kann wie in den in Fig. 29 gezeigten Blöcken 240 - 242 der vorausgegangenen vierten Ausführungsform.
Die Solldurchflußleistung Q0 wird an einen Additionsblock 311 übergeben, um eine Abweichung ΔQ aus der vom Verdrängungsaufnehmer 223 erfaßten Durchflußleistung Qθ der Hauptpumpe 200 herzuleiten. Die Abweichung ΔQ wird durch einen Verstärkungs- und Ausgabeblock 312 in das Betätigungsbefehlssignal S1 umgesetzt und dann an das Vorsteuermagnetventil 302b ausgegeben. Somit wird das Vorsteuermagnetventil 302b angetrieben, um die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 so zu regeln, daß der Förderdruck Ps um einen festen Wert ΔPLS größer als der maximale Lastdruck Pamax der Betätigungselemente 201, 202 wird.
Ein Block 313 ist ein Funktionsblock zum Herleiten eines Steuerkraftsignals i1 aus dem Differenzdruck ΔPLS. Das Steuerkraftsignal i1 dient zum Erhöhen der von den Antriebseinrichtungen 205c, 206c an die Verteilungskompensationsventile 205, 206 angelegten Steuerkräfte Nc1, Nc2, wenn der Differenzdruck ΔPLS den Solldifferenzdruck ΔPLS0 auch unter der Bedingung nicht erreicht, daß die durch die Fördersteuereinrichtung 302 lastabhängig geregelte Hauptpumpe 200 die maximale Durchflußleistung erzeugt. Die erhöhten Steuerkräfte Nc1, Nc2 verkleinern die zweiten Steuerkräfte f - Nc1, f - Nc2 in Ventilöffnungsrichtung und somit die Sollwerte der Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen 203 bzw. 204. Obwohl die Strömungsraten des an die Betätigungselemente 201, 202 gelieferten Hydraulikfluids am Ansteigen ihrer absoluten Werte gehindert werden, kann folglich die Pumpen-Gesamtdurchflußleistung in Abhängigkeit vom Verhältnis der Öffnungsgrade der Strömungssteuerventile 203, 204 , d.h. vom Verhältnis der angeforderten Strömungsraten, bestimmt werden. Die im Funktionsblock 313 gespeicherte funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und dem Steuerkraftsignal i1 ist in Fig. 36 gezeigt. Diese funktionale Beziehung ist grundsätzlich die gleiche wie die in Fig. 4A gezeigte für den Schwenkkörper der ersten Ausführungsform. Es ist zu beachten, daß das Steuerkraftsignal i1 als ein erster Befehlswert der von der Antriebseinrichtung 206a an das Verteilungskompensationsventil 206 angelegten Steuerkraft Nc2 verwendet wird.
Ein Block 314 ist ein Funktionsblock zum Herleiten eines Wertes des Steuerkraftsignals i1 aus dem vom Förderdruckaufnehmer 224 erfaßten Förderdruck Ps der Hauptpumpe 200 unter Verwendung der Proportionalregeltechnik, wobei der Wert den Förderdruck Ps gleich dem Sollförderdruck Ps0 halten kann. Das Steuerkraftsignal i2 wird verwendet, um einen zweiten Steuerkraftwert der Steuerkraft Nc2 bereitzustellen. Der Funktionsblock 314 ist so beschaffen, daß der Sollförderdruck Ps0 in Abhängigkeit von einem Befehlssignal r des Auswahlgerätes 306 verändert werden kann. Die im Funktionsblock 314 gespeicherte funktionale Beziehung zwischen dem Förderdruck Ps, dem Steuerkraftsignal i2 und dem Befehlssignal r ist in Fig. 37 gezeigt. Es ist zu beachten, daß Ps0 in Fig. 37 den Sollförderdruck auf der Grundlage der funktionalen Beziehung bezeichnet, die zu setzen ist, wenn das Befehlssignal r minimal ist.
Die Blöcke 315, 316 wirken zusammen, um einen Wert eines Steuerkraftsignals i3 aus dem vom Förderdruckaufnehmer 224 erfaßten Förderdruck Ps der Hauptpumpe 200 unter Verwendung der Integralregeltechnik herzuleiten, wobei der Wert den Förderdruck Ps gleich dem Sollförderdruck Ps0 halten kann. Das Steuerkraftsignal i3 wird verwendet, um in Kombination mit dem Steuerkraftsignal i2 den zweiten Befehlswert der Steuerkraft Nc2 bereitzustellen. Der Funktionsblock 315 leitet die Änderungsrate 3 des Steuerkraftsignals i3 vom Förderdruck Ps auf der Grundlage der vorher gespeicherten funktionalen Beziehung ab. Die Änderungsrate 3 wird vom Block 316 integriert, um das Steuerkraftsignal i3 herzuleiten. Wie der Block 314 ist der Block 315 so beschaffen, daß der Sollförderdruck Ps0 in Abhängigkeit vom Befehlssignal r der Auswahleinrichtung 306 verändert werden kann. Die im Funktionsblock 315 gespeicherte funktionale Beziehung zwischen dem Förderdruck Ps, der Änderungsrate 3 des Steuerkraftsignals i3 und dem Befehlssignal r ist in Fig. 38 gezeigt. Auch in Fig. 38 bezeichnet Ps0 den Sollförderdruck auf der Grundlage der funktionalen Beziehung, die zu setzen ist, wenn das Befehlssignal r minimal ist.
Das vom Funktionsblock 314 gelieferte Steuerkraftsignal i2 und das vom Funktionsblock 315 gelieferte Steuerkraftsignal i3 werden in einem Additionsblock 317 miteinander addiert, um den zweiten Befehlswert der von der Antriebseinrichtung 206a des Verteilungskompensationsventils 206 angelegten Steuerkraft Nc2 bereitzustellen. Der vom Funktionsblock 313 hergeleitete erste Befehlswert i1 der Steuerkraft Nc2 und der vom Additionsblock 317 hergeleitete zweite Befehlswert i2 + i3 der Steuerkraft Nc2 werden an einen Minimalwert-Auswahlblock 318 weitergegeben, um festzustellen, welcher größer oder kleiner ist. Der kleinere wird dann vom Block 318 ausgewählt.
Andererseits werden die erfaßten Signale von den Vorsteuerdruckaufnehmern 304, 305 in einen UND-Block 319 eingegeben, woraufhin der UND-Block 319 bei Anwesenheit der erfaßten Signale sowohl für den Vorsteuerdruck a1 oder a2 als auch für den Vorsteuerdruck b1 oder b2 ein EIN-Signal und in allen anderen Fällen ein AUS-Signal an einen Schaltblock 320 ausgibt. Der Schaltblock 302 wird in der dargestellten Stellung gehalten, wenn der UND-Block 319 ein AUS-Signal ausgibt, um den vom Funktionsblock 313 hergeleiteten ersten Befehlswert i1 auszuwählen. Wenn der UND-Block 319 ein EIN-Signal ausgibt, wählt der Schaltblock 320 den vom Block 318 gewählten Minimalwert, d.h. den ersten Befehlswert i1 oder den zweiten Befehlswert i2 + i3. Wenn somit ein einzelnes der Vorsteuerventile 210, 211 betätigt wird, d.h. während einer alleinigen Bewegung des Schwenkkörpers oder des Auslegers, wird der erste Befehlswert i1 ausgewählt. Wenn beide Vorsteuerventile 210, 211 betätigt werden, d.h. während einer kombinierten Bewegung des Schwenkkörpers und des Auslegers, wird der minimale Wert von dem ersten Befehlswert i1 und dem zweiten Befehlswert i2 + i3 ausgewählt.
Das vom Funktionsblock 313 hergeleitete Steuerkraftsignal i1 wird als ein Befehlswert der Steuerkraft Nc1 für das Verteilungskompensationsventil 205 durch einen Verstärkungsblock 3121 in ein Betätigungsbefehlssignal S21 umgesetzt und dann an das Proportional-Druckminderungs- Magnetventil 216 ausgegeben. Der vom Schaltblock 320 ausgewählte erste Befehlswert i1 oder der zweite Befehlswert i2 + i3 wird der erste Befehlswert i1 oder der zweite Befehlswert i2 + i3 wird als das Betätigungsbefehlssignal S22 über einen Verstärkungsblock 322 an das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 217 ausgegeben.
