液压系统的制作方法

1.本发明涉及一种液压系统、尤其是用于移动式做功机械的液压系统，该液压系统包括变量泵、多个液压负载和多个阀组件，变量泵具有能够调整的冲程体积以及具有压力接口和抽吸接口，变量泵能够给液压负载供给压力流体，液压负载中的每个液压负载具有不同的典型载荷压力，阀组件能够通过电子控制器对应于液压负载要求的各自的压力流体量来操控并且以电动液压的方式来操纵，阀组件中的每个阀组件具有在通流横截面方面能够连续被调整的节流元件，通过节流元件在形成压力差的情况下能够向液压负载供应要求的各自的压力流体量。在操纵具有较高的典型载荷压力的另外的液压负载时，这样调设第一液压负载的节流元件，使得节流效果比在仅操纵第一液压负载时更强烈。


背景技术：

2.de 10 2017 210 703 a1或者us 9 303 387 b2公开了这样的液压系统。在已公开的液压系统中，分别以复杂的方式根据要求的各自的压力流体量和同时被操纵的液压负载的最高的典型载荷压力来计算节流元件的通流横截面。
3.本发明所基于的任务在于，这样进一步开发具有开头阐述的特征的液压系统，使得利用简单的阀组件并且利用简单的用于阀组件的操控逻辑充分保证，输送的压力流体量在同时被操纵的液压负载上的分布尽可能地对应于期望的分布。


技术实现要素：

4.为了解决该任务，对于具有比最高的典型载荷压力低的典型载荷压力的液压负载而言，在单独被操纵的情况下和在与具有较高的典型载荷压力的液压负载同时被操纵的情况下，节流元件的位态进而节流元件的通流横截面、待向具有较低的载荷压力的液压负载供应的压力流体量和节流元件上的对于具有较低的载荷压力的液压负载而言特定的压力降作为三元值，保存在电子控制器中。
5.节流元件能够通过控制槽构造在阀的能够连续被调整的控制滑阀处，利用该控制滑阀同时控制液压负载的运动方向。但是，节流元件也能够是附加于控制运动方向的控制活塞之外存在的并且能够布置在这个控制活塞与变量泵的压力接口之间。
6.根据本发明，不计算或者不需要系数或者通流系数，因为仅根据要求的各自的压力流体量和节流元件上的必需的压力降来操控节流元件。为此，至少对于配属于具有的典型载荷压力不是最高的典型载荷压力的液压负载的节流元件而言，在电子控制器中分别存储特性场，在该特性场中，能够根据要求的各自的压力流体量和必需的压力降来读取节流元件的位态进而读取节流元件的通流横截面和用于节流元件的操控信号。如果仅操纵一液压负载，则根据要求的压力流体量将节流元件带到导致节流元件上的压力降小的位态中。如果第一液压负载与具有较高的典型载荷压力的第二液压负载同时被操纵，则根据要求的压力流体量将配属于具有较低的典型载荷压力的液压负载的节流元件带到导致该节流元件上的压力降较大的位态中，即节流元件的通流横截面比在仅操纵具有较低的典型载荷压
力的液压负载的情况下小。优选地，如此调设第一液压负载的节流元件，使得当第一液压负载的载荷压力是其典型载荷压力时，在节流元件处出现至少几乎高了第二液压负载的典型载荷压力与第一液压负载的典型载荷压力之间的差的压力降。
7.当然，液压负载的实际的载荷压力能够与典型载荷压力不同。当仅操纵一液压负载时，这不影响节流元件上的压力降。只有泵压力发生与载荷压力的变化相同的变化。因为，在预给定的压力流体量和预给定的通流横截面的情况下，在这个液压负载上总是产生相同的压力降。相反，如果同时操纵多个液压负载，并且如果在这些液压负载中的一个或者多个液压负载中实际的载荷压力与典型载荷压力不同，则要求的压力流体量的和不再如期望的那样在液压负载之间分配。例如，流向其实际的载荷压力低于典型载荷压力的液压负载的压力流体量——对其他负载产生不利影响地——比期望的多。然而，通过改变量预给定信号，操作者能够在维持总量的情况下调设期望的量分布。
8.根据本发明的液压系统能够以有利的方式进一步构型。
9.如果能够同时操纵具有不同的典型载荷压力的多于两个的液压负载，则当第一液压负载与分别具有比第一液压负载高的典型载荷压力的两个或者更多个液压负载被同时操纵时，对于配属于第一液压负载的节流元件的位态而言，特定的压力降具有决定性作用，为了操纵第一液压负载，该特定的压力降与同时被操纵的、具有最高的典型载荷压力的液压负载的特定的压力降一起被保存。
10.有利的是，至少对于液压负载而言，用于在配属的节流元件处的特定的压力降的预给定的值随着节流元件的通流横截面的增加、进而随着通流量的增加而变小。由此，伴随着增加的压力流体量的、增大的压力降能够在通向节流元件的输入管路中得到补偿。特定的压力降的特性也能够设置用于具有最高的典型载荷压力的液压负载。然后，在电子控制器中也为具有最高的典型载荷压力的液压负载存储特性场。
