BESCHREIBUNG
Hydraulische Stellantriebe gemass Oberbegriff des Anspruchs 1 sind bekannt (CH-PS 528 021). Bei solchen Antrieben öffnet das Hydraulikventil proportional zur Differenz zwischen der durch das Abtriebsglied des Pilotmotors vorgegebenen Sollstellung und der Iststellung des Abtriebselementes des Hydraulikantriebs. Der Hydraulikantrieb kann beispielsweise ein Hydraulikzylinder oder ein Hydromotor sein.
Mit der Nachlaufsteuerung ist zwangsläufig ein Nachlauffehler verbunden, der unter anderem mit zunehmender Abtriebsgeschwindigkeit wächst. Wenn der Sollwertgeber durch ein Programm angesteuert wird, kann dieser Nachlauffehler im Programm mitberücksichtigt werden. Dies ist umständlich und setzt voraus, dass das Programm immer gleich schnell abläuft, was in der Praxis oft nicht zutrifft.
Änderungen des Nachlauffehlers durch Variation der Ölviskosität und des Speisedrucks können damit nur auf komplizierte Art korrigiert werden. Wenn der Sollwertgeber von einer Regeleinrichtung angesteuert wird, ist obige Korrektur kaum möglich.
Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, den Nachlauffehler zu minimieren bzw. zu kompensieren, ohne die obigen Nachteile in Kauf nehmen zu müssen. Erfindungsgemäss wird diese Aufgabe durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst.
Durch diese Ausbildung der Kupplung wird erreicht, dass bei gegebener Regelabweichung zwischen der durch das Abtriebsglied des Pilotmotors vorgegebenen Sollstellung und der durch das Abtriebselement des Hydraulikantriebs erreichten Iststellung das Ventilglied stärker ausgelenkt wird.
Die Regelabweichung wird also bei stillstehendem Abtriebsglied rascher abgebaut und bei stetig drehendem Abtriebsglied reduziert und damit der Nachlauffehler kompensiert.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand der Zeichnung erläutert. Darin zeigt:
Fig. 1 einen Axialschnitt durch einen elektrohydraulischen Antrieb,
Fig. 2 einen Axialschnitt durch eine zweite Ausführungsform eines elektrohydraulischen Antriebs, und
Fig. 3 bis Fig. 5 drei weitere Varianten einer Kupplung.
Der elektrohydraulische Antrieb gemäss Fig. 1 umfasst einen Schrittmotor 2 und eine servohydraulische Nachlaufsteuereinrichtung 5 mit einem Ventil 9 und einem als Hydraulikzylinder 43 ausgebildeten Hydraulikantrieb. Der Schrittmotor 2 erhält Steuerimpulse, bis die Summe der Drehwinkelinkremente seiner Abtriebswelle 3 dem Eingangssignal entspricht. Die Abtriebswelle 3 des Schrittmotors 2 ist über eine Kupplung 1 mit einer Steuerwelle 8 gekuppelt.
Die Steuerwelle 8 weist an ihrem gegenüberliegenden Ende eine Gewindestange 15 auf, in die eine Mutter 41 des Kolbens 40 des Hydraulikzylinders 43 eingreift.
Das Ventil 9 umfasst ein als Schieber 16 ausgebildetes Ventilglied, das im Gehäuse 7 axial verschiebbar gelagert ist. Der Schieber 16 weist zwei Stege 18,20 auf, die mit Steuerkanten im Gehäuse 7 den Zufluss von Ö1 aus einem Druckraum 22, der unter Speisedruck P steht, in Arbeitskammern 26, 28, sowie den Abfluss aus den Arbeitskammernm 26,28 in Rück laufräume 24 steuern. Die Arbeitskammern 26, 28 sind mit je einem der Arbeitsräume 36, 38 des Zylinders 43 verbunden.
Der Schieber 16 ist mittels einer Feder 30 gegen eine Schulter 10 der Steuerwelle 8 gedrückt, so dass er den Axialbewegungen der Steuerwelle 8 folgt.
