EP0119543A2

EP0119543A2 - Elektrohydraulischer Kompaktantrieb für Ventile von Turbinen

Info

Publication number: EP0119543A2
Application number: EP84102385A
Authority: EP
Inventors: Wolfgang Dipl.-Ing. Kindermann; Ernst Kloster; Hans-Joachim Leupers; Helmut Schaper
Original assignee: Kraftwerk Union AG; Siemens AG
Current assignee: Siemens AG
Priority date: 1983-03-16
Filing date: 1984-03-05
Publication date: 1984-09-26
Also published as: ES8501051A1; IN162683B; ES530746A0; DE3400488A1; US4627235A; EP0119543A3

Abstract

Elektro-hydraulischer Kompaktantrieb für Ventile von Turbomaschinen, insbesondere Dampfturbinen, wie Regel-, Schnellschluß- oder Umleitventile, mit elektrischer Energieversorgung und einem elektro-hydraulischen Ansteuersystem (b8; c4, c5) zum Empfang elektrischer Ansteuersignale (xR) sowie zur Umformung derselben in entsprechende hydraulische Stell- oder Schaltgrößen, mit einem autarken hydraulischen Versorgungssystem, welches mindestens eine aus einem Hydraulikfluidbehälter (a100) gespeiste und von einem Elektromotor (b10) angetriebene Fluidpumpe (b1) und mindestens einen druckseitig an die Pumpe (b1) angeschlossenen hydraulischen Druckspeicher (b2) zur Speisung einer Druckschiene (I1) umfaßt, mit einem hydraulischen Kraftkolben-Zylinder-System (a4, a5), welches gegen die Kraft einer Ausschaltfeder (a7) zur Betätigung der Ventilspindel (a3) mit einem Druckfluidstrom (mF) beaufschlagbar ist, wobei das elektro-hydraulische Ansteuersystem, das hydraulische Kraftkolben-Zylinder-System und das hydraulische Versorgungssystem zu einem am Ventilgehäuse (a13, a14) angeordneten, kompakten Antriebsblock integriert sind. Das hydraulische Versorgungssystem arbeitet als Hochdruckhydraulik mit einem oberen Systemdruck von ca. 160 bar. Die Druckfluidversorgung ist zur Schonung der im Dauerbetrieb arbeitenden Pumpe (b1) und zur Energieeinsparung für intermittierenden Ladebetrieb zwischen einem unteren Ladedruck (pm) und einem oberen Ladedruck (pmax) ausgelegt bzw. für intermittierenden Entladebetrieb zwischen (pmax) und (pm). Der Druckspeicher (b2) kann sich bei extremen Regelvorgängen bis auf den minimalen Betriebsdruck pmin<(pm entladen.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen elektrohydraulischen Kompaktantrieb für Ventile von Turbomaschinen, insbesondere Dampfturbinen, wie Regel-, Schnellschluß- oder Umleitventile, gemäß Oberbegriff des Anspruchs 1.
Ein solcher elektrohydraulischer Kompaktantrieb ist durch die DE 30 19 602 A1 bekannt.
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Weiterentwicklung, d. h. verbesserte Ausbildung und Funktion dieses bekannten Kompaktantriebs; ihr liegt die Aufgabe zugrunde, den gattungsgemäßen Kompaktantrieb so weiter zu bilden, daß

- sein gesamtes Bauvolumen, insbesondere dasjenige des hydraulischen Versorgungssystems und seiner Komponenten und des hydraulischen Kraftkolben-Zylinder-Systems, weiter reduziert werden kann;
- die einzelnen Komponenten des hydraulischen Versorgungssystems, des elektrohydraulischen Ansteuersystems und des Kraftkolben-Zylinder-Systems einschließlich der Ausschaltfeder eine hohe Standzeit bzw. Lebensdauer aufweisen;
- sich mit dem neuen Kompaktantrieb hohe Ventilschließ-und -öffnungskräfte bei hoher Zuverlässigkeit und Genauigkeit der Antriebsfunktionen und dabei insbesondere ein Fail-Safe-Verhalten erreichen lassen und
- der Kompaktantrieb für eine Modulbauweise geeignet ist, wobei sich mit wenigen Grundbausteinen unterschiedlicher Leistung verschiedene Ventiltypen kombinieren lassen, so Frischdampfventile (Regel- und Schnellschlußventile), Abfangventile und Umleitventile.

Erfindungsgemäß wird die gestellte komplexe Aufgabe durch die im Kennzeichen des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale in der Hauptsache gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen sind in den Unteransprüchen 2 bis12 angegeben. Die mit der Erfindung erzielbaren Vorteile sind vor allem darin zu sehen, daß durch die Drucksteigerung im hydraulischen Versorgungssystem auf einen mittleren Systemdruck von z. b. 140 bar (dieser Wert ist etwa 4mal so hoch wie der Systemdruck bei konventionellen elektrohydraulischen Regelungen, der dort bei etwa 36 bar liegt) sich hohe Stell- bzw. Schaltkräfte des Kraftkolbens bei kleinem Bauvolumen des Kraftkolben-Zylinder-Systems und bei kleinem Bauvolumen der übrigen Komponenten des hydraulischen Versorgungssystems, wie Pumpen und Druckspeicher, erzielen lassen. Trotz dieses hohen mittleren Systemdruckes ist aufgrund des intermittierenden Lade- und Entladebetriebes-eine Überlastung der Pumpe bzw. der Pumpen ausgeschlossen und eine Energieeinsparung erzielt. Aufgrund des hohen mittleren Systemdruckes kann wiederum der Druckfluidbehälter bzw. Ölbehälter (auch die Bezeichnung Tank ist üblich) verhältnismäßig klein ausgeführt werden, aber groß genug, um als Einbauraum für die auf der Kolbenstange geführte Ausschaltfeder zu dienen. Der Druckfluidbehälter bildet so das zentrale tragende Gehäuse für die angebauten Teilgehäuse in Modulbauweise; in seiner Wandstärke wird er entsprechend dimensioniert, wobei als Vorteil hinzukommt, daß die Behälterwände und seine Deckel zur Aufnahme von Hydraulikkanälen dienen können.
Im folgenden wird anhand der Zeichnung, in der mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung dargestellt sind, diese noch näher erläutert. Darin zeigt, teils in vereinfachter, schematischer Darstellung unter Fortlassung der für das Verständnis der Erfindung nicht erforderlichen Teile:

Fig. 1 und 2 in einer Vergleichsdarstellung einen konventionellen Antrieb (Fig. 1) und einen erfindungsgemäßen Kompaktantrieb (Fig. 2);
Fig. 3 ein hydraulisches Geräteschema eines Kompaktantriebes, der als Stellantrieb dient;
Fig. 4 das darin gezeigte Überströmventil in konstruktiven Details;
Fig. 5 das Überströmventil nach Fig. 3 und 4 mit schaltungstechnischen Details;
Fig. 6 bis 10 das Zeitverhalten des hydraulischen Versorgungssystems (Fig. 8 bis 10) und die dabei verwendeten Druckspeicher (Fig. 6 und 7), wobei Fig. 6 einen lediglich mit Gas unter dem Vorfülldruck gefüllten Membranspeicher und Fig. 7 einen mit Druckflüssigkeit unter drei verschiedenen Ladedrucken gefüllten Membranspeicher zeigt und wobei PS den Speicherladedruck, VH den Ventilhub, NV das Nutzvolumen (Ordinatenachsen) sowie t die Zeit (Abszissenachse) bedeuten;
Fig. 11 und 12 im Querschnitt und im Längsschnitt eine Innenzahnradpumpe, die bevorzugt für das hydraulische Versorgungssystem verwendet wird;
Fig. 13 ein elektrohydraulisches Servoventil, welches im Ansteuersystem nach Fig. 3 verwendet ist, zum Teil im Schnitt;
Fig. 14 ein Sitzventil, kombiniert mit einem Wegeventil mit Schlagmagnet, welches eine weitere wesentliche Komponente des Ansteuersystems nach Fig. 3 oder nach der folgenden Fig. 15 ist;
Fig. 15 ein hydraulisches Geräteschema für einen als Schaltantrieb ausgebildeten Kompaktantrieb in entsprechender Darstellung wie Fig. 3;
Fig. 16 im Längsschnitt eine bevorzugte konstruktive Ausführung des als,Stellantrieb ausgebildeten Kompaktantriebs mit Kühlluft-Haubenverlängerung (gestrichelt);
Fig. 17 bis 19 den Gegenstand nach Fig. 16 in entsprechender, etwas modifizierter Darstellung, wobei drei verschiedene Möglichkeiten von Leckölsammel- und -überwachungsstellen eingezeichnet sind und Fig. 18 die Ansicht von rechts der Fig. 17 bei abgenommener Haube sowie Fig. 19 den Schnitt nach der Linie XIX-XIX darstellt;
Fig. 20 bis 25 aus verschiedenen Moduln zusammengesetzte Kompaktantriebe in gestaffelter Baugröße für Frischdampf-, Abfang_- oder Umleitventile in Außenansicht, wobei die jeweilige Baulänge und der Kolbendurchmesser als mm-Angaben neben die Figur geschrieben sind;
Fig. 26 bis 28 eine graphische Darstellung der Speicherkapazität eines als Stellantrieb ausgebildeten Kompaktantriebs für extreme Regelvorgänge, und zwar für Abschaltung auf Eigenbedarf (Fig. 26), für Abschaltung auf Restinsel (Fig. 27) und für Kurzschlußfehlerfortschaltung (Fig. 28), wobei der Ventilhub VH über der Zeit t aufgetragen ist;
Fig. 29 bis 32 in einem Größenvergleich einen konventionellen Stellantrieb eines 36-bar-Antriebssystems (Fig. 29 und 30) und einen als Stellantrieb dienenden Kompaktantrieb (Fig. 31 und 32) jeweils in Stirn- und Seitenansicht;
Fig. 33 eine dynamische Regelkennlinie eines als Stellantrieb verwendeten Kompaktantriebs, nämlich den Verlauf des Stellungsistwertes (untere Kurve) als Reaktion des Kompaktantriebs auf bestimmte Sollwertsprünge der Stellungssollwertkurve (oberer Teil des Diagramms);
Fig. 34 bis 36 den schematisch dargestellten Kompaktantrieb (Fig. 34) mit einer Darstellung seiner Positioniergenauigkeit in Fig. 35 (Ventilhub VH über der Zeit) und in Fig. 36 (Antriebskraft F über der Zeit);
Fig. 37 in Tabellenform relevante Leistungsdaten der Motorpumpen-Einheit abhängig von verschiedenen Betriebszuständen;
Fig. 38 in einem weiteren Diagramm die Standzeit und eine geeignete Revisionsplanung für den Kompaktantrieb und seine einzelnen Komponenten, wie Pumpe, Betriebsmedium (Druckfluid), Servoventil usw. und
Fig. 39 und 40 eine schematische Darstellung der Sicherheitsschaltung des Kompaktantriebs nach dem Fail-Safe-Prinzip, und zwar bei einkanaligem Ausfall der elektrischen Energie (Fig.39) und bei Ausfall der hydraulischen Energie (Fig. 40).

