DE102012024642A1

DE102012024642A1 - Hochfrequenzkompaktventil mit Eigenantrieb zur Erzeugung hydraulischer Schwingungen und praktisch reibfreier Axiallagerung eines rotierenden Teiles

Info

Publication number: DE102012024642A1
Application number: DE201210024642
Authority: DE
Inventors: Anmelder Gleich
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2012-12-15
Filing date: 2012-12-15
Publication date: 2014-06-18

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Hydraulikventil zur Erzeugung hochfrequenter Schwingungen, nachfolgend Hochfrequenzkompaktventil benannt, mit sehr kompaktem konstruktiven Aufbau, vorteilhaften internem Speicher, eine vorteilhafte, praktisch reibfreie Lagerung sowie eine vorteilhafte Anschlussmöglichkeit an ein vorhandenes Arbeitselement. Das Hochfrequenzkompaktventil mit internem Speicher erzeugt sehr hochfrequente hydraulische Schwingungen mittels eines schnell rotierenden Rotors in einem Stator und der Herstellung wechselseitiger Verbindungen eines Arbeitsanschlusses mit Pumpe und Tank durch Bohrungen in Rotor und Stator. Das erfindungsgemäße Hochfrequenzkompaktventil zeichnet sich durch eine sehr kompakte, einfach zu realisierende Bauweise sowie die interne Speicherung eines wesentlichen Teils der für jeweils eine Schwingung des Arbeitselements benötigten Menge an Drucköl aus. Weiterhin zeichnet es sich durch eine mögliche praktisch reibfreie Axiallagerung trotz sehr stark wirkender hydraulischer Axialkräfte aus. Weiterhin weist es eine vorteilhafte Anschlussmöglichkeit an ein vorhandenes Arbeitselement auf, wodurch Leitungsverluste zusätzlich zum Vorhandensein eines internen Speichers auf ein Minimum begrenzt werden und gleichzeitig die mögliche Frequenz noch stark erhöht wird. Die elektrische Antriebsleistung wird durch die schräge Gestaltung der Bohrungen von Rotor und Stator erheblich reduziert. Die erfindungsgemäße Lösung der axialen Rotorlagerung sowie der zugehörigen Lageregelung ist auf weitere Rotorlagerungen anwendbar, beispielsweise für Rotoren in Windkraftanlagen, Generatoren, Turbinen, sehr große Motoren, Pumpen.

Description

Die Erfindung betrifft ein Ventil gemäß Oberbegriff des Anspruchs 1, im weiteren Hochfrequenzkompaktventil benannt. Aus der OS DE 10 2006 018 673 A1 ist ein Ventil bekannt, bei welchem ein Rotor in einem Stator rotiert. Der Stator weist an seinem Umfang Statorkanäle auf. Die Statorkanäle sind am Umfang einander abwechselnd nach links und rechts verlängert bis zu mit Pumpe und Tank in Verbindung stehenden Umfangsnuten. Die Rotationsbewegung des Rotors 1 wird extern erzeugt. Der gesamte Aufbau des genannten Ventils ist aufgrund der erforderlichen Nuten konstruktivfestigkeitstechnisch ungünstig. Gleichzeitig ist das Fräsen derartig dünner Nuten sehr aufwändig. Weiterhin besteht keine Möglichkeit, Öl intern zu speichern.
Aus der Hydraulik ist allgemein bekannt, dass sich hydraulische Drücke mit begrenzter Geschwindigkeit fortpflanzen. Man kann in sehr einfacher Näherung mit vÖL = 1 m/msec in Rohren und mit vÖL = 1,5 m/msec in Schläuchen rechnen. Das in der OS DE 10 2006 018 673 A1 genannte Ventil weist keine Möglichkeit auf, nennenswerte Mengen Drucköl intern, d. h. unmittelbar in Nähe des Arbeitselements, zu speichern. Aufgrund der Konstruktionsweise dieses Ventils kann ein interner Speicher nicht im Stator sondern lediglich im Zylindermantel untergebracht werden, was betreffend der Auslegung der Festigkeit sehr ungünstig ist. Auch sind die möglichen Speichervolumina dadurch erheblich eingeschränkt. Ungünstig ist weiterhin, das die Statorkanäle in Umfangsrichtung abwechselnd mit den wechselnden Drücken von Pumpe und Tank beaufschlagt werden, wodurch die Auslegung des Stators 2 bezüglich der Festigkeit stark eingeschränkt ist, da größere Sicherheitsabstände zwischen den Rotor- und Statordurchbrüchen eingehalten werden müssen und dadurch wiederum die Option, möglichst viele Durchbrüche in Umfangsrichtung unterzubringen zur Erzielung einer möglichst hohen Frequenz, eingeschränkt wird. Ein weiterer Nachteil ist die hohe Reibkraft in axialer Richtung. Bei hohen hydraulischen Drücken ist immer mit ungleichmäßiger Belastung der Axiallager zu rechnen. Bei einem Durchmesser des Rotors von beispielsweise 100 mm und einem Druck von 300 Bar ist mit einer Kraft zu rechnen, die einen nicht exakt berechenbaren Prozentsatz der theoretisch höchsten Maximalkraft von ca. 230 kN erreicht, bei 20% z. B. ca. 41 kN. Bei Drehzahlen im Bereich von 6000 U/min ergeben sich hier sehr hohe Reibleistungen, wodurch die erforderliche Antriebsleistung erheblich ansteigt und im Dauerbetrieb kaum verkraftbare Verschleißerscheinungen auftreten. Ein weiterer Nachteil ist, das bei Beschaltung eines Arbeitselements, beispielsweise eines Hydraulikzylinders, der Ölstrom bei jedem Puls seine Richtung wechselt, d. h. bei Druckbeaufschlagung erfolgt ein Ölstrom zum Zylinder, bei Tankverbindung strömt das Öl zurück. Besser wäre es, wenn der Ölstrom die Richtung nicht wechseln muss. Weiterhin ist von Nachteil, dass im Falle der Beaufschlagung des Arbeitselements mit hydraulischem Druck durch das Ventil der Ölstrom von der Pumpe bzw. Speicher von außen durch die Rotorkanäle nach innen gedrückt werden muss. Dabei muss die hydraulische Druckkraft entgegen der vom Rotor auf das Öl ausgeübten Fliehkraft wirken. Der Fall der unmittelbaren Verbindung des Arbeitselements mit dem Tank ist diesbezüglich günstiger, da die vom Rotor auf das Öl ausgeübte Fliehkraft bezüglich der Frequenz beschleunigend wirkt. Es ist jedoch genauso gut möglich, den Tankspeicher unmittelbar mit dem Arbeitselement zu verbinden.