Die Kupplung 1 besteht aus einem auf der Abtriebswelle 3 befestigten schrägverzahnten Ritzel 45 und einem damit kämmenden, auf der Steuerwelle 8 befestigten Zahnrad 46.
Die Steigung der Verzahnung des Zahnrades 46 ist grösser als die Steigung der Gewindestange 15. Die Steigungsrichtung ist für Zahnrad 46 und Gewindestange 15 gleich.
Im Betrieb arbeitet der Antrieb wie folgt: Wird die Abtriebswelle 3 des Schrittmotors 2 in Abtriebsrichtung betrachtet um einen bestimmten Winkel im Uhrzeigersinn gedreht, so nimmt sie über die Kupplung 1 die Steuerwelle 8 mit. Diese schraubt sich aus der Mutter 41 heraus und verschiebt sich axial nach links. Bei dieser Axialverschiebung gleitet das Zahnrad 46 auf dem Ritzel 45. Infolge der schrägen Verzahnung dieser Räder wird dabei gleichzeitig die Steuerwelle 8 zusätzlich im Gegenuhrzeigersinn gedreht und also zusätzlich aus der Mutter 41 herausgeschraubt.
Gegenüber einem Zahnradpaar mit gerader Verzahnung, welches der bekannten drehfesten Kopplung zwischen Abtriebswelle 3 und Steuerwelle 8 entspräche, ist also der Axialausschlag der Steuerwelle 8 und damit des Schiebers 16 für gleiche Regelabweichung vergrössert.
Der Schieber 16 folgt der Axialverschiebung der Steuerwelle 8 und öffnet die Verbindungen zwischen dem Druckraum 22 und der Arbeitskammer 28, sowie zwischen der Arbeitskammer 26 und dem Rücklaufraum 24. Der Kolben 40 bewegt sich nach rechts und nimmt über die Mutter 41 und die Gewindestange 15 die Steuerwelle mit. Wegen der Schrägverzahnung des Zahnrades 46 ist dabei die Axialverschiebung der Steuerwelle 8 grösser als jene des Kolbens 40.
Der Schieber 16 befindet sich wieder in der dargestellten Neutrallage, wenn die Kolbenverschiebung der Drehungen der Abtriebswelle 3 entspricht. Die Axiallage des Kolbens 40 folgt also dem Drehwinkel der Abtriebswelle.
Dreht die Abtriebswelle 3 des Schrittmotors 2 mit einer konstanten Geschwindigkeit, so bewegt sich auch der Kolben 40 mit einer konstanten Geschwindigkeit. Die dazu erforderliche Auslenkung des Ventils 9 wird wegen der schrägen Verzahnung des Zahnrades 46 mit einer geringeren Differenz zwischen der momentanen, durch die Abtriebswelle 3 vorgegebenen Sollstellung und der momentanen Iststellung des Kolbens 40 erreicht, als bei der herkömmlichen drehfesten Kopplung zwischen Abtriebswelle 3 und Steuerwelle 8.
Damit ist der Nachlauffehler vermindert.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 2 ist auf der Abtriebswelle 3 des Pilotmotors 2 ein Planetenträger 63 mit Planetenwellen 64 befestigt. Auf den Planetenwellen 64 sind gerade verzahnte Planetenräder 65 drehbar gelagert. Diese kämmen innen mit einem auf der Steuerwelle 8 befestigten Sonnenrad 67 und aussen mit einem im Gehäuse 7 drehbar gelagerten innenverzahnten Rad 66, das mit einer Mutter 68 verbunden ist. In die Mutter 68 greift eine auf der Steuerwelle befestigte Schraube 69 mit Steilgewinde ein.
Dreht die Abtriebswelle 3 bei axial festgehaltener Steuerwelle 8, so dreht sich die Kupplung 1 als ganzes mit und überträgt die Drehbewegung unübersetzt auf die Steuerwelle 8.