1. Einleitung

Im folgenden wird auf Fig. 1 (Stand der Technik) und Fig. 2 bezug genommen. Es sollen zunächst die Stellglieder, das sind die Schalt- und Stellantriebe, erläutert werden. Entscheidendes Kennzeichen der neuen Kompaktantriebe ist neben der rein elektrischen Ansteuerung die integrierte Steuerflüssigkeitsversorgung. Das bedeutet eine Erhöhung der Zahl der im Antrieb unterzubringenden Baugruppen. Aufgrund des höheren Systemdruckes kann trotzdem das Bauvolumen klein gehalten werden, wobei Verdrängerpumpen eingesetzt werden. Bei einer Drucksteigerung von bisher 36 bar auf einen mittleren Systemdruck von 140 bar vermindert sich die Stellkolbenfläche F_K1 - siehe Fig. 2 - und damit das Hubvolumen auf ca. 25 %, bezogen auf den konventionellen Antrieb AO (Fig. 1). Entsprechend sind Pumpe, Speicher und Ölbehälter dimensioniert (in Fig. 1, 2 nicht dargestellt), so daß sich bei eingebauter Versorgung eine kompakte Bauform ergibt. Beim Antrieb AO ist die Stellkolbenfläche mit F_K0 bezeichnet, wobei F_K0 ≈ 4 F_K1.
Wichtige Prinzipien des Kompaktantriebes A 1 selbst wurden von der bisherigen bewährten Konstruktion des 36 bar-Stellantriebes übernommen.

1.1 Direkte Kupplung a1 der Führungsstange a2 mit der Ventilspindel a3 ohne Zwischenhebel.
1.2 Die Federkraft F_a7 wirkt in Schließrichtung R_s und damit in die Ausfallrichtung bei Ausfall der Steuerflüssigkeitsversorgung. Die Schließ- oder Ausschaltfeder a7 (auch als Kraftspeicherfeder bezeichnet) ist von einem verstärkten Stangenteil a20 der Kolben- bzw. Führungsstange a2 durchdrungen; sie ist innerhalb des Hydraulik-Flüssigkeitsbehälters a10 (Fluidspeicher) angeordnet und von der Hydraulikflüssigkeit a60 umspült. Letzterer ist als tragendes Gehäuse ausgebildet.
1.3 Der im Hydraulik-Steuerzylinder a4 gelagerte Kolben a5 ist einseitig in Öffnungsrichtung R_ö mit Drucköl a6 beaufschlagt, daher kein Druckölverbrauch beim schnellen Schließen.
1.4. Die Schließfeder a7 ist eine Tellerfedersäule mit entsprechend hoher inhärenter Redundanz, die sich mit ihrem einen Ende auf dem Stützteller a8 der Führungsstange a2 und mit ihrem anderen Ende auf einer gehäusefesten Ringkonsole a9 abstützt. Während beim 36 bar-Antrieb AO die Tellerfeder innerhalb des Steuezylinders angeordnet ist (Feder φ < Kolben φ) - Fig. 1 -, befindet sich beim Kompaktantrieb A 1 die Feder a7 außerhalb des Steuerzylinders a4 (Feder φ > Kolben 0) - Fig. 2 -. Im übrigen sind in Fig. 2 schematisch angedeutet: als Ganzes das Antriebsgehäuse a0, das Teilgehäuse für die Hydraulikversorgung a11, das Teilgehäuse für die Antriebssteuerung a12, ein Teil des Ventilgehäuses a13 und eine Ventillaterne a14 zwischen den Teilen a10 und a13.

2. Funktionsbeschreibung

Das Geräteschaltbild eines Kompaktstellantriebes All nach Fig. 3 zeigt den hydraulischen Aufbau des Kompaktantriebes All in einer bevorzugten Ausgestaltung für Regel- bzw. Stellventile. Die Baugruppen des Antriebes lassen sich in 4 Hauptbaugruppen zusammenfassen, welche durch entsprechende Hydraulik-Leitungen bzw. -Kanäle miteinander verbunden sind:

1. das tragende Gehäuse a10, welches zugleich den Ölbehälter darstellt (wenn im folgenden von einem Ölbehälter die Rede ist, so schließt dieser Ausdruck einen Hydrulikflüssigkeitsbehälter ein, der z. B. auch mit SBF, schwer brennbarer Flüssigkeit, gefüllt sein kann);
2. die Steuerflüssigkeitsversorgung u. a. mit Pumpe b1, Speicher b2, Filter b3 usw., angeordnet im Versorgungsraum a110 des Teilgehäuses all. Die Steuerflüssigkeit (Drucköl) ist allgemein mit a60 bezeichnet und auf der Ablaufseite (Saugseite der Pumpe b1) im Vergleich zur Steuerflüssigkeit a6 auf der Druckseite der Pumpe b1 gepunktet dargestellt;
3. den Stellzylinder a4 und
4. die Steuerung zum Stellzylinder a4, im Steuerungsraum a120 des Teilgehäuses a12 angeordnet.
5. Für den in Fig. 15 dargestellten Schaltantrieb A12 gilt eine entsprechende Unterteilung (1) bis (4).
6. Ist auf die Hydraulik-Leitungen bzw. -Kanäle beider Antriebe All, A12 zuverweisen.

2.1 Der Ölbehälter ist zugleich der Einbauraum für die auf der Kolbenstange a1, a20 geführte Schließfeder a7. Zum Druckausgleich ist der Behälter a10 über ein Doppelventil b4 mit dem Versorgungsraum a110 verbunden. Druckänderungen infolge Temperatur- und Niveau- änderungen im Ölbehälter a10 werden durch ein Überdruck- bzw. Unterdruckventil b40, b41 ausgeglichen, wobei die bei Unterdruck einströmende Luft gefiltert wird (Filter b42) und beide Teilventile b40, b41 etwa konzentrisch zueinander mit ihren federbelasteten Verschlußstücken und Ventilsitzen angeordnet sind.
2.2 Die Steuerflüssigkeitsversorgung ist zur Schonung der Pumpe b1 und zur Energleeinsparung für intermittierenden Betrieb ausgelegt, d. h. mit dem Überschuß des Pumpenförderstromes gegenüber dem Verbraucher-Leckstrom werden mit steigendem Druck die Speicher b2 gefüllt: Ladebetrieb. Dabei fließt der Pumpenstrom bei geschlossenem Überströmventil b5 durch Rückschlagventil b6 und Filter b3 zu den Speichern b2. Nach Erreichen des oberen Ladedruckes öffnet das Überströmventil b5, das Rückschlagventil b6 schließt, so daß die Pumpe b1 in den Behälter a10 zurückfördert, d. h. fast druckloser Umlauf beim Entladebetrieb.
Dabei wird der Leckstrom und ggf. das Hubvolumen den Speichern entnommen.
Fig. 3, 6 bis 10 zeigen mit Fig. 3 das Druck-Zeitverhalten des Ladezyklus. Bei einem Vorfülldruck p_v der Speichergasfüllung von 90 bar beträgt der obere Ladedruck p_max ca. 160 bar, der untere Ladedruck p ca. 140 bar, mit dem ersten Speichernutzvolumen Δ V_L. Die Zadezeit Δ t₁ beträgt ca. 20 s, die Entladezeit Δ t_el ca. 2 min, wenn nur der Leckstrom abfließt, siehe Fig. 8. Fig. 9 zeigt den Ventilhubverlauf über der Zeit für die beiden extremen Regelvorgänge c1, c2. Der Druckbereich vom unteren Ladedruck 140 bar bis zum min. Betriebsdruck p_min von 110 bar mit dem zweiten Speicher-Nutzvolumen Δ V_R ist für Regelvorgänge vorgesehen, siehe Fig. 10.