11.变量泵由动力源驱动，该动力源能够是内燃机、电动马达或者其他机器。现在有利的是，能够驱动变量泵的主能量源的转速能够由电子控制器来控制。然后，能够以转速可变的方式来驱动变量泵。基于例如通过操纵杆由移动式做功机械的操作者产生的量预给定信号和由此得到的对量的要求，能够如此调设动力源的转速、进而能够如此调设变量泵的转速以及变量泵的冲程体积，使得获得具有高效率的运行。
12.能够发生的是，在多个液压负载被同时操纵时要求的各自的压力流体量的和大于即使在最大的冲程体积和给定的转速的情况下由变量泵输送的压力流体量。因此提出，在电子控制器中，将在多个液压负载同时被操纵的情况下要求的各自的压力流体量的和与能够由变量泵输送的最大压力流体量进行比较。如果要求的各自的压力流体量的和大于能够输送的最大压力流体量，则控制器以偏离于操作者要求的方式这样操控同时被操纵的液压负载的阀组件，使得压力流体量的和不超过能够由变量泵输送的最大压力流体量。
13.如果在多个液压负载被同时操纵时根据操作者要求的压力流体量的和超过能够由变量泵输送的最大压力流体量，则存在供给不足的情况。现在，要求的各自的压力流体量能够分别被减小相同的因数。然后，流向液压负载的压力介质量的彼此之间的比例保持不变。在维持运动轨道的情况下，复合运动（例如挖土机铲斗的运动）只是变得更慢。
14.在考虑变量泵的转速的情况下对应于要求的各自的压力流体量的和调设变量泵的冲程体积。就这点而言，这涉及一种量控制的变量泵。
15.对于量控制而言有利的是，能够与操控调节阀所用的操控信号、尤其是电操控信号成比例地调整变量泵的冲程体积。如果存在电操控信号，则也讨论对变量泵的电比例（ep）调节。在此，变量泵的确定冲程体积的构件的位态作为例如由弹簧施加的力被引回到调节阀的调节活塞上，例如比例电磁体克服这个力作用在该调节阀处。根据流过比例电磁体的电流的强度、进而根据磁力的大小，在确定冲程体积的构件的不同的位置中在调节阀的调节活塞处出现弹簧力与磁力的平衡。因此，在每个给定的电流的情况下，调节阀的调节活塞到达一调节位态，在该调节位态中，变量泵的冲程体积不发生变化。
16.也能够提出，通过冲程体积传感器能够检测变量泵的确定冲程体积的构件的位态，变量泵的调节阀构造为能够成比例地操纵的换向阀，只有在操控信号的确定的大小的情况下，例如在流过比例电磁体的电流的确定的大小的情况下，所谓的中性电流（neutralstrom），换向阀才占据调节位态。为了减小冲程体积，相对于中性电流在一方向上改变磁体电流，为了增大冲程体积，在另一方向上改变磁体电流。如果冲程体积传感器告知变量泵的确定冲程体积的构件已到达其新的位态，则再次以中性电流给电磁体通电。
17.变量泵的量调节能够叠加有压力调节。
18.能够为至少一个液压负载确定特定的最大压力，其中，在具有不同的特定的最大压力的多个液压负载同时被操纵的情况下，对于变量泵的调整而言，这些特定的最大压力中最高的特定的最大压力具有决定性作用。
19.液压系统能够包括压力传感器，利用该压力传感器，在变量泵的压力接口处的泵压力能够被检测并且作为电信号被发送给电子控制器。压力传感器的信号能够用于压力调节。然后，附加地能够通过简单的方式实现功率限制，其方式是，在电子控制器中通过形成要求的各自的压力流体量的和与泵压力的乘积来求取要求的功率，并且将要求的功率与被提供的功率进行比较，相对于要求的各自的压力流体量一直减小由控制器预给定的各自的压力流体量，直到以被减小的压力流体量不超过被提供的功率。
附图说明
20.在绘图中示出根据本发明的液压系统的实施例、用于说明工作原理的不同的图表和用于调节在所述系统中使用的变量泵的多种变型，所述变量泵构造为呈斜盘构造方式的轴向活塞泵。现在，根据这些绘图更详细地阐述本发明。
21.附图示出：图1 具有三个液压负载的实施例，图2 具有对枢转角度的电比例调节并且具有叠加的压力调节的变量泵的电路图，图3 变量泵的电路图，在该变量泵中，枢转角度传感器的输出信号用于调节斜盘的角度位态，图4 图表，在该图表中绘制关于阀组件的控制活塞的冲程的量和压力，图5 第一图表，其具有用于两个液压负载的量要求、在变量泵的输送量足够时流向两个液压负载的量和关于配属于两个液压负载的节流元件的压力差，和图6 第二图表，其具有用于两个液压负载的量要求、在供应不足时流向两个液压负载的量和关于配属于两个液压负载的节流元件的压力差。
具体实施方式
22.液压系统包括呈斜盘构造方式的变量泵。仅通过穿过泵符号的箭头示出的斜盘11的角度位态能够借助于调整设备12来调整。通过调整，变量泵10的冲程体积发生变化，即变量泵的驱动轴13每转一圈所输送的压力流体量发生变化。更确切地说，斜盘11能够围绕穿过驱动轴13的轴线的枢转轴线在用于变量泵的活塞的滑动面与驱动轴13的轴线垂直或者几乎垂直的位态与滑动面的最大倾斜位态之间调整。变量泵10通过抽吸接口14从罐15吸入压力流体，并且将压力流体通过压力接口16输送到泵管路17中。变量泵10能够由动力源18、尤其是由内燃机（例如柴油马达或者电动马达）来驱动。动力源18的转速、进而变量泵10的转速由转速传感器19来检测，该转速传感器发出电输出信号。
