EP0835382A1 - Elektrohydraulische steuerungseinrichtung für einen rotations-hydromotor - Google Patents

Elektrohydraulische steuerungseinrichtung für einen rotations-hydromotor

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EP0835382A1
EP0835382A1 EP96923960A EP96923960A EP0835382A1 EP 0835382 A1 EP0835382 A1 EP 0835382A1 EP 96923960 A EP96923960 A EP 96923960A EP 96923960 A EP96923960 A EP 96923960A EP 0835382 A1 EP0835382 A1 EP 0835382A1
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EP
European Patent Office
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rotor
valve
control
motor
gear
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EP96923960A
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EP0835382B1 (de
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/04—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations specially adapted for reversible machines or pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/103—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement
    • F04C2/104—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement having an articulated driving shaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/103—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement
    • F04C2/105—Details concerning timing or distribution valves
    • F04C2/106—Spool type distribution valves

Definitions

  • the invention relates to an electrohydraulic control device for a rotary hydraulic motor, in which the rotor performs two superimposed rotary movements, one of which takes place eccentrically to the central longitudinal axis of the stator, and the other of which rotates around the rotor-fixed, parallel to the longitudinal axis central rotor longitudinal axis of the stator, which in turn executes a circular movement about the central longitudinal axis of the stator along a circular path, and the conversion of the rotary movements of the rotor into a uniaxial rotary movement of the output shaft of the motor by means of a cardan shaft coupling the output shaft to the rotor is carried out, and a position control circuit working with a variable position setpoint is provided, in which a uniaxially rotationally driven mechanical sensor element which is coupled to the rotor without play is provided for detecting the actual position value.
  • Such a control device is known from the German utility model G 93 08 025 in connection with a hydraulic motor operating according to the gerotor principle.
  • Such a hydraulic motor has an annular stator, which is provided on its inside with longitudinal grooves which are grouped axially symmetrically with respect to the central longitudinal axis of the stator and are offset from one another by ribs with an arcuate contour.
  • the rotor is in the form of a star-shaped disk, the thickness of which corresponds to that of the stator ring.
  • the star spikes of the rotor have a convex curvature and usually connect with a smooth curvature to flat-concave contour regions, which each run between two radially projecting heads of the rotor.
  • the inner contour of the stator and the outer contour of the rotor are matched to one another in such a way that the rotor, in any of its possible rotational positions which it can assume during a 360 ° rotation, makes line contact with each of the ribs extending in the axial direction of the stator.
  • the multiplicity of the axial symmetry of the stator is 1 higher than the multiplicity (numeracy) of the axial symmetry of the rotor, which in practical cases is at least 4.
  • the chambers which are delimited in a pressure-tight manner in the radial and azimuthal direction and by housing plates in the axial direction, the number of which corresponds to that of the grooves of the stator, are in any azimuthal position of the rotor different volumes, which change continuously with a continuous rotary movement of the rotor, so that by valve-controlled pressurization of those chambers which, viewed in the intended direction of rotation of the motor, enlarge and pressure relief of those chambers which change in the same direction of rotation reduce, the rotor is driven in the desired direction of rotation.
  • This type of drive control which requires an off-axis mounting of the rotor with respect to the central longitudinal axis of the stator, has the consequence that the axis of rotation of the rotor parallel to the central longitudinal axis of the stator has a number of circular movements corresponding to the number of its protruding teeth executes the central longitudinal axis of the rotor when the rotor makes a 360 "revolution, the direction of rotation of this circular movement of the axis of rotation of the rotor being opposite to the rotary movement of the rotor itself.
  • threaded end sections of an articulated shaft with which they mesh with an internal toothing of the tube and an internal toothing of the output shaft stands, divided and torsionally braced against one another, the threaded end sections having spherically curved teeth in order to be able to compensate for an axial offset which is caused by wobble movements of the cardan shaft.
  • the actual value detection of the position of a part which is rotated by means of the motor can be carried out in a known manner by means of an electronic or electromechanical rotary position encoder system which encodes ⁇ tion of the rotational position of the output shaft in characteristic electrical signals allows for that too
  • a setpoint-actual value comparison of an electronic control unit of the drive can be fed, from whose comparative processing with setpoint-characteristic predetermined signals this electronic control unit generates control signals for the valve control of the engine.
  • the characteristic frequency of the control system must be significantly reduced compared to the natural frequency of the spring mass system formed by the load and its coupling to the output shaft in the event of a rapidly increasing deviation from the target and actual position, to rule out a too "violent" backlash of the control, which could otherwise lead to an increase in vibrations and, in extreme cases, to damage to the drive train.
  • a hydraulic motor for example a spindle drive
  • two such linear drives are provided, for example, to prevent a workpiece or tool from moving along a path curve by superimposing the linear movements in two mutually perpendicular coordinate directions to achieve, because of the low usable control loop gain, a relatively low web speed must be controlled so that the web can be followed with sufficient accuracy, ie acceptable deviations from its ideal course. The consequence of this is an overall low web tracking speed, which is of course undesirable for production reasons.
  • the object of the invention is therefore to improve a control device of the type mentioned at the outset such that a control circuit provided for drive control of the hydraulic motor can be operated with high circuit gain and nevertheless the risk of damage to the drive train is largely ruled out .
  • the it position which can be detected as azimuthal deflection - rotation - of the