2.2.1 Speicher

Wie es Fig. 6 und 7 zeigen, werden Membranspeicher b2 eingesetzt, bei denen das Trennglied zwischen Steuerflüssigkeit a60 bzw. a6 und Gas c3 eine eingespannte Membrane b20 darstellt. Diese rollt sich - Fig. 7 - beim Arbeitszyklus von der Wand ab - kein Scheuern -, so daß Abrieb, der in die gefilterte Flüssigkeit eintritt, vermieden wird. Die Speicher b2 bestehen jeweils aus einem Topfteil b21 mit Deckelteil b22, welche Teile im Bereich der Teilfugen b23 dichtend miteinander und dem Rand der glockenartigen Membrane b20 zusammengespannt sind. Der Topfteil b21 weist eine bodenseitige Bohrung b24 zum Anschluß der Leitung 112, 113 für die Steuerflüssigkeit a6 (vgl. Fig. 2) auf und der Deckelteil b22 eine deckseitige, verschließbare Einfüllöffnung b25 für Druckgas, z. B. Stickstoff. In Fig. 6 füllt die Gasfüllung c3 das gesamte Speichervolumen aus, sie steht unter dem Speicher-Vorfülldruck p_v (Fig. 8); nach Fig. 7 wird sie so weit komprimiert, bis sie dem jeweiligen Druck p_min, p_m, p_max der Steuerflüssigkeit das Gleichgewicht hält.

2.2.2 Steuerflüssigkeitspumpe b1

Fig. 2, 11 und 12 zeigen, daß als Steuerflüssigkeitspumpe eine Drehkolbenpumpe in Form einer Innenzahnradpumpe gewählt wurde, weil diese gegenüber anderen Hochdruckpumpen folgende Vorteile aufweist:

- Geringe Geräuschentwicklung und ruhiger Lauf.
- Zagerung der Ritzelwelle b11 in Gleitlagern b12, keine Wälzlager.
- Verschleißarm und daher lange Lebensdauererwartung (min. 25.000h). Im einzelnen bedeuten b10 den Gehäusemantel mit Schilden b101, b102; b13 eine Wellendichtung; b14 das Ritzel; b15 das Innenzahnrad mit Steuerbohrungen b151; b16 einen Steuerkeil; b17 den Ansaugkanal mit Saugraum b170 und b18 den Druckraum mit angeschlossenem Druckstutzen b19 und Dichteinsatz b190. Vorzugsweise ist eine zweite Pumpe mit Motor neben der Betriebspumpe als Stand-By-System eingebaut, um die Standzeit des Antriebes, bezogen auf die Pumpe, ohne Austausch zu verdoppeln. Die elektrische Ansteuerung ist vor Ort umsteckbar.

2.2.3 Filter b3 und Einfüll- und Entleerungsstutzen c8

Letzterer dient zum Befüllen und Entleeren des Ölbehälters a10 mit bzw. von Steuerflüssigkeit a60. Durch die kontinuierliche Filterung im Hauptstrom mittels Filter b3 wird das gesamte Hydrauliksystem auf einen hohen Reinheitsgrad gehalten (Fig. 3).
2.2.4 Das Sicherheitsventil c6 schützt die Speicher b2 vor Überdruck, bei Erreichen eines fest einstellbaren Grenzdruckes löst es aus; das Entlastungsventil c7 dient zum Druckentlasten der Speicher b2 und der Druck-Sammelschiene 11 bei Inspektionsarbeiten oder dergleichen.
2.3 Stellzylinder (Fig. 3) Der in Öffnungsrichtung R_ö druckbeaufschlagte Stellkolben a5 ist auf der Gegenseite F_K2 entlastet. Die Schließkraft bringt die Tellerfedersäule a7 auf. Zum Abbremsen aus großer Stellgeschwindigkeit beim Schließen taucht der Bremskolben a50 in den Dämpfungsraum a40 ein. Die Restgeschwindigkeit kann durch eine nicht näher ersichtliche einstellbare Drossel verändert werden. Zum Öffnen nach einem schnellen Schließvorgang öffnet ein Rückschlagventil b7 den Dämpfungsraum a40 zum hierbei druckentlasteten Zylinderdruckraum 51.

2.4 Steuerung (Fig. 3, Fig. 13, Fig. 14)

2.4.1 Das elektro-hydraulische Servoventil b8 (Fig. 3,13)

Sein elektrischer Stellmotor ist mit b81, sein Prallplattensystem mit b82 und sein Steuerschieber mit b83 bezeichnet. Eine Ventil-Stellbewegung wird eingeleitet bei einer Regelabweichung X_R zwischen Stellungssollwert X_soll und Stellun^gsistwert X_ist, und vom Stellungsregler R_el als elektrischer Strom kleiner Leistung (< 1 Watt) dem elektro-hydraulischen Umformer b8 aufgeprägt. Der Umformer, genannt elektro-hydraulisches Servoventil, stellt ein hochwertiges stetig wirkendes Wegeventil mit besonders guten stationären und dynamischen Eigenschaften und hoher Leistungsverstärkung dar (über 10⁶). Dem elektrischen Eingangsstrom wird in einigen ms ein proportionaler Ölstrom als Ausgangsgröße dem Stellzylinder zugeordnet. Dies geschieht in der Regel über zwei hydraulisch hintereinander wirkende Verstärkungseinrichtungen, im Bild ein Prallplattensystem b82 mit einer Schiebersteuerung. Die hydraulischen Anschlüsse sind mit 116 (Verbindung zur Druckölschiene 11), I_T (Verbindung zur Ablaufschie- _{ne 1}2) und I_A (Steuerölausgang) bezeichnet. (I_B) ist ein als Blindflansch ausgeführter B-Anschluß für zweiseitige Beaufschlagung. Die Rückmeldung des Stellweges zum elektrischen Stellungsregler R_el erfolgt über einen vorzugsweise nach dem Ultraschallprinzip arbeitenden Wegmeßumformer b9, womit der Stellungskregelkreis geschlossen ist, siehe gestrichelte Rückführleitung I_rück. I_el symbolisiert Signalleitungen für die elektrischen Regelgrößen X_R des Reglers R_el zum elektrischen Stellmotor b81. b841 und b842 sind Zu- und Rücklaufleitungen zu einem nicht dargestellten Fluidfilter. Ein elektro- hydraulisches Servoventil des grundsätzlich gleichen Aufbaus, wie in Fig. 3 und 13 dargestellt, ist ein Standard-Bauelement und z. B. beschrieben im Katalog 730 der Fa. Moog GmbH. in D-7030 Böblingen mit dem Titel"Durchfluß-Servoventile Baureihe 73", erschienen im Mai 1975 (6 Seiten), siehe insbesondere die drei Abbildungen auf Seite 2. Das dort gezeigte Schaltsymbol mit einer kurzen Funktionsbeschreibung hat auch Eingang gefunden in die "ISO-Norm 1219" der "International Organisation for Standardization" mit dem Titel "Fluid power systems and components - Graphic symbols", Ref. No. ISO 1219 - 1976 (E/F). Das Schaltsymbol ist dort auf Seite 10 unter Nr. 7.2.4 abgebildet. Im Rahmen der vorliegenden Anmeldung kann deshalb von einer noch näheren'Erläuterung des elektro-hydraulischen Servoventils abgesehen werden.

2.4.2 2-Wege-Sitzventil mit Ansteuerung (Fig. 3, Fig. 14)

Diese bestehen aus elektromagnetisch betätigten Wegeventilen oder Wegeschiebern c4 zur Ansteuerung von damit hydraulisch zusammengeschalteten oder baulich vereinigten Sitzventilen c5 der Cartridge-Type.
Bei schnellen Schließvorgängen als Folge eines großen Lastabwurfs o.einer Schnellschlußauslösung werden 2 von Magnetventilen angesteuerte 2-Wege-Sitzventile c5 mit kürzester Stellzeit geöffnet und der Kolbenraum a51 mit dem Ablauf verbunden. Aufgrund der kurzen Kanäle vom Zylinder a4 über Wegeventile c4 zum Ölbehälter a10 und einer möglichen großzügigen Dimensionierung der Wegesitzventile c5 lassen sich kurze Schließzeiten von < 150 ms und kurze Verzugszeiten erreichen. Die 2-Wege-Sitzventile c5 sind Standard-Einbauelemente mit Kolbenführung, die bei anstehendem Stellzylinderdruck a6 unter Ventilkegel c51 mit dem vom Wege-Magnetventil c4 gebildeten Steuerdruck über dem Kegel geschlossen gehalten werden. Im Schnellschließfall wird der erregte Magnet c41 stromlos und damit der Steuerdruck abgebaut, das Wegeventil c4 öffnet. Der Auslösevorgang wird unterstützt durch einen zweiten Magneten c42 am Wegeventil c4, dessen Anker c43 über eine Feder c420 einen Losbrechimpuls verursacht und damit ein sicheres Ansprechen aus der Ruheposition auch nach langer Betriebszeit bewirkt. Der Anker c43 trifft dabei nach Durchlaufen der Strecke c430 auf die Stirnfläche des Schaltschiebers c40 als Schlaganker auf.