Mit den in den Ansprüchen angegebenen Lösungen werden genannte Probleme gelöst. In 1 bis 5 wird die Erfindung beschrieben.
1 zeigt einen Längsschnitt des erfindungsgemäßen Hochfrequenzkompaktventils. Der motorgetriebene Rotor 1 weist in Umfangsrichtung zwei Reihen. von jeweils 3 Bohrungen 12a und 12b auf. Die Bohrungen sind in Umfangsrichtung 36 Grad versetzt, es sind somit 3 × 10 Bohrungen 12a und die gleiche Anzahl 12b vorhanden. Der Stator weist in axialer Richtung das gleiche Bohrungsbild 15 auf, jedoch sind die Bohrungen 15a und 15b in Umfangsrichtung im Winkel 36°/2 = 18° zueinander versetzt. Der Durchmesser der Bohrungen 12 und 15 ist so ausgelegt, dass bei Eingriff der Bohrungen 12a–15a die Bohrungen 12b–15b außer Eingriff stehen. Die vorteilhafte Gestaltung gegenüber der Lösung nach OS DE 10 2006 018 673 A1 besteht hier darin, das einander nahe liegende Bohrungen im Rotor (12a bzw. 12b) alle mit gleichem Druck beaufschlagt sind, während in genannter OS in benachbarten Bohrungen die Drücke wechseln. Aufgrund dieser vorteilhaften Bauweise kann der Rotor kleiner dimensioniert werden bzw. man kann bei gleichem Durchmesser mehr Bohrungen unterbringen und erreicht somit bei gleicher Drehzahl höhere Frequenzen. Die Gleitlager 6 und 7 nehmen die Axialkräfte auf, die Gleitlager 8 und 9 die Radialkräfte. Das Lager 10 dient sowohl als Gleitlager radial als auch als Ring zur Ausbildung eines Dichtspalts zwischen dem druckbeaufschlagten Druckkompensationsraum 22 und der Simmerringentlastungsnut 23. Der Simmerring 24 wirkt in bekannter Weise. Prinzipiell ist es möglich, nach dem dargestellten Simmerring einen weiteren Simmerring in Reihe zu schalten durch Vorbau eines weiteren, nicht dargestellten Rings, der ebenfalls eine Entlastungsnut für Leckageöl sowie einen Dichtspalt realisierende Buchse aufweist.
Die im Stator eingebrachten Ringräume 16a und 16b dienen der Speicherung von Kompressionsöl. Die Aufgabe, sehr hochfrequente Schwingungen zu erzeugen, ist nur zu lösen, wenn das erforderliche Drucköl in unmittelbarer Nähe der Arbeitseinheit vorhanden ist. Bei einem Abstand der Druckölversorgung zur Arbeitseinheit von beispielsweise 3 Meter benötigt das Öl bei einer möglichen Geschwindigkeit von 1 m/msec 3 msec. Abgesehen von höheren Druckverlusten wird die maximal mögliche Schwingungsfrequenz damit bereits auf 333 Hz herabgesetzt. Aufgrund des vorteilhaften Aufbaus mit Druckspeicherung im Ventil selbst können somit wesentlich höhere Frequenzen erzielt werden. Die damit zu speichernde Ölmenge erscheint zunächst gering, ist in Bezug auf eine einzelne Schwingung aber recht hoch.
Bei einer Größe eines Ringraums von beispielsweise DI = 132, DA = 200 und einer Breite von 76 ergibt sich ein Volumen von ca. 1,3 Liter. Mit der Faustregel, dass bei 100 Bar Druckänderung eine Volumenänderung von 0,7% bei Öl infolge Kompression einhergeht, ergibt sich ein Speichervermögen in der Größenordnung von 10 Kubikzentimetern. Das scheint zunächst wenig, jedoch wenn man bedenkt, das das Ventil zur Erzeugung von Schwingungen dient, ist diese Menge ausreichend. Wenn man beispielsweise eine Kraft eines Zylinders von 500 kN und einen Druck von 300 Bar annimmt, benötigt man einen Kolbendurchmesser von knapp 150 mm. Das Volumen von 10 Kubikzentimeter ist ausreichend, eine Amplitude von 0,06 mm zu erzeugen bei einer Druckdifferenz von 100 Bar, entsprechend bei 200 Bar dann 0,12 mm. Wenn man berücksichtigt, dass bei Verformung von Metall in der Endlage oder dem Kraftmaximum beispielsweise 1 mm Verformungsweg erforderlich ist, ist diese Amplitude völlig zureichend, insbesondere wenn man die hohe Anzahl von Schwingungen, z. B. 1000/sec berücksichtigt. Darüber hinaus ist zu berücksichtigen, dass die vom Ventil erzeugten Schwingungen nicht den eigentlichen Arbeitsweg realisieren sollen, was jedoch auch möglich ist, sondern lediglich den Arbeitsvorgang mit Vibrationen unterstützen sollen. Aufgrund der Druckspeicherung im Ventil selbst kann das für den Schwingungsvorgang erforderliche Öl kontinuierlich über die Zuleitung zufließen, ohne permanent wechselnde Geschwindigkeit.
