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Hydraulische Däinofungseinri ehtung mit Hochpaßverhalten
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ftlr hydraulische Servozylinder und -motoren.
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1. Erfindungsbeschreibung a) Anwendungsgebiet Elektrohydraulische
Servozylinder werden in einer Vielzahl von Fällen zur Positionierung von schweren
Lasten mit hoher Genauigkeit oder extrem kurzer Ansprechzeit verwendet. Dabei ergeben
sich trotz sorgfältiger Aufhängung von Zylinder und Last oft sehr niedrige Eigenfrequenzen
des Systems.
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Diese sind bei Verwendung von Zylindern ohne zusätzliche Dämpfungsmaßnahme
mit einer sehr geringen Eigendämpfung des Systems gepaart. Die Kombination von niedriger
Eigenfrequenz und geringer Dämpfung führt zu erheblichen Stabilitätsproblemen in
der Regelung.
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Eine Möglichkeit, die Dämpfung des Systems und damit die zulässige
Kreisverstärkung des Regelkreises zu erhöhen, besteht darin, eine zusätzliche Druckruckführung
zwischen den beiden Zylinderkammern einzuführen, die nur bei höheren Frequenzen
im Bereich der Eigenfrequenz des Zylinders wirksam iSt. Durch dieses sog. Hochpaßverhalten
der Dämpfung wird eine Verschlechterung der statischen Kraftverstärkung (definiert
als Kraft pro Stellungsabweichung infolge dieser Kraft) des Servoregelkreises durch
die Dämpfung vermieden.
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b) Stand der Technik: 1. Systeme mit eigenem Dämnfersteuerschieber
(Bild 1) Bei allen anderen bekannten Lösungen wird zum Erzeugen des Hochpaßverhaltens
der Druckrückführung ein federgefesselter Hilfskolben (1) verwendet, der mit
einer
oder mehreren Drosseln (2) in Reihe geschaltet ist.
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Der Differenzdruck an der Hochpaßdrossel (2) weist dann das gewünschte
Hochpaßverhalten auf und kann einen 3-oder 4-Wegehilfssteuerschieber (3) betätigen.
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Hierbei steuert der 3-Wegeschieber einen Leckstrom zwischen den Zylinderkammern
A (4) und B (5) oder von diesen zum Rücklauf (Dynamische Leck- bzw. Druckrückführung).
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Beim 4-Wegeschleber wird einer Kammer Öl zu und aus der anderen Öl
abgeführt (Dynamische Druckrückführung).
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Es können noch 1 oder 2 Dämpferdrosseln (6) für den Hilfssteuerschieber
erforderlich sein.
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Nachteile dieses Systems sind: 1) Es wird ein eigener Hilfsschieber
(3) benötigt.
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2) Die Drossel (2) kann durch Fremdkörper aus dem Zylinderöl verstopft
werden.
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3) Bei stark fluktuierender Last am Zylinder kann an der Drossel (2)
eine lokale Ölüberhitzung eintreten, die zu Störungen führt.
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Wegen dieser Öltemperaturänderung in der Drossel (2) müssen ferner
Drosseln mit turbulenter Strömung (Blenden) verwendet werden, da sich sonst das
Regelverhalten der Dämpfung zu stark ändert. Durch die Blende erhält die Dämpfung
ein nichtlineares Verhalten, das die Dämpfung bei kleinen Amplituden verschlechtert
und zu Grenzschwingungen im Regelkreis fuhren kann.
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4) Der Hilfskolben (1) hat Reibung, die eine Hysterese in den Regelkreis
einführt und das Ansprechverhalten bei kleinen Amplituden verschlechtert.
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5) Die Masse des Hilfskolbens (1) kann bei schnellen Systemen die
Bandbreite nach oben unzulässig einschränken.
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6) Stabilisierungs- (3) und Servoventilschieber können gegeneinander
arbeiten. Das führt zu erhöhtem Energieverbrauch.
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2. Systeme, die mit auf den Steuerschieber des elektrischen Servoventils
wirken Hier gibt es im wesentlichen zwei Varianten, die beide in zweistufige Servoventile
integriert sind.
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Die erste Ausführung verwendet einen gestuften, symmetrischen,federgefesselten
Hilfskolben (7). Dieser wird auf (Bild 2) einem Flächenpaar von den Zylinderkammerdrücken
beaufschlagt.
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Dadurch wird an dem zweiten Flächenpaar ein Differenzdruck erzeugt,
der über zwei Hilfsdüsen (2) an der Prallplatte (8) eine hochpaßgefilterte Kraft
erzeugt. Diese wird der Magnetkraft des elektrischen Eingangs (9) überlagert.