2.5 Der Schaltantrieb (Fig. 15)

dient zur Betätigung von Schnellschlußventilen. Gleiche Teile zu Fig. 3 tragen gleiche Bezugszeichen. Der Schaltantrieb A12, d. h. sein elektro- hydraulisches Steuerventil c9 wird von binären elektrischen Signalen über die Signalleitungen I_el angesteuert, so daß im Beharrungszustand vom Schaltschieber c91 nur die geschlossene oder geöffnete Stellung eingenommen wird. Mit der Ansteuerung über vorgesteuerte Wegesitzventile c5 werden wie beim Stellantrieb All, ebenfalls kurze Verzugs- und Schließzeiten von< 150 ms erreicht, so daß sich beide Antriebe in gleicher Konstruktion ausführen lassen mit Ausnahme folgender Abweichungen:

- Anstelle des elektro-hydraulischen Servoventils b8 ist das Steuerventil c9 (Magnetventil) eingebaut, welches zum Öffnen des ebenso wie in Fig. 3 nicht näher dargestellten Dampfventils den Ölstrom zum Zylinder freigibt.
- Da der Leckstrom des Steuerventils c9 geringer ist als der des Servoventils b8 beim Stellantrieb All, da ferner keine Druckflüssigkeit für schnelle Regelvorgänge verfügbar sein muß, kann die Speicheranzahl kleiner sein und eine kleinere Pumpe b1 gewählt werden.
- Der.Wegmeßumformer b9 entfällt.

2.6 Hydraulik-Leitungen bzw. -Kanäle (Fig. 3 , Fig.15)

An die Druckseite der Pumpe b1 ist die Druckleitung 110 angeschlossen, welche über das Rückschlagventil b6, das kurze Leitungsstück 1101, den Filter b3 und das Leitungsstück I11 in die Drucköl- bzw. Druckfluid-Sammelschiene 11 mündet. An diese sind jeweils über Stichleitungen angeschlossen:
Die Speicher b2 über Leitungen 112 bzw. 113, das Sicherheitsventil c6 über Leitung 117 und das Entlastungsventil c7 über Leitung 118, deren in den Ölbehälter bzw. Tank a10 mündende Ablaufleitung mit 127 bezeichnet sind,
das Überström- bzw. Speicher-Ladeventil b5 über die Steuerdruckleitung 119, wogegen das Leitungsstück 1102 an die Druckleitung I10 angeschlossen ist und bei Erreichen des oberen Speicher-Ladedruckes P_max über das sich öffnende Überströmventil b5 und die Ablaufleitung 128 einen Bypass zum Tank a10 hin bildet, so daß die Pumpe b1 nunmehr im Kreislauf und nicht mehr in die Speicher b2 fördert (Entladebetrieb). An die Saugseite der Pumpe b1 ist die Pumpensaugleitung 120 angeschlossen, welche mit ihrem unteren Ende in das Hydraulikflüssigkeits-Reservoir des Tanks bzw. Ölbehälters a10 eintaucht. In dieses Reservoir a60 mündet auch ein Einfüll- und Entleerungsstutzen c8, eine Zylinder-Ablaufleitung 129 und die Ablaufsammelschiene 12 von Servoventil b8 und den Wegeschiebern c4 sowie Sitzventilen c5, deren an 12 angeschlossene Ablauf-Verbindungsleitungen mit 1_T bzw. 122 bzw. 123 bezeichnet sind. Das über Leitungsstück 116 mit der Druckfluid-Sammelschiene 11 verbundene Servoventil b8 läßt analog zum elektrischen Signal X_R einen mehr oder weniger großen Fluidstrom als Kolbendruckfluid zur Leitung I_A und von da zur Leitung I_A1 durch, über welche die Kolbendruckseite F_K1 beaufschlagt wird.

3. Antriebskonstruktion

3.1 Aufbau (Fig. 16, Fig. 18)

Fig. 16 zeigt den Schnitt durch einen Stellantrieb, passend für ein Frischdampfventil. Das topfförmige Gehäuse a10 stellt eine Schweißkonstruktion dar und ist wie bisher über eine Säule a14 am Ventilgehäuse a13 befestigt. Der mit einem Deckel d1 abgeschlossene zentrale Innenraum a100 des Gehäuses a10 dient zugleich als Ölbehälter. Durch diesen führt die Kolbenstange, auf der die Tellerfedersäule a7 über Buchsen d2 geführt wird.
Der an dem Deckel d1 angeschraubte Zylinderblock d3 enthält alle Steuerungsbaugruppen, wie Servoventil b8 bzw. Steuerventil c9 (Fig. 18), Sitzventil c5 mit Vorsteuerung c4, Fntlüftungsventil b400, Wegemeßumformer b9 und nicht dargestellte Binärstellungsgeber zur Meldung der Extrempositionen "Auf" und "Zu", z. B. für die Prüfautomatik. Diese sind mit einer abschraubbaren Haube d4 geschützt, durch die der Steuerungsraum a120 gebildet wird. b400 dient zur Entlüftung der Druckschiene bei Inbetriebsetzung und sitzt möglichst an der geodätisch höchsten Stelle des Kompaktantriebs.
Der Mantelteil des Gehäuses a10, dessen Montageöffnungen mit Deckeln d5 abgeschlossen sind, stellt den Versorgungsraum a110 dar. Hier sind alle Baugruppen der Steuerflüssigkeitsversorgung angeordnet: Pumpen b1, Speicher b2, Filter b3, Überströmventil b5 (nicht ersichtlich), Rückschlagventile b6, Druckmeßumformer b500 usw. Außen an die Gehäusestirnwand a103 sind die Elektromotore b10 angeflanscht, welche mit Welle 110 und Kupplung 120 die Stirnwandbohrung a104 durchdringen und die im Versorgungsraum angeordneten Pumpen b1 antreiben.

3.2 Konstruktive Maßnahmen zur Verhinderung von Leckölaustritt (Fig. 17,18,19)

3.2.1 Das Gehäuse a10 überträgt die Ventilkräfte zum Stellzylinder a4 und ist deshalb, wie ersichtlich, mit entsprechend großen Wandstärken dimensioniert. Das bedeutet auch für den annähernd drucklosen Ölraum a100 eine Überdimensionierung der Behälterwand und damit größte Sicherheit gegen Beschädigung von außen.
3.2.2 Alle unter Drucköl a6 stehenden Baugruppen werden mit O-Ringen (nicht dargestellt) und in der Regel mit Druckentlastung gegen die Anbauflächen am Gehäuse a10 und Zylinder a4 abgedichtet. Die druck- ölführenden Verbindungen sind bis auf die Pumpendruckleitungen 110 als Kanäle d6 in Gehäuse a10, Deckel d1 und Zylinder a4 gebohrt. Das Rücklauföl wird ebenfalls durch Kanäle d61 in den Ölraum a100 geführt, so daß an keiner Stelle Lecköl in den Versorgungs- oder Steuerungsraum a110 bzw. a120 austritt.
3.2.3 Sollte bei einem Störfall trotzdem Spritz- oder Lecköl anfallen, so kann dieses nicht aus dem Antrieb austreten, da sich alle druckführenden Bauteile innerhalb der Räume befinden, die nach außen über spritzgeschützte Öffnungen d7 belüftet sind.
3.2.4 Leck- und Spritzöl sammel sich z. B. beim liegend angeordneten Antrieb (Position L1) unten in der Haube d4 des Steuerungsraumes a120, wie gestrichelt bei d81 angedeutet; es wird durch einen Niveauwächter gemeldet sowie durch ein Schauglas sichtbar gemacht. Kleinere Leckölmengen können sich in der Sicke d81 des Haubenmantels sammeln. Der nicht dargestellte elektrische Niveauwächter meldet, wie üblich, mindestens ein unteres Niveau und ein oberes Grenzniveau. Für die stehende Position L2 und die hängende Einbaulage L3 des Kompaktantriebs A1 bzw. All, A12 sind weitere Leckölsammelstellen bei d8s und d8h eingezeichnet. Die Positionen L1, L2 und L3 sind schematisch anhand der golbenstangenachse aa und ihrer Kupplung a1 dargestellt.
3.2.5 Die Dichtungen d9 des Zylinderdruckraumes a51 an der Ko1benstange a2 und am Kolben a5 stehen auf der drucklosen Seite mit dem Ölbehälter a10, bzw. dessen Innenraum a100 in Verbindung, so daß Lecköl direkt in den Behälter a10 abfließt.
3.2.6 Die aus dem Ölraum a100 durch die Dichtungen d9 nach links außen durchgeführte Kolbenstange a2, die mit hoher.Oberflächengüte hergestellt ist, wird mit einer Haube el gegen Verschmutzung geschützt, so daß der Oberflächenzustand erhalten und die Dichtung d9 unversehrt bleiben. Der kombinierte Dichtungssatz d9 besteht aus 1 Abstreifring, 2 Führungsringen und 2 Dichtungsringen (nicht im einzelnen bezeichnet).