Die Druckzufuhr zu den Ringräumen 16 erfolgt über die in axialer Richtung verlaufende Bohrung 17 im Stator und die Kanäle 18 in den Deckeln. An den Deckeln sind übliche Hydraulikanschlüsse angebracht (nicht dargestellt).
Mittels der Druckentlastungsnuten 20 sowie der Druckentlastungsbohrung 19 erreicht man, dass der Rotor keine sehr große, druckbedingte Axialbelastung erfährt. Da die Räume 16a und 16b des inneren Zwischenspeichers zum einen mit dem Pumpendruck und zum anderen mit dem Tank verbunden sind und sich der Druck über den Lagerspalt zwischen Rotor und Stator ausbreitet, würden ohne Druckentlastung erhebliche Axialkräfte am Rotor entstehen, die von den Lagern 6 und 7 aufgenommen würden und sowohl zu starken Verschleißerscheinungen als auch zu einer starken Erhöhung der erforderlichen Motorantriebsleistung führen würden. Gleichzeitig wird erreicht, dass die erforderlichen Längsverbindungen des gesamten Ventils kleiner dimensioniert werden können, da die Deckel kaum axialen Kräften ausgesetzt sind. Prinzipiell können die Druckentlastungsbohrungen 19 im linken und rechten Deckel auch miteinander hydraulisch verbunden werden. Auf diese wird ein zusätzlicher axialer Druckausgleich an den Axiallagern erreicht. Es ist weiterhin möglich, die Leitungen zur Druckentlastung der Rotorlagerungselemente an einem Punkt zusammenzuführen und dann zwischen den Kopplungspunkt und dem Tank ein Drosselventil, insbesondere ein Druckbegrenzungsventil zu schalten. Auf diese Weise wird der Druckunterschied zwischen de linken und rechten Axiallagern 6 und 7 weiter minimiert. Das Druckbegrenzungsventil stellt sicher, dass die Kraft, die die Verbindungsschrauben zwischen linkem und rechtem Deckel entsteht, begrenzt wird.
2 zeigt eine praktisch reibfreie Axiallagerung trotz sehr stark wirkender hydraulischer Axialkräfte. Diese wird durch die Ausbildung relativ dicker axial wirkender Öllagerungspolster 33, die beispielsweise eine Dicke von 0,5 bis 5 mm aufweisen, realisiert. Die Dicke der Öllagerungspolster 33 wird durch eine interne Regelung nahezu konstant gehalten. Zur Regelung werden drei mögliche Beispiele angegeben. Der prinzipielle Aufbau besteht aus dem Rotor 1 sowie der Lager- und Regelbuchse 25. Angegeben ist die linke Seite der Rotorlagerung mit dem linken Deckel 4, die rechte Seite ist analog aufgebaut und nicht gesondert angegeben. Bei einer Verschiebung des Rotors 1 dergestalt, dass die Höhe des Öllagerungspolster 33 verändert wird, erfolgt eine lagebedingte Druckänderung im Öllagerungspolster 33 die sicherstellt, dass die Sollage wieder eingenommen wird.
2a zeigt eine Ausführung, bei welcher die Lager- und Regelbuchse 25 die Druckringnut 29 aufweist, die über die Bohrung 26 mit dem Pumpendruck verbunden ist, sowie die Tankringnut 30, die über die Bohrung 27 Tank mit dem verbunden ist. Der Rotor weist die Regelnut 31 auf. Bei einer axialkraft bedingten Verschiebung des Rotors 1 nach links und der damit einhergehenden Verringerung der Höhe des Öllagerungspolsters 33 gelangen die Druckringnut 29 sowie die Regelnut 31 zum Eingriff. Über die Druckzuleitung 26 der Lager- und Regelbuchse 25 sowie die Regelleitung 32 gelangt Drucköl in der Öllagerungspolster 33 und verschiebt den Rotor wieder in seine Sollage. Die Lagerung auf der nicht gesondert dargestellten rechten Seite erfolgt analog. In Abhängigkeit der Kräfteverhältnisse am Rotor sind diverse Untervarianten möglich. Beispielsweise kann auf die Lageregelung rechts verzichtet werden, wenn die Axialkräfte mit Sicherheit immer in die linke Richtung wirken. Auf die Tankringnut 30 und die Tankleitung 27 kann bei entsprechender Auslegung verzichtet werden, wenn auf der rechten Seite eine Regelung vorhanden ist oder die Axialkraft immer nach links wirkt und über den Ringspalt 38 und die Leckageleitung 28 ausreichend Öl abfließen kann zur Gewährleistung der Regelfunktion.
2b zeigt eine Ausführung, bei welcher die Lageregelung des Rotors 1 mittels eines mechanisch entsperrbaren Rückschlagventils realisiert wird. Bei Verringerung der Öllagerungspolsterhöhe drückt der Bolzen 34 die Kugel 35 zurück und Drucköl gelangt über die Leitung 26 in das Öllagerungspolster und stellt die Sollage wieder her. Die Kuppe des Bolzens 34 ist so gestaltet, dass infolge hydrodynamischer Effekte analog hydrodynamischer Lager praktisch kein Verschleiß eintritt.
2c stellt eine Regellösung mit dem System Düse-Prallplatte dar. Über die Druckzuleitung 26 gelangt ein beispielsweise von einem Mengenventil konstant gehaltener, geringer Ölstrom in den Öllagerungspolster 33. Dieser wird über den Ringspalt 38 und die Leckageleitung 28 wieder abgeführt. Bei Verschiebung des Rotors nach links wird die Düse 38 verschlossen. Es baut sich ein höherer Druck im Öllagerungspolster 33 auf und stellt die Ausgangslage wieder her. Das Differenzmaß zwischen Abstand Rotor-Regelbuchse sowie Rotor-Regelfläche 37 definiert die Höhe des Öllagerungspolsters in der Sollage.