Die Wirkungsweise dieser Ausführungsform wird nun beschrieben.
Wenn z.B. das Ausleger-Vorsteuerventil 211 betätigt wird, um das Strömungssteuerventil 204 für eine alleinige Bewegung des Auslegers anzusteuern, wird der Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck Ps der Hauptpumpe 200 und dem Lastdruck des Auslegerzylinders 202 vom Differenzdruckaufnehmer 225 erfaßt und vom Funktionsblock 310 in der Steuerung 307 wird die entsprechende Solldurchflußleistung Q0 berechnet, Somit wird, wie oben erwähnt, das Betätigungsbefehlssignal S1 an das Steuermagnetventil 302b der Fördersteuereinrichtung 302 ausgegeben, um die Durchflußleistung so zu steuern, daß der Differenzdruck ΔPLS gleich dem Solldifferenzdruck ΔPLS0 wird.
Gleichzeitig wird im Block 313 das dem Differenzdruck ΔPLS entsprechende Steuerkraftsignal als erster Befehlswert der Steuerkraft Nc2 für das Verteilungskompensationsventil 206 hergeleitet. Da nur das Vorsteuerventil 211 betätigt ist und der UND-Block 319 ein AUS-Signal ausgibt, wird im Schaltblock 320 ebenso das erste Befehlssignal i1 ausgewählt und als das Betätigungsbefehlssignal S22 an das Proportional-Druckminderungs- Magnetventil 217 ausgegeben. Deshalb wirkt die dem Steuerkraftsignal i1 entsprechende Steuerkraft Nc2 gegen die Kraft f der Feder 213 auf das Verteilungskompensationsventil 206, so daß die zweite Steuerkraft f - i1 in Ventilöffnungsrichtung an das Verteilungskompensationsventil 206 angelegt wird. Da das mit dem Differenzdruck PLS gleich dem Solldifferenzdruck ΔPLS0 erzeugte Steuerkraftsignal i1, d.h. i10, so gesetzt ist, daß sich die entsprechende Steuerkraft Nc2 mit f0 deckt, die mit Bezug auf die Fig. 4A der ersten Ausführungsform erklärt wurde, was das Verteilungskompensationsventil 206 dazu veranlaßt, den Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 204 auf einem vorgegebenen Wert zu halten, wird hierbei das Hydraulikfluid mit der Strömungsrate an den Auslegerzylinder 202 geliefert, die einem Öffnungsgrad des Strömungssteuerventils 204 entspricht. Zusätzlich wird zur gleichen Zeit das dem Steuerkraftsignal i1 entsprechende Betätigungsbefehlssignal S21 an das Proportional-Druckminderungs-Magnetventi1 216 ausgegeben, so daß das Verteilungskompensationsventil 205 betätigt wird, um auf ähnliche Weise einen vorgegebenen Differenzdruck zu halten.
Auch werden während der alleinigen Bewegung des Schwenkkörpers bei angetriebenem Schwenkmotor 201 die Verteilungskompensationsventile 205, 206 auf die weitgehend gleiche Weise betätigt wie im obengenannten Fall der alleinigen Bewegung des Auslegers.
Wenn die Vorsteuerventile 210, 211 gleichzeitig betätigt werden, um eine kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung auszuführen, betätigt eine Bedienungsperson zuerst die Auswahleinrichtung 306, so daß sie das entsprechende Befehlssignal r ausgibt, um die Kennlinien der Funktionsblöcke 314, 315 in der Steuerung 307 einzustellen. Mit anderen Worten, der Sollförderdruck Ps0 der Hauptpumpe 200 wird auf einen Wert gesetzt, der für die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung geeignet ist. Da der vom Schwenkmotor 201 angetriebene Schwenkkörper während dieser kombinierten Bewegung eine träge Last darstellt, ist der Schwenkmotor 201 das Betätigungselement mit dem höheren Lastdruck und der Lastdruck des Schwenkmotors 201 steigt üblicherweise bis zu dem durch das Entlastungsventil 303 festgelegten Entlastungsdruck. Aus diesem Grund wird der Sollförderdruck Ps0 so gesetzt, daß er kleiner als der Summendruck aus dem Entlastungsdruck des Schwenkmotors 201 und dem lastabhängig kompensierten Differenzdruck ΔPLS, jedoch größer als ein Summendruck aus dem Lastdruck des Auslegerzylinders 202 und dem Solldifferenzdruck ΔPLS0 wird.
Dann werden die Vorsteuerventile 210, 211 betätigt, um die Strömungssteuerventile 203, 204 zu öffnen, um die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung zu starten. Zu diesem Zeitpunkt wird der Förderdruck Ps der lastabhängig geregelten Hauptpumpe 200 durch die Fördersteuereinrichtung 302 erhöht, und der Förderdruck Ps wird im Steuerungsablauf dazu gezwungen, über den Sollförderdruck Ps0 zu steigen. Infolgedessen erzeugt der Funktionsblock 314 entsprechend dem aktuellen Förderdruck Ps das relativ kleine Steuerkraftsignal i2. Gleichzeitig erzeugt auch der Funktionsblock 315 und der Integralblock 316 dem aktuellen Förderdruck entsprechend das relativ kleine Steuerkraftsignal i3, gefolgt von der Erzeugung des relativ kleinen Summenwertes i2 + i3 im Additionsblock 317.
Da andererseits die Hauptpumpe 200 zu diesem Zeitpunkt der lastabhängigen Regelung unterliegt, wird der Differenzdruck ΔPLS0 in der Nähe des Solldifferenzdruckes ΔPLS0 gehalten und der Funktionsblock 313 in der Steuerung 307 erzeugt entsprechend dem Solldifferenzdruck ΔPLS0 das Steuerkraftsignal i1.
Hierbei werden die funktionale Beziehung des Blocks 313 und die funktionalen Beziehungen der Blöcke 314, 315 in gegenseitiger Beziehung so gesetzt, daß der Summenwert i2 + i3, der entsteht, wenn der Förderdruck Ps in der Nähe des Sollförderdruckes ΔPs0 bleibt, nahezu gleich dem Steuerkraftsignal i1 wird, das entsteht, wenn der Differenzdruck ΔPLS in der Nähe des Solldifferenzdruckes ΔPLS0 bleibt. Deshalb wird der Summenwert i2 + i3, der entsteht, wenn der Förderdruck Ps über den Sollförderdruck Ps0 steigt, kleiner als das Steuerkraftsignal i1, das entsteht, wenn der Differenzdruck ΔPLS in der Nähe des Solldifferenzdruckes ΔPLS0 bleibt, d.h. i1 > i2 + i3. Somit wählt der Minimalwert-Auswahlblock 318 den Summenwert i2 + i3, d.h. den zweiten Befehlswert.
Da nun beide Vorsteuerventile 210, 211 betätigt sind, gibt der UND-Block 319 ein EIN-Signal aus und der Schaltblock 320 wird in eine Stellung geschaltet, die einen Ausgang des Minimalwert-Auswahlblocks 318 auswählt. Demgemäß wählt der Schaltblock 320 den zweiten Befehlswert i2 + i3 aus, der als Betätigungsbefehlssignal S22 an das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216 ausgibt. Ebenso wird das dem Steuerkraftsignal i1 entsprechende Betätigungsbefehlssignal S21 an das Proportional- Druckminderungs-Magnetventil 216 ausgegeben.