3.3 Kühlung (Fig. 16, 18)

3.3.1 Die Steuerflüssigkeit a60 wird überwiegend durch natürlichen Wärmeaustausch des Ölinhaltes über die Behälterwand a101 gekühlt. Abhängig von der zulässigen Aufwärmtemperatur des Druckfluids und der Belastung kann man unter Umständen ohne ein besonderes Kühlmittel bzw. ohne einen Wärmetauscher auskommen. Die natürliche Kühlung ergibt sich aus der großen Kühlfläche der Gehäusewand mit Kühlrippen a102 sowie aus einer kleinen Umlaufzahl.
3.3.2 Für die im Steuerungsraum. a120 angeordneten elektrischen Geräte ist eine max. Betriebstemperatur von 60° C zulässig. Die von den dauernd erregten Magnetventilen b8, c4 bzw. c9 (vgl. Fig. 18) - Ruhestromprinzip - erzeugte Wärme muß abgeführt werden. Dazu wird ein von einem Radiallüfter e2 erzeugter Kühlstrom mittels Lüfterhaube e3 um die Spritzschutzhaube d4 geleitet. Mit Luftfiltern versehene Belüftungsöffnungen d7 im Deckel d5 des Versorgungsraumes a110 sorgen für eine Belüftung dieses Raumes, welcher über Verbindungskanäle e4 (gestrichelt angedeutet) mit Steuerraum 120 kommuniziert, wodurch je nach Gebrauchslage L1, L2 oder L3 (vgl. Abschnitt 3.2.4) etwaiges Lecköl zur Leckölsammelstelle im Steuerungsraum a120 (im Versorgungsraum a110) vom Versorgungsraum, a110 (bzw. vom Steuerungsraum a120) abfließen kann. Die aus der Lüfterhaube e3 austretende Kühlluft strömt teilweise durch die Flanschbohrungen e5 am Gehäuse a10 entlang und erbringt eine zusätzliche Ölkühlung.

3.4 Sonstiges (Fig. 16, 17, 18, 19)

e7 in Fig. 19 bedeutet einen Füll- und Entleerungsstutzen für Druckfluid, e71 die zugehörige Leitung, die mit einem Mundstück e72 am behältertiefsten Punkt endet, e73 sind.gleichfalls in den Fluidraum a100 mündende Pumpensaugleitungen in einer Anordnung für die dargestellte liegende Position L1 des Antriebs. e8 in Fig. 16 bedeutet eine Druckfluid-Rücklaufleitung, welche vom Überströmventil b5 kommend (vgl. Fig. 3 und Fig. 15) in den Fluidraum a100 mündet. Mit e6 ist der am Behälter bzw. Gehäuse a10 befestigte Steckerkasten bezeichnet, der weiter unten noch erläutert wird (Fig. 18 und 19). Die bodenseitig an beiden Enden des Behälters a10 vorgesehenen, durch Deckel abgeschlossenen Anschlußstutzen bzw. -bohrungen e9 dienen im Falle der Verwendung von SBF = schwer brennbare Flüssigkeit, z. B. Phosphat-Ester, als Druckfluid-Anschluß einer Regenerierungsschleife, welche als Filter Bleicherde- und mechanische Filter aufweist (nicht dargestellt).
Der Mantel des Behälters a10 hat einen tunnelartigen Querschnitt mit einem Bogenteil a105, welcher die Kühlrippen a102 aufweist, und eine verstärkte ebene Basis a106, welche eine plane Montagefläche für Hydraulikelemente des Versorgungsraumes a110 bildet. Leitung e73 in Fig. 8 entspricht 120 in Fig. 3 und 15, e8 entspricht 128.

4. Baureihe (Fig. 20 bis 25)

Es wurde eine Baureihe für alle Frischdampf-, Abfang-und Umleitventile entwickelt, gestuft entsprechend den Ventilnennweiten und Dampfdruckbereichen. Das Bild zeigt den Größenvergleich der Antriebe für Frischdampf- und Abfangventile FV und AV, die als Varianten auch für Umleitventile UV eingesetzt werden.
Je nach Ventilanordnu ng sind alle Einbaulagen möglich: horizontal , vertikal hängend und stehend.
Zum Antrieb von Drehklappen als Stell- und Schnellschlußklappen für Heizentnahme sowie als Abfang-Schnellschluß- und Stellklappen sind ebenfalls Kompaktantriebe nach der Erfindung geeignet. Diese sind in Drehzapfen gelagert und übertragen die Stellkraft über einen Kurbeltrieb als Drehmoment auf die Klappe (nicht dargestellt).
Die Ventile der Wellendichtungsdampfregelung werden, soweit kurze Stellzeiten erforderlich sind, vorzu^gs-weise auch von elektro-hydraulischen Antrieben betätigt, ebenfalls mit elektrischer Ansteuerung und interner Ölversorgung.

5. Speicherkapazität des Stellantriebes für extreme Regelvorgänge (Fig. 26 bis 28)

Durch die einseitige Druckbeaufschlagung wird nur bei Stellbewegungen in Öffnungsrichtung den Speichern b2 das erforderliche Hubvolumen entnommen. Bei normalen Regelvorgängen zur Drehzahl- und Leistungsregelung ist der Ölverbrauch gering, erst zum Ausregeln extremer Störfälle ist eine große Speicherkapazität erforderlich.
Es werden folgende Störungen zugrunde gelegt, eingeleitet durch eine schnelle Schließbewegung:

- Lastabschaltung auf Eigenbedarf (Fig. 26),
- Abschalten auf eine Restinsel (Fig. 27),
- Kurzschlußfehlerfortschaltung (Fig. 28).

Für das Ausregeln dieser Störungen, d. h. Öffnen der Ventile mit nachfolgenden gedämpft verlaufenden Einschwingvorgängen ergeben sich die den Hubbewegungen entsprechenden Arbeitsvolumina die vom Speichernutzvolumen gedeckt werden müssen. Die Speicherkapazität ist für diese Störfälle ausgelegt.

6. Größenvergleich des Kompaktantriebes mit einem 36 bar-Stellantrieb (Fig. 29 bis 32)

Es wird ein 36 bar-Stellantrieb A01 (Fig. 29, 30) mit einem Kompaktantrieb All (Fig. 31, 32) gleicher Stelleistung, passend für ein Frischdampf-Stellventil Nenngröße 200, verglichen. Der Kompaktantrieb A11 hat eine geringfügig größere Baulänge.

7. Dynamisches Verhalten (Fig. 33)

Aufgrund der Erfahrungen mit heutigen Anlagen und durchgeführten Analogrechnerstudien, wurde für Regelbewegungen eine Stellzeit von 1,5 Sekunden und für die Schließ-Bewegung eine Stellzeit von 150 ms festgelegt. Auf die Ordinatenachse ist wieder der Ventilhub VH aufgetragen.
Fig. 33 zeigt den am Versuchsaggregat gemessenen Kurvenverlauf des Weg-Zeit-Verhaltens.
Nach einem Sollwertsprung von 0 auf 20 % des Maximalhubes erfolgen 10 % Sprünge.
Aus dieser Position erfolgt ein Sollwert-Sprung auf 100 % und anschließend eine SchnellschlieBbewegung entsprechend einer Vollastabschaltung bzw. SchnellschluBauslösung. Hervorzuheben ist die kurze Verzugszeit t_vz von 70 ms. Die vergleichbare Verzugszeit beim konventionellen 36 bar-System, hier einschließlich elektro-hydraulischem Umformer, beträgt 140 ms.
Servoventil b8 und Sitzventil c5 besitzen keine positive Überdeckung ihrer Steuerkanten, so daß ein weiches und ruckfreies Ansprechen der Hydraulik erfolgt.
Die wesentlich besseren dynamischen Eigenschaften des Kompaktantriebes gegenüber bisherigen Antrieben liegen in den sehr kurzen Verzugszeiten der elektrohydraulischen Bauelemente und der Beschleunigungsüberlegenheit.

8. Positionsgenauigkeit (Fig. 34 bis 36)

Der vergrößerte Ausschnitt von Fig. 35 zeigt in lupenhafter Darstellung die Positionsstreubreite PSB des 50 %-Stellungsistwertes über eine Zeit von ca. 15 Minuten. Die Positionsstreubreite ist bezogen auf den max. Hub (100 %) = 180 mm und beträgt ca. 1 o/oo = 0,18 mm. Im Vergleich mit den heutigen konventionellen Antrieben bedeutet dieses Ergebnis eine etwa 10fache Verbesserung. PA bedeutet die Positionsabweichung durch Antriebskraft.
Die Stellkraft des Versuchsaggregates beträgt dabei ca. 42.000 dN (= deka Newton). Für die Beziehung zwischen Zugkraft (Last) F₂₁ Rückstellkraft F_a7 und Antriebskraft F₁ gilt F₁ - F₂ + F_a7 (v^gl. ^Fi^g. 34). Die hohe Druckverstärkung des Servoventils b8 und das geringe eingeschlossene Flüssigkeitsvolumen aufgrund der Kompaktbauweise sind entscheidend für die hohe Steifigkeit des Systems. In Fig. 34 bedeutet ferner: SD = Systemdruck, VS = Verstärker, WMS = Wegemeßsystem, AD = Arbeitsdruck, F_k1 = Kolbenarbeitsfläche.
In der Versuchsanordnung wurde die Zugkraft (F₂) stufenweise von 13.700 dN auf ca. 37.700 dN erhöht. Der konstante Sollwert S_const betrug 50 %. Die größte Positionsabweichung betrug 0,5 o/oo (ca. 0,1 mm). Der Vergleichswert heutiger Antriebe liegt bei ca. 0,8 %.

9. Leistungsdaten des Kompaktantriebes (Fig. 37)

Die Einsatzmerkmale des Kompaktantriebes A1, All, A12 (kleine Leistungsanforderung für Positionieraufgaben und große Leistungsanforderung bei Regelbewegungen) kommen dem Prinzip des hydraulischen Speicherbetriebes entgegen.
In der Tabelle sind die Leistungsdaten bei verschiedenen Betriebsanforderungen angegeben.
Die Auslegungsleistung von Pumpe b1 und Motor b10 ist im Vergleich mit der hohen Leistungsabgabe bei Regel- und Schnellschluß-Bewegungen relativ klein.
Die vom Kompaktantrieb dauernd abgegebene Leistung als das Produkt aus dem Förderstrom der Pumpe x Umlaufdruck und dem Leckölstrom x Systemsdruck beträgt max. 20 % der Auslegungsleistung.