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Bei einer zweiten Variante wird die hochpaßgefilterte Kraft an einem
zweiten Hilfskolben (10) erzeugt, der mechanisch über eine Rückführbiegefeder (11)
mit der Prallplatte (8) eines federzentrierten Servoventils verbunden ist. (Bild
3) Vorteile gegenüber 1 1) Kein zusätzlicher Steuerschieber (3) für die Dämpfung
nötig.
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2) Kein zusätzlicher Ölverbrauch durch gegeneinander wirkende Auslenkung
von Servoventil- und Hilfssteuerschieber (3).
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3) Bei der ersten Variante besteht geringere Verschmutzungsgefahr
der Hochpaßdrosseln (2) als bei 1 Weiter bestehende Mängel: Die Punkte 3,4,5 aus
1 gelten weiter.
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Dazu kommt neu: 4) Die Bandbreite der Dämpfung ist nach oben maximal
gleich der Servoventilbandbreite. Da die Bandbreite der Dämpfung nach oben 2 bis
10 mal größer als die des Zylinders sein muß, wird ein sehr schnelles Servoventil
benötigt, das einen entsprechend hohen Steuerölverbrauch hat. Der letzte Punkt gilt
auch bei einer elektrischen DruckrUckfuhrung auf den Servoverstärkereingang.
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c) Beschreibung der hydraulischen Dämi>fungseinrichtung mit Hochnaßverhalten
für hydraulische Servozylinder und -aotoren.
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Aufgabe der nachstehend beschriebenen Erfindung ist es, in hydraulischen
Motor- oder Zylinderantrieben eine zusätzliche Dämpfung einzuführen, indem aus der
einen Kammer A des Motors oder Zylinders im richtigen Zeitpunkt eine geringe Ölmenge
abgelassen und der anderen Kammer B des Motors oder Zylinders eine geringe ölmenge
zugeführt wird.
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Die Dämpfungseinrichtung soll folgende Merkmale aufweisen: 1) Alle
Drosseln sollen vor dem Eintritt von möglicherweise verschmutztem Öl aus dem Motor
oder Zylinder geschützt sex 2) Das Öl in den Drosseln muß regelmäßig ausgetauscht
werden, damit keine lokale Überhitzung oder sonstige große Temperaturschwankung
des Öls in den Drosseln eintreten kann.
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3) Das Dämpfungsverhauen des Systems soll linear in bezug auf den
anliegenden Differenzdruck zwischen den Kammern A und B sein, um die Gefahr von
Grenzschwingungen zu verringern.
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4) Die Bandbreite der Dämpfungseinrichtung soll höher sein, als die
des Zylinders- oder Motors und höher als die des Servoventils.
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5) Die Dämpfungseinrichtung soll weitgehend frei von Hysterese und
Reibung sein.
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6) Die Dämpfungseinrichtung soll keinen zusätzlichen Steuerschieber
benötigen, sondern auf den Steuerschieber des Servoventils wirken. Damit wird ein
Gegeneinanderarbeiten von Servoventil- und Dämpfungssteuerschieber vermieden.
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Hierdurch können Stabilitätsprobleme vermieden und der Ölverbrauch
gesenkt werden.
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Diese Eigenschaften werden in der hydraulischen Dämpfungseinrichtung
mit Hochpaßverhalten (Bild 4) für hydraulische Servozylinder und motoren vereinigt.
Diese besteht aus einer Hochpaßfilterschaltung und einem, an sich bekannten zweistufigen,
federzentrierten
Servoventil (12) mit symmetrischer Prallplattenvorsteuerung (13)-(16).
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Die Hochpaßfilterschaltung ist symmetrisch an Kammer A (4) und B (5)
des zu dämpfenden Hydraulikzylinders oder -motors und an die beiden Stirnflächen
des Steuerschiebers (17) der zweiten Stufe des Servoventils angeschlossen.
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Die Hochpaßfilterschaltung besteht aus je einem in den Anschlüssen
zu Kammer A (4) bzw. B (5) angeordneten Hohlraum, (18,19) der auf der einen Seite
an die Kammer A (4) bzw. B (5) und an der anderen Seite an den Verzweigungspunkt
1 (20) bzw.