23.此外，液压系统包括三个阀组件25、26和27。阀组件25具有控制活塞29作为能够成比例调整的4/3换向阀28的部件，该控制活塞能够在其纵向方向上连续地移动。阀组件26具有控制活塞31作为能够成比例调整的换向阀30的部件，该控制活塞能够在其纵向方向上连续地移动。阀组件27具有控制活塞33作为能够成比例调整的换向阀32的部件，该控制活塞同样能够在其纵向方向上连续地移动。所述换向阀使用相同的电路符号。但是，具体地，换向阀能够彼此有区别。每个换向阀28、29、30均具有泵接口p、罐接口t以及工作接口a和工作接口b，泵接口通过载荷保持阀34附接到泵管路16上，罐接口通过罐管路35与罐15连接。在每个阀组件25、26、27中，在工作接口a与罐接口t之间嵌入有第一限压式补充抽吸阀36，在工作接口b与罐接口b之间嵌入有第二限压式补充抽吸阀37。
24.换向阀25、26和27，更准确地说其控制活塞29、31、33，能够以电动液压的方式与操控信号成比例地被操纵。在无操控信号的情况下，控制活塞占据弹簧对中的中间位态，在该中间位态中，该控制活塞将泵接口p、罐接口t和两个工作接口a和b以相对于彼此正重叠的方式封锁。通过比例电磁体40的操控，控制活塞能够在工作接口a与泵接口p的流体连接的方向上并且在工作接口b与罐接口t的流体连接的方向上克服弹簧力移动，其中，移动路程与流动穿过电磁体40的电流大小有关。最终，减压阀的调节压力作用到控制活塞上，为了简单起见在附图中未示出该减压阀，该减压阀的调节活塞由电磁体在一方向上加载，由调节压力在相反的方向上加载。因此，分别出现这样的调节压力，使得由调节压力施加到调节活塞上的力与磁力一样大。通过比例电磁体41的操控，能够在工作接口a与罐接口t的流体连接的方向上并且在工作接口b与泵接口p的流体连接的方向上克服弹簧力移动。
25.控制活塞29、30、31以已知的方式设有控制槽，并且在从中间位态中移动出来时在短暂的初始冲程之后打开逐渐变大的、具有节流效果的通流横截面，用于使压力流体从泵接口p通流至工作接口a或者说通流至工作接口b。即，控制活塞具有用于压力流体的流动的方向功能，并且同时也是节流元件。
26.另外，根据图1的液压系统包括三个液压负载45、46和47，其在本情况下是构造为差动缸的液压缸，该液压缸具有活塞杆侧的、环形的缸腔48并且具有远离活塞杆侧的缸腔49，该远离活塞杆侧的缸腔具有圆盘形横截面。液压缸45的缸腔48与工作接口b流体连接，液压缸腔45的缸腔49与换向阀25的工作接口a流体连接。液压缸46的缸腔48与工作接口b流体连接，液压缸腔46的缸腔49与换向阀26的工作接口a流体连接。液压缸47的缸腔48与工作接口b流体连接，液压缸腔47的缸腔49与换向阀27的工作接口a流体连接。例如，液压缸45是挖土机的悬臂缸，液压缸46是挖土机的斗杆缸，液压缸47是挖土机的铲斗缸，其中，悬臂缸
具有最高的典型载荷压力，斗杆缸具有中等的典型载荷压力，并且铲斗缸具有最低的典型载荷压力。当在下文提到悬臂缸时，其分别也包括具有两个彼此平行地布置的悬臂缸的常见的构造。还能够存在其他液压负载，尤其是也能够存在用于使挖土机的上部结构相对于底盘旋转的旋转机构马达。
27.泵管路17中的压力通过压力传感器50来检测，该压力传感器发出电输出信号。
28.从泵管路17分支出通向罐15的旁通流动路径51。在这个流动路径中布置有截止阀52，该截止阀构造为2/2换向阀。截止阀52的阀芯在阀弹簧53的作用下占据静止位态，在该静止位态中截止阀是打开的，并且该阀芯能够通过比例电磁体54从静止位态起连续地被调整，其中，该截止阀的通流横截面随着调整的增加而变小并且最终变成零。因此，利用截止阀52能够控制变量泵10的压力侧与罐15之间的流体连接。用于截止阀52的操控信号的大小与对换向阀28、30和32的操控相协调。
29.比例电磁体40和41被电子控制器57操控，向该电子控制器传送由操作人员操纵的两个操纵杆58的控制指令。控制指令的大小代表应流向液压负载的压力流体量。此外，电子控制器57与马达控制器59进行通信，该电子控制器由马达控制器获得关于变量泵10的由转速传感器19检测的转速的信息，并且该电子控制器能够通过该马达控制器控制动力源18的转速、进而控制变量泵10的转速。此外，向控制器57提供压力传感器50的电输出信号作为输入信号。