10. Standzeiten zwichen den Revisionen bestimmter Bauelemente und Revisions-planung (Fig. 38)

Im Kompaktantrieb sind bestimmte Bauelemente eingesetzt, die in den heutigen Antrieben nicht vorhanden sind. Es werden jedoch nur ausgereifte und bewährte Hydraulikbauteile verwendet, so daß eine Standzeitabschätzung und Reviszonsplanung vorgenommen werden kann.
Ausgehend von der allgemeinen Industrzeanwendung dieser Bauteile werden bei der Konzeption des Kompaktantriebes standzeitverlängernde Maßnahmen vorgesehen.

- Niedrigere Ausnutzung (Ireistungsreserven, da 160 bar Maximaldruck im Kompaktantrieb weit unter zulässigem Druck liegt);
- hoher Reinheitsgrad des Betriebsmediums und des Kompaktantriebes (begleitende Kontrollen während der Fertigung);
- besondere Qualltätssicherung;
-.Schutz gegen Umgebungseinflüsse (Kapselung des Kompaktantriebes;
- Berücksichtigung der Erfahrungen aus heutigen (konventionellen) Antrieben und ähnlichen Anlagen.

Einfluß der Maßnahmen auf die wichtigsten Bauelemente werden in Fig.38 erläutert. Es wird mit Revisionsabständen von mindestens 24.000 h gerechnet. Bei durchschnittlicher Inanspruchnahme von 6.000 h/a ergibt sich ein Überholungszeitraum von 4 Jahren.

11. Zuverlässigkeit und Sicherheit des Kompaktantriebes

Der Kompaktantrieb ist zuverlässig und sicher durch den besonderen konstruktiven Aufbau, Merkmale:

- Blockbauweise;
- Spannungsfreiheit der Verbindung einzelner Bauelemente, große Führungslängen;
- ausgereifte Bauelemente der Industriehydraulik;
- geschlossenes hydraulisches System mit hohem Reinheitsgrad und laufender Filterung;
- besondere Oberflächengüte für Dicht- und Führungsflächen;
- Leistungsreserven der Bauelemente,

Testuntersuchungen am kompakten Antrieb:

- Versuche mit Überlast z. B. Lastspielerhöhung und Druckerhöhung bis zum Ansprechdruck der Sicherheitsventile;
- Dauerversuche (zeitabhängige Einflüsse von Temperatur, Betriebsmedium und hydromechanischen Belastungen);
- Betriebserfahrungen mit elektro-hydraulischen Servoventilen der Anlage des Kraftwerkes Mehrum

Sicherheitsschaltung am Kompaktantrieb (Fail-Safe-Prinzip), siehe Fig. 39 und 40)
Durch die Anwendung des Fail-Safe-Prinzips werden im Kompaktantrieb sicherheitsgerichtete Aktionen ausgelöst. In Betriebsstellung sind Hubmagnete der Wegeventile c4 nach dem Ruhestromprinzip gegen Rückstellfedern geschaltet. Das bedeutet, bei Ausfall der elektrischen Energieversorgung stehen die Federkräfte für sicherheitsgerichtete Aktionen zur Verfügung (Druckabbau im Arbeitszylinder), wie es Fig. 39 für einen einkanaligen Ausfall der elektrischen Energie zeigt. Fig. 40 zeigt das Fail-Safe-Verhalten bei Ausfall der hydraulischen Energie. Das auf Ablaufdruck-Niveau stehende Medium ist wieder gepunktet dargestellt.

