DE69108787T2

DE69108787T2 - Steuervorrichtung für einen lastdruckkompensierten, hydraulischen Antrieb.

Info

Publication number: DE69108787T2
Application number: DE69108787T
Authority: DE
Inventors: Eiki Chiyoda-Mura Niihari-Gun Ibaraki-Ken Izumi; Hiroshi Ushiku-Shi Ibaraki-Ken Watanabe
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1990-06-19
Filing date: 1991-06-19
Publication date: 1995-09-07
Anticipated expiration: 2011-06-20
Also published as: EP0462589A3; EP0462589A2; US5129230A; KR920001091A; DE69108787D1; JPH0450504A; JP2828490B2; EP0462589B1; KR940008822B1

Description

HINTERGRUND DER ERFINDUNG

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein Regelungssystem für lastabhängige Hydraulikantriebskreise, die in Hydraulikmaschinen wie z.B. hydraulischen Baggern oder Kränen verwendet werden, genauer auf ein Regelungssystem für einen Hydraulikantriebskreis, der mit Pumpenregeleinrichtungen ausgerüstet ist, die einen Förderdruck einer Hydraulikpumpe derart regeln, daß diese um einen vorgegebenen Wert über einem Lastdruck eines hydraulischen Betätigungselements gehalten werden.
Hydraulikantriebskreise für die Verwendung in Hydraulikmaschinen wie hydraulischen Baggern oder Kränen umfassen wenigstens eine Hydraulikpumpe, wenigstens ein hydraulisches Betätigungselement, das durch ein von der Hydraulikpumpe gefördertes Hydraulikfluid angetrieben wird, sowie ein Strömungssteuerventil, das zwischen der Hydraulikpumpe und dem Betätigungselement angeschlossen ist, um eine Strömungsrate des dem Betätigungselement zugeführten Hydraulikfluids zu steuern. Es ist bekannt, daß einige dieser Hydraulikantriebskreise eine Technik verwenden, die lastabhängige Regelung (LS-Regelung) genannt wird, um eine Förderrate einer Hydraulikpumpe zu regeln (und somit einen LS-Regler zu bilden). Die LS-Regelung dient zur Steuerung der Förderrate der Hydraulikpumpe, derart, daß der Förderdruck der Hydraulikpumpe um einen vorgegebenen Wert über dem Lastdruck des hydraulischen Betätigungselements gehalten wird. Dies führt dazu, daß die Förderrate der Hydraulikpumpe in Abhängigkeit vom Lastdruck des hydraulischen Betätigungselements geregelt wird und somit einen wirtschaftlichen Betrieb erlaubt. An eine Förderleitung der Hydraulikpumpe ist auch ein Entlastungsventil angeschlossen, um einen Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und einem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente kleiner als einen Einstellwert zu halten.
Inzwischen wird die LS-Regelung ausgeführt, indem ein Differenzdruck (LS-Differenzdruck) zwischen dem Förderdruck und dem Lastdruck erfaßt wird und das Verdrängungsvolumen der Hydraulikpumpe oder im Falle einer Taumelscheibenpumpe die Stellung (Neigungsmaß) einer Taumelscheibe in Abhängigkeit von einer Abweichung zwischen dem LS-Differenzdruck und einem Soll-Differenzdruck gesteuert wird. Bis heute wurden die Erfassung des Differenzdrucks und die Steuerung des Neigungsmaßes der Taumelscheibe üblicherweise auf hydraulische Art durchgeführt, wie z.B. im US-Patent Nr. 4,617,854 (die DE-A1-3422165 entspricht) offenbart ist. Diese herkömmliche Anordnung wird weiter unten kurz beschrieben.
Ein in der FR-A-2548290 offenbarter LS-Regler umfaßt ein Steuerventil, bei dem ein Ende einem Förderdruck einer Hydraulikpumpe ausgesetzt ist und das andere Ende sowohl einem maximalen Lastdruck mehrerer Betätigungselemente als auch einer Zwangs kraft einer Feder ausgesetzt ist, wobei eine Betätigung der Zylindereinheit derselben durch ein Hydraulikfluid gesteuert wird, das durch das Steuerventil strömt, um die Taumelscheibenstellung der Hydraulikpumpe zu steuern. Die Feder am einen Ende des Steuerventils dient zum Festlegen eines Sollwertes für den LS- Differenzdruck. In Abhängigkeit von einer Abweichung, die zwischen dem LS-Differenzdruck und dem Sollwert desselben auftritt, werden das Steuerventil angetrieben und die Zylindereinheit betätigt, um die Taumelscheibenstellung zu regeln, wobei die Pumpenförderrate so gesteuert wird, daß der LS-Differenzdruck auf dem Sollwert gehalten wird. Die Zylindereinheit besitzt eine eingebaute Feder, um entgegengesetzt zu der Richtung, in die die Zylindereinheit aufgrund des Einströmens des Hydraulikfluids angetrieben wird, eine Zwangs kraft auszuüben.
Beim obenerwähnten LS-Regler wird eine Neigungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe der Hydraulikpumpe durch eine Strömungsrate des in die Zylindereinheit strömenden Hydraulikfluids bestimmt, während eine Strömungsrate des Hydraulikfluids sowohl durch eine Öffnung, d.h. eine Stellung, des Steuerventils als auch durch die Einstellung der Feder in der Zylindereinheit bestimmt wird. Die Stellung des Steuerventils selbst wird durch die relative Beziehung zwischen der Zwangskraft des LS-Differenzdrucks und der Federkraft bestimmt, um den Sollwert des Differenzdrucks einzustellen. Hierbei haben die Feder im Steuerventil und die Feder in der Zylindereinheit ihre speziellen Federkonstanten. Dementsprechend ist eine Regelverstärkung für die Neigungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe in Abhängigkeit von einer Abweichung zwischen dem LS-Differenzdruck und dem Sollwert desselben immer konstant.
Andererseits wird das Entlastungsventil allgemein in Abhängigkeit von einem Signal betrieben, das die Differenz zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente anzeigt, derart, daß das Hydraulikfluid in der Förderleitung der Hydraulikpumpe durch das Entlastungsventil in einen Vorratstank entweicht, wenn der LS-Differenzdruck z.B. aufgrund einer Verzögerung des LS-Reglers einen Einstellwert einer im Entlastungsventil eingesetzten Feder übersteigt, und dabei auf schnelle Weise den vorgegebenen Differenzdruck aufrechterhält. Üblicherweise wird der vorgegebene Differenzdruck der Feder im Entlastungsventil so gewählt, daß er etwas größer ist als der vorgegebene Differenzdruck der Feder im Steuerventil des LS-Reglers.
Das obenbeschriebene herkömmliche Regelsystem für die lastabhängigen Hydraulikantriebskreise leidet jedoch unter folgenden Problemen.
Der LS-Regler soll, wie oben erwähnt worden ist, die Taumelscheibenstellung in Abhängigkeit von dem Signal regeln, das die Differenz zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente anzeigt, und dabei den LS-Differenzdruck auf dem Einstellwert der Feder im Steuerventil halten. Wenn während der LS-Regelung ein Betätigungs-(Eingabe)- Maß (d.h. eine geforderte Strömungsrate) des Strömungssteuerventils und auch ein Öffnungswinkel des Strömungssteuerventils klein ist, wird der Förderdruck der Hydraulikpumpe im wesentlichen bestimmt durch eine Differenz zwischen der Strömungsrate, die in eine Leitung strömt, welche sich von der Hydraulikpumpe zum Strömungssteuerventil erstreckt, und der Strömungsrate, die aus der Leitung herausströmt, sowie dem Volumenmodul der Leitung. Der Volumenmodul der Leitung ist durch Division des Volumenmoduls des Hydraulikfluids (Öl) durch das Volumen der Leitung gegeben. Da das Volumen der Leitung sehr klein ist, nimmt der Volumenmodul der Leitung eine großen Wert an, wenn die Öffnung des Strömungssteuerventils klein ist. Selbst bei leichter Veränderung der Strömungsrate wird deshalb der Förderdruck so stark verändert, daß eine Regelschwingung hervorgerufen und somit die Regelung des LS-Differenzdrucks schwierig wird.
Wenn im Gegensatz dazu das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils erhöht wird, um dessen Öffnungswinkel zu vergrößern, nimmt nun der Kreis, in den die Förderrate der Hydraulikpumpe strömt, ein großes Volumen einschließlich eines Zylinders an, was zu einem kleineren Volumenmodul führt. Deshalb wird die Veränderung des Förderdrucks aufgrund der Veränderung der Förderrate der Hydraulikpumpe verringert, was die Durchführung der Regelung des LS-Differenzdrucks vereinfacht.
Um die Regelung des LS-Differenzdrucks über den gesamten Betätigungsbereich des Strömungssteuerventils zuverlässig durchzuführen, ist es dementsprechend erforderlich, eine einfache Verwirklichung der Regelung des LS-Differenzdrucks zu ermöglichen, wenn der Öffnungswinkel des Strömungssteuerventils klein ist. Dies kann erreicht werden, indem die Regelverstärkung des LS-Reglers, d.h. die Einstellwerte der beiden obengenannten Federn, so gewählt wird, daß die Veränderung oder die Neigungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe der Hydraulikpumpe langsam wird. Wenn jedoch die Regelverstärkung so eingestellt wird, entsteht ein weiteres Problem, so daß bei großem Öffnungswinkel des Strömungssteuerventils der Volumenmodul wie oben erwähnt verringert wird, was auch eine Veränderungsrate des LS-Differenzdrucks verringert und somit eine Antwort der LS-Regelung verschlechtert.
Außerdem ist auch ein Steuersystem bekannt, bei dem eine Pumpe mit festem Verdrängungsvolumen als Hydraulikpumpe verwendet wird, an eine Förderleitung der Pumpe ein Entlastungsventil angeschlossen ist und der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente nur mittels des Entlastungsventils geregelt wird. Eines der Steuersysteme dieses Typs ist z.B. im US-Patent Nr. 3, 976, 097 offenbart.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist, ein Regelungssystem für einen lastabhängigen Hydraulikantriebskreis zum Regeln einer Pumpenförderrate zu schaffen, das eine stabile Regelung des LS-Differenzdrucks mit kleinen Druckveränderungen verwirklichen kann, selbst wenn das Betätigungsmaß eines Strömungssteuerventils klein ist, und das ebenso die Hydraulikpumpe mit kurzer Antwortzeit regeln kann, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils groß ist.

ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG

Um die obengenannte Aufgabe zu erfüllen, wird gemäß der vorliegenden Erfindung ein Steuersystem für einen lastabhängigen Hydraulikantriebskreis geschaffen, mit wenigstens einer Hydraulikpumpe, die mit einer Verdrängungsvolumen-Veränderungseinrichtung versehen ist, wenigstens einem hydraulischen Betätigungselement, das durch ein von der Hydraulikpumpe gefördertes Hydraulikfluid angetrieben wird, einem Strömungssteuerventil, das zwischen die Hydraulikpumpe und das Betätigungselement eingesetzt ist und eine Strömungsrate des zum Betätigungselement geförderten Hydraulikfluids steuert, einer Pumpensteuereinrichtung, die eine Förderrate der Hydraulikpumpe so steuert, daß der Förderdruck der Hydraulikpumpe um einen ersten vorgegebenen Wert höher als ein Lastdruck des Betätigungselements ist, und einem Entlastungsventil, das zwischen die Hydraulikpumpe und das Betätigungselement eingesetzt ist und einen Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem Lastdruck des Betätigungselements hält, der niedriger als ein zweiter vorgegebener Wert ist, wobei das Steuersystem ferner eine erste Einrichtung, die einen Wert erfaßt, der der geforderten Strömungsrate des Strömungssteuerventils zugehört, und eine zweite Einrichtung umfaßt, die das Entlastungsventil auf der Grundlage des Wertes steuert, der der von der ersten Einrichtung erfaßten geforderten Strömungsrate zugehört, so daß der zweite vorgegebene Wert kleiner als der erste vorgegebene Wert ist, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und der zweite vorgegebene Wert größer als der erste vorgegebene Wert wird, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt.
Wenn bei der wie oben angeordneten vorliegenden Erfindung das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils und auch die geforderte Strömungsrate klein sind, wird der zweite vorgegebene Wert, der als Einstellwert des Entlastungsventils gegeben ist, kleiner als der erste vorgegebene Wert, der als Einstellwert der Pumpensteuereinrichtung gegeben ist, wodurch das Entlastungsventil mit Vorrang vor der Pumpensteuereinrichtung wirkt, so daß der Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem Lastdruck des Betätigungselements durch das Entlastungsventil gesteuert wird. Als Folge davon kann durch das Entlastungsventil eine stabile Regelung des Differenzdrucks erreicht werden. Wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils und die geforderte Strömungsrate erhöht werden, wird der Einstellwert des Entlastungsventils so groß, daß er den Einstellwert der Pumpensteuereinrichtung übersteigt. Somit wird unter dieser Bedingung der Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem Lastdruck des Betätigungselements durch die Pumpensteuereinrichtung gesteuert. Indem eine Regelverstärkung der Pumpensteuereinrichtung so gesetzt wird, daß eine Veränderungsgeschwindigkeit der Verdrängungsvolumen-Veränderungseinrichtung der Hydraulikpumpe einen optimalen Wert annimmt, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventil groß ist, kann somit eine schnelle Steuerung der Pumpenförderrate erreicht werden. Außerdem entweicht das Hydraulikfluid nicht aus dem Entlastungsventil, was keinen Energieverlust zur Folge hat.
Vorzugsweise umfaßt die Pumpensteuereinrichtung eine dritte Einrichtung, die auf der Grundlage des Differenzdrucks zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem Lastdruck des Betätigungselements ein Soll-Verdrängungsvolumen bestimmt, das den Differenzdruck auf dem ersten vorgegebenen Wert hält, sowie eine vierte Einrichtung, die die Verdrängungsvolumen-Veränderungseinrichtung der Hydraulikpumpe steuert, so daß ein Verdrängungsvolumen der Hydraulikpumpe mit dem von der dritten Einrichtung bestimmten Soll-Verdrängungsvolumen übereinstimmt; wobei die erste Einrichtung eine Einrichtung enthält, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert das von der dritten Einrichtung bestimmte Soll-Verdrängungsvolumen erfaßt; und die zweite Einrichtung eine Einrichtung enthält, die das Entlastungsventil auf der Grundlage des Soll-Verdrängungsvolumens steuert.
Vorzugsweise umfaßt die erste Einrichtung eine Einrichtung, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert ein aktuelles Verdrängungsvolumen der Hydraulikpumpe erfaßt, während die zweite Einrichtung eine Einrichtung umfaßt, die das Entlastungsventil auf der Grundlage des aktuellen Verdrängungsvolumens steuert.
Vorzugsweise umfaßt die erste Einrichtung eine Einrichtung, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert ein Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils erfaßt, während die zweite Einrichtung eine Einrichtung umfaßt, die das Entlastungsventil auf der Grundlage des Betätigungsmaßes steuert. Bei einem Regelungssystem für einen lastabhängigen Hydraulikantriebskreis mit mehreren hydraulischen Betätigungselementen, die durch das von einer Hydraulikpumpe geförderte Hydraulikfluid angetrieben werden, und mehreren Strömungssteuerventilen, die entsprechend zwischen die Hydraulikpumpe und die mehreren Betätigungselemente eingesetzt sind, um die Strömungsraten des den hydraulischen Betätigungselementen zugeführten Hydraulikfluids zu steuern, enthält in diesem Zusammenhang die erste Einrichtung eine Einrichtung, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert entsprechende Betätigungsmaße der mehreren Strömungssteuerventile erfaßt, sowie eine Einrichtung, die einen Gesamtwert der erfaßten Betätigungsmaße berechnet; während die zweite Einrichtung eine Einrichtung umfaßt, die das Entlastungsventil auf der Grundlage des Gesamtwertes der Betätigungsmaße steuert.
Vorzugsweise enthält die zweite Einrichtung eine Einrichtung, die auf der Grundlage des Wertes, der zur geforderten Strömungsrate gehört, welche von der ersten Einrichtung erfaßt wird, eine Steuerkraft berechnet, die den zweiten vorgegebenen Wert kleiner als den ersten vorgegebenen Wert macht, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und die den zweiten vorgegebenen Wert größer als den ersten vorgegebenen Wert macht, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt, und dann in Abhängigkeit von der berechneten Steuerkraft ein elektrisches Signal ausgibt, sowie eine Einrichtung, die das elektrische Signal empfängt, um die Steuerkraft zu erzeugen.
Ferner besitzt das Entlastungsventil eine Feder, die in Ventilschließrichtung eine Zwangs kraft anlegt, sowie eine Antriebsvorrichtung, die in Ventilöffnungsrichtung eine Antriebskraft anlegt; die zweite Einrichtung enthält eine Einrichtung, die auf der Grundlage des Wertes, der zur geforderten Strömungsrate gehört, welche von der ersten Einrichtung erfaßt wird, eine Steuerkraft bestimmt, die groß ist, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und kleiner wird, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt, sowie eine Einrichtung, die die Antriebsvorrichtung des Entlastungsventils zur Erzeugung der Steuerkraft veranlaßt.
Das Entlastungsventil kann so beschaffen sein, daß es eine Antriebsvorrichtung besitzt, die in Ventilschließrichtung eine Steuerkraft anlegt. In diesem Fall umfaßt die zweite Einrichtung eine Einrichtung, die auf der Grundlage des Wertes, der zur geforderten Strömungsrate gehört, welche von der ersten Einrichtung erfaßt wird, eine Steuerkraft bestimmt, die klein ist, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und größer wird, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt, sowie eine Einrichtung, die die Antriebsvorrichtung des Entlastungsventils zur Erzeugung der Steuerkraft veranlaßt.

KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist ein schematisches Schaubild eines lastabhängigen Hydraulikantriebskreises, der mit einem Steuersystem gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 2 ist ein schematisches Schaubild einer Taumelscheibenstellung-Steuervorrichtung;
Fig. 3 ist ein schematisches Schaubild einer Steuereinheit;
Fig. 4 ist ein Flußdiagramm, das den Steuerungsablauf zeigt, der in der Steuereinheit ausgeführt wird;
Fig. 5 ist ein Flußdiagramm, das Einzelheiten eines Schrittes der Berechnung einer Taumelscheiben-Sollstellung einer Hydraulikpumpe im Flußdiagramm der Fig. 4 zeigt;
Fig. 6 ist ein Flußdiagramm, das Einzelheiten eines Schrittes der Steuerung der Taumelscheibenstellung der Hydraulikpumpe im Flußdiagramm der Fig. 4 zeigt;
Fig. 7 ist eine Kennlinie, die die Beziehung zwischen der Taumelscheiben-Sollstellung und der Steuerkraft zeigt;
Fig. 8 ist eine Kennlinie, die die Beziehung zwischen der Taumelscheiben-Sollstellung und einem Einstellwert eines Entlastungsventils zeigt;
Fig. 9 ist ein Blockschaltbild, das Steuerschritte der ersten Ausführungsform gemeinsam in der Form von Blöcken zeigt;
Fig. 10 ist ein schematisches Schaubild eines lastabhängigen Hydraulikantriebskreises, der mit einem Steuersystem gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 11 ist ein Blockschaltbild, das die Steuerung des Einstellwertes des Entlastungsventils in der zweiten Ausführungsform zeigt;
Fig. 12 ist ein schematisches Schaubild eines lastabhängigen Hydraulikantriebskreises, der mit einem Steuersystem gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 13 ist eine Kennlinie, die die Beziehung zwischen der Taumelscheiben-Sollstellung und der Steuerkraft in der dritten Ausführungsform zeigt;
Fig. 14 ist ein schematisches Schaubild eines lastabhängigen Hydraulikantriebskreises, der mit einem Steuersystem gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist; und
Fig. 15 ist ein Blockschaltbild, das die Steuerung gemäß der vierten Ausführungsform zeigt.

BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORMEN

Im folgenden werden mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen verschiedene Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung beschrieben. Zu Beginn wird mit Bezug auf die Fig. 1 - 9 eine erste Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben.
In Fig. 1 umfaßt ein Hydraulikantriebskreis gemäß dieser Ausführungsform eine Hydraulikpumpe 1, mehrere hydraulische Betätigungselemente 2, 2A, die durch von der Hydraulikpumpe 1 gefördertes Hydraulikfluid angetrieben werden, Strömungssteuerventile 3, 3A, die zwischen die Hydraulikpumpe 1 und die Betätigungselemente 2, 2A eingesetzt sind, um in Abhängigkeit von der Betätigung der Steuerhebel 3a bzw. 3b die Strömungsraten des den Betätigungselementen 2, 2A zugeführten Hydraulikfluids zu steuern, sowie Druckausgleichsventile 4, 4A, die den Differenzdruck zwischen den Zulauf- und der Ablaufseiten der Strömungssteuerventile 3, 3A, d.h. die Differenzdrücke über den Ventilen 3, 3A, konstant halten, um die Strömungsraten des durch die Strömungssteuerventile 3, 3A strömenden Hydraulikfluids proportional auf Werte zu steuern, die proportional zu den Öffnungen der Strömungssteuerventil 3 bzw. 3A sind. Ein Satz bestehend aus dem Strömungssteuerventil 3 und dem Druckausgleichsventil 4 bildet ein druckkompensiertes Strömungssteuerventil, während ein Satz aus dem Strömungssteuerventil 3A und dem Druckausgleichsventil 4A ein weiteres druckkompensiertes Strömungssteuerventil bildet. Die Hydraulikpumpe 1 besitzt als Verdrängungsvolumen-Veränderungseinrichtung eine Taumelscheibe 1a.
Für den so beschaffenen Hydraulikantriebskreis ist ein Steuersystem dieser Ausführungsform vorgesehen, das einen Differenzdrucksensor 5, einen Taumelscheiben-Stellungssensor 6, eine Steuereinheit 7, eine Taumelscheiben- Steuereinrichtung 8 sowie ein Entlastungsventil 20 umfaßt.
Der Differenzdrucksensor 5 erfaßt einen Differenzdruck zwischen einem maximalen Lastdruck PL der mehreren hydraulischen Betätigungselemente einschließlich des Betätigungselements 2, das durch ein Wechselventil 9 ausgewählt wird, und einem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1, d.h. einem LS-Differenzdruck, und setzt ihn für die Ausgabe an die Steuereinheit 7 in ein elektrisches Signal ΔP um. Der Taumelscheiben-Stellungssensor 6 erfaßt eine Stellung einer Taumelscheibe 1a der Hydraulikpurnpe 1 und setzt ihn für die Ausgabe an die Steuereinheit 7 in ein elektrisches Signal θ um. Auf der Grundlage der Signale ΔP und θ berechnet die Steuereinheit 7 ein Antriebssignal für die Taumelscheibe 1a der Hydraulikpumpe 1 und ein Antriebssignal für ein (elektromagnetisches) Proportionalmagnetventil 20d (später beschrieben) des Entlastungsventils 20, gefolgt von der Ausgabe dieser Antriebssignale an die Taumelscheiben-Stellungssteuereinrichtung 8 bzw. das Proportionalmagnetventil 20d des Entlastungsventils 20.
Die Taumelscheiben-Stellungssteuereinrichtung 8 ist z.B. wie in Fig. 2 gezeigt als elektro-hydraulische Servovorrichtung ausgebildet.
Genauer besitzt die Taumelscheiben-Stellungssteuereinrichtung 8 einen Servokolben 8b, der die Taumelscheibe 1a der Hydraulikpumpe 1 antreibt, wobei der Servokolben 8b in einem Servozylinder 8c untergebracht ist. Eine Zylinderkammer des Servozylinders 8c wird durch den Servokolben 8b in eine linke Kammer 8d und eine rechte Kammer 8e unterteilt. Diese Kammern sind so geformt, daß die Querschnittsfläche D der linken Kammer 8d größer ist als die Querschnittsfläche d der rechten Kammer 8e.
Die linke Kammer 8d des Servozylinders 8c steht über eine Leitung 8f mit einer Hyraulikquelle 10 wie z.B. einer Vorsteuerpumpe in Verbindung, während die rechte Kammer 8e des Servozylinders 8c über eine Leitung 8i mit der Hyraulikquelle 10 in Verbindung steht, wobei die Leitung 8f über eine Leitung 8j mit einem Vorratsbehälter (Tank) 11 verbunden ist. In die Leitung 8f ist ein Magnetventil 8g eingesetzt, während in die Rückleitung 8j ein Magnetventil 8h eingesetzt ist. Diese Magnetventile 8g, 8h sind jeweils normal geschlossene Magnetventile (die bei Entregung in einen geschlossenen Zustand zurückkehren) und werden durch das Antriebssignal von der Steuereinheit 7 umgeschaltet.
Wenn das Magnetventilventil 8g erregt (eingeschaltet) und in seine offene Schaltstellung B geschaltet wird, wird die linke Kammer 8d des Servozylinders 8c mit der Hydraulikquelle 10 verbunden, woraufhin der Servokolben 8b aufgrund der Differenz zwischen den Querschnittsflächen der linken Kammer 8d und der rechten Kammer 8e in Fig. 2 nach rechts bewegt wird. Dies erhöht einen Neigungswinkel der Taumelscheibe 1a der Hydraulikpumpe 1 und somit die Förderrate. Wenn das Magnetventil 8g und das Magnetventil 8h beide entregt (ausgeschaltet) sind und in ihre geschlossenen Schaltstellungen A zurückkehren, wird der zur linken Kammer 8d führende Öldurchlaß abgeschnitten und der Servokolben 8b verharrt in der derzeitigen Stellung. Der Neigungswinkel der Taumelscheibe 1a der Hydraulikpumpe 1 und auch die Förderrate werden somit konstant gehalten. Wenn das Magnetventil 8h erregt (eingeschaltet) und in seine offene Stellung B geschaltet wird, wird die linke Kammer 8d des Servozylinder 8c mit dem Vorratsbehälter 11 verbunden, um den Druck in der linken Kammer 8d zu verringern, wodurch der Servokolben 8b unter dem Druck in der rechten Kammer 8e in Fig. 2 nach links bewegt wird. Dies verkleinert den Neigungswinkel der Taumelscheibe 1a der Hydraulikpumpe 1 und somit auch die Förderrate.
In Fig. 1 ist das Entlastungsventil 20 mit der Förderleitung 12 der Hydraulikpumpe 1 verbunden, um den Differenzdruck ΔP zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck der Betätigungselemente kleiner als einen Einstellwert zu halten.
Das Entlastungsventil 20 umfaßt eine Vorsteuerdruckkammer 20a, die dem maximalen Lastdruck PL ausgesetzt ist, welcher vom Wechselventil 9 ausgewählt wird und in Ventilschließrichtung wirkt, eine Vorsteuerdruckkammer 20b, die dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 ausgesetzt ist, welcher in Ventilöffnungsrichtung wirkt, eine Feder 20c, die am Ende auf der gleichen Seite angeordnet ist wie die Vorsteuerdruckkammer und die eine Zwangskraft in Ventilschließrichtung ausübt, sowie das Proportionalmagnetventil 20d, das mit dem obenerwähnten Antriebssignal von der Steuereinheit 7 als elektrischem Signal angesteuert wird und in Abhängigkeit von diesem elektrischen Signal (Strom) eine Steuerkraft Fs in Ventilöffnungsrichtung ausübt.
Bei Abwesenheit des Antriebssignals von der Steuereinheit 7 wirkt das so angeordnete Entlastungsventil 20 so, daß der Differenzdruck zwischen dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck PL einen Einstellwert hält, der durch die Zwangskraft der Feder 20c bestimmt ist. Wenn an das Proportionalmagnetventil 20d das elektrische Signal angelegt wird, übt das Proportionalmagnetventil 20d in Abhängigkeit vom elektrischen Signal entgegen der Zwangskraft der Feder 20c die Steuerkraft Fs aus. Somit steuert das Entlastungsventil 20 den Differenzdruck zwischen dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck PL, derart, daß er einen Einstellwert annimmt, welcher durch die Kraft bestimmt wird, die sich aus der Subtraktion der Steuerkraft Fs des Proportionalmagnetventils 20d von der Zwangskraft der Feder 20c ergibt. Mit anderen Worten, der Differenzdruck zwischen dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck PL der Betätigungselemente wird so gesteuert, daß er proportional zu dem am Proportionalmagnetventil 20d angelegten elektrischen Signal verringert wird.