3 zeigt eine Lösung mit Zwischenspeichen 43 und 44, die zusätzlich zu den internen Zwischenspeichern 16a und 16b (1) unmittelbar am Ventil befestigt sind. Der Zwischenspeicher 43 besteht aus dem Deckelanschlussblock 43a, dem Speicherrohr 43b, dem Zuleitungsblock 43c und dem Zuleitungsanschluss 43d. Der Zuleitungsanschluss 43d kann mit Pumpe oder Tank verbunden sein. Prinzipiell ist es gleich, ob die Zwischenspeicher 43 und 44 jeweils mit Pumpe oder Tank verbunden sind. Über Die Speicherzuleitung 43e wird die Verbindung mit dem rechten Deckel 5 hergestellt. Dieser weist seinerseits intern eine Verbindung mit dem in 1 dargestellten inneren Zwischenspeicher 16b auf. Mit Hilfe des Zwischenspeichers 43 ist es möglich, die gesamte Speicherkapazität, wie in 1 näher erläutert, zu erhöhen. Der Zwischenspeicher 44 ist über den Deckel mit dem inneren Zwischenspeicher 16a verbunden (s. 1). Das Ventil ist über die Zylinderleitung 49 mit dem Zylinder 45 verbunden und betätigt den Kolben 46 des Zylinders. Das Ventil wird vom Motor 47 über die Wellenkupplung 48 angetrieben. Der Zwischenspeicher 44 weist den gleichen Aufbau wie der Zwischenspeicher 43 auf und ist über den anderen Deckel mit dem anderen inneren Zwischenspeicher hydraulisch verbunden.
4 zeigt eine erfindungsgemäße Lösung der Kombination von Hochfrequenzkompaktventil zur Erzeugung eines pulsierenden Ölstroms zum Antrieb des Kolbens 46 des Arbeitszylinders 45 sowie den Anschluss von Pumpe und Tank an diesen über die externen Zwischenspeicher 43 und 44. Beim Betrieb des Hochfrequenzkompaktventil nach 1 und 3 ergibt sich folgender Nachteil: Das Öl zur Betätigung des Arbeitselements muss ständig seine Richtung wechseln, da das Arbeitselement vom Ventil gemäß 1 bzw. 3 ständig abwechselnd mit Pumpe und Tank verbunden ist. Damit wird die maximale Menge des zu transportierenden Öls eingeschränkt und dementsprechend entstehen so Einschränkungen bezüglich maximaler Frequenz und Amplitude. Dieses Problem wird dadurch gelöst, dass einer der Zwischenspeicher 43 oder 44 nicht mit dem Ventil verbunden wird, sondern unmittelbar mit dem Arbeitszylinder 45. Der andere Zwischenspeicher wird hydraulisch sowohl mit dem inneren Zwischenspeicher 16a als auch mit dem inneren Zwischenspeicher 16b verbunden. Durch diese sehr einfache aber äußerst wirkungsvolle Veränderung wird das Öl vom Druckgefälle immer nur noch in ein und dieselbe Richtung transportiert. Ein weiterer, sehr positiver Effekt dabei ist die noch bessere Gestaltungsmöglichkeit des Hochfrequenzkompaktventils, die in 5 näher erläutert wird.
5 zeigt die Möglichkeit auf, das Hochfrequenzkompaktventil noch einfacher, kompakter und effizienter zu gestalten, wenn einer der Zwischenspeicher 43 oder 44 unmittelbar mit dem Arbeitselement, hier beispielsweise dem Zylinder 45, verbunden wird und somit nur noch lediglich einer der beiden Volumenströme über das Ventil gesteuert werden muss, wie in 4 angegeben. Das Hochfrequenzkompaktventil nach 1 ist dabei so zu modifizieren, dass die Bohrungen kleiner zu gestalten sind, in axialer Richtung kann die Bohrungsanzahl dabei erhöht werden. Es ist dafür zu sorgen, dass ständig Phasen entstehen, in denen das Ventil ganz geschlossen ist. In diesen Phasen wirkt der Druck des unmittelbar mit dem Zylinder verbundenen Zwischenspeichers (entweder Pumpe oder Tank) vollständig auf den Zylinder ein. Der entstehende Vorteil bei dieser Konstellation ist dabei, dass die Frequenz des Ventils bei gleichem Durchmesser des Rotors vergrößert werden kann.
Aus der Verdoppelung der Anzahl der für einen Schaltwechsel zur Verfügung stehenden Bohrungen, die entsteht, weil jetzt die Bohrungen Stator/Rotor (1) für Pumpe plus Tankleitungssteuerung zur Verfügung stehen bzw. umgekehrt, ergibt sich eine mögliche Verringerung der in axialer Richtung liegenden Bohrungsdurchmesser bei Flächenkonstanz um den Faktor Wurzel aus 2, ca. 1,4. Bei einer Verringerung der Bohrungsdurchmesser können gleichzeitig die in axialer Richtung auf einer Reihe liegenden Bohrungen in ihrer Anzahl vergrößert werden um den gleichen Faktor, damit ergibt sich eine Erhöhung der möglichen Frequenz des Hochfrequenzkompaktventils um den Faktor 2 bei gleicher Drehzahl. Umgekehrt kann bei gleich bleibender Frequenz des Hochfrequenzkompaktventils der Rotordurchmesser nahezu halbiert werden (die Kernbohrung muss dabei gleich bleiben). Eine nahezu Halbierung des Rotordurchmessers bzw. der Drehzahl bringt deutliche Vorteile bei der Auslegung des Antriebsmotors. Das Öl muss nun beim Durchlaufen des Hochfrequenzkompaktventils nur noch auf die halbe Maximalgeschwindigkeit beschleunigt werden. Die motorseitige Antriebsleistung zur Ölbeschleunigung im Hochfrequenzkompaktventil sinkt damit auf 25%, da Geschwindigkeit und Energie mit einem quadratischen Faktor verknüpft sind.