30.在第一变型中，如图2所示，根据具有叠加的压力调节的电比例（ep）调节来构造用于变量泵10的调整设备12。调整设备12包括控制活塞63，该控制活塞能够直线地移动并且限界控制腔64，压力介质能够——由两个调节阀控制地——流向该控制腔，并且能够通过所示调节阀从该控制腔中挤出压力介质。控制活塞63在存在在控制腔64中的压力的作用下贴靠在斜盘11处，并且试图在减小输送体积的方向上调整斜盘11。
31.在相反的方向上，配对弹簧65作用到斜盘11，与在根据图2的电路图中示出的那样不同，该配对弹簧不直接作用在控制活塞63处，而是作用在斜盘11处。配对弹簧在控制活塞上的作用，会需要控制活塞与斜盘之间的、在两个调整方向上的形状锁合的连接。
32.用作压力调节器的调节阀67安装到点划线示出的泵壳体66的法兰面上，该调节阀具有调节活塞68，其用于调节、更准确地说用于限制泵压力。调节活塞68被能够调设的调节弹簧69在图2所示的静止位置的方向上加载，并且能够从该静止位置起连续地被调整。该调节活塞与未详细示出的壳体一起构成能够成比例地调整的3/2换向阀。
33.调节阀67在装配面中具有压力接口p、控制接口a和罐接口t，该调节阀以该装配面平放在法兰面上。压力接口p通过泵壳体66内的钻孔与通向变量泵10的压力接口16的高压通道流体地连接。罐接口通过泵壳体内的钻孔与泵壳体66的内部连接并且通过泵壳体的泄漏接口以未详细示出的方式与罐连接。控制接口a通过泵壳体66中的钻孔与控制腔钻孔连接，控制活塞63以能够移动的方式在该控制腔钻孔中被引导。调节阀67能够通过控制接口a将压力介质从压力接口p直接供应给控制腔64或者将压力介质从控制腔排出至罐接口t。
34.压力调节器67的调节活塞68抵靠调节弹簧69被泵压力加载。
35.在压力调节器67的静止位态中，其控制接口a与罐接口t连接，从而使得通过配对弹簧65能够将压力介质从控制腔64中挤出。由此增大变量泵的冲程体积。如果泵压力变得如此高，使得其超过调节弹簧69的压力等量，则使压力调节器67的调节活塞68从其静止位
置中运动出来，从而使得能够通过压力调节器从变量泵10的压力接口p来向控制腔64供应压力流体并且变量泵的冲程体积被减小。
36.流体路径从压力调节器67的控制接口a不直接通到控制腔64中。相反，能够通过比例电磁体70成比例地操纵的调节阀71接入到这个流体路径中，该调节阀作为内置式套筒（einbaupatrone）插入到控制腔钻孔中并且在与控制活塞63对置的侧上限界控制腔64。调节阀71（通俗地也被称为ep调节器）具有压力接口、惰性接口和控制腔接口，压力接口直接与变量泵10的高压侧连接，惰性接口与压力调节器67的控制接口a连接，控制腔接口与控制腔64连接。调节阀71的调节活塞72被在调节活塞72与控制活塞63之间夹紧的反馈弹簧73的力在静止位置（ruhelage）的方向上加载，在该静止位置中，控制腔接口与调节阀71的压力接口连接。在此，反馈弹簧的力与控制活塞63的位置有关、进而与斜盘11的位置有关。比例电磁体70能够抵靠反馈弹簧73将调节活塞72移动到下述位置中：在所述位置中，控制腔接口与惰性接口连接并且进一步通过压力调节器67的控制接口a与压力调节器的压力接口p或者罐接口t连接。相对于存在于控制腔64中的压力，调节活塞72是压力平衡的。即，存在于控制腔中的压力不施加力到调节活塞72上。当由反馈弹簧73施加的力与比例电磁体70的力一样大时，调节活塞72占据调节位置。由于由反馈弹簧73施加的力与斜盘11的位置有关，因此，与流向比例电磁体70的电流成比例地调准（einregeln）斜盘11的确定的枢转角度。即，通过调节阀71实现对变量泵的电比例调整。
37.在电比例调整的在图2中示出的变型中，调节阀71具有第三位态，在失去控制信号时，该调节阀到达该第三位态中。在失去控制信号时，变量泵被设定为最大冲程体积。
38.在图3中示出的、用于调整变量泵10的斜盘11的调整装置12包括单向作用的控制活塞76和单向作用的配对活塞77，利用该控制活塞能够使斜盘在减小倾斜位态的意义上、进而在减小冲程体积的意义上枢转，该配对活塞与弹簧78一起能够使斜盘在增大倾斜位态的意义上、进而在增大冲程体积的意义上枢转，并且该配对活塞的有效面积小于控制活塞76的有效面积。包围配对活塞77的配对腔79与变量泵10的压力接口p持久地连接，从而使得以泵压力加载配对活塞。