Die Steuereinheit 7 wird von einem Mikrocomputer gebildet und umfaßt, wie in Fig. 3 gezeigt, einen A/D-Umsetzer 7a, der das vom Differenzdrucksensor 5 ausgegebene Differenzdrucksignal ΔP und das vom Taumelscheiben-Stellungssensor 6 ausgegebene Taumelscheiben-Stellungssignal θ in digitale Signale umsetzt, eine Zentraleinheit (CPU) 7b, einen Nur-Lese-Speicher (ROM) 7c zur Speicherung eines Steuerprogramms, einen Schreib-Lese-Speicher (RAM) 7d zur vorübergehenden Speicherung numerischer Werte während der Berechnungen, eine E/A-Schnittstelle 7e zur Ausgabe der Antriebssignale sowie Verstärker 7g, 7h, 7i, die mit den obengenannten Magnetventilventilen 8g, 8h bzw. dem Proportionalmagnetventil 20d des Entlastungsventils 20 verbunden sind.
Die Steuereinheit 7 berechnet aus dem vom Differenzdrucksensor 5 ausgegebenen Differenzdrucksignal ΔP auf der Grundlage des im ROM 7c gespeicherten Steuerprogramms eine Taumelscheiben-Sollstellung θo der Hydraulikpumpe 1 und erzeugt sowohl aus der Taumelscheiben-Sollstellung θo als auch aus dem vom Taumelscheiben-Stellungssensor 6 ausgegebenen Taumelscheiben-Stellungssignal θ die Antriebssignale, um eine Abweichung dazwischen auf Null zu bringen, gefolgt von der Ausgabe der Antriebssignale an die Magnetventilventile 8g, 8h der Taumelscheiben- Stellungssteuereinrichtung 8 aus den Verstärkern 7g, 7h über die E/A-Schnittstelle 7e. Die Taumelscheibe 1a der Hydraulikpumpe 1 wird dadurch so gesteuert, daß das Taumelscheiben-Stellungssignal θ mit der Taumelscheiben-Sollstellung θo übereinstimmt.
Ferner berechnet die Steuereinheit 7 auf der Grundlage des im ROM 7c gespeicherten Steuerprogramms aus dem Ergebnis der Taumelscheiben-Sollstellung θo die Steuerkraft Fs des Proportionalmagnetventils 20d und erzeugt die Antriebssignale, die der berechneten Steuerkraft entsprechen, gefolgt von der Ausgabe des Antriebssignals aus dem Verstärker 7i über die E/A-Schnittstelle 7e an das Proportionalmagnetventil 20d des Entlastungsventils 20.
Die Arbeitsweise dieser Ausführungsform wird im folgenden mit Bezug auf Fig. 4 genau beschrieben. Fig. 4 zeigt das Steuerprogramm, das im ROM 7c von Fig. 3 gespeichert ist, in Form eines Flußdiagramms.
Zuerst werden in Schritt 100 über den A/D-Umsetzer 7a entsprechende Ausgänge des Differenzdrucksensors 5 und des Taumelscheiben-Stellungssensors 6 in die Steuereinheit 7 eingelesen und als Differenzdrucksignal ΔP bzw. als Taumelscheiben-Stellungssignal θ im RAM 7d gespeichert.
Dann wird in Schritt 110 mittels Integralregelung die Taumelscheiben-Sollstellung θo der Hydraulikpumpe 1 berechnet. Fig. 5 zeigt Einzelheiten des Schrittes 110. In einem Schritt 111 der Fig. 5 wird eine Abweichung Δ(ΔP) zwischen einem gegebenen Sollwert ΔPo des Differenzdrucks und dem im Schritt 100 eingegebenen Differenzdrucksignal ΔP berechnet. Der Differenzdruck-Sollwert ΔPo ist bei dieser Ausführungsform ein fester Wert, kann aber ein variabler Wert sein.
Dann wird in einem Schritt 112 ein Inkrement ΔθΔP der Taumelscheiben-Sollstellung berechnet. Genauer wird ein vorgegebener Steuerkoeffizient Ki mit der obengenannten Differenzdruckabweichung Δ(ΔP) multipliziert, um das Inkrement ΔθΔP der Taumelscheiben-Sollstellung zu erhalten. Unter der Annahme, daß eine Zeitperiode, die das Programm benötigt, um vom Schritt 100 zum Schritt 130 fortzuschreiten (d.h. eine Zykluszeit), tc ist, stellt das Inkrement ΔθΔP der Taumelscheiben-Sollstellung ein Inkrement der Taumelscheiben-Sollstellung für eine Zyklus zeit tc dar und folglich ergibt ΔθΔP/tc eine Soll- Neigungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe. Mit anderen Worten, der Steuerkoeffizient Ki einer Regelverstärkung für die Veränderungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe la entspricht der Hydraulikpumpe 1 und wird so gesetzt, daß eine Veränderungsgeschwindigkeit erzeugt wird, bei der die Neigungsbewegung der Taumelscheibe nicht zu langsam wird, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils 3 relativ groß ist.
Dann wird in Schritt 113 das Inkrement ΔθΔP zu der im letzten Zyklus berechneten Taumelscheiben-Sollstellung entspricht θ o-1 addiert, um die aktuelle (neue) Taumelscheiben-Sollsteliung θo zu erhalten.
In Fig. 4 steuert als nächstes ein Schritt 120 die Taumelscheibenstellung der Hydraulikpumpe. Fig. 8 zeigt Einzelheiten der Steuerung. In einem Schritt 121 der Fig. 6 wird eine Abweichung Z zwischen der im Schritt 110 berechneten Taumelscheiben-Sollstellung θo und dem im Schritt 100 eingegebenen Taumelscheiben-Stellungssignal θ berechnet.
Dann wird in einem Schritt 122 bestimmt, ob ein Absolutwert der Abweichung Z innerhalb einer neutralen Zone Δ der Taumelscheiben-Stellungssteuerung liegt. Wenn Z unterhalb der neutralen Zone A liegt ( Z < Δ), fährt der Steuerungsablauf mit einem Schritt 124 fort, wo an die Magnetventile 8g, 8h AUS-Signale ausgegeben werden, um die Taumelscheibenstellung unverändert zu belassen. Wenn in Schritt 122 festgestellt wird, daß Z nicht unterhalb der neutralen Zone Δ liegt ( Z ≥ Δ), fährt der Steuerungsablauf mit einem Schritt 123 fort. Der Schritt 123 stellt fest, ob Z positiv oder negativ ist. Wenn Z positiv ist (Z > 0), fährt der Steuerungsablauf mit Schritt 125 fort. In Schritt 125 werden an die Magnetventile 8g und 8h EIN- bzw. AUS-Signale ausgegeben, um die Taumelscheibenstellung in Anstiegsrichtung zu bewegen.
Wenn in Schritt 123 festgestellt wird, daß Z gleich Null oder negativ ist (Z ≤ 0), fährt der Steuerungsablauf mit Schritt 126 fort. In Schritt 126 werden an die Magnetventile 8g und 8h AUS- bzw. EIN-Signale ausgegeben, um die Taumelscheibenstellung in Absenkrichtung zu bewegen.
Durch die vorangegangenen Schritte 121 - 126 wird die Taumelscheibenstellung so gesteuert, daß sie mit der Sollstellung übereinstimmt.
Folglich wird die Taumelscheibenstellung, d.h. das Verdrängungsvolumen der Hydraulikpumpe 1 durch die obengenannten Schritte 110 und 120 so gesteuert, daß der Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 immer um den Sollwert ΔP des Differenzdrucks höher ist als der maximale Lastdruck PL der Betätigungselemente. Kurz, die Hydraulikpumpe 1 unterliegt der LS-Regelung.
In Fig. 4 berechnet als nächstes ein Schritt 130 aus der im Schritt 110 berechneten Taumelscheiben-Sollstellung θ o die Steuerkraft Fs, die vom Proportionalmagnetventil 20d des Entlastungsventils 20 ausgeübt wird. Diese Berechnung der Steuerkraft Fs wird durchgeführt, indem wie in Fig. 7 gezeigt im voraus im ROM 7c Tabellendaten gespeichert werden und ein Wert einer Steuerkraft Fs, der der Taumelscheiben-Sollstellung θo entspricht, aus den Tabellendaten gelesen wird. Als Alternative kann die Steuerkraft Fs durch vorheriges Programmieren arithmetischer Gleichungen abgeleitet und ein gewünschter Wert mit diesen Gleichungen berechnet werden.
Die in Fig. 7 gezeigten Tabellendaten sowie die funktionale Beziehung zwischen der Taumelscheiben-Sollstellung θ o und der Steuerkraft Fs sind so gesetzt, daß die Steuerkraft Fs groß ist, wenn θo klein ist, und abnimmt, wenn θ o zunimmt. Dann wird die Größe der Steuerkraft Fs so gewählt, daß ein Einstellwert ΔPuo des Entlastungsventils 20, der durch eine Resultierende aus der Steuerkraft Fs und der Zwangskraft der Feder 20c entsteht, wie z.B. in Fig. 8 gezeigt gegeben ist.