Wird hingegen bei festgehaltener Abtriebswelle 3 die Steuerwelle 8 axial verschoben, so wird ihr über die Schraube 69 und das Planetengetriebe 63-67 eine Drehbewegung aufgezwungen. Diese zusätzliche Drehbewegung wird der Bewegung durch die Abtriebswelle analog der Ausführungsform nach Fig. 1 überlagert und führt zu einer Kompensation des Nachlauffehlers.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 2 ist der Hydraulikantrieb ein Hydromotor 47, dessen Abtriebswelle 48 über Zahnriemenscheiben 49, 11 und einen Zahnriemen 49 mit einer im Gehäuse 7 axial unverschiebbar gelagerten Rückführwelle 13 verbunden ist. Auf der Rückführwelle 13 sitzt eine Mutter 14, in welche ein Gewinde 12 der Steuerwelle 8 eingreift. Diese Art der Rückführung der Stellung der Abtriebswelle 48 ist an sich bekannt und eignet sich auch zur Rückführung der Stellung eines Hydraulikkolbens. In diesem Falle wäre das Ventil 9 analog der Ausführungsform nach Fig. 1 mit dem Hydraulikzylinder verbunden, wobei auf der Rückführwelle 13 statt der Zahnriemenscheibe 11 eine Gewindespindel mit Steilgewinde befestigt wäre, die in eine Mutter im Hydraulikkolben eingreifen würde. Auch diese Variante eines Hydraulikantriebs ist an sich bekannt.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 2 könnte auch die in Fig. 1 dargestellte Kupplung verwendet werden.
Fig. 3 zeigt eine dritte Variante der Kupplung 1, bei welcher auf der Abtriebswelle 3 des Pilotmotors ein Planetenträger 63 mit Planetenwellen 64 befestigt ist. Auf jeder Welle 64 sind zwei starr miteinander verbundene Planetenräder 65, 71 drehbar gelagert, wobei das Rad 65 gerade, das Rad 71 dagegen schräg verzahnt ist. Die Planetenräder 65, 71 kämmen mit je einem auf der Steuerwelle 8 befestigten Sonnenrad 67,72. Auch bei dieser Ausführungsform führt eine Axialverschiebung der Steuerwelle 8 zu einer Schraubbewegung der Steuerwelle 8 relativ zur Abtriebswelle 3. Besonders einfach ist dieses Prinzip bei der Variante nach Fig. 4 erkennbar, bei welcher auf der Abtriebswelle 3 eine Mutter 74 und auf der Steuerwelle 8 eine Schraube 75 mit Steilgewinde befestigt sind.
Die Kupplung 1 nach Fig. 5 umfasst wiederum ein Planetengetriebe. Auf der Abtriebswelle 3 ist ein gerade verzahntes Sonnenrad 90 und auf der Steuerwelle 8 ein schräg verzahntes Sonnenrad 95 befestigt. Die zugehörigen Planetenräder 91, 93 sind über eine Planetenwelle 92 starr miteinander verbunden. Die Planetenwelle 92 ist in einem auf der Steuerwelle 8 befestigten Planetenträger 94 verschiebbar gelagert und durch einen über Lager 97 im Gehäuse 7 gelagerten Ring 96 gegen Axialverschiebung gesichert. Auch bei dieser Ausführungsform bewirkt eine Axialverschiebung der Steuerwelle 8 eine Schraubbewegung dieser Steuerwelle relativ zur Abtriebswelle 3. Durch die Wahl der Getriebeparameter kann der Grad der Kompensation des Nachlauffehlers in relativ weiten Grenzen gewählt werden.
Der Stellantrieb eignet sich für Steuerungen in einer grossen Vielfalt von Anwendungsgebieten. Als Pilotmotor können alle möglichen steuerbaren Antriebe eingesetzt werden.
Als Ventile eignen sich auch solche, die nicht in Achsrichtung verschiebbar sind (CH-A 528 021). Auch Drehventile (z.B. CH-A 572 178) sind in kinematischer Umkehrung der beschriebenen Ausführungsbeispiele verwendbar. Dabei wäre z.B. bei der Ausführungsform nach Fig. 1 das Abtriebsglied 3 des Pilotmotors 2 axial verschiebbar, das Gewinde 15 steil, die Verzahnung der Räder 45,46 entsprechend flacher, und das Ventilglied mit der Steuerwelle drehfest statt axial unverschiebbar gekuppelt.