5a zeigt die Projektion der Umfangsflächen von Rotor und Stator an ihrer Berührungsstelle. Man erkennt, dass zwischen jeweils 2 aufeinander folgenden Steuerbohrungsreihen mit tangentialem Umfangswert 1 (ein Bohrungsdurchmesser) ein Zwischenraum mit dem Betrag 3 (3 Bohrungsdurchmesser) vorhanden sein muss, um die Funktion sicherzustellen.
5b zeigt, dass es bei nur einer Reihe von Steuerbohrungen für Pumpe oder Tank möglich ist, die Zwischenräume auf mindestens 2/3 zu verringern. Bei diesem Zwischenraumabstand von nunmehr 2/3 ist für die Dauer der Umgangsbewegung des Rotors von einem Bohrungsdurchmesser ein Schließen des Ventils sichergestellt. Zusammen mit der dargestellten möglichen Verringerung der Bohrungsdurchmesser sowie der Vergrößerung der Anzahl der in einer axialen Reihe befindlichen Bohrungen ist eine weitere Verringerung der Größe des Hochfrequenzkompaktventils, oder aber eine Verringerung der erforderlichen Maximaldrehzahl, möglich. Insgesamt ist es möglich, die Drehzahl auf den Wert 1/2·2/3 = 1/3, also ca. 33% zu reduzieren. Erzielt man somit bei einer Drehzahl von 6000 U/min und 10 Bohrungsreihen am Umfang eine Frequenz 1000 Hz, so wären bei der erfindungsgemäßen Anordnung nach 4 und 5 prinzipiell 3000 Hz möglich. Alternativ kann die Motordrehzahl auf 2000 U/min gesenkt werden. Ein ganz wesentlicher positiver Effekt tritt auch ein, weil ein Druckspeicher die denkbar kürzeste Verbindung zum Zylinder aufweist und gleichzeitig die Richtung des Ölstroms immer gleich bleibend ist, lediglich die Intensität wechselt.
6 zeigt eine Lösung mit Bohrungen in Rotor 1 und Stator 2 die in einem Winkel zur Radialen verlaufen. Es wird der physikalische Effekt der Impulserhaltung genutzt, wie er auch bei Turbinen in Anwendung ist. Durch die schräge Gestaltung der Bohrungen wird die für den Antrieb des Rotors 1 benötigte Energie teilweise dem hydraulischen System entnommen. Das weist den Vorteil auf, dass diese Energie über den ohnehin benötigten hydraulischen Speicher abgerufen wird. Die benötigte Antriebsleistung des Motors wird drastisch reduziert. Bei einer bestimmten Drehzahl wird sogar keinerlei weitere Antriebsleistung benötigt. Dies ist häufig der Fall, wenn ein bestimmtes Verfahren eine gleich bleibende Antriebsdrehzahl benötigt, z. B. ein Umformprozess. Der Einfluss der Schräge der Bohrungen soll ansatzweise angegeben werden. Detaillierte Berechnungen können der Literatur, beispielsweise zu Turbinen, entnommen werden. Die durch die Schräge der Bohrungen hervorgerufenen Kräfte lassen sich mithilfe der Integralschreibweise der Impulserhaltung berechnen. Geht die Menge Öl dm von Stator 2 in den Rotor 1 über, so wird der Drehimpuls von Stator 2 und dm erhalten (6a). Der Drehimpuls des Öls wird zum Drehimpuls des Stators 2 hinzugefügt. Der Drehimpuls des Öls beim Übergang von Stator 2 in Rotor 1 beträgt dm·(v_Öl·sin(A))·r.
Analog wird beim Übergang von Rotor 1 in Stator 2 vorgegangen (6b). Hier ist die durch den Verlust des Drehimpulses des Öls hervorgerufene Änderung dm·(v_Öl·sin(B) – v_T)·r , wobei v_T die Geschwindigkeit des äußeren Randes des Rotor 1s ist. Man kann nun einen Zyklus betrachten und somit die beiden Impulsveränderungen addieren. Damit ergibt sich dm·(v_Öl·sin(A) + v_Öl·sin(B) – v_T)·r als Impulsänderung des Rotors 1 während eines Zyklus. Hieraus folgt als Bedingung für einen Gleichgewichtszustand v_Öl·sin(A) + v_Öl·sin(B) – v_T = 0. Die Rotationsgeschwindigkeit bei Vernachlässigung sonstiger Kräfte (wie Reibung oder Antrieb durch einen Elektromotor), ergibt sich also aus den beiden Winkeln A und B, sowie der Flussgeschwindigkeit des Öls. v_Öl·sin(A) + v_Öl·sin(B) = v_T Man kann also durch die Schräge der Bohrungen Antriebsleistung einsparen. Sind beispielsweise A und B 30 Grad groß und v_Öl 100 m/s groß, so ergibt sich eine Tangentialgeschwindigkeit von 100 m/s im Gleichgewichtszustand. Um diese Tangentialgeschwindigkeit mit einem Antrieb des Rotors 1 durch einen Elektromotor und bei einem Winkel von A = B = 0 zu erreichen, benötigt man bei einem Öldurchfluss von 10 kg pro Sekunde eine Antriebsleistung von 1/2·m·v² = 0.5·10 kg·100 m/s·100 m/s = 50 kJ pro Sekunde. Es wird also ein 50 kW Motor benötigt um die durch die Schräge gelieferte Antriebsleistung zu ersetzen! Die Bohrungen jeweils in Tank- und Pumpenrichtung im Rotor 1 und Stator 2 sind selbstverständlich so gestaltet, dass der Rotor 1 in die gleiche Richtung beschleunigt wird.