Genauer stellt in Fig. 8 ΔPo den Differenzdruck-Sollwert ΔPo unter LS-Regelung durch die Hydraulikpumpe 1 dar, wie oben erwähnt worden ist, während ΔPc den durch die Zwangskraft der Feder 20c gegebenen Einstellwert darstellt. ΔPc wird höher gewählt als ΔPo. Eine durch eine Zwei-Punkt-Strich-Linie dargestellte Taumelscheiben- Sollstellung θco steht für einen Grenzwert; d.h. im Bereich unterhalb dieses Wertes kann die Hydraulikpumpe 1 den Differenzdruck ΔP unter LS-Regelung kaum regeln. Ein Bereich der Taumelscheiben-Sollstellung von 0 bis θ1 entspricht einem Bereich, in welchem die in Fig. 7 gezeigte Steuerkraft Fs ausgeübt wird. In diesem Bereich wird die Steuerkraft Fs von der Zwangs kraft der Feder 20c subtrahiert, um den Einstellwert ΔPuo zu erzeugen, die wie gezeigt verändert ist. Genauer ist in einem Bereich, wo die Taumelscheiben-Sollstellung θo weniger als θ2 etwas oberhalb von θco liegt, der Einstellwert ΔPuo des Entlastungsventils kleiner als der Differenzdruck-Sollwert ΔPo für die LS-Regelung. In einem Bereich, wo die Taumelscheiben-Sollstellung θo über θ2 liegt und die stabile LS-Regelung aktiv ist, wird der Einstellwert ΔPuo höher als der Differenzdruck-Sollwert ΔPo. Wenn die Taumelscheiben-Sollstellung θo θ1 übersteigt, ist der Einstellwert ΔPuo gleich dem Wert ΔPc, der durch die Zwangskraft der Feder 20c gegeben ist.
Die im Schritt 130 so hergeleitete Steuerkraft Fs wird in einen Strom durch die E/A-Schnittstelle 7e und den Verstärker 7i umgewandelt, wobei der Strom an das Proportionalmagnetventil 20d des Entlastungsventils 20 ausgegeben wird. Es ist zu beachten, daß der Strom unter Verwendung eines D/A-Umsetzers und unter Durchführung einer Spannung-Strom-Umsetzung im Verstärker 7i ausgegeben werden kann, während bei der dargestellten Ausführungsform der E/A-Anschluß 7e verwendet wird.
Mit Abschluß des Schrittes 130 kehrt der Steuerungsablauf wieder zum ersten Schritt 100 zurück. Da die obengenannten Schritte 110 - 130 in jeder obenerwähnten Zykluszeit tc einmal ausgeführt werden, wird die Neigungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe in Schritt 120 eventuell mit der obengenannten Sollgeschwindigkeit liegt ΔθΔP/tc gesteuert.
Die oben erklärten Steuerungsschritte sind in Fig. 9 in Form von Blöcken gemeinsam gezeigt. In Fig. 9 entspricht ein Block 201 dem Schritt 110 in Fig. 4, ein Block 202 dem Schritt 120 bzw. ein Block 203 dem Schritt 130.
Wenn bei der Ausführungsform wie oben erwähnt das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils 3 und die geforderte Förderrate klein sind, ist auch die im Schritt 110 in Fig. 4 und im Block 201 in Fig. 9 berechnete Taumelscheiben-Sollstellung θo klein, woraufhin die große Steuerkraft Fs, die der Taumelscheiben-Sollstellung kleiner als θco in Fig. 7 entspricht, in Schritt 130 und Block 203 berechnet wird. Deshalb wird der durch die Subtraktion der Steuerkraft Fs von der Zwangs kraft der Feder 20c im Entlastungsventil 20 erhaltene Einstellwert ΔPuo kleiner als der Differenzdruck-Sollwert ΔPo für die LS-Regelung, wie in Fig. 8 gezeigt ist, so daß das Entlastungsventil 20 im Vorrang vor der LS-Regelung in Schritt 120 wirkt. Demzufolge wird der Differenzdruck ΔP zwischen dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck PL der Betätigungselemente durch das Entlastungsventil 20 gesteuert, was die stabile Regelung des Differenzdrucks durch das Entlastungsventil aktiviert.
Wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils 3 und somit die geforderte Strömungsrate erhöht werden, wird auch die im Schritt 110 in Fig. 4 und im Block 201 in Fig. 9 berechnete Taumelscheiben-Sollstellung θo erhöht, woraufhin die kleine Steuerkraft Fs, die der Taumelscheiben-Sollstellung größer als θco in Fig. 7 entspricht, in Schritt 130 und im Block 203 berechnet wird. Somit wird der durch die Subtraktion der Steuerkraft Fs von der Zwangskraft der Feder 20c im Entlastungsventil 20 erhaltene Einstellwert ΔPuo größer als der Differenzdruck- Sollwert ΔPo für die LS-Regelung, wie in Fig. 8 gezeigt ist, so daß der Differenzdruck ΔP zwischen dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 und dem maximalen Lastdruck PL der Betätigungselemente durch die LS-Regelung im Schritt 120 und im Block 202 auf dem Differenzdruck- Sollwert ΔPo gehalten wird. Wie oben erwähnt, wird der Steuerkoeffizient (oder die Regelverstärkung) Ki in Schritt 112 der Fig. 5 so gesetzt, daß er eine Veränderungsgeschwindigkeit erzeugt, bei der die Neigungsbewegung der Taumelscheibe 1a nicht zu langsam wird, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils 3 relativ groß ist. Demzufolge wird durch die LS-Regelung eine schnelle Steuerung der Hydraulikpumpe 1 aktiviert. Zusätzlich entweicht das Hydraulikfluid nicht aus dem Entlastungsventil 20, was zur Folge hat, daß keine Energie verschwendet wird.
Eine zweite Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird im folgenden mit Bezug auf die Fig. 10 und 11 beschrieben. Bei dieser Ausführungsform wird die Pumpensteuereinrichtung auf hydraulische Weise ausgeführt, wobei statt der Taumelscheiben-Sollstellung θo eine aktuelle Taumelscheibenstellung θ als Wert verwendet wird, der zur geforderten Strömungsrate des Strömungssteuerventils 3 gehört.
In Fig. 10 ist ein LS-Regler, der die Pumpensteuereinrichtung dieser Ausführungsform bildet, mit 70 bezeichnet. Der LS-Regler 70 enthält einen Arbeitszylinder 71, der mit der Taumelscheibe 1a der Hydraulikpumpe 1 gekoppelt ist, um die Taumelscheibe 1a anzutreiben, sowie ein Steuerventil 72 zur Steuerung des Zuflusses und Abflusses von Hydraulikfluid bezüglich des Arbeitszylinders 71, mit einer im Gehäuse des Arbeitszylinders untergebrachten Feder 71a. Das Steuerventil 72 besitzt einen Antriebsteil 72a, der an einem seiner gegenüberliegenden Enden angeordnet ist und dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 ausgesetzt ist, während ein am anderen Ende angeordneter Antriebsteil 72b dem vom Wechselventil 9 ausgewählten maximalen Lastdruck PL ausgesetzt ist, wobei an dem Ende mit dem Antriebsteil 72b eine Feder 72c angeordnet ist.
Wenn der maximale Lastdruck erhöht wird, wird unter der Bedingung, daß der vom Wechselventil ausgewählte maximale Lastdruck PL der Lastdruck des Betätigungselements 2 ist, das Steuerventil 72 in der Zeichnung nach links bewegt und der Arbeitszylinder 71 wird mit dem Vorratsbehälter 11 verbunden, so daß sich der Arbeitszylinder 71 durch eine Kraft der Feder 71a in dessen Kontraktionsrichtung bewegt, um das Neigungsmaß der Taumelscheibe 1a zu erhöhen. Somit wird die Förderrate der Hydraulikpumpe 1 erhöht, um den Förderdruck Pd zu steigern. Mit dieser Steigerung des Pumpenförderdrucks kehrt das Steuerventil 72 in der Zeichnung nach rechts zurück. Wenn dann der Differenzdruck ΔP zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck einen durch die Zwangs kraft der Feder 72c bestimmten Einstellwert erreicht, wird das Steuerventil 72 gestoppt, wodurch die Kontraktionsbewegung des Arbeitszylinders 71 ebenfalls gestoppt wird. Wenn im Gegensatz dazu der maximale Lastdruck PL verringert wird, werden das Steuerventil 72 in der Zeichnung nach rechts angetrieben und der Arbeitszylinder 71 mit der Förderleitung 12 verbunden, was den Arbeitszylinder 71 zu einer Bewegung in seine Ausdehnungsrichtung veranlaßt, um das Neigungsmaß der Taumelscheibe 1a zu erhöhen. Somit wird die Förderrate der Hydraulikpumpe verringert, um den Pumpenförderdruck zu senken. Mit diesem Senken des Pumpenförderdrucks kehrt das Steuerventil 72 in der Zeichnung nach links zurück. Wenn dann der Differenzdruck ΔP zwischen dem Pumpenförderdruck und dem maximalen Lastdruck den Einstellwert erreicht, der durch die Zwangskraft der Feder 72c bestimmt ist, wird das Steuerventil 72 gestoppt, wodurch auch die Ausdehnungsbewegung des Arbeitszylinders 71 gestoppt wird. Als Folge davon wird der Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 in Abhängigkeit von der Feder 72c um den Einstellwert höher geregelt als der Lastdruck des Betätigungselements 2.