39.通过构造为能够成比例地调整的3/2换向阀的调节阀81来控制液压油流向控制腔80和从控制腔80中流出，控制活塞76浸没到该控制腔中，该调节阀具有压力接口82和罐接口83，该压力接口与变量泵的压力接口p连接，该罐接口与泵壳体66的内部流体连接并且由此与罐15流体连接。最后，调节阀81具有控制腔接口84，该控制腔接口与控制腔80流体连接。调节阀81在压缩弹簧85的作用下占据静止位态，在该静止位态中，在控制腔接口84与罐接口83之间存在大的通流横截面。通过比例电磁体86，调节阀81能够根据磁体电流的大小克服压缩弹簧85的力从静止位态中运动出来不同的距离。在流过比例电磁体86的电流的确定的大小的情况下，调节阀81的未详细示出的调节活塞占据调节位态，在该调节位态中，控制腔接口84以相对于压力接口82并且相对于罐接口83的小的负重叠尽可能地封锁。在该调节位态中，仅替换少量的从控制腔中流出的泄漏流。斜盘11的倾斜位态、进而变量泵10的冲程体积不发生变化。因此，流过比例电磁体86的电流也被称为中性电流。
40.如果流过比例电磁体86的电流相对于中性电流减小，则压缩弹簧85能够将调节活塞从调节位置移动到一位置中，在该位置中，控制腔接口84朝向罐接口83敞开。在此，通流横截面的大小取决于中性电流与瞬时电流之间的差的大小。现在，能够将液压油从控制腔
80中通过控制腔接口84和罐接口83挤出，从而使得斜盘11的倾斜位态增大。如果流过比例电磁体86的电流相对于中性电流增大，则比例电磁体能够将调节活塞从该调节位置移动到一位置中，在该位置中，控制腔接口84朝向压力接口82敞开。通流横截面的大小取决于瞬时电流与中性电流之间的差的大小。现在，液压油能够从变量泵10的压力接口p流向控制腔80从而使得斜盘11的倾斜位态减小。
41.在根据图3的变量泵10的情况下，通过枢转角度传感器87来检测斜盘11的枢转角度，该枢转角度传感器向电子控制器75发出电输出信号。这个电子控制器将枢转角度传感器87的对应于枢转角度的实际值的输出信号与目标值进行比较，并且根据枢转角度的目标值与实际值之间的差来操控调节阀81。
42.在电子控制器57中，由通过一个操纵杆58或者多个操纵杆58生成的、用于待供应给液压缸的各自的压力流体量的信号形成和信号，该和信号对应于所有预给定的各自的压力流体量的和。在控制器57中，在考虑变量泵10的转速的情况下，由和信号求取用于变量泵的斜盘11的枢转角度的目标值。在根据图2的变型中，产生用于ep调节仪71的对应的控制信号。在根据图3的变型中，操控调节阀81，直到枢转角度传感器87发出信号表明枢转角度的实际值与目标值一致为止。然后，如此调设变量泵10的冲程体积，使得在给定转速的情况下，该变量泵输送所有预给定的各自的压力流体量的和。如果转速或者和信号发生变化，则对应地改变冲程体积。
43.借助于压力传感器50和控制器57，能够对变量泵10进行功率限制。为此，在控制器57中，将各自的压力流体量的和与由压力传感器50检测到的泵压力的乘积与预先推导出的、可供使用的功率进行比较，所述乘积表明待由变量泵、进而待由动力源提供的、要求的功率。如果要求的功率高于可供使用的功率，则一直减小用于液压负载45、46、47的各自的压力流体量，直到不超过可供使用的功率。
44.在根据图4的图表中，在横坐标上绘制了用于换向阀28、30或者32的控制活塞的操控信号的效果。所述效果在于加载控制活塞所用的控制压力pst（以巴为单位）、控制活塞由于压力加载而产生的冲程（以毫米为单位）和控制活塞在产生冲程时打开的通流横截面a（以平方毫米为单位）。在纵坐标上，关于控制活塞的通流横截面绘制了液压负载要求的各自的压力流体量q（以l/min为单位）、截止阀52的通流横截面a
cut
（以平方毫米为单位）和该液压负载所允许的最大压力p
max
（以巴为单位）以及在单个操纵液压负载时预给定的压力差δp（以巴为单位）。曲线90说明控制活塞的冲程与要求的单独的压力介质量之间的关系。曲线91说明控制活塞的冲程与由控制活塞打开的通流横截面上出现的压力差δp之间的关系。可以看出，分别如此调设通流横截面，使得压力差δp随着控制活塞的冲程的增加而略微减小。曲线92说明截止阀52的通流横截面与控制活塞的冲程之间的关系。可以看出，截止阀最初是大大地敞开的，并且在控制活塞已结束初始冲程并且开始打开通流横截面前不久，该截止阀开始减小其通流横截面。随着控制活塞的冲程的增加，截止阀52处的通流横截面进一步减小，并且早在达到控制活塞的最大冲程之前就已经变成零。除了对量和压力降的要求之外，对于液压负载而言，还能够确定负载特定的最大压力。图4中的曲线93示出这样的最大压力与控制活塞的冲程的相关性。可以看出，在控制活塞的冲程小时，最大压力陡然增加，然后，随着控制活塞的冲程的增加而保持恒定。
45.对于具有负载特定的最大压力的变型而言，检测泵压力的压力传感器50是有利
的。同时被操纵的液压负载的预确定的最大负载压力通过形成最大值被处理成用于调节变量泵的参量。如果由压力传感器50检测到的当前的泵压力高于允许的最大压力，则减小变量泵10的输送量，直到不再超过压力接口16处的允许的压力极限。由此得到载荷灵敏度。