DESCRIPTION
Hydraulic actuators according to the preamble of claim 1 are known (CH-PS 528 021). In the case of such drives, the hydraulic valve opens in proportion to the difference between the target position specified by the output element of the pilot motor and the actual position of the output element of the hydraulic drive. The hydraulic drive can be, for example, a hydraulic cylinder or a hydraulic motor.
The run-on control is inevitably associated with a run-on error, which among other things grows with increasing output speed. If the setpoint generator is controlled by a program, this lag error can also be taken into account in the program. This is cumbersome and assumes that the program always runs at the same speed, which is often not the case in practice.
Changes in the tracking error by varying the oil viscosity and the feed pressure can only be corrected in a complicated manner. If the setpoint generator is controlled by a control device, the above correction is hardly possible.
The object of the invention is to minimize or compensate for the tracking error without having to accept the above disadvantages. According to the invention, this object is achieved by the characterizing features of claim 1.
This configuration of the clutch ensures that, given the control deviation, the valve member is deflected more strongly between the desired position specified by the output member of the pilot motor and the actual position reached by the output member of the hydraulic drive.
The control deviation is therefore reduced more quickly when the output element is at a standstill and reduced when the output element is constantly rotating, thus compensating for the lag error.
Embodiments of the invention are explained below with reference to the drawing. It shows:
1 shows an axial section through an electrohydraulic drive,
Fig. 2 is an axial section through a second embodiment of an electrohydraulic drive, and
3 to 5 show three further variants of a clutch.
1 comprises a stepper motor 2 and a servohydraulic run-on control device 5 with a valve 9 and a hydraulic drive designed as a hydraulic cylinder 43. The stepper motor 2 receives control pulses until the sum of the rotation angle increments of its output shaft 3 corresponds to the input signal. The output shaft 3 of the stepping motor 2 is coupled to a control shaft 8 via a clutch 1.
The control shaft 8 has at its opposite end a threaded rod 15, in which a nut 41 of the piston 40 of the hydraulic cylinder 43 engages.
The valve 9 comprises a valve member designed as a slide 16, which is axially displaceably mounted in the housing 7. The slide 16 has two webs 18, 20 with control edges in the housing 7, the inflow of oil from a pressure chamber 22, which is under feed pressure P, into working chambers 26, 28, and the outflow from the working chambers 26, 28 into return spaces 24 taxes. The working chambers 26, 28 are each connected to one of the working spaces 36, 38 of the cylinder 43.
The slider 16 is pressed by a spring 30 against a shoulder 10 of the control shaft 8 so that it follows the axial movements of the control shaft 8.
The clutch 1 consists of a helical toothed pinion 45 fastened on the output shaft 3 and a gear 46 meshing therewith, fastened on the control shaft 8.
The pitch of the toothing of the gear 46 is greater than the pitch of the threaded rod 15. The direction of the pitch is the same for the gear 46 and the threaded rod 15.
In operation, the drive works as follows: If the output shaft 3 of the stepping motor 2, viewed in the output direction, is rotated clockwise by a certain angle, it drives the control shaft 8 via the clutch 1. This unscrews from the nut 41 and shifts axially to the left. With this axial displacement, the gear 46 slides on the pinion 45. As a result of the oblique toothing of these wheels, the control shaft 8 is simultaneously rotated counterclockwise and thus additionally screwed out of the nut 41.
Compared to a pair of gearwheels with straight teeth, which would correspond to the known rotationally fixed coupling between the output shaft 3 and the control shaft 8, the axial deflection of the control shaft 8 and thus of the slide 16 is increased for the same control deviation.
The slide 16 follows the axial displacement of the control shaft 8 and opens the connections between the pressure chamber 22 and the working chamber 28, and between the working chamber 26 and the return chamber 24. The piston 40 moves to the right and takes the via the nut 41 and the threaded rod 15 Control shaft with. Because of the helical toothing of the gear 46, the axial displacement of the control shaft 8 is greater than that of the piston 40.
The slide 16 is again in the neutral position shown when the piston displacement corresponds to the rotations of the output shaft 3. The axial position of the piston 40 thus follows the angle of rotation of the output shaft.