Als Ergebnis solcher Betätigungsbefehlssignale S21, S22 wird an das Verteilungskompensationsventil 205 f - i1 als die zweite Steuerkraft Nc1 in Ventilöffnungsrichtung angelegt, während f - (i2 + i3) als die zweite Steuerkraft Nc2 in Ventilöffnungsrichtung an das Verteilungskompensationsventil 206 angelegt wird. Hierbei besteht die Beziehung f - (i2 + i3) > f - i1. Deshalb ist das mit dem Auslegerzylinder 202 mit dem niedrigeren Druck verbundene Verteilungskompensationsventil 206 zu Beginn der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung weniger begrenzt, so daß der Auslegerzylinder 202 mit einer größeren Hydraulikfluid-Strömungsrate beliefert wird als in dem Fall, in dem die normale Steuerkraft Nc2 = i1 daran angelegt wird. Dies unterdrückt ein Ansteigen des Förderdruckes der Hauptpumpe 200 und stabilisiert den Förderdruck in der Nähe des Sollförderdruckes Ps0. Da ferner die Strömungsrate des an den Auslegerzylinder 202 gelieferten Hydraulikfluids erhöht wird und der Förderdruck vor dem Übersteigen des Ps0 bewahrt wird, wird der Schwenkmotor 201 mit einer Hydraulikfluid-Strömungsrate beliefert, die kleiner ist als im Fall, in dem der Schwenklastdruck bis zum Entlastungsdruck steigt. Somit wird der Schwenkmotor 201 mit einer mäßigen Geschwindigkeit angetrieben, ohne das Hydraulikfluid zu entlasten. Dies ermöglicht es, die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung mit einer größeren Auslegergeschwindigkeit auszuführen und den Energieverlust während der Beschleunigung des Schwenkkörpers zu verringern.
Während der obenbeschriebenen kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung wird, wenn der Schwenkkörper beschleunigt worden ist und eine konstante Geschwindigkeit erreicht, der Lastdruck des Schwenkmotors 201 verringert und der Förderdruck der lastabhängig geregelten Hauptpumpe 200 wird entsprechend unter die Solldurchflußleistung Ps0 gesenkt. Da die Durchflußleistung unter die Solldurchflußleistung Ps0 sinkt, werden die Werte sowohl des vom Funktionsblock 314 erzeugten Steuerkraftsignals i2 als auch des von den Blöcken 315, 316 erzeugten Steuersignals i3 erhöht, ebenso wie der vom Additionsblock 318 erzeugte zweite Befehlswert i2 + i3. Daraus ergibt sich aufgrund der wechselseitigen Beziehung zwischen der funktionalen Beziehung des Blockes 313 und den funktionalen Beziehungen der Blöcke 314, 315, daß i1 < i2 + i3. Deshalb wählt der Minimalwert-Auswahlblock 318 den ersten Befehlswert i1 und an das Proportional-Druckminderungs- Magnetventil 217 wird das dem ersten Befehlswert i1 entsprechende Betätigungsbefehlssignal S22 ausgegeben.
Demgemäß wird an das Verteilungskompensationsventil 206 wie üblich f - i1 als zweite Steuerkraft in Ventilöffnungsrichtung angelegt. Gleichzeitig wird an das Verteilungskompensationsventil 205 in Ventilöffnungsrichtung die gleiche zweite Steuerkraft f - i1 angelegt. Somit werden die Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen 203, 204 so gesteuert, daß sie einander gleich werden, so daß der Schwenkmotor 201 und der Auslegerzylinder 202 mit den Strömungsraten beliefert werden, die durch die Vorsteuerventile 210, 211 angefordert werden. Mit anderen Worten, die Strömungsrate des an den Schwenkmotor 201 gelieferten Hydraulikfluids wird erhöht, um eine gewünschte Schwenkgeschwindigkeit zu erreichen. Dies ermöglicht es, eine kombinierte Bewegung zu erreichen, in der eine Schwenkgeschwindigkeit nach dem Beschleunigen des Schwenkkörpers wie von der Bedienungsperson beabsichtigt relativ hoch ist.
Da die Strömungsrate des Hydraulikfluids, das an den Auslegerzylinder 202 als ein Betätigungselement zum Antreiben einer Last mit kleiner Trägheit geliefert wird, gesteuert wird, um optional den Förderdruck der Hauptpumpe 200 zu regeln, um den Antriebsdruck des Schwenkmotors 201 als ein Betätigungselement zum Antreiben einer Last mit großer Trägheit zu steuern, ist es bei dieser Ausführungsform wie oben erwähnt möglich, die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung mit einer größeren Auslegerhebegeschwindigkeit und einer relativ gemäßigten Schwenkgeschwindigkeit auszuführen, um die Leistungsfähigkeit zu verbessern und wie bei der ersten Ausführungsform den Grad des Energieverlustes während der kombinierten Bewegung zugunsten der Wirtschaftlichkeit zu verringern.
Da der Sollförderdruck Ps0 der Hauptpumpe 200 durch geeignetes Wechseln der Kennlinien der Funktionsblöcke 314, 315 aufgrund der Betätigung der Auswahleinrichtung 306 verändert werden kann, ist es überdies mit dieser Ausführungsform möglich, die für das geforderte Zusammenpassen des Schwenkens und des Auslegerhebens notwendige Einstellung zu setzen.
Obwohl die obengenannte Ausführungsform sowohl den Funktionsblock 314 auf der Grundlage der Proportionalregeltechnik als auch die Funktionsblöcke 315, 316 auf der Grundlage der Integralregeltechnik als Einrichtungen zum Herleiten der Steuerkraftsignale in der Steuerung 307 einsetzt, um den Förderdruck Ps auf dem Sollförderdruck Ps0 zu halten, mit dem Ziel, die Reaktionsfähigkeit und die Sicherheit der Steuerung gleichzeitig zu sichern, dürfte klar sein, daß die Steuerkraftsignale unter Verwendung nur einer Technik hergeleitet werden können.

SECHSTE AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird mit Bezug auf die Fig. 39 - 42 eine sechste Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben. In diesen Figuren sind die Teile, die mit den in der vierten Ausführungsform, gezeigt in Fig. 27, eingesetzten Teilen und den in der fünften Ausführungsform, gezeigt in Fig. 33, eingesetzten Teilen identisch sind, mit denselben Bezugszeichen bezeichnet.
Mit Bezug auf Fig. 39 besitzt ein hydraulisches Antriebssystem dieser Ausführungsform grundsätzlich den gleichen Aufbau wie das der in Fig. 27 gezeigten vierten Ausführungsform. So wird hier der gleichartige Teil nicht beschrieben. Ein Ausgangssignal des Differenzdruckaufnehmers 225 zum Erfassen des Differenzdruckes ΔPLS zwischen dem Förderdruck Ps der Hauptpumpe 20 und dem maximalen Lastdruck Pamax ist jedoch mit Edp bezeichnet. Ebenso wie bei der in Fig. 33 gezeigten fünften Ausführungsform umfaßt eine Entladungsleitung 207 der Hauptpumpe 200 ein Entlastungsventil 300, das zum Ableiten des Hydraulikfluids in einen Tank dient, wenn das Hydraulikfluid von der Hauptpumpe 200 einen Ansprechdruck des Entlastungsventils erreicht, um somit den Pumpenförderdruck vor einem Übersteigen des Entlastungsansprechdruckes zu bewahren, und ein nicht gezeigtes Entladungsventil, das zum Ableiten des Hydraulikfluids in einen Tank dient, wenn das Hydraulikfluid von der Hauptpumpe 200 einen Summendruck aus dem höheren der Lastdrücke des Schwenkmotors 201 und des Auslegerzylinders 202 (im folgenden als maximaler Lastdruck Pamax bezeichnet) und einem Ansprechdruck des Entladungsventils erreicht, um somit den Pumpenförderdruck vor einem Übersteigen dieses Summendruckes zu bewahren.
Ferner ist die Hauptpumpe 200 mit dem Verdrängungsaufnehmer 223 zum Erfassen des Verdrängungsvolumens der Hauptpumpe ausgestattet, welcher ein Signal Eθ entsprechend dem erfaßten Verdrängungsvolumen ausgibt. Die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 wird von einem lastabhängigen Fördersteuergerät 400 geregelt, das dem Fördersteuergerät 302 der fünften Ausführungsform entspricht. Das Fördersteuergerät 400 dieser Ausführungsform umfaßt eine Neigungswinkelantriebseinheit 400a zum Antreiben der Taumelscheibe 200a der Hauptpumpe 200, um das Verdrängungsvolumen zu erhöhen oder abzusenken, und ein Proportional- Druckminderungs-Magnetventil 400b zum Ausgeben eines Steuerdruckes an die Neigungswinkelantriebseinheit 400a, um dessen Verschiebung einzustellen.