Beim vorangegangenen Betrieb wird die Veränderungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe 1a durch eine Regelverstärkung des LS-Reglers 70 bestimmt, wobei die Regelverstärkung des LS-Reglers 70 durch die Federkonstanten der Federn 71a, 72c bestimmt wird. Mit anderen Worten, der Differenzdruck zwischen dem Förderdruck Pd der Hydraulikpumpe 1 und dem Lastdruck PL des Betätigungselements 2 bleibt gleich und die Veränderungsgeschwindigkeit der Taumelscheibe 1a nimmt ungeachtet der Stellung der Taumelscheibe 1a einen vorgegebenen Wert an, der durch die Federkonstanten der Federn 71a, 72c bestimmt ist. Ähnlich dem Steuerkoeffizienten Ki in der ersten Ausführungsform werden die Federkonstanten der Federn 71a, 72c, d.h. die Regelverstärkung des LS-Reglers 70 so gesetzt, daß eine Veränderungsgeschwindigkeit erzeugt wird, bei der die Neigungsbewegung der Taumelscheibe nicht zu langsam wird, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils 3 relativ groß ist.
Das Entlastungsventil 20 ist in der gleichen Weise konstruiert wie bei der ersten Ausführungsform. In einer Steuereinheit 7A, wie sie in einem Steuerblock 203A der Fig. 11 gezeigt ist, wird die vom Proportionalmagnetventil 20d des Entlastungsventils 20 angelegte Steuerkraft Fs aus der aktuellen Taumelscheibenstellung θ, die vom Taumelscheiben-Stellungssensor 6 erfaßt wird, als Wert berechnet, der der geforderten Strömungsrate des Strömungssteuerventils 3 zugehört. Diese Berechnung der Steuerkraft Fs wird durchgeführt, indem die Beziehung zwischen θ und Fs ähnlich der in der Fig. 7 gezeigten zwischen θo und Fs im voraus im ROM 7c (siehe Fig. 3) gespeichert und ein Wert der Steuerkraft Fs ausgelesen wird, der der Taumelscheibenstellung θ entspricht.
Da auch bei dieser wie oben erwähnt angeordneten Ausführungsform die Beziehung zwischen θ und Fs ähnlich jener in Fig. 7 gezeigten zwischen θo und Fs ist, ist der Einstellwert, der durch Subtraktion der Steuerkraft Fs von der Zwangs kraft der Feder 20c im Entlastungsventil 20 erhalten wird, durch ΔPuo gegeben, wie in Fig. 8 gezeigt ist. Demzufolge kann diese Ausführungsform auch den Differenzdruck ΔP auf ähnliche Weise steuern wie die erste Ausführungsform und erzeugt einen ähnlich vorteilhaften Effekt wie die erste Ausführungsform.
Eine dritte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird im folgenden mit Bezug auf die Fig. 12 und 13 beschrieben. Diese Ausführungsform ist dafür ausgelegt, den Einstellwert des Entlastungsventils unter Verwendung nur eines Proportionalmagnetventils zu bestimmen.
In Fig. 12 besitzt ein Entlastungsventil 20B anstelle der Anordnung mit der Feder 20c und dem Proportionalmagnetventil 20d in der ersten Ausführungsform nur ein Proportionalmagnetventil 20e, das eine Steuerkraft in Ventilschließrichtung ausübt. Ferner speichert eine Steuereinheit 7B die Beziehung zwischen der Taumelscheiben-Sollstellung θo und der Steuerkraft Fs, die direkt dem Einstellwert ΔPuo in Fig. 8, d.h. der Beziehung zwischen der Taumelscheiben-Solistellung θo und der Steuerkraft Fs entspricht, so daß die Steuerkraft Fs klein ist, wenn die Taumelscheiben-Sollstellung θo (geforderte Strömungsrate) klein ist, und größer wird, wenn die Taumelscheiben-Sollstellung θo (geforderte Strömungsrate) ansteigt. Dann werden die entsprechende Steuerkraft Fs aus der Taumelscheiben-Soilstellung θo ausgelesen und der entsprechende Strom an das Proportionalmagnetventil 20e ausgegeben. Als Folge davon kann durch Verwendung allein des Proportionalmagnetventils 20e im Entlastungsventil der in der Fig. 8 gezeigte Einstellwert ΔPuo erzeugt werden.
Kurz, diese Ausführungsform kann auch den in Fig. 8 gezeigten Einstellwert ΔPuo anwenden und somit einen ähnlich vorteilhaften Effekt erzielen wie die erste Ausführungsform.
Eine vierte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird im folgenden mit Bezug auf die Fig. 14 und 15 beschrieben. Diese Ausführungsform soll Werte, die den Werten von Betätigungshebeln der entsprechenden Strömungssteuerventile zugehören, erfassen und einen Gesamtwert der erfaßten Eingangswerte verwenden.
In Fig. 14 besitzt ein Steuersystem dieser Ausführungsform Eingangswertesensoren 13, 13A, die entsprechend mit Steuerhebeln 3a, 3b gekoppelt sind und Eingangswerte, d.h. geforderte Strömungsraten der Strömungssteuerventile 3, 3A erfassen und die erfaßten Eingangswerte in elektrische Signale X1, X2 umwandeln, gefolgt von der Ausgabe dieser elektrischen Signale an die Steuereinheit 7C. Die übrige Hardwareanordnung ist die gleiche wie bei der ersten Ausführungsform der Fig. 1, wobei die Komponenten, die mit jenen in Fig. 1 gezeigten identisch sind, mit denselben Bezugszeichen bezeichnet sind.
Bei der Steuereinheit 7C, wie sie im Steuerblock 203C in Fig. 15 gezeigt ist, werden Absolutwerte der Eingangswerte der Strömungssteuerventile 3 bzw. 3A, die von den Eingangssensoren 13, 13A durch elektrische Signale X1, X2 dargestellt werden, als Wert, der zur geforderten Strömungsrate des Strömungssteuerventils 3 gehört, addiert, um einen Gesamtwert ΣX der durch die Strömungssteuerventile 3, 3A geforderten Strömungsraten zu berechnen. Dann wird aus dem Gesamtwert ΣX jener geforderten Strömungsraten die vom Proportionalmagnetventil 20d des Entlastungsventils 20 angelegte Steuerkraft Fs berechnet. Diese Berechnung der Steuerkraft Fs wird durchgeführt, indem die Beziehung zwischen ΣX und Fs, ähnlich der in Fig. 7 gezeigten zwischen θo und Fs, im voraus im ROM 7c (siehe Fig. 3 ) gespeichert und ein Wert der Steuerkraft gelesen wird, der dem Gesamtwert ΣX der geforderten Strömungsraten entspricht.
Die Steuereinheit 7C steuert die Magnetventile 8g, 8h der Taumelscheibenstellungs-Steuereinheit 8 wie im Fall der in der Fig. 9 gezeigten ersten Ausführungsform.
Da auch bei dieser wie oben erwähnt angeordneten Ausführungsform die Beziehung zwischen ΣX und Fs ähnlich jener in Fig. 7 gezeigten zwischen θo und Fs ist, ist der Einstellwert, der durch Subtraktion der Steuerkraft Fs von der Zwangskraft der Feder 20c im Entlastungsventil 20 erhalten wird, durch ΔPuo gegeben, wie in Fig. 8 gezeigt ist. Demzufolge kann diese Ausführungsform auch den Differenzdruck ΔP auf ähnliche Weise steuern wie die erste Ausführungsform und erzeugt einen ähnlich vorteilhaften Effekt wie die erste Ausführungsform.
Wie aus der vorangegangenen Beschreibung deutlich wird, wird der Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem maximalen Lastdruck gemäß der vorliegenden Erfindung durch das Entlastungsventil gesteuert, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils und somit die geforderte Strömungsrate klein ist, während sie durch die Pumpensteuereinrichtung gesteuert wird, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils und somit die geforderte Strömungsrate ansteigt, mit dem Ergebnis, daß eine stabile Regelung des Differenzdrucks mit kleinen Druckschwankungen erreicht werden kann, wenn das Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils klein ist, und die Hydraulikpumpe schnell geregelt werden kann, wenn ein Betätigungsmaß des Strömungssteuerventils groß ist. Wenn das Betätigungsmaß groß ist, entweicht außerdem kein Hydraulikfluid aus dem Entlastungsventil, was dazu führt, daß keine Energie verschwendet wird.