If the output shaft 3 of the stepping motor 2 rotates at a constant speed, the piston 40 also moves at a constant speed. The necessary deflection of the valve 9 is achieved due to the oblique toothing of the gear 46 with a smaller difference between the current desired position predetermined by the output shaft 3 and the current actual position of the piston 40 than in the conventional rotationally fixed coupling between the output shaft 3 and the control shaft 8 .
The tracking error is thus reduced.
In the embodiment according to FIG. 2, a planet carrier 63 with planet shafts 64 is fastened on the output shaft 3 of the pilot motor 2. Straight-toothed planet wheels 65 are rotatably mounted on the planet shafts 64. These mesh on the inside with a sun gear 67 attached to the control shaft 8 and on the outside with an internally toothed gear 66 which is rotatably mounted in the housing 7 and which is connected to a nut 68. A screw 69 fastened on the control shaft with a steep thread engages in the nut 68.
If the output shaft 3 rotates while the control shaft 8 is held axially, the clutch 1 rotates as a whole and transmits the rotational movement to the control shaft 8 without being translated.
If, on the other hand, the control shaft 8 is axially displaced while the output shaft 3 is fixed, then a rotary movement is forced on it via the screw 69 and the planetary gear 63-67. This additional rotary movement is superimposed on the movement by the output shaft analogous to the embodiment according to FIG. 1 and leads to a compensation of the tracking error.
In the embodiment according to FIG. 2, the hydraulic drive is a hydraulic motor 47, the output shaft 48 of which is connected via toothed belt pulleys 49, 11 and a toothed belt 49 to a return shaft 13 which is axially immovably mounted in the housing 7. A nut 14 is seated on the return shaft 13, in which a thread 12 of the control shaft 8 engages. This type of returning the position of the output shaft 48 is known per se and is also suitable for returning the position of a hydraulic piston. In this case, the valve 9 would be connected to the hydraulic cylinder analogously to the embodiment according to FIG. 1, a threaded spindle with steep thread being fastened on the return shaft 13 instead of the toothed belt pulley, which would engage in a nut in the hydraulic piston. This variant of a hydraulic drive is also known per se.
In the embodiment according to FIG. 2, the coupling shown in FIG. 1 could also be used.
3 shows a third variant of the clutch 1, in which a planet carrier 63 with planet shafts 64 is fastened on the output shaft 3 of the pilot motor. Two rigidly connected planet gears 65, 71 are rotatably mounted on each shaft 64, the gear 65 being straight, while the gear 71 is helically toothed. The planet gears 65, 71 mesh with a sun gear 67, 72 attached to the control shaft 8. In this embodiment, too, an axial displacement of the control shaft 8 leads to a screwing movement of the control shaft 8 relative to the output shaft 3. This principle can be seen particularly easily in the variant according to FIG. 4, in which a nut 74 on the output shaft 3 and a nut 74 on the control shaft 8 Screw 75 are fastened with steep thread.
The clutch 1 according to FIG. 5 in turn comprises a planetary gear. A straight toothed sun gear 90 is attached to the output shaft 3 and a helical toothed sun gear 95 is attached to the control shaft 8. The associated planet gears 91, 93 are rigidly connected to one another via a planet shaft 92. The planet shaft 92 is displaceably mounted in a planet carrier 94 fastened on the control shaft 8 and secured against axial displacement by a ring 96 mounted in the housing 7 via bearings 97. In this embodiment too, an axial displacement of the control shaft 8 causes a screwing movement of this control shaft relative to the output shaft 3. By selecting the gear parameters, the degree of compensation of the tracking error can be selected within relatively wide limits.
The actuator is suitable for controls in a wide variety of application areas. All possible controllable drives can be used as pilot motors.
Valves that cannot be moved in the axial direction are also suitable as valves (CH-A 528 021). Rotary valves (e.g. CH-A 572 178) can also be used in a kinematic reversal of the exemplary embodiments described. For example, 1, the output member 3 of the pilot motor 2 axially displaceable, the thread 15 steep, the toothing of the wheels 45, 46 correspondingly flatter, and the valve member rotatably coupled to the control shaft instead of axially immovable.