In die Vorsteuerleitungen 401a, 401b zum Einleiten der Steuerdrücke von den (nicht gezeigten) Schwenk-Vorsteuerventilen in die Antriebseinrichtungen des Strömungssteuerventils 203 sind Betriebsaufnehmer 402, 403 zum Erfassen der angelegten Vorsteuerdrücke und anschließendem Ausgeben der Signale E402 bzw. E403 eingebaut. Das System umfaßt auch eine von einer Bedienungsperson bedienbare Auswahleinrichtung 406 zum Auswählen und Setzen einer Strömungserhöhungsgeschwindigkeit des an den Schwenkmotor 201 gelieferten Hydraulikfluids. Die Auswahlsteuereinrichtung 406 gibt abhängig von der aktuellen Einstellung ein Signal Es aus.
Das Signal Edp vom Differenzdruckaufnehmer 225, die Signale E402, E403 von den Betriebsaufnehmern 402, 403, das Signal Es von der Auswahleinrichtung 406 und das Signal Eθ vom Verdrängungsaufnehmer 223 werden in eine Steuerung 407 eingegeben, die vorgegebene Berechnungen durchführt und dann die Betätigungssignale E216, E217 an die Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216, 217 und das Betätigungsbefehlssignal E400 an das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 400b der Fördersteuerung 400 ausgibt.
Die Auswahleinrichtung 406 dieser Ausführungsform umfaßt, wie in Fig. 40 gezeigt ist, eine Spannungseinstelleinheit einschließlich eines variablen Widerstandes 408, die einen von der Bedienungsperson in seiner Stellung verstellbaren beweglichen Kontakt zum Setzen eines entsprechenden Spannungspegels besitzt. Dieser Spannungswert wird als ein Signal Es von die Steuerung 407 übernommen, wo das Signal Es einer A/D-Umsetzung unterworfen und dann an eine CPU gesendet wird. Wie in einem Flußdiagramm der Fig. 41 gezeigt, liest die CPU im Schritt S1 einen A/D- umgesetzten Wert des Signals Es ein und ersetzt in Schritt S2 ΔE = A/D-umgesetzter Wert, um die Änderungsgröße ΔE pro Zyklus des an das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216 gesendeten Betätigungsbefehlssignals E216 herzuleiten. Die Änderungsgröße ΔE wird in der Steuerung 407 zum Herleiten des Betätigungsbefehlssignals E216 eingesetzt.
Der Inhalt des von der Steuerung 407 ausgeführten Operationsvorganges ist in einem Flußdiagramm der Fig. 42 gezeigt. Das Flußdiagramm zeigt die Operationsfolge zum Herleiten der an die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216, 217 gesendeten Betätigungsbefehlssignale E216, E217. Das an das Proportional-Druckminderungs- Magnetventil 400b der Fördersteuereinrichtung gesendete Betätigungsbefehlssignal E400 wird weitgehend auf die gleiche Art erzeugt wie das Betätigungsbefehlssignal S1 in der in Fig. 34 gezeigten fünften Ausführungsform. So wird dessen Beschreibung hier ausgelassen.
Zuerst liest Schritt S10 die Signale Edp, E402, E403 und Es. Dann berechnet Schritt S11 auf der Grundlage sowohl des Differenzdrucksignals Edp als auch der vorgegebenen funktionalen Beziehung ein Grundantriebssignal EHL für die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216, 217. Das Grundantriebssignal EHL dient zum Erhöhen der von den Antriebseinrichtungen 205c, 206c der Verteilungskompensationsventile 205, 206 angelegten Steuerkräfte Nc1, Nc2, wenn der Differenzdruck ΔPLS den Solldifferenzdruck ΔPLS0 selbst unter der Bedingung nicht erreicht, daß die vom Fördersteuergerät 400 lastabhängig geregelte Hauptpumpe 200 die maximale Durchflußleistung erzeugt. Die erhöhten Steuerkräfte Nc1, Nc2 verkleinern die zweiten Steuerkräfte f - Nc1, f - Nc2 in Ventilöffnungsrichtung und somit die Sollwerte der Differenzdrücke über den Strömungssteuerventilen 203 bzw. 204. Obwohl die Strömungsraten des an die Betätigungselemente 201, 202 gelieferten Hydraulikfluids am Ansteigen ihrer absoluten Werte gehindert werden, kann folglich die Pumpen-Gesamtdurchflußleistung in Abhängigkeit vom Verhältnis der Öffnungsgrade der Strömungssteuerventile 203, 204, d.h. vom Verhältnis der angeforderten Strömungsraten, bestimmt werden. Die funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS zum Herleiten des Grundantriebssignals EHL und dem Grundantriebssignals EHL ist in Fig. 43 gezeigt. Diese funktionale Beziehung ist grundsätzlich die gleiche wie die oben in Fig. 36 gezeigte funktionale Beziehung zwischen dem Differenzdruck ΔPLS und dem Steuerkraftsignal i1.
Als nächstes bestimmt Schritt 512, ob das Betätigungsbefehlssignal E402 oder E403 angelegt wird oder nicht. Falls nicht, geht die Steuerung zu Schritt S13 über, wo das Antriebssignal EH für das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216 als EH = EHMAX eingesetzt wird. Hierbei ist EHNAX ein Maximalwert des Antriebssignals EH. Zu diesem Zeitpunkt wird die Steuerkraft Nc1 der Antriebseinrichtung 205c maximal gesetzt, um das Verteilungskompensationsventil 205 gegen die Kraft f der Feder 212 in seiner vollständig geschlossenen Stellung zu halten. Wenn das Betätigungsbefehlssignal E402 oder E403 angelegt wird, geht die Steuerung zu Schritt S14 über, um zu bestimmen, ob EHL < EH-1 - ΔE ist oder nicht. Mit anderen Worten, es wird bestimmt, ob das Antriebssignal EHL kleiner ist als der Wert, der sich durch Subtraktion der von der Auswahleinrichtung 406 gesetzten Änderungsgröße ΔE vom im vorausgegangenen Steuerzyklus hergeleiteten Antriebssigna1 EH-1 für das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216 ergibt, oder nicht. Wenn nun EHL kleiner als EH-1 - ΔE bestimmt wird, geht die Steuerung zu Schritt A15 über, um EH = EH-1 - ΔE zu ersetzen. Wenn EHL nicht kleiner als EH-1 - ΔE bestimmt wird, geht die Steuerung zu Schritt S16 über, um EH = EHL zu ersetzen. Mit anderen Worten, das Antriebssignal EH wird so gesetzt, daß die maximale Änderungsgeschwindigkeit des Antriebssignals EH mit ΔE übereinstimmt.
Daraufhin ersetzt der Schritt S17 EH-1 = EH, Schritt S18 gibt das Antriebssignal EH als Betätigungsbefehlssignal E216 aus und Schritt S19 gibt das Grundantriebssignal EHL als Betätigungsbefehlssignal E217 aus. Folglich wird die von der Antriebseinrichtung 205c des Verteilungskompensationsventils 205 angelegte Steuerkraft Nc1 so gesteuert, daß sie sich mit dem Grundantriebssignal EHL deckt, während die Änderungsgeschwindigkeit desselben unterhalb ΔE begrenzt wird. Die von der Antriebseinrichtung 206c des Verteilungskompensationsventils 206 angelegte Steuerkraft Nc2 wird so gesteuert, daß sie sich wie vorher mit dem Grundantriebssignal EHL deckt.
Die Wirkungsweise der so aufgebauten Ausführungsform wird nun beschrieben.