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2 (21) angeschlossen ist und durch eine elastische Trennwand k1 (22)
bzw. k2 (23) die wie ein federgefesselter Kolben wirkt, in zwei Kammern unterteilt
wird. Der Verzweigungspunkt 1 (20) ist über die laminare Drossel d3 (24) mit dem
Verzweigungspunkt 2 (21) verbunden. Weiterhin ist der Verzweigungspunkt 1 (20) über
eine laminare Drossel d1 (25) mit der Stirnfläche 1 des Steuerschiebers (17) der
zweiten Stufe des Servoventils und der Verzweigungspunkt 2 (21) über eine laminare
Drossel d2 (26) mit der Stirnfläche 2 des Steuerschiebers (17) der zweiten Stufe
verbunden. Die Zuordnung der Stirnfläche 1 und 2 des Steuerschiebers (17) muß so
vorgenommen werden,daß eine kurzzeitige Druckerhöhung in Kammer A (4) des Zylinders
oder Motors über die Drossel d1 (25) eine kurzzeitige Ölzufuhr in die Steuerkammer
der Stirnfläche 1 bewirkt und den Steuerschieber (17) der zweiten Stufe des Servoventils
so auslenkt, daß aus Kammer A (4) eine geringe Ölmenge abgelassen und in Kammer
B (5) eine geringe Ölmenge zugeführt wird.
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Die Funktion ist folgendermaßen. In den Kammern A (4) und B (5) und
an den Stirnflächen 1 und 2 des Steuerschiebers (17) herrscht normalerweise ein
Druck, der dem halben Versorgungsdruck entspricht.
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Tritt an Kammer A (4) eine Drukerhöhung und an Kammer B (5) eine Druckabsenkung
ein, so läßt die elastische Trennwand (22) eine zur Druckerhöhung proportionale
Ölmenge zum Verzweigungspunkt 1 (20) zulaufen und die elastische Trennwand k2 zieht
(23) eine gleichgroße Ölmenge vom Verzweigungspunkt 2 (21) ab. Diese
Ölmenge
kann einmal über die laminare Drossel d3 (24) von dem Verzweigungspunkt 1 (20) zum
Verzweigungspunkt 2 (21) gelangen. Weiterhin wird über die Drossel d1 (25) zer Stirnfläche
1 Öl zugeführt und der Vorsteuerdruck angehoben. Ferner wird über die Drossel d2
(26) von der Stirnfläche 2 Öl zum Verzweigungspunkt 2 (21) abgeführt und dadurch
der Vorsteuerdruck an Stirnfläche 2 abgesenkt. Dadurch wird der Steuerschieber (17)
der 2. Stufe des Servoventils entsprechend der Steifigkeit der Zentrierfedern (27,28)
ausgelenkt und die Druckdifferenz von Kammer A (4) nach B (5) verringert.
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Sobald die Druckdifferenz zwischen Kammer A (4) und B (5) konstant
bleibt, versiegt der Steuerölstrom von bzw. zu der elastischen Trennwand k1 (22)
bzw. k2 (23) zu den Verzweigungspunkten 1 (20) bzw. 2 (21).
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Nun kann der Steuerschieber der 2. Stufe des Servoventils (17) durch
die Zentrierfeder (27,28) wieder in die Ruhelage zurückgedrückt werden.
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Eine statische Lastdruckdifferenz zwischen den Kammern A (4) und B
(5) bewirkt somit keinen statischen Leckstrom zwischen diesen Kammern Gegenüber
dem in b.1.und b.2. angeführten Stand der Technik ergeben sich damit folgende Vorteile:
Zu 2) aus 1.
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Durch die gewählte Schaltung kann nur das gutgefilterte Öl aus der
Servoventilvorsteuerung (13,14) in die Dämpferdrossein (24,25,26) gelangen. Die
Verschmutzungsgefahr ist dadurch wesentlich geringer.
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Zu 3) aus 1.
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Bei einer (praktisch imner vorhandenen! geringen Mittel -druckdifferenz
der beiden Hydropotentiometer (13,15) bzw.
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(14,16) tritt über d1, (25) d3, (24) d2 (26) eine Querströmung ein,
durch die das Öl in den Drosseln laufend ausgetauscht wird. Eine Uberhitzung ist
auch bei stark fluktuierenden
Drücken in den Zylinderkammern A
(4) und B (5) nicht mehr möglich.
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Die Öltemperatur bleibt dadurch bei einer entsprechenden Temperaturkontrolle
im Vorlauf der Druckversorgung ausreichend konstant, um die Verwendung von Laminardrosseln
d1 bis d3 (24,25,26) zu erlauben.
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Damit kann ein in weiten Bereichen lineares Dämpfungsverhalten des
Systems erreicht werden. Das erleichtert die Anpassung des Systems wesentlich und
führt zu einer sicheren Funkion, da die Gefahr von Grenzschwingungen stark reduziert
wird.