12. Aussagen zur Montage und Inbetriebnahme

Die Kompaktantriebe werden ab Werk als ein "fertiges System" geliefert.
Nach Verlassen des Prüffeldes bleibt das Betriebsmedium im Kompaktantrieb. Der Stellhub ist bereits voreingestellt. Das hydraulische System ist auf das erforderliche Druckniveau fest eingestellt, so daß auf der Baustelle keine zeitaufwendigen Einstellarbeiten mehr erforderlich sind.
Das Fehlen jeglicher Anschlußrohrleitungen macht die Antriebe montage- und servicefreundlich.
Die Montage beschränkt sich auf das Anflansche am Ventil und Verbinden der Kupplungshälften.
Die Versorgung mit elektrischer Energie sowie die Signalübertragung erfolgt über einen beweglichen Kabelstrang mit Steckerverbindung.
Für den Anschluß eines Diagnosegerätes ist im am Gehäuse a10 befestigten Steckergehäuse e6 am Antrieb eine zusätzliche Steckdose vorhanden, welche sich hinter der Steckdose e61 (Fig. 19) verdeckt befindet. Hier können Betriebsdruck, Betriebstemperatur u. a. abgefragt werden, die von innerhalb des Kompaktantriebes installierten Gebern als elektrische analoge Größen geliefert werden. Die Geber sind nicht dargestellt. Justierarbeiten bei der Inbetriebsetzung werden mit einem ambulanten elektrischen Regler vorgenommen. Dieser Regler ist entsprechend an die Steckdose e61 über Stecker e62 und Signal- und Versorgungskabel e63 anzuschließen und - da er aus Elementen bestehen kann, die dem Stand der Technik zu entnehmen sind - nicht dargestellt. Die Wand e64 des Steckergehäuses e6 ist zwecks Zugänglichkeit zu den Steckern leicht demontierbar, z. B. abschwenkbar, ausgebildet.
Im folgenden sollen noch Aufbau und Funktion des Überströmventils b5 (Fig. 2 und 15) näher erläutert werden, wozu auch auf die Fig. 4 und 5 Bezug genommen wird. Das mit dem Leitungsstück 1102 an die Pumpendruckseite (Leitung 110) angeschlossene Überströmventil b5 dient als Speicher-Ladeventil. Es besteht aus einem Zwei-Wege-Sitzventil b51 und einem Vorsteuerventil b52, welche in einem gemeinsamen Gehäuse untergebracht, d. h. baulich miteinander vereinigt sein können. Das Zwei-Wege-Sitzventil b51 wird auch als Cartridge-Ventil bezeichnet. Das Überströmventil b5 mit seinen beiden Teilventilen b51, b52 wird grundsätzlich vom Speicher-, Pumpen- und Ablaufdruck, welcher in den Leitungsabschnitten 119, 1102, 128 herrscht, so gesteuert, daß sein Zwei-Wege-Sitzventil b51 die Druckseite der Pumpe b1 mit dem Ablauf bzw. dem Fluidreservoir des Fluidbehälters a10 verbindet, wenn im Ladebetrieb der obere Ladedruck p_max der Druckspeicher b2 erreicht ist. In diesem Falle schließt ein dem Überströmventil b5 druckseitig nachgeschaltetes Rückschlagventil b6. Umgekehrt schließt das Zwei-Wege-Sitzventil b51 unter Öffnung des Rückschlagventils b6 den Zulaufquerschnitt der Ablaufleitung 128 und gibt damit die Druckleitung 110 der Pumpe b1 zu den Druckspeichern b2 frei, wenn im Entladebetrieb der Druckspeicher b2 der Speicherladedruck auf den unteren Ladedruck p_m abgefallen ist. Das Überströmventil b5 umfaßt also allgemein gesprochen ein Zwei-Wege-Sitzventil b51 mit Auf-, Zu-und Druckventil-Funktion mit vorgeschalteter druckabhängiger Vorsteuerstufe b52, welche in den Ausführungsbeispielen nach Fig. 3 bis Fig. 5 sowie Fig. 15 als Vorsteuerventil, und zwar ebenfalls als ein rückstellend federbelastetes Sitzventil, jedoch besonderer Bauart,azs - gebildet ist.
Hierzu wird im einzelnen auf Fig. 4 und 5 Bezug genommen. Das Vorsteuerventil b52 stellt einen druckabhängigen hydraulischen Einzelwiderstand mit Haltefunktion im Druckintervall zwischen p_max und p dar (Normalfall), welches umschaltet, wenn p ≤ p_m, d. h. auch dann, wenn der Speicherladedruck auf Druckwerte unter p_m bis hinab zu P_min im Falle extremer Regelvorgänge absinkt. Im Gehäuseteil 501 des Überströmventils b5 ist in die Bohrung 520 die Außenbuchse 521a dichtend eingesetzt mittels 0-Ringen an ihrem äußeren Umfang, und in diese Außenbuchse ist wiederum die Innenbuchse 521b dichtend mittels 0-Ringen an ihrem AuBenumfang o. dgl. eingesetzt, welch letztere mit der Mündung ihrer Innenbohrung 522 als Ventilsitz für die federbelastete Kugel 523 dient, welche von einem etwa pilzförmigen Druckstück 523a, an welchem das eine Ende der Feder 523b angreift, gegen den Ventilsitz gedrückt wird. Das andere Ende der Schraubendruckfeder 523b sitzt auf dem Federwiderlager in Form eines in Federdruckrichtung in der Federbohrung 523c verschieblich dichtend gelagerten Stopfens 523d. Druckstück 523a und Mündung der Bohrung 522 bilden etwa halbkugelige Sitzflächen für die Kugel 523. Die Spannung der Schraubendruckfeder 523b kann mittels des Einstellbolzens 523e eingestellt werden, welcher im Schraubdeckel 523f schraubbar und einstellbar gelagert ist und mit seinem inneren Ende in eine nicht näher bezeichnete Ausnehmung des Federwiderlager-Stopfens 523d eingreift. Der Schraubdeckel 523f ist verdrehgesichert (Schraube 523g). Das äußere Ende des Einstellbolzens 523e ist mittels einer Kappe 523h abgedeckt. Gleichachsig mit der Bohrung b520 ist die in Fig. 2B nach unten weisende Bohrung 520a, in deren Innenabschnitt ebenfalls eine Buchse 524a dichtend mittels O-Ring und in deren äußeren Abschnitt ein Dichtstopfen 524b eingesetzt ist. In die Bohrung bzw. Innenflächen 524c der im folgenden als Führungsbuchse bezeichneten Buchse 524a ist ein Haltekolben 524d eingefügt, welcher mit einem Schaft bzw. einer Nadel 525 die Innenbuchse 521b in ihrer Bohrung 522 durchdringt und an dem Kugelkörper 523 anliegt. Über die Steuerleitung 119 und entsprechende Steuerbohrungen 119.1 wird der Speicherdruck der Druckschiene 11 (siehe Fig. 3, Fig. 15) der unteren Seite des Haltekolbens 524d zugeführt. Den Gegendruck auf die andere Seite des Haltekolbens 524d erzeugt der Kugelkörper 523 zusammen mit der Druckfeder einschließlich des im Ringraum 526, welcher den Kugelkörper 523 umgibt, herrschenden Gegendruckes, welcher durch den Ablaufdruck definiert ist, weil der Ringraum 526 über die Bohrungen bzw. Kanäle 1190 mit dem Innenraum a60 des Tankes a10 in Verbindung steht, wie es durch den Pfeil T symbolisiert ist.
Der Raum der Bohrung 522 der Innenbuchse 521b, welcher den Schaltstift 525 umgibt und der damit kommunizierende Raum auf der Oberseite des Haltekolbens 524d ist durch den Kugelkörper b523 gegenüber dem Ablaufdruck (Raum 526) in der dargestellten Stellung abgedichtet und ist seinerseits auf dem Druckniveau der Pumpendruckseite über die gestrichelt dargestellte Steuerleitung 1191 gehalten, welche von der Pumpendruckseite gesehen noch vor dem Leitungsabzweig 1103 zum Zwei-Wege-Sitzventil b51 eine Drosselstelle b53 aufweist. Die Leitung 1191 ist von der Pumpendruckseite des Zwei-Wege-Sitzventils b51, wie dargestellt, über einen geeigneten Gehäusekanal abgezweigt; durch den Pfeil P und die Bezugsziffer 1102 eines gestrichelten Leitungstücks ist angedeutet, daß die Leitung 1191 mit der Pumpendruckleitung 110 in Verbindung steht. Der Aufbau des Zwei-Wege-Sitzventils b51 ist etwas einfacher als der des beschriebenen Vorsteuerventils b52: es weist einen federbelasteten Kolben 510 innerhalb der Kolbenaufnahmebohrung 511 des Gehäuseteils 502 auf, wobei eine Rückstellfeder für den Kolben 510 mit 512 bezeichnet ist. In der dargestellten Schaltstellung dichtet der Kolben 510 die Pumpendruckleitung 1102 gegenüber der zum Tank führenden Ablaufleitung 128 ab mit ihren im Gehäuse b502 angeordueten Zeitungsteilen 128.1 (vgl. Pfeil T). Auf der Federseite des Kolbens 510 ist ein Freiraum 511a der Bohrung b511 in der dargestellten Schaltstellung belassen, in welchen der Kolben 510 in seiner Offen-Stellung eintauchen kann. An diesen Freiraum ist über Gehäusekanal 1103.1 und den Leitungsäbzweig 1103 der gedrosselte Druck der Pumpendruckseite herangeführt.
Fig. 5 zeigt das zugehörige Schaltbild im Ausschnitt der Schaltung nach Fig. 3 bzw. Fig. 15, allerdings detaillierter. Gleiche Teile zu Fig. 4 sind mit den gleichen Bezugszeichen versehen. Der üblichen Symboldarstellung entsprechend ISO1219 ist das Vorsteuerventil b52 mit 2 Leitungsanschlüssen 1191 und 1191' dargestellt, wobei Leitungsstück 1191' die Steuerdruckfunktion und die Leitung 1191 zusammen mit dem abgeknickten Pfeil und der gegenüberliegenden Ablaufleitung 1190 die Durchschalt- bzw. Absperrfunktion symbolisiert.
Die Wirkungsweise des Überströmventils b5 (Fig. 4) und seiner Schaltung (Fig. 5) ergibt sich wie folgt: Zunächst sei Betriebszustand I (Ladebetrieb) angenommen, bei welchem das Zwei-Wege-Sitzventil b51 geschlossen ist. Sein Kolben 510 ist auf den beiden Kolbenseiten mit dem gleichen Pumpendruck beaufschlagt; er wird deshalb von seiner Schraubendruckfeder 512 auf die Sitzflächen 513 der Kanalmündung gedrückt. Auch das Vorsteuerventil b52 ist geschlossen, weil der Pumpendruck, welcher über Leitung 1191 und die Drosselstelle b53 bis in den Innenraum 522 der Innenbuchse 521b durchgreift, noch nicht groß genug ist, die Kugel 523 von ihrem Sitz abzuheben. Ist im Ladebetrieb gemäß Fig. 3C der obere Ladedruck P_max erreicht, d. h. sind die Speicher b2 aufgeladen, dann wird die Kugel 523 von ihrem Sitz abgehoben, und der im Raum 522 und in der Leitung 1191 hinter der Drossel b53 herrschende Druck wird über den Ringraum 526 sowie die Kanäle 1190 in den Tank, siehe Pfeil T,abgebaut. Aufgrund dieser momentanen Druckabsenkung kann nun der Haltekolben 524c vom Speicherdruck p_max über Leitung 119 und Kanäle 119.1 in der gezeigten Darstellung aufwärts verschoben werden, so daß er mit seinem Stift 525 die Kugel 523 in Offenstellung hält. Das niedrige Druckniveau der Ablaufseite pflanzt sich innerhalb der Leitung 1191 bis hin zur Drosselstelle b53 fort und wird über den Leitungsabzweig 1103 und die inneren Kanäle 1103.1 auch der inneren Seite des Kolbens 510 des Zwei-Wege-Sitzventils b51 mitgeteilt, welcher, da auf seiner Außenseite über Leitung 1102 der Druck der Pumpendruckseite im Entladebetrieb von z. B. 2 bar ansteht, in die Offenstellung verlagert wird, d. h. von seinen Sitzflächen 513 abhebt, so daß nun die Pumpe über Kanäle 128.1 und die Leitung 28 in den Ablauf a60 des Tankes a10 fördert. Diesen Betriebszustand kann man als Entladebetrieb oder Umlaufbetrieb (II) bezeichnen. Er dient zur Entlastung der Pumpe und zur Energieeinsparung. Das Arbeitsvermögen der Speicher b2 reicht im aufgeladenen Zustand bis hinab zum unteren Ladedruck p_m aus, alle Regelvorgänge zu beherrschen. Eine Entladung der Speicher b2 findet auch ohne Regelvorgänge aufgrund der unvermeidlichen Leckverluste der an die Druckschiene 11 angeschlossenen hydraulischen Verbraucher, z. B. des elektro- hydraulischen Servoventils b8 oder der Wegeschieber c4 oder der Sitzventile c5, statt.
Von Betriebszustand II wird auf I umgeschaltet, wenn der Speicherdruck auf den unteren Ladedruck p_m abgefallen ist. Dieser Druck p_m reicht nicht mehr aus, den Haltekolben 524d gegen die Kraft der Feder 523b in seiner Offenstellung zu halten; über Kugel 523 und Stift 525 wird er in seine Ausgangsstellung (siehe Fig. 4) zurückgedrückt, die Kugel 523 gelangt auf ihre unteren Sitzflächen und dichtet den Raum 522 zum Ablauf hin ab, wodurch der Druck in der Leitung 1191 auf den Druck der Pumpendruckseite und z. B. 2 bar ansteigt und somit auf beiden Kolbenseiten des Kolbens 510 des Ventils b51 der gleiche Druck herrscht, so daß dieses Ventil schließt und der sich nunmehr in der Leitung 1110 (siehe Fig. 3, Fig. 15) aufbauende Pumpendruck, welcher über p ansteigt, das Rückschlagventil b6 öffnet. Dieser ansteigende Pumpendruck teilt sich über Drosselstelle b53 den jeweiligen Kolbeninnenseiten des Kolbens 510 und auch des Haltekolbens 524d mit, so daß letzterer in seiner Schließposition verbleibt, ebenso wie das Zwei-Wege-Sitzventil b51, bis der Speicherdruck wieder den oberen Wert P_max erreicht hat und dann wieder die Umschaltung von Betriebszustand I auf II erfolgt.
Anstelle der rein hydraulischen Arbeitsweise des Vorsteuerventils kann auch eine elektro-hydraulische Vorsteuerung für das Zwei-Wege-Sitzventil b51 eingesetzt werden, indem der in Fig. 16 dargestellte Druckmeßumformer, welcher den Druck in der Druckschiene 11 mißt und in eine analoge elektrische Größe umwandelt, ein nicht dargestelltes Elektromagnetventil steuert, das wiederum bei Erreichen von p_max die Leitung 1191 mit dem Ablauf verbindet und bei Abfallen des Speicherdruckes auf p_m vom Druckmeßgeber b500 derart umgesteuert wird, daß es mit seinem Schaltschieber die Verbindung von der Leitung 1191 zum Ablauf unterbricht.
Fig. 16 zeigt in ihrer unteren Hälfte noch eine Variation der Lüfterhaube e3 nach Fig. 17, wobei zugleich die Kühlluftströmung, welche vom Lüfter e2 erzeugt wird, durch Pfeile e30 verdeutlicht ist. Die Haube e3 weist in Fig.16 eine gestrichelt dargestellte Haubenverlängerung e31 auf, welche das Gehäuse bzw. den Behälter a10 mit Ringspalt e32 bis etwa hin zur achsnormalen Ebene der Kupplung a1 umgibt. In dem so gebildeten Ringraum wechselnder Spaltweite e32 wird die Kühlluft zwangsweise an den Kühlrippen a102 des Behälters a10 vorbeigeführt. Sie tritt dann an der Mündung e330 des Ringraumes e33 aus, wie es die Pfeile e30 verdeutlichen. Die Kühlung mit der verlängerten Haube e3, e31 erbringt im Vergleich zu derjenigen mit der kurzen Haube e3 nach Fig. 9A eine bessere Wärmezufuhr. Die Haubenverlängerung e31 umgibt den Behälter a10 bevorzugt im Umfangsbereich der Kühlrippen a102, mindestens etwa halbkreisförmig.
Zum Zwei-Wege-Sitzventil b51 ist noch nachzutragen, daß ein am Boden der Kolbenaufnahmebohrung 511 angeordneter Anschlagkörper 514 vorgesehen ist, der einen tellerförmigen Fußteil 514a hat und an einem Schaftteil 514b einen Federteller 514c trägt, welcher in die nicht näher bezeichnete Federaufnahmebohrung des Kolbens 510 eintauchen kann. Der Anschlagkörper 514 ist mit nicht ersichtlichen Schlitzen zum Hindurchtritt des Druckmediums vom Kanal 1103.1 zum Freiraum 511a versehen.