46.在图5中，在两个横坐标上绘制时间t。曲线94说明操纵杆的在挖土机铲斗的运动的意义上的偏转，曲线95说明该操纵杆的在悬臂的向上运动的意义上的偏转。可以看出，最初只有铲斗缸47被操纵，一定时间之后，悬臂缸45也被操纵。更确切地说，操纵杆的偏转在最初增加之后分别保持恒定。由于操纵杆的偏转的大小是待供应给铲斗缸47的压力流体量的量度，因此，如曲线96所示，压力流体量最初增加，然后保持恒定。在操纵杆在悬臂的运动的意义上偏转之后，如曲线97所示，流向悬臂缸45的压力流体量同样最初增加，然后保持恒定。悬臂的附加的运动不影响流向铲斗缸47的压力流体量，因为变量泵10能够输送流向同时被操纵的缸45和47的压力流体量的和。然而，铲斗缸47的典型载荷压力小于悬臂缸45的典型载荷压力。因此，在附加地操控悬臂缸时，方向阀32的控制活塞33的冲程被减小、进而在这个控制活塞处的通流横截面也被减小。与在仅操纵铲斗缸47的情况下的压力降相比，该压力降变得更大。曲线98示出换向阀32的控制活塞33上的压力降，图5中的曲线99示出换向阀28的控制活塞29上的压力降。
47.在图6中，在两个横坐标上同样绘制时间t。曲线100说明操纵杆的在悬臂的运动的意义上的偏转，曲线101说明操纵杆的在挖土机的旋转机构的运动的意义上的偏转。更确切地说，如在图5中那样，操纵杆的相应的偏转又在最初增加之后保持恒定。悬臂缸45的典型载荷压力小于旋转机构的典型载荷压力。可以看出，最初只有悬臂缸45被操纵，一定时间之后，旋转机构也被操纵。通过曲线102示出的、用于悬臂缸45的压力流体量，随着操纵杆的偏转而增加，然后在对应于操纵杆的恒定的偏转的量度的水平上同样是恒定的。在操纵杆在旋转机构的运动的意义上偏转之后，如曲线103所示，流向旋转机构的压力流体量同样最初增加，然后保持恒定。然而，悬臂缸45和旋转机构的未详细示出的液压马达对应于一个或者多个操纵杆的偏转要求的压力流体量的和大于能够由变量泵10输送的最大压力流体量。因此，在操纵旋转机构时一直减小配属于悬臂缸45的换向阀28的控制活塞29的冲程，直到流向悬臂缸45的压力流体量自操纵旋转机构起变小并且最终在较低的水平上再次恒定。现在，流向悬臂缸45和旋转机构马达的压力流体量相对于要求的压力流体量按比例减小。因此，通过操纵旋转机构，不仅换向阀28的控制活塞29上的压力降变得比在仅操纵悬臂缸的情况下大，而且流向悬臂缸的压力流体量也变小。通过曲线104示出换向阀28的控制活塞29上的压力降。曲线105示出用于控制旋转机构马达的节流元件上的压力降。
48.附图标记列表10
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变量泵11
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10的斜盘12
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用于11的调整设备13
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10的驱动轴14
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10的抽吸接口15
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罐16
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10的压力接口17
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泵管路
18
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电源19
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转速传感器25
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阀组件26
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阀组件27
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阀组件28
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4/3换向阀29
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28的控制活塞30