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Zu 4) aus 1.
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Die elastische Trennwand (22,23) ist frei von Reibung und praktisch
hysteresefrei, wodurch eine bessere Funktion bei kleinen Amplituden erzielt und
ebenfalls die Gefahr von Grenzschwingungen vermindert wird.
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Zu 5) aus 1.
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Die Masse der elastischen Trennwand (22,23) ist extrem klein. Es sind
Eigenfrequenzen der Trennwand über 10 k Hz zu erzielen. Dadurch können höhere Bandbreiten
der Dämpfung erzielt werden.
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Zu 6) aus 1.
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Es ist kein zusätzlicher Steuerschieber erforderlich mit all seinen
Nachteilen, wie erhöhter Energieverbrauch, etc.
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Zu 4) aus 2.
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Da der Servoventilschieber (17) von dem Hochpaßnetzwerk direkt betätigt
wird, kann die Bandbreite der Hochpaßdämpfung nach oben höher sein, als die Bandbreite
des elektrischen Servoventileingangs, die durch die Geschwindigkeitssättigung der
Vorsteuerstufe (13+16) begrenzt wird.
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Das bringt besonders in sehr schnellen Systemen, bei denen die Zylindereigenfrequenz
in das Gebiet der Servoventileigenfrequenz
kommt, eine wesentliche
Verbesserung der erzielbaren Dämpfungswirkung, da durch die größere Bandbreite eine
stärkere Phasenanhebung im Resonanzbereich bewirkt wird.
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Diese verbesserte Wirkung ist ohne den Nachteil eines zweiten Steuerschiebers,
(3) wie in Systemen nach b.1.oder eines hohen Steuerölverbrauches wie in Systemen
nach b.2.erzielbar.
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Ein weiterer Vorteil ergibt sich durch die symmetrische Anordnung
der Drosseln und von zwei Trennwänden als Hochpaßrechenfilter. Das System erhält
bei entsprechender Parameterwahl eine gewisse Redundanz. So ist auch bei Bruch einer
Trennwand oder Verstopfung einer Drossel das Dämpfersystem mit veränderten Eckfrequenzen
noch betriebsfähig. Dies ist möglich, weil die absolute Lage der oberen und unteren
Eckfrequenzen nicht übermäßig kritisch ist, solange die Eckfrequenz des Zylinders
noch im Bandpaßbereich der Dämpfungseinrichtung liegt.
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d) Beschreibung eines AusfUhrungsbeispiels Das Hochpaßverhalten wird
durch zwei elastische Stahlplatten kl (25) und k2 (26) erzeugt, die über 3 laminare
Drosseln (24,25,26,) d1, d2 und d3 am Steuerschieber (17) eines (hier federzentrierten)
Servoventils (12) einen hochpaßgefilterten Differenzdruck erzeugen. Die Schaltung
ist symmetrisch aufgebaut und daher unempfindlich gegen Versorgungsdruckschwankungen.
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Einspannung und Lagerung der elastischen Platten k1 (22) und k2 (23)
wurde folgendermaßen gelöst: Die Platten k1 (22) und k2 (23) und die Einspannelemente(29)
und(30)werden über ein sphärisches Lager das (30) und (31) bilden, zwischen dem
Gehäuse (32) und dem Deckel (31) eingespannt. Bei dieser Anordnung können die Platten
k1 (22) und k2 (23) und die Einspannelemente (29) und (30) plangeschliffen werden,
so daß eine absolute ebene Auflage und eine genau zentrische Einspannung der Platten
gewährleistet ist.
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Ferner braucht bei dieser Anordnung nur die Platte aus einem hochfesten
Werkstoff zu bestehen.
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Die Durchbiegung der Platte wird dabei praktisch hysteresefrei.
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Als Vorteil der Anordnung nach Bild 5 ist weiter anzuführen, daß sich
Einflüsse aus der Vorspannkraft und externen Steifigkeiten auf den Ubertragungsfaktor
der elastischen Platten k1 (22) und k2 (23) weitgehend herauskürzen, da sie auf
Grund der Serienanordnung Jeweils auf beide wirken.
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Im Bild 5 sind die Dichtungen übersichtlichkeitshalber nicht mit eingezeichnet.
Die Abdichtung kann durch 0-Ringe mit belüfteten Zwischenkammern oder durch einen
Metallkleber bewirkt werden. Statt der Platten nach Bild 5 können auch zwei Rohre
(33) nach Bild 6 verwendet werden.