Zu Beginn, in einem nicht betätigten Zustand, wenn keines der Strömungssteuerventile zum Antreiben der Betätigungselemente betätigt ist, trifft die Steuerung 407 in Schritt S12 in dem in der Fig. 42 gezeigten Flußdiagramm aufgrund der Abwesenheit des Betätigungsbefehlssignals E402 oder E402 eine NEIN-Entscheidung. In Schritt S13 wird das Antriebssignal EH für das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216 auf den Maximalwert EHMAX gesetzt. Somit wird das Verteilungskompensationsventil 205 in seiner vollständig geschlossenen Stellung gehalten. Andererseits wird das Grundantriebssignal EHL als das Betätigungsbefehlssignal E217 für das Proportional- Druckminderungs-Magnetventil 217 gesetzt. Da jedoch das (nicht gezeigte) Entladungsventil den Förderdruck Ps der Hauptpumpe 200 entsprechend dem Ansprechdruck (> ΔPLS0) sichert, wird das relativ kleine Grundantriebssignal EHL im Schritt S11 aus der in Fig. 43 gezeigten Beziehung hergeleitet, so daß das Verteilungskompensationsventil 206 mit der Kraft f der Feder 213 in seiner vollständig geöffneten Stellung gehalten wird.
Wenn das (nicht gezeigte) Ausleger-Vorsteuerventil betätigt wird, um das Strömungssteuerventil 204 für eine alleinige Bewegung des Auslegers anzutreiben, wird der Differenzdruck ΔPLS zwischen dem Förderdruck Ps der Hauptpumpe 200 und dem Lastdruck des Auslegerzylinders 202 von einem Differenzdruckaufnehmer 225 erfaßt. Die Steuerung 407 berechnet einen Wert des Betätigungsbefehlssignals E400, um den Differenzdruck ΔPLS konstant zu halten, während die Fördersteuereinrichtung 400 die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 in Abhängigkeit vom Betätigungsbefehlssignal E400 regelt.
Parallel dazu berechnet die Steuerung 407 auch Werte der Betätigungsbefehlssignale E216, E217 für die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216, 217. Da in diesem Fall das Schwenk-Strömungssteuerventil 203 nicht betätigt ist, wird das Betätigungsbefehlssignal E402 oder E403 nicht angelegt, wobei das Antriebssignal EH für das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216 auf den Maximalwert EHMAX gesetzt und somit das Verteilungskompensationsventil 205 wie im vorausgegangenen nicht betätigten Zustand in seiner vollständig geschlossenen Stellung gehalten wird. Andererseits berechnet Schritt S11 entsprechend dem Differenzdruck ΔPLS in der Nähe des Solldifferenzdruckes ΔPLS0 für das Ausleger-Verteilungskompensationsventil 206 einen Wert des Grundantriebssignals EHL aus der in der Fig. 43 gezeigten funktionalen Beziehung. Das berechnete Grundantriebssignal EHL wird als Betätigungsbefehlssignal E217 an das Proportional- Druckminderungs-Magnetventil 217 ausgegeben. Hierbei ist die funktionale Beziehung der Fig. 43 weitgehend die gleiche wie die in der Fig. 36 gezeigte. Demgemäß wird das Verteilungskompensationsventil 206 mit der zweiten Steuerkraft f - Nc2 entgegen der ersten Steuerkraft in Ventilschließrichtung basierend auf dem Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 204 in seiner voll geöffneten Stellung gehalten, so daß der Auslegerzylinder 202 mit einer Hydraulikfluid-Strömungsrate beliefert wird, die einem Öffnungsgrad des Strömungssteuerventils 204 entspricht.
Wenn der Schwenkmotor 207 allein betätigt wird oder die Strömungssteuerventile 203, 204 gleichzeitig betätigt werden, um z.B. eine kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung auszuführen, betätigt eine Bedienungsperson zuerst die Auswahleinrichtung 406, um das Strömungserhöhungsgeschwindigkeitssignal Es aus zugeben, um die Anderungsgröße ΔE pro Zyklus des Betätigungsbefehlssignals E216 wie oben erwähnt zu setzen. Praktisch wird die Änderungsgröße ΔE so gesetzt, daß sie ein kleinerer Wert ist für den Fall, daß eine gemäßigte Schwenkkörperbeschleunigung benötigt wird, und ein größerer Wert ist für den Fall, daß eine höhere Schwenkkörperbeschleunigung benötigt wird.
Dann werden nur das Strömungssteuerventil 203 oder beide Strömungssteuerventile 203, 204 betätigt, um eine alleinige Schwenkbewegung oder eine kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung zu starten. Zu diesem Zeitpunkt wird der Förderdruck Ps der Hauptpumpe 200 erhöht, während der Differenzdruck ΔPLS durch die Fördersteuereinrichtung 400 unter lastabhängiger Regelung gehalten wird.
Zur gleichen Zeit berechnet die Steuerung 407 die Werte der Betätigungsbefehlssignale E216, E216 für die Proportional-Druckminderungs-Magnetventile 216, 217. Da in diesem Fall das Schwenk-Strömungssteuerventil 203 betätigt ist und das Betätigungsbefehlssignal E402 oder E403 angelegt ist, wird die Entscheidung des in Fig. 42 gezeigten Schrittes S12 mit JA beantwortet und das Antriebssignal EH durch den Operationsvorgang der Schritte S14 - S16 hergeleitet. Mit anderen Worten, es wird das Antriebssignal EH erzeugt, das die Änderungsgeschwindigkeit mit dem als Sollwert gesetzten Grundantriebssignal EHL unterhalb von ΔE begrenzen kann. Dann wird dieses Antriebssignal EH als Betätigungsbefehlssignal E216 an das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 216 ausgegeben, so daß das Verteilungskompensationsventil 205 beginnt, sich aus seiner vollständig geschlossenen Stellung allmählich mit einer Geschwindigkeit zu öffnen, die der Änderungsgröße ΔE entspricht. Somit wird das Hydraulikfluid mit einer der Änderungsgröße ΔE entsprechenden Strömungserhöhungsgeschwindigkeit an den Schwenkmotor 201 geliefert. Folglich wird der Schwenkmotor 201 mit einer der Änderungsgröße ΔE entsprechenden Beschleunigung angetrieben.
Hier ist die funktionale Beziehung zwischen der verstrichenen Zeit t der Schwenkbewegung, dem Antriebssignal EH und dem Strömungserhöhungsgeschwindigkeitssignal Es in Fig. 44 gezeigt. Nach dem Starten der Schwenkbewegung wird das Antriebssignal EH mit einer der Änderungsgröße ΔE entsprechenden Steigung gesenkt. Diese Steigung wird mit steigendem Strömungserhöhungsgeschwindigkeitssignal Es, d.h. mit der Änderungsgröße ΔE, erhöht. Diese Steigung entspricht auch einer Strömungserhöhungsgeschwindigkeit des an den Schwenkmotor 201 gelieferten Hydraulikfluids, d.h. einer Antriebsbeschleunigung des Schwenkmotors 201.
Inzwischen wird das Ausleger-Verteilungskompensationsventil 206 auf ähnliche Weise wie bei der alleinigen Bewegung des Auslegers betätigt. Insbesondere berechnet Schritt S11 entsprechend dem Differenzdruck ΔPLS in der Nähe des Differenzdruckes ΔPLS0 aus der in der Fig. 43 gezeigten funktionalen Beziehung einen Wert des Grundantriebssignals EHL. Das berechnete Grundantriebssignal EHL wird als Betätigungsbefehlssignal E217 an das Proportional-Druckminderungs-Magnetventil 217 ausgegeben. Somit wird die dem Signal E217 entsprechende Steuerkraft Nc2 entgegen der Kraft der Feder 213 in Ventilöffnungsrichtung an das Verteilungskompensationsventil 206 angelegt. Während der alleinigen Bewegung des Schwenkkörpers wird dadurch das Verteilungskompensationsventil 206 mit der zweiten Steuerkraft f - Nc2 in seiner voll geöffneten Stellung gehalten. Da der Auslegerzylinder 202 ein Betätigungselement mit dem niedrigeren Druck ist, wird während der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung das Verteilungskompensationsventil 206 so begrenzt, daß es den Differenzdruck über dem Strömungssteuerventil 204 konstant hält.
Wenn während des obengenannten Vorgangs bei der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung die Schwenkbewegung gestartet und die Schwenkgeschwindigkeit erhöht ist, erreicht die Durchflußleistung der Hauptpumpe 200 ihr Maximum und der Differenzdruck ΔPLS wird verringert, woraufhin der Wert des von Schritt S11 in Fig. 42 berechneten Grundantriebssignals EHL erhöht wird. Folglich werden die Verteilungskompensationsventile 205, 206 so gesteuert, daß sie eine absolute Menge des an die Betätigungselemente 201, 202 gelieferten Hydraulikfluids begrenzen, während sie die Gesamtströmungsrate geeignet aufteilen.