Claims

1. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis, mit wenigstens einer Hydraulikpumpe (1), die mit einer Verdrängungsvolumen-Veränderungseinrichtung (1a) versehen ist, wenigstens einem hydraulischen Betätigungselement (2, 2A), das durch ein von der Hydraulikpumpe (1) gefördertes Hydraulikfluid angetrieben wird, einem Strömungssteuerventil (3, 3A), das zwischen die Hydraulikpumpe (1) und das Betätigungselement (2, 2A) funktional eingesetzt ist und eine Strömungsrate des zum Betätigungselement gelieferten Hydraulikfluids steuert, einer Pumpensteuereinrichtung (5, 6, 7, 8), die eine Förderrate der Hydraulikpumpe in der Weise steuert, daß der Förderdruck der Hydraulikpumpe um einen ersten vorgegebenen Wert ΔPo höher als ein Lastdruck des Betätigungselements ist, und einem Entlastungsventil (20), das zwischen die Hydraulikpumpe und das Betätigungselement funktional eingesetzt ist und einen Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem Lastdruck des Betätigungselements hält, der niedriger als ein zweiter vorgegebener Wert ΔPuo ist, wobei das Steuersystem gekennzeichnet ist durch:

eine erste Einrichtung (5), die einen Wert erfaßt, der der geforderten Strömungsrate des Strömungssteuerventils zugehört, und

eine zweite Einrichtung (7), die das Entlastungsventil (20) auf der Grundlage des Wertes steuert, der der von der ersten Einrichtung (5) erfaßten geforderten Strömungsrate zugehört, so daß der zweite vorgegebene Wert ΔPuo kleiner als der erste vorgegebene Wert ΔPo ist, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und der zweite vorgegebene Wert ΔPuo größer als der erste vorgegebene Wert ΔPo wird, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt.

2. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis nach Anspruch 1, bei dem:

die Pumpensteuereinrichtung (5, 6, 7, 8) eine dritte Einrichtung (7), die auf der Grundlage des Differenzdrucks zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe (1) und dem Lastdruck des Betätigungselements (2, 2A) ein Soll-Verdrängungsvolumen bestimmt, das so bemessen ist, daß der Differenzdruck auf dem ersten vorgegebenen Wert Δ Po gehalten wird, sowie eine vierte Einrichtung (8) enthält, die die Verdrängungsvolumen-Veränderungseiririchtung (1a) der Hydraulikpumpe in der Weise steuert, daß ein Verdrängungsvolumen der Hydraulikpumpe mit dem von der dritten Einrichtung (7) bestimmten Soll-Verdrängungsvolumen übereinstimmt,

die erste Einrichtung (5) eine Einrichtung enthält, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert das von der dritten Einrichtung bestimmte Soll-Verdrängungsvolumen erfaßt, und

die zweite Einrichtung (7) eine Einrichtung enthält, die das Entlastungsventil auf der Grundlage des Soll-Verdrängungsvolumens steuert.

3. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis nach Anspruch 1, bei dem:

die erste Einrichtung (5) eine Einrichtung enthält, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert ein tatsächliches Verdrängungsvolumen der Hydraulikpumpe (1) erfaßt, und

die zweite Einrichtung (7) eine Einrichtung enthält, die das Entlastungsventil (20) auf der Grundlage des tatsächlichen Verdrängungsvolumens steuert.

4. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis nach Anspruch 1, bei dem:

die erste Einrichtung (5) eine Einrichtung enthält, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert eine Betriebsgröße des Strömungssteuerventils (3, 3A) erfaßt, und

die zweite Einrichtung (7) eine Einrichtung enthält, die das Entlastungsventil (20) auf der Grundlage der Betriebsgröße steuert.

5. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis nach Anspruch 1, mit mehreren hydraulischen Betätigungselementen (2, 2A), die von dem von der Hydraulikpumpe (1) geförderten Hydraulikfluid angetrieben werden, und mehreren Strömungssteuerventilen (3, 3A), die entsprechend zwischen die Hydraulikpumpe und die mehreren Betätigungselemente funktional eingesetzt sind und die Strömungsraten des an die jeweiligen Betätigungselemente gelieferten Hydraulikfluids steuern, wobei:

die erste Einrichtung (5) eine Einrichtung, die für den der geforderten Strömungsrate zugehörigen Wert die jeweiligen Betriebsgrößen der mehreren Strömungssteuerventile (3, 3A) erfaßt, sowie eine Einrichtung enthält, die den Gesamtwert der erfaßten Betriebsgrößen berechnet, und

eine zweite Einrichtung (7) eine Einrichtung enthält, die das Entlastungsventil (20) auf der Grundlage des Gesamtwertes der Betriebsgrößen steuert.

6. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis nach Anspruch 1, bei dem die zweite Einrichtung (7) eine Einrichtung, die auf der Grundlage des Wertes, der der von der ersten Einrichtung (5) erfaßten geforderten Strömungsrate zugehört, eine Steuerkraft berechnet, die dazu dient, den zweiten vorgegebenen Wert ΔPuo kleiner als den ersten vorgegebenen Wert ΔPo zu machen, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und um den zweiten vorgegebenen Wert ΔPuo größer als den ersten vorgegebenen Wert ΔPo zu machen, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt, und dann in Abhängigkeit von der berechneten Steuerkraft ein elektrisches Signal ausgibt, sowie eine Einrichtung (20d) enthält, die das elektrische Signal empfängt, mit dem die Steuerkraft erzeugt wird.

7. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis nach Anspruch 1, bei dem das Entlastungsventil (20) versehen ist mit einer Feder (20c), die in Ventilschließrichtung eine Zwangskraft anlegt, und einer Antriebseinrichtung (20d), die in Ventilöffnungsrichtung eine Steuerkraft anlegt, und bei dem die zweite Einrichtung (7) eine Einrichtung, die auf der Grundlage des Wertes, der der von der ersten Einrichtung (5) erfaßten geforderten Strömungsrate zugehört, eine Steuerkraft bestimmt, die groß ist, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und kleiner wird, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt, sowie eine Einrichtung (20d) enthält, die die Antriebseinrichtung des Entlastungsventils dazu veranlaßt, die Steuerkraft zu erzeugen.

8. Steuersystem für lastabhängigen Hydraulikantriebskreis nach Anspruch 1, bei dem das Entlastungsventil (20) eine Antriebseinrichtung (20d) enthält, die in Ventilschließrichtung eine Steuerkraft anlegt, und bei dem die zweite Einrichtung (7) eine Einrichtung, die auf der Grundlage des Wertes, der der durch die erste Einrichtung (5) erfaßten geforderten Strömungsrate zugehört, eine Steuerkraft bestimmt, die klein ist, wenn die geforderte Strömungsrate klein ist, und größer wird, wenn die geforderte Strömungsrate ansteigt, sowie eine Einrichtung enthält, die die Antriebseinrichtung (20d) des Entlastungsventils dazu veranlaßt, die Steuerkraft zu erzeugen.