Claims

1. Elektrohydraulischer Kompaktantrieb für Ventile von Turbomaschinen, insbesondere Dampfturbinen, wie Regel-, Schnellschluß- oder Umleitventile,
mit Mitteln zur elektrischen Energieversorgung und zum Empfang elektrischer Ansteuersignale (x_R) sowie zur Umformung derselben in entsprechende hydraulische Stell-oder Schaltgrößen,
mit einem autarken hydraulischen Versorgungssystem, welches mindestens eine aus einem Hydraulikfluidbehälter (a100) gespeiste und von einem Elektromotor (b10) angetriebene Fluidpumpe (b1) und mindestens einen druckseitig an die Pumpe (b1) angeschlossenen hydraulischen Druckspeicher (b2) umfaßt, an welchen Druckspeicher (b2) eine hydraulische Druckschiene (11) angeschlossen ist,
mit einem hydraulischen Kraftkolben-Zylinder-System (a4, a5), dessen Kolbenstange (a2) mit der Ventilspindel (a3) verbunden ist und welches gegen die Kraft einer Ausschaltfeder (a7) über elektro-hydraulische Steuerungsorgane (b8; c9; c4, c5) eines elektro-hydraulischen Ansteuersystems zur Erzeugung der Stell- und Schaltgrößenabhängigen Öffnungs- und Schließbewegungen und -positionen der Ventilspindel (a3) mit einem aus den Druckspeichern (b2) gespeisten Druckfluidstrom (m_F) beaufschlagbar ist,
ferner mit dem genannten elektro-hydraulischen Ansteuersystem mit seinen Steuerungsorganen (b8; c9; c4, c5), wobei das elektro-hydraulische Ansteuersystem, das hydraulische Kraftkolben-Zylinder-System und das hydraulische Versorgungssystem zu einem am Ventilgehäuse (a13, a14) angeordneten, kompakten Antriebsblock integriert sind, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:

a) Der Systemdruck auf der Druckseite des hydraulischen Versorgungssystems ist um ein Mehrfaches höher als der etwa bei 36 bar liegende Systemdruck des Druckfluids bei konventionellen elektro-hydraulischen Stellantrieben mit zentraler Druckfluidversorgung;

b) die Druckfluidversorgung ist zur Schonung der Pumpe (b1) und zur Energieeinsparung für intermittierenden Ladebetrieb zwischen einem unteren Ladedruck (p_m) und einem oberen Ladedruck (p_max) ausgelegt bzw. für intermittierenden Entladebetrieb zwischen (p_max) und (p_m) ;

b1) wobei die Pumpe (b1) im Ladebetrieb den oder die Speicher (b2) bis zum Erreichen des oberen Ladedruckes (p_max ) auflädt und nach druckgrenzwert-abhängiger Umschaltung im praktisch drucklosen Umlaufbetrieb die Hydraulikflüssigkeit in den Druckfluidbehälter (a10) zurückfördert, bis der untere Ladedruck (p_m) erreicht ist, bei welchem wieder eine druckgrenzwertabhängige Umschaltung auf den Ladebetrieb erfolgt;

b2) wobei ferner das Speichernutzvolumen und der untere Ladedruck (p ) so hoch gelegt sind, daß für extreme Regelvorgänge (c1; c2) das Arbeitsvermögen AV=

. pdv der Druckspeicher (b2) zur Verfügung steht, worin (p_min) den minimalen Betriebsdruck des Versorgungssystems und (dv) die zeitabhängige Zunahme des Speicherausgleichs-Volumens bei abnehmendem Speicherdruck bedeuten.

2. Kompaktantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckfluid-Behälter (a10) als Einbauraum für die auf der Kolbenstange (a2, a20) geführte Ausschalt- bzw. Schließfeder (a7) mitbenutzt ist und ein zentrales tragendes etwa topfförmiges Gehäuse für die angeformten oder angebauten Teilgehäuse (a11; d1, d3; d4) des hydraulischen Versorgungssystems, des Kraftkolben-Zylinder-Systems und des Kraftkolben-Ansteuer-Systems bildet.

3. Kompaktantrieb nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die außerhalb des Steuerzylinders (a4) des Kraftkolben-Zylinder-Systems (a4, a5) angeordnete Ausschalt- bzw. Schließfeder (a7) einen Federdurchmesser aufweist, der größer, vorzugsweise wesentlich größer, ist als der Durchmesser des Eraftkolbens (a5).

4. Kompaktantrieb nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausschalt- bzw. Schließfeder (a7) als Tellerfederpaket ausgebildet ist.

5. Kompaktantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das hydraulische Kraftkolben-Zylinder-System (a4, a5) einseitig beaufschlagt ist, so daß die Schließbewegung durch hydraulische Druckentlastung der druckbeaufschlagten Kraftkolbenseite (F_k1) unter Entspannung der im Öffnungszustand des Turbomaschinen-Ventils aufgeladenen Ausschaltfeder (a7) erfolgt.

6. Kompaktantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 5, gekennzeichnet durch nach dem Verdrängerprinzip arbeitende Pumpen (b1) des hydraulischen Versorgungssystems.

7. Kompaktantrieb nach Anspruch 6, gekennzeichnet durch Drehkolbenpumpen.

8. Kompaktantrieb nach Anspruch 7, gekennzeichnet durch Innenzahnradpumpen (Fig. 4).

9. Kompaktantrieb nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch mindestens ein als Speicher-Ladeventil dienendes, an die Pumpendruckseite angeschlossenes Überströmventil (b5), dessen vom Speicher-, Pumpen- und Ablaufdruck gesteuertes Sitzventil die Druckseite der Pumpe (b1) mit dem Ablauf bzw. dem Fluidreservoir des Fluidbehälters (a10) verbindet, wenn im Ladebetrieb der obere Ladedruck (p_max) der Druckspeicher (b2) erreicht ist, wobei ein dem Überströmventil druckseitig nachgeschaltetes Rückschlagventil (b6) schließt, und dessen Sitzventil unter Öffnung des Rückschlagventils (b6) den Zulaufquerschnitt der Ablaufleitung (128) schließt und damit die Druckleitung (110) der Pumpe (b1) zu den Druckspeichern freigibt, wenn im Entladebetrieb der Druckspeicher (b2) der Speicherladedruck auf den unteren Ladedruck (P_m) abgefallen ist.

10. Kompaktantrieb nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Überströmventil (b5) ein Zweiwege-Sitzventil mit Auf-, Zu- und Druckventil-Funktion und eine vorgeschaltete druckabhängige Vorsteuerstufe umfaßt.

11. Kompaktantrieb nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorsteuerstufe durch einen druckabhängigen hydraulischen Einzelwiderstand, z. B. ein federbelastetes Sitzventil, gebildet ist, welches bei Erreichen des oberen Ladedruckes (p_max) bzw. eines unteren Ladedruckes (p ) das nachgeschaltete Zwei- wege-Sitzventil durch Öffnen bzw. Schließen eines Steuerquerschnittes entlastet bzw. beaufschlagt.

12. Kompaktantrieb nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorsteuerstufe einen hydraulisch-elektrisch arbeitenden Druckmeßgeber (b500) und ein nachgeschaltetes Magnetventil aufweist, welchem die Grenzsignale des oberen und unteren Ladedruckes (p_max p ) vom Druckmeßgeber (b500) zuführbar sind und welches seinerseits das Zwei-Wege-Sitzventil abhängig von den Grenzsignalen öffnet oder schließt.