Wenn nach dem Starten der Schwenkbewegung die Schwenkgeschwindigkeit einen dem Öffnungsgrad (angeforderte Strömungsrate) des Strömungssteuerventils 203 entsprechenden Wert erreicht, erreicht auch die von der Antriebseinrichtung 205c des Verteilungskompensationsventils 205 angelegte Steuerkraft Nc1 einen dem von Schritt S11 berechneten Antriebssignal EHL entsprechenden Wert, wobei in Schritt S16 immer EH = EHL erhalten wird. Demgemäß werden zu diesem Zeitpunkt die zweiten Steuerkräfte f - Nc1, f - Nc2 in Ventilöffnungsrichtung der Verteilungskompensationsventil 205, 206 einander gleich. Somit werden während der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung die Betätigungselemente 201, 202 mit den Strömungsraten im Verhältnis der entsprechenden Öffnungsgrade der Strömungssteuerventile 203, 204 beliefert, was die kombinierte Schwenk- und Auslegerhebebewegung mit dem geforderten Geschwindigkeitsverhältnis ermöglicht.
Da die Strömungserhöhungsgeschwindigkeit des an den Schwenkmotor 201 gelieferten Hydraulikfluids zu Beginn der Schwenkbewegung optional gesetzt werden kann, ist es wie oben beschrieben möglich, das Strömungsraten-Verhältnis des zu Beginn der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung an beide Betätigungselemente gelieferten Hydraulikfluids wunschgemäß zu verändern und diese kombinierte Bewegung mit dem für die beabsichtigte Arbeit optimalen Geschwindigkeitsverhältnis auszuführen.
Da die Strömungserhöhungsgeschwindigkeit des an den Schwenkmotor 201 gelieferten Hydraulikfluids zu Beginn der Schwenkbewegung optional gesetzt werden kann, ist es möglich, einen schlagartigen Anstieg des Schwenklastdruckes zu unterdrücken, um eine Menge des vom Schwenkentlastungsventil begrenzten und abgeleiteten Hydraulikfluids und somit den Energieverlust zu verringern. Im Fall der Einstellung einer Strömungserhöhungsgeschwindigkeit auf einen relativ kleinen Wert kann der Antriebsdruck des Schwenkmotors unter dem Entlastungsdruck gehalten werden, was eine weitere Verringerung des Energieverlustes zur Folge hat. Da auch der Förderdruck der Hauptpumpe 200 gesenkt werden kann, kann die Durchflußleistung aufgrund einer Absenkung des Förderdruckes erhöht werden, wenn die Hauptpumpe 200 der Eingangsbegrenzungsregelung (Eingangsdrehmoment-Begrenzungsregelung) unterliegt, um damit die Strömungsrate des an den Auslegerzylinder gelieferten Hydraulikfluids zur Erhöhung eines Hebegeschwindigkeit zu steigern.

ABWANDLUNGEN DER SECHSTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird mit Bezug auf die Fig. 45 und 46 eine erste Abwandlung der sechsten Ausführungsform beschrieben. Diese Ausführungsform zeigt eine Abwandlung der Auswahleinrichtung.
Mit Bezug auf Fig. 45 umfaßt eine Auswahleinrichtung 406A eine Schalteinheit einschließlich beweglicher Federkontakte 409, die mit vier Kontakten A - D verbunden werden können. Die Kontakte A - C sind mit Eingangsklemmen Di1, Di2 und Di3 der CPU in der Steuerung 407A verbunden, wobei die Eingangsklemmen Di1, Di2 und Di3 über Widerstände 410a, 410b bzw. 410c mit einer Stromversorgung verbunden sind. Mit einer solchen Anordnung, wenn z.B. der bewegliche Federkontakt 409 in einer Position mit dem Kontakt C verbunden ist, wird die Eingangsklemme Di1 auf Masse gelegt, um ihre Spannung auf 0 zu senken, während die anderen Eingangsklemmen Di2, Di3 mit der Versorgungsspannung verbunden bleiben.
In Abhängigkeit von den Spannungspegeln an den Eingangsklemmen Di1, Di2 und Di3 setzt die Steuerung 407A eine Strömungserhöhungsgeschwindigkeit wie in Fig. 46 gezeigt. Zuerst bestimmt der Schritt S20, ob die Spannung an der Eingangsklemme Di3 gleich 0 ist oder nicht. Wenn sie gleich 0 ist, wird die Änderungsgröße ΔE pro Zyklus des Betätigungsbefehlssignals E216 für das Proportional- Druckminderungs-Magnetventil 216 in Schritt S21 auf einen im voraus gespeicherten Wert ΔEA gesetzt. Wenn die Spannung an der Eingangsklemme Di3 ungleich 0 ist, geht die Steuerung zu Schritt S22 über, um zu bestimmen, ob die Spannung an der Eingangsklemme Di2 gleich 0 ist oder nicht. Wenn sie gleich 0 ist, wird die Änderungsgröße ΔE in Schritt S23 auf einen vorgegebenen Wert ΔEB gesetzt. Wenn die Spannung an der Eingangsklemme Di2 ungleich 0 ist, geht die Steuerung zu Schritt S24 über, um zu bestimmen, ob die Spannung an der Eingangsklemme Di1 gleich 0 ist oder nicht. Wenn sie gleich 0 ist, wird die Änderungsgröße ΔE in Schritt S25 auf einen im voraus gespeicherten Wert ΔEC gesetzt. Wenn schließlich die Spannung an der Eingangsklemme Di1 ungleich 0 ist, geht die Steuerung zu Schritt S26 über, um die Änderungsgröße ΔE auf einen vorgegebenen Wert ΔED zu setzen.
Indem eine Stellung des beweglichen Federkontaktes geschaltet wird, kann auf diese Weise die Änderungsgröße ΔE in Abhängigkeit von der geschalteten aktuellen Stellung gesetzt werden.
Als nächstes wird im folgenden mit Bezug auf die Fig. 39 und 47 eine zweite Abwandlung der sechsten Ausführungsform beschrieben. In Fig. 47 sind die Schritte, die denen in Fig. 42 gleichen, mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet. Diese Ausführungsform ist dazu gedacht, die Strömungserhöhungsgeschwindigkeits-Regelung für den Schwenkmotor nur während der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung auszuführen.
Ein hydraulisches Antriebssystem dieser Ausführungsform umfaßt ferner, wie durch die imaginären Leitungen in Fig. 39 angedeutet ist, einen Betriebsaufnehmer 405 zum Erfassen der Einleitung des Vorsteuerdruckes in ein Vorsteuerventil 404a, das mit der Auslegerhebeleitung der Vorsteuerleitungen 404a und 404b, die die Vorsteuerdrücke von den (nicht gezeigten) Ausleger-Vorsteuerventilen zu den Antriebseinrichtungen des Strömungssteuerventils 204 leiten, verbunden ist, und zum anschließenden Ausgeben eines Signals E405. Das Signal E405 wird an die Steuerung 407 gesendet.
In dem in der Fig. 47 gezeigten Schritt S30 liest die Steuerung 407 das Betätigungsbefehlssignal E405 vom Betriebsaufnehmer 405 zusätzlich zu den Signalen Edp, E402, E403 und Es ein. Dann bestimmt im Anschluß an die Entscheidung des Schrittes S12 der Schritt S13, ob das Betätigungsbefehlssignal E405 anliegt oder nicht. Die Entscheidung des Schrittes S12 wird ebenso mit JA beantwortet, die Steuerung kann zu den Schritten S14 - S16 übergehen, durch welche das Antriebssignal EH zum Begrenzen seiner Änderungsgröße unterhalb ΔE mit dem als Sollwert gesetzten Grundantriebssignal EHL hergeleitet wird.