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三位四通阀31
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28的控制活塞32
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三位四通阀33
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28的控制活塞34
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载荷保持阀35
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罐管路36
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第一限压式补充抽吸阀37
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第二限压式补充抽吸阀40
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比例电磁体41
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比例电磁体45
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液压缸46
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液压缸47
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液压缸48
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45、46、47的活塞杆侧的、环形的缸腔49
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45、46、47的远离活塞杆侧的缸腔50
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压力传感器51
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17与15之间的旁通流动路径52
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截止阀53
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52的阀弹簧54
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比例电磁体57
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电子控制器58
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操纵杆59
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马达控制器63
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控制活塞64
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控制腔65
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配对弹簧66
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泵壳体67
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调节阀68
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67的调节活塞69
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调节弹簧70
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比例电磁体71
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调节阀
72
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71的调节活塞73
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反馈弹簧76
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控制活塞77
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配对活塞78
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弹簧79
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配对腔80
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控制腔81
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调节阀82
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81的压力接口83
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81的罐接口84
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81的控制腔接口85
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压缩弹簧86
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比例电磁体87
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枢转角度传感器90
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要求的压力流体量关于控制活塞冲程的曲线91
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压力差相对于控制活塞冲程的曲线92
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截止阀的通流横截面相对于控制活塞冲程的曲线93
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最大压力相对于控制活塞冲程的曲线94
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操纵杆的偏转相对于时间的曲线95
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操纵杆的偏转相对于时间的曲线96
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朝向铲斗缸47的压力流体量相对于时间的曲线97
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朝向悬臂缸45的压力流体量相对于时间的曲线98
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控制活塞33处的压力降相对于时间的曲线99
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控制活塞29处的压力降相对于时间的曲线100
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操纵杆的偏转量相对于时间的曲线101
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操纵杆的偏转量相对于时间的曲线102
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朝向悬臂缸45的压力流体量相对于时间的曲线103
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朝向旋转机构的压力流体量相对于时间的曲线104
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控制活塞29处的压力降相对于时间的曲线105
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旋转机构的节流元件处的压力降相对于时间的曲线。