7 zeigt eine Lösung zum Anlauf des Systems aus dem Stand bis zur Erreichung der Eigendrehzahl infolge des in 6 angegebenen Impulsantriebs. Nutzbar sind hier jedwede aus dem Bereich Hydromotoren bekannte Antriebe. Da es zur Erreichung der Eigendrehzahl uninteressant ist welcher Wirkungsgrad in dieser sehr kleinen Zeiteinheit realisiert wird, ist beispielsweise ein sehr einfacher Antrieb mit Zahnrad und. hydraulischem Strahl angegeben. Ein hydraulischer Strahl trifft auf die Zähne eines Zahnrades, welches in einem einseitig offenen Gehäuse dreht. Beim Auftreffen wird das Zahnrad und der damit verbundene Rotor 1 beschleunigt. Das Öl tritt über die Öffnung ... zum Tank aus. Mittels des Wegeventils 54 wird nach Erreichen der Nenndrehzahl des Rotors 1 oder nach einer festgelegten Zeit der Strahlantrieb abgeschaltet. Der Rotor 1 läuft nun alleinig über den in 6 dargestellten Impulsantrieb mit seiner Nenndrehzahl. Eine ergänzende Drehzahlregelung mit einem Motor ist selbstverständlich möglich.
8 zeigt die Axiallagerung eines Rotors gemäß Anspruch 3 sowie der sich hierauf beziehenden weiteren Ansprüche. Es handelt sich hier beispielsweise um den nicht explizit dargestellten Rotor einer Windkraftanlage. Die mit Pfeil angegebene Kraft F entspricht der wirksamen Axialkraft infolge einer Windlast. Die Darstellung beschreibt beliebige Rotorlagerungen. Es kann sich hier auch um die Axiallagerung einer großen Schwungmasse handeln, wie sie zur kurzzeitigen Speicherung von Elektroenergie zum Ausgleich kurzzeitiger Netzschwankungen gebaut werden. Hier kommt es besonders auf geringe Verlustreibleistungen an, da hier mit sehr großen Drehzahlen zur Erhöhung der Speicherenergie gearbeitet wird. Im Falle einer Schwungradlagerung steht der Rotor senkrecht. Zur praktisch reibfreien axialen Lagerung weist das Wellenende 55 den Bund 60 auf. Links des Bundes 60 ist das Öllagerungspolster 33a ausgebildet, rechts das Öllagerungspolster 33b. Der Rotor endet in den Regelzapfen 56. Der Regelzapfen weist die Regelnuten 31a und 31b auf. Er ist umschlossen von der Lager- und Regelbuchse 25. Gleich wie in einem Wegeventil weist die Lager- und Regelbuchse 25 die Tankringnut 30 sowie beidseitig davon die Druckringnuten 29a(links) und 29b(rechts) auf. Die Druckringnuten 29a und 29b sind über die Druckzuleitungen 26 mit dem Pumpendruck und die Tankringnut 30 ist über die Tankzuleitung 27 mit dem Tank verbunden. In der Nullage des Rotors befinden sich die Regelnuten 31a, 31b jeweils mittig zwischen den gegenüberliegend angeordneten Nuten 29a, 30, 29b. Erhöht sich nun die Axialkraft F und der Rotor erfährt eine geringe Verschiebung in Kraftrichtung nach rechts, so entsteht eine hydraulische Verbindung zwischen der linken Regelnut 31a (verbunden mit linkem Öllagerungspolster 33a über die Regelleitung 32a) sowie der Tankringnut 30. Damit vermindert sich der Druck im linken Öllagerungspolster 33a. In analoger Weise wird das rechte Öllagerungspolster 33b über die Nuten 31b–29b und die Leitung 32b mit dem Druck der Pumpe verbunden. Es erfolgt somit eine Verschiebung des Rotors entgegen der sich erhöhenden Axialkraft nach links. Die Einregelung des Rotors in seine Sollage bei Verminderung der Axialkraft F geschieht in analoger Weise über die Herstellung der Verbindungen 29a–31a sowie 31b–30. Die Thematik Überdeckung der Nuten, positiv, Null, negativ wird nicht erläutert. In der Technik der hydraulischen Ventile, beispielsweise bei Proportionalventilen ist diese Thematik hinreichend bekannt und sehr ausführlich beschrieben. Die Verminderung der Reibleistung des erfindungsgemäßen Axiallagers sei abschließend kurz überschlagen: Es sei ein hydrostatisches Lager gegeben mit einer Dicke des Ölfilms von 0,1 mm. Die Reibfläche sei vergleichbar wie in 8. Viskosität und Geschwindigkeit seien ebenfalls gleich. In bekannten Formeln zur Berechnung der Reibleistung geht die Höhe h der Ölsäule mit dem Wert 1/h ein. Eine Erhöhung der Ölsäule von 0,1 auf 100 mm ergibt somit eine Verringerung der axialen Reibung auf 0,1%!. Ein weiterer wesentlicher Vorteil des erfindungsgemäßen Axiallagers liegt darin, dass stoßartige Belastungen aufgrund der großen Ölsäule problemlos abgefedert werden. Eine Kombination des Lagers mit einem Dämpfungsmechanismus ist ebenfalls möglich. Da hydraulische Dämpfungsmechanismen hinlänglich bekannt sind, werden sie an dieser Stelle nicht ausführlich angegeben. Beispielsweise wird dazu der Ölpolsterraum 33b über eine gedrosselte Leitung und ein bekanntes Überdruckventil mit dem Tank oder aber einem bekannten Druckspeicher verbunden. Eine schlagartige Erhöhung der Axialkraft infolge eines starken Stoßes wird über kurzzeitige, gedrosselte Ölabführung aus dem Ölpolsterraum 33b somit abgefedert.