Mit dieser Ausführungsform wird eine vorteilhafte Wirkung erzielt, welche eine Strömungserhöhungsgeschwindigkeit des an den Schwenkmotor gelieferten Hydraulikfluids regeln kann und nur während der kombinierten Schwenk- und Auslegerhebebewegung eine Beschleunigungsregelung des Schwenkkörpers durchführt.

INDUSTRIELLE ANWENDBARKEIT

Mit dem wie oben erwähnt beschaffenen hydraulischen Antriebssystem für Baumaschinen der vorliegenden Erfindung werden den ersten und den zweiten Verteilungskompensationsventilen individuelle Druckausgleichskennlinien verliehen, die es ermöglichen, das optimale Verteilungsverhältnis in Abhängigkeit von den Betätigungselementen bereitzustellen und die Leistungsfähigkeit und/oder die Arbeitseffektivität während der kombinierten Bewegung der gleichzeitig angetriebenen ersten und zweiten Betätigungselemente zu verbessern.

Claims

Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine, mit einer Hydraulikpumpe (22), wenigstens einem ersten und einem zweiten Hydraulikbetätigungselement (23- 28), die von einem von der Hydraulikpumpe gelieferten Hydraulikfluid angetrieben werden, einem ersten und einem zweiten Strömungssteuerventil (29-34) für die Steuerung der Strömungen des an das erste bzw. zweite Betätigungselement gelieferten Hydraulikfluids, einem ersten und einem zweiten Verteilungskompensationsventil (35-40) für die Steuerung von ersten Differenzdrücken (ΔPv1-ΔPv6), die zwischen den Einlässen und den Auslässen des ersten bzw. des zweiten Strömungssteuerventils erzeugt werden, und einer Fördersteuereinrichtung (41), die auf einen zweiten Differenzdruck (ΔPLS) zwischen einem Förderdruck (Ps) der Hydraulikpumpe und einem maximalen Lastdruck (Pamax) vom ersten oder zweiten Betätigungselement anspricht, um eine Strömungsrate des von der Hydraulikpumpe geförderten Hydraulikfluids zu steuern, gekennzeichnet durch die Tatsache, daß das erste und das zweite Verteilungskompensationsventil jeweils eine Antriebseinrichtung (45-50, 35c, 40c) besitzt, um an die zugehörigen Verteilungskompensationsventile entsprechend dem zweiten Differenzdruck Steuerkräfte (Fc1-Fc2) anzulegen, um dadurch Sollwerte der ersten Differenzdrücke zu setzen,

eine erste Einrichtung (59) für die Erfassung des zweiten Differenzdrucks (ΔPLS) aus dem Förderdruck (Ps) der Hydraulikpumpe (22) und dem maximalen Lastdruck (Pamax) vom ersten oder vom zweiten Betätigungselement;

eine zweite Einrichtung (61) zum einzelnen Berechnen von Werten (Fc1-Fc6) als Werte der Steuerkräfte, die von der entsprechenden Antriebseinrichtung (45-50, 35C, 40C) des ersten bzw. des zweiten Verteilungskompensationsventils (35-40) in Übereinstimmung wenigstens mit dem von der ersten Einrichtung erfaßten zweiten Differenzdruck angelegt werden; und

eine erste und eine zweite Steuerdruck-Erzeugungseinrichtung (62a-62f), die in Verbindung mit dem ersten bzw. dem zweiten Verteilungskompensationsventil vorgesehen sind, wobei die erste und die zweite Steuerdruck- Erzeugungseinrichtung (62a-62f) in Abhängigkeit von den von der zweiten Einrichtung erhaltenen einzelnen Werten Steuerdrücke (Pc1-Pc6) erzeugen und an die entsprechende Antriebseinrichtung (35c-40c) des ersten bzw. zweiten Verteilungskompensationsventils ausgeben.
2. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 1, bei dem die zweite Einrichtung (61) versehen ist mit einer ersten Recheneinrichtung (80- 85) für die Ableitung von Werten (Fc1-Fc6) der dem zweiten Differenzdruck entsprechenden ersten und zweiten Steuerkräfte auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung (59) erfaßten zweiten Differenzdrucks (ΔPLS) als auch von einer ersten und einer zweiten im voraus gesetzten Funktion, die dem ersten und dem zweiten Verteilungskompensationsventil (35-40) zugehören.
3. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 2, bei dem das erste Betätigungselement ein Betätigungselement (23) zum Antreiben einer trägen Last ist und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement (26) zum Antreiben einer normalen Last ist, bei dem die ersten und zweiten Funktionen (80, 83) so gesetzt sind, daß sie Beziehungen zwischen dem zweiten Differenzdruck (ΔPLS) und den Werten (Fc1, Fc4) der ersten und zweiten Steuerkräfte besitzen, derart, daß bei einer Absenkung des zweiten Differenzdrucks (ΔPLS) die Sollwerte der ersten Differenzdrücke (ΔPv1, ΔPv4) mit voneinander verschiedenen Absenkungsraten abgesenkt werden.
4. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 2, bei dem das erste Betätigungselement ein Betätigungselement (23) zum Antreiben einer trägen Last und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement (36) zum Antreiben einer normalen Last ist, wobei wenigstens die erste Funktion (80), die dem ersten Betätigungselement (23) zugeordnet ist, so gesetzt ist, daß sie eine Beziehung zwischen dem zweiten Differenzdruck (ΔPLS) und dem Wert (Fc1) der ersten Steuerkraft besitzt, derart, daß dann, wenn der zweite Differenzdruck (ΔPLS) einen vorgegebenen Wert (A) übersteigt, der Sollwert des ersten Differenzdrucks (ΔPv1) von einem weiteren Anstieg abgehalten wird.
5. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 2, bei dem das erste und das zweite Betätigungselement Bewegungsbetätigungselemente (24, 25) sind, wobei sowohl die erste als auch die zweite Funktion (81, 82) so gesetzt ist, daß sie Beziehungen zwischen dem zweiten Differenzdruck (ΔPLS) und den Werten (Fc2, Fc3) der ersten und zweiten Steuerkräfte besitzen, derart, daß die Sollwerte der ersten Differenzdrücke (ΔPv2, ΔPv3) größer als der zweite Differenzdruck (ΔPLS) werden.
6. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 2, bei dem das erste Betätigungselement eines von Bewegungsbetätigungselementen (24, 25) ist und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement (26) für eine Baggerarbeit ist, wobei die zweite Steuereinrichtung (61) außerdem zweite Recheneinrichtungen (90-92) besitzt, die eine verhältnismäßig große Zeitverzögerung für eine Änderung des Wertes (Fc1) der aus der ersten Funktion (80) abgeleiteten ersten Steuerkraft und eine verhältnismäßig kleine Zeitverzögerung für eine Änderung des Wertes (Fc2 oder Fc3) der aus der zweiten Funktion (81 oder 82) abgeleiteten zweiten Steuerkraft erzeugen.
7. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 2, bei dem das erste Betätigungselement ein Hydraulikmotor (eines von 23-25) ist und ein zweites Betätigungselement ein Hydraulikzylinder (eines von 26-28) ist, wobei das hydraulische Antriebssystem ferner eine dritte Einrichtung für die Erfassung einer Temperatur (Th) des von der Hydraulikpumpe (22) geförderten Hydraulikfluids besitzt und wobei die zweite Einrichtung (61) außerdem eine dritte Recheneinrichtung (86) für die Ableitung eines temperaturabhängigen Modifikationsfaktors (K) auf der Grundlage sowohl der von der dritten Einrichtung erfaßten Temperatur des Hydraulikfluids als auch einer dritten im voraus gesetzten Funktion und eine vierte Recheneinrichtung (eines von 87-89) für die Berechnung des Wertes (einer von Fc4-Fc6) der aus der zweiten Funktion (eines von 83-85) und dem temperaturabhängigen Modifikationsfaktor abgeleiteten zweiten Steuerkraft besitzt, um damit den Wert der zweiten Steuerkraft zu modifizieren.
8. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 1, bei dem das hydraulische Antriebssystem ferner eine vierte Einrichtung (120) umfaßt, die in Abhängigkeit von den Typen oder Inhalten der durch Antreiben der ersten und zweiten Betätigungselemente (22- 28) auzuführenden Arbeiten Auswahl-Steuersignale (Y1-Y6) ausgibt, und bei dem die zweite Einrichtung (61B) fünfte Recheneinrichtungen (80B-85B), die auf der Grundlage des von der ersten Einrichtung (59) erfaßten zweiten Differenzdrucks (ΔPLS) Werte (Hc1-Hc6) von dritten und vierten Steuerkräften ableiten, vierte und fünfte im voraus gesetzte Funktionen, die dem ersten bzw. dem zweiten Verteilungskompensationventil (35-40) zugeordnet sind, sowie die Auswahl-Steuersignale besitzt, die von der vierten Einrichtung ausgegeben werden.
9. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 8, bei dem die fünften Recheneinrichtungen (80B-85B) als vierte bzw. fünfte Funktion jeweils mehrere Funktionen (So, So-1, So-2, So+1, So+2) enthalten, die jeweils voneinander verschiedene Charakteristiken besitzen, eine der mehreren Funktionen in Abhängigkeit von den von der vierten Einrichtung (120) ausgegebenen jeweiligen Auswahl-Steuersignalen (Y1-Y6) auswählen und die Werte (Hc1-Hc6) der dem zweiten Differenzdruck entsprechenden dritten und vierten Steuerkräfte auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung (59) erfaßten zweiten Differenzdrucks (ΔPLS) als auch der gewählten Funktionen (eine von So, So-1, So-2, So+1, So+2) ableiten.
10. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 1, bei dem das erste Betätigungselement ein Betätigungselement (201) zum Antreiben einer trägen Last und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement (202) zum Antreiben einer normalen Last ist, wobei das hydraulische Antriebssystem ferner eine fünfte Einrichtung (224) für die Erfassung des Förderdrucks (Cs) der Hydraulikpumpe (200) umfaßt und wobei die zweite Einrichtung (307) eine sechste Recheneinrichtung (313), die einen Wert (i1) einer dem zweiten Differenzdruck entsprechenden fünften Steuerkraft auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung (225) erfaßten zweiten Differenzdrucks als auch einer im voraus gesetzten sechsten Funktion ableitet und den Wert (i1) als Wert (Nc1) der von der Antriebseinrichtung (205c) des ersten Verteilungskompensationsventils (205) angelegten Steuerkraft setzt, sowie eine siebte Recheneinrichtung (313-318) besitzt, die einen Wert (i2+i3) einer sechsten Steuerkraft, die zum Halten des Förderdrucks auf einem vorgegebenen Wert erforderlich ist, auf der Grundlage sowohl des von der fünften Einrichtung (224) erfaßten Förderdrucks als auch einer siebten im voraus gesetzten Funktion ableitet und einen der Werte der fünften und der sechsten Steuerkräfte, der den Sollwert des ersten Differenzwertes erhöhe, als Wert der Steuerkraft setzt, die von der Antriebseinrichtung (206c) des zweiten Verteilungskompensationsventils (206) angelegt wird.
11. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 10, bei dem das hydraulische Anstriebssystem ferner eine sechste Einrichtung (306) umfaßt, die von außen betätigt werden kann, um ein Auswahl- Befehlssignal (r) für einen vorgegebenen Wert (Pso) des Förderdrucks (Ps) auszugeben, wobei die siebte Recheneinrichtung (314, 315) eine Charakteristik der siebten Funktion aufgrund des Auswahl-Befehlssignals modifizieren kann, um den vorgegebenen Wert des Förderdrucks zu ändern.
12. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 1, bei dem das erste Betätigungselement ein Betätigungselement (201) zum Antreiben einer trägen Last und das zweite Betätigungselement ein Betätigungselement (202) zum Antreiben einer normalen Last ist, wobei das hydraulische Antriebssystem ferner eine Einrichtung (402, 403) für die Erfassung der Operation des ersten Betätigungselements (201) und eine achte Einrichtung (406) zum Setzen einer Strömungserhöhungsgeschwindigkeit (ΔE) des über das erste Verteilungskompensationsventil (205) gelieferten Hydraulikfluids umfaßt und wobei die zweite Einrichtung (407) versehen ist mit einer achten Recheneinrichtung, die einen Wert (EHL) einer dem zweiten Differenzdruck entsprechenden siebten Steuerkraft auf der Grundlage sowohl des von der ersten Einrichtung (225) erfaßten zweiten Differenzdrucks (ΔPLS) als auch einer achten im voraus gesetzten Funktion ableitet und den Wert (EHL) als Wert (Nc2) der Steuerkraft setzt, die von der Antriebseinrichtung (206c) des zweiten Verteilungskompensationsventils (205) angelegt wird, und einer neunten Recheneinrichtung, die einen Wert (EH) einer achten Steuerkraft ableitet, die mit einer Geschwindigkeit, die geringer als die der Strömungserhöhungsgeschwindigkeit (ΔE) entsprechende Änderungsrate ist, geändert wird, wobei der Wert (EHL) der siebten Steuerkraft als Sollwert gesetzt ist, und den Wert (EH) der achten Steuerkraft als Wert (Nc1) der Steuerkraft setzt, die von der Antriebseinrichtung (205c) des zweiten Verteilungskompensationsventils (205) angelegt wird.
13. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 12, bei dem das hydraulische Antriebssystem ferner eine neunte Einrichtung (405) für die Erfassung des Betriebs des zweiten Betätigungselements (202) umfaßt und wobei die neunte Recheneinrichtung den Wert (EH) der achten Steuerkraft ableitet, wenn die siebte und die neunte Einrichtung (402, 403, 405) den Beginn der Operation der ersten und zweiten Betätigungselemente (201, 202) erfassen.
14. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 1, bei dem das hydraulische Antriebssystem ferner versehen ist mit einer zehnten Einrichtung (224), die den Förderdruck (Ps) der Hydraulikpumpe (200) erfaßt, wobei die zweite Einrichtung (229) versehen ist mit einer zehnten Recheneinrichtung (240- 242), die auf der Grundlage des von der ersten Einrichtung (225) abgeleiteten zweiten Differenzdrucks (ΔPLS) eine Differenzdruck-Solldurchflußleistung (QΔp) der Hydraulikpumpe berechnet, derart, daß der zweite Differenzdruck konstant gehalten wird, einer elften Recheneinrichtung (243), die auf der Grundlage sowohl des von der zehnten Einrichtung erfaßten Förderdurcks (Ps) als auch einer im voraus gesetzten Eingangsbegrenzungsfunktion der Hydraulikpumpe eine Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung (QT) der Hydraulikpumpe berechnet, einer zwölften Recheneinrichtung (258), die eine Abweichung zwischen der ifferenzdruck-Solldurchflußleistung (QΔp) und der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung (QT) ableitet, und einer dreizehnten Recheneinrichtung (259-263), die einzelne Werte als Werte der Steuerkräfte berechnet, die von der jeweiligen Antriebseinrichtung (205c, 206c) des ersten und des zweiten Verteilungskompensationsventils (205, 206) entsprechend der Abweichung (ΔQ) zwischen den beiden Solldurchflußleistungen angelegt werden, wenn von der Differenzdruck-Solldurchflußleistung (QΔp) und der Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung (QT) die Eingangsbegrenzung-Solldurchflußleistung (QT) als Durchflußleistungs-Sollwert (Qo) gewählt wird.
15. Ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine gemäß Anspruch 1, bei dem das hydraulische Antriebssystem ferner versehen ist mit Antriebseinrichtungen (45A-50A), die von den zuerst erwähnten Antriebseinrichtungen (35c-40c) getrennt sind und an dem ersten und dem zweiten Verteilungskompensationsventiln (35-40) vorgesehen sind, um das jeweilige Verteilungskompensationsventil in die Ventilöffnungsrichtung zu zwingen, und einer Vorsteuerdruck-Versorgungseinrichtung (63, 64, 113), die an die getrennten Antriebseinrichtungen einen im wesentlichen konstanten gemeinsamen Vorsteuerdruck leitet, wobei die zuerste erwähnten Antriebseinrichtungen auf derjenigen Seite angeordnet sind, daß sie auf das erste und das zweite Verteilungskompensationsventil in der Ventilschließrichtung wirken.