9 beschreibt eine weitere Rotorlagerung gemäß Anspruch 3 sowie der sich hierauf beziehenden weiteren Ansprüche. Die radiale und axiale Lagerung erfolgt hier in bekannter Weise durch Rollenlager 57 und 58. Die erfindungsgemäße Axiallagerung dient hier lediglich zur exakten oder auch weitgehenden Kompensation einer großen Axialkraft. Der Rotor endet hier in einem Wellenzapfen 59, der seinerseits mit einem erfindungsgemäßen Axiallager ausgestattet ist. Eine Lageregelung findet hier nicht statt, kann aber integriert werden. Stattdessen wird das Öllagerungspolster 33 mit einem Druck beaufschlagt, der zusammen mit der vorhandenen Lagerfläche eine exakt der herrschenden Axialkraft entgegenwirkende Kraft oder aber eine die Axialkraft lediglich weitgehend kompensierende Kraft ausbildet. Es sei eine überschlägige Berechnung möglicher Lagerkräfte angegeben:
Mit einem Lagerzapfen vom Durchmesser 200 mm sowie einem Druck von 320 Bar kann eine axiale Lagerkraft von 1000 kN (oder 100 Tonnen) ausgeübt werden. Und dies praktisch reibfrei, wenn das Öllagerungspolster 33 beispielsweise eine Dicke von 100 mm aufweist. Bei Windkraftrotoren kann der Druck beispielsweise auch in funktionaler Abhängigkeit der erzeugten Energie geregelt werden, da bei hohem Rotordruck infolge erhöhter Windgeschwindigkeit mehr Energie erzeugt wird. Desgleichen ist es auch möglich, die Kraft zu messen. Es wäre auch entfernt denkbar, einen Minirotor zum Antrieb der Pumpe einzusetzen oder den Pumpenantrieb mit dem Rotor zu koppeln. Der Pumpendruck stiege so bei höherer Windgeschwindigkeit bei geeigneter hydraulischer Schaltung. Eine beliebige Kombination des erfindungsgemäßen Lagers mit bekannten Lagern ist selbstverständlich möglich. Es versteht sich, dass die angegebenen Regelmechanismen gleichfalls Anwendung finden können.
Bezugszeichenliste

1: Rotor
2: Stator
3: Zylinderrohr
4: Deckel links
5: Deckel rechts
6: Axiallager links
7: Axiallager rechts
8: Radialdichtlager links
9: Radialdichtlager rechts
10: Wellendichtlager
11: Axiale Rotorbohrung
12: Radiale Rotorbohrung
13: Druckausgleichsbohrung
14: Arbeitsanschluss
15: Radiale Statorbohrungen
16: Innere Zwischenspeicher
17: Axiale Statorbohrungen
18: Arbeitsleitung
19: Druckentlastungsbohrung
20: Innere Druckentlastungsnut
21: Äußere Druckentlastungsnut
45: Zylinder
46: Kolben
47: Motor
48: Wellenkupplung
49: Zylinderleitung
50: Wegeventil
51: Zahnrad
52: Ölantriebsleitung
53: Öltasche
54: Wegeventil
55: Wellenende
56: Regelzapfen
57: Rollenlager axial und radial
22: Druckausgleichsraum
23: Druckentlastungsnut Welle
24: Simmerring
25: Lager- und Regelbuchse
26: Druckzuleitung Regelbuchse
27: Tankleitung Regelbuchse
28: Leckageleitung
29: Druckringnut (a–links, b-rechts)
30: Tankringnut
31: Regelnut (a–links, b-rechts)
32: Regelleitung (a–links, b-rechts)
33: Öllagerungspolster (a–links, b-rechts)
34: Bolzen
35: Kugel
36: Feder
37: Regelfläche
38: Ringspalt
39: Düsenleitung
40: Hochfrequenzkompaktventil
41: Deckel links mit Speicherzuleitung
42: Deckel rechts mit Speicherzuleitung
43: Externer Zwischenspeicher Pumpenleitung
44: Externer Zwischenspeicher Tankleitung
58: Rollenlager radial
59: Wellenzapfen
60: Bund

ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

DE 102006018673 A1 [0001, 0002, 0004]

Claims

Hochfrequenzventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen mit einem schnell laufenden Rotor der eine rotierende Bewegung in einem Stator ausführt dadurch gekennzeichnet, dass im Inneren des erfindungsgemäßen Hochfrequenzventils, im weiteren Hochfrequenzkompaktventil genannt, mindestens zwei großräumig dimensionierte Ringräume 16a und 16b als Kompressionsölspeicher sowohl für den Pumpendruck als auch für die Tankseite angeordnet sind, insbesondere im Stator 2 am Ende der der Rotorseite abgewandten Seite der Bohrungen 15 und/oder auch im umschließenden Zylinderrohr 3 und dass den zwei großräumig dimensionierten Ringräumen 16a und 16b als Kompressionsölspeicher sowohl für den Pumpendruck als auch für die Tankseite jeweils eigene Steuerbohrungen 12a/15a bzw. 12b/15b in Stator 2 und Rotor 1 zugeordnet sind und auf diese Weise eine sehr einfache Bauart ausgebildet wird.
Hochfrequenzkompaktventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass unmittelbar am Hochfrequenzkompaktventil weitere Kompressionsölspeicher 43 und 44 für Pumpe und Tank zur Erhöhung des kurzzeitigen Speichervolumens und zur Schwingungsminimierung in den Zuleitungen angebracht sind.
Rotorlagerung dadurch gekennzeichnet, dass durch die Ausbildung relativ dicker axial wirkender Öllagerungspolster 33, 33a und 33b, die beispielsweise eine Dicke von 0,5 bis 100 mm aufweisen, eine auch bei höchsten Axialkräften und höchsten Drehzahlen nahezu reibungsfrei wirkende Axiallagerung zustande kommt und dass die Dicke der Öllagerungspolster 33, 33a und 33b entweder geregelt wird, beispielsweise mittels Wegmessung und Regelventilen, oder dass die axial wirkenden Öllagerungspolster 33, 33a und 33b eine bereits vorhandene axial wirkende Rollenlagerung nur von hohen Kräften wirksam entlasten und die Höhe des Ölpolsters nicht geregelt wird, sowie dass der Ölverlust in den Öllagerungspolstern unter axialer Belastung durch Abdichtung mittels radialer Spaltdichtungen gering gehalten wird.
Rotorlagerung nach Anspruch 3 dadurch gekennzeichnet, dass die Dicke der Öllagerungspolster 33 dadurch selbsttätig geregelt wird, dass dem jeweiligen Öllagerungspolster ein Regelring 25, insbesondere ein gleichzeitig als Radialdichtlager wirkender Ring, zugeordnet ist, welcher Ringnuten 29, 30 aufweist die je mit Pumpe und Tank verbunden sind, dass der Rotor 1 eine Regelnut 31 aufweist, die mit dem jeweiligen Öllagerungspolster 33, 33a und 33b in hydraulischer Verbindung steht, und dass bei einer axialen Lageabweichung des Rotors 1 die Regelnut 31 des Rotors eine hydraulische Verbindung zwischen einer der Ringnuten 29 oder 30 des Regelrings 25 und dem jeweiligen Öllagerungspolster 33, 33a/33b herstellt dergestalt, das der sich im Öllagerungspolster 33, 33a/33b infolge der entstehenden hydraulischen Verbindung mit Pumpe oder Tank eine der am Rotor wirkenden Axialkraft entgegen gerichtete hydraulische Kraft aufbaut und das gleichzeitig die ursprüngliche Sollage des Rotors 1 wieder eingenommen wird (2a, 7, 8).
Rotorlagerung nach Anspruch 3 dadurch gekennzeichnet, dass die Dicke der Öllagerungspolster 33 dadurch selbsttätig geregelt wird, dass im Regelring 25 ein mechanisch entsperrbares Rückschlagventil, bestehend aus Bolzen 34, Kugel 35 und Feder 36, integriert ist, das bei ungewollter Verringerung der Dicke des Öllagerungspolster 33 öffnet durch Einschieben von Bolzen 34 und Kugel 35 in den Regelring 25, betätigt vom lageverschobenen Rotor 1, und die Solldicke des Öllagerungspolsters durch Druckölzufuhr über das entsperrbare Rückschlagventil wieder herstellt wird (2b)
Rotorlagerung nach Anspruch 3 dadurch gekennzeichnet, dass die Dicke der Öllagerungspolster 33 dadurch selbsttätig geregelt wird, dass zwischen Regelring 25 und Rotor 1 ein System Düse-Prallplatte integriert ist, wobei die ungewollte Verringerung der Höhe des Öllagerungspolsters 33 durch ungewollte Verschiebung des Rotors 1 die Düsenleitung 39 schließt und der durch beispielsweise ein Mengenregelventil definierte konstante Ölstrom über die Druckzuleitung 26 der Regelbuchse 25 ausschließlich die gewollte Höhe des Öllagerungspolsters 33 wieder aufbaut (2c).
Hochfrequenzschwingeinrichtung unter Verwendung eines Hochfrequenzventils zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen und eines Arbeitselements dadurch gekennzeichnet, dass entweder die Druck- oder Pumpenzuleitung unmittelbar mit dem Arbeitselement, insbesondere einem Hydraulikzylinder, ohne Zwischenschaltung eines Ventils verbunden ist und dass die andere Leitung von einem Hochfrequenzventil abwechselnd geschlossen und geöffnet wird (4).
Hochfrequenzschwingeinrichtung unter Verwendung eines Hochfrequenzventils zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 7 dadurch gekennzeichnet, dass ein Kompressionsölspeicher 43/44 hydraulisch gleichzeitig mit den Ringräumen 16a und 16b verbunden ist und der andere Kompressionsölspeicher 43/44 unmittelbar mit dem Arbeitselement verbunden ist.
Hochfrequenzschwingeinrichtung unter Verwendung eines Hochfrequenzventils zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 7 dadurch gekennzeichnet, dass die Steuerbohrungen 12 im Rotor und 15 im Stator im Durchmesser kleiner dimensioniert werden können, da nur eine Leitung gesteuert werden muss und in axialer Richtung damit mehr Bohrungen zu integrieren sind unter Beibehaltung des Gesamtquerschnitts.
Hochfrequenzschwingeinrichtung unter Verwendung eines Hochfrequenzventils zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 7 bis 9 dadurch gekennzeichnet, dass in Umfangsrichtung eine größere Anzahl an Steuerbohrungen 12 im Rotor und 15 unterzubringen sind und damit die Frequenz bei gleicher Drehzahl vergrößert wird.
Hochfrequenzschwingeinrichtung unter Verwendung eines Hochfrequenzventils zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 7 dadurch gekennzeichnet, dass in Umfangsrichtung die Anzahl der erforderlichen Zwischenräume zwischen den Steuerbohrungen 12 im Rotor und 15 kleiner wird und damit die Frequenz bei gleicher Drehzahl zusätzlich vergrößert wird.
Hochfrequenzschwingeinrichtung unter Verwendung eines Hochfrequenzventils zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen mittels eines in einem Stator 2 rotierenden Rotor 1 und durch die Rotation sehr schnell öffnender und schließender Bohrungen zu Pumpe und Tank entstehender hydraulischer Schwingungen dadurch gekennzeichnet, dass die Bohrungen in Rotor und/oder Stator schräg zur radialen Richtung verlaufen und damit unter Nutzung der tangentialen Bewegungsenergie des Öls unter Nutzung des Impulserhaltungssatzes ähnlich dem Antrieb von Turbinen oder Raketen eine hydraulische Rotationsantriebsleistung erbracht wird (6) oder dass über separate Düsen 52 ein eigener Antriebsradabschnitt 53 (7) und der damit gekoppelte Rotor in ähnlicher Weise hydrodynamisch in Bewegung werden und damit die erforderliche Antriebsleistung mittels Elektromotor reduziert oder bei bestimmten Bewegungsverhältnissen gänzlich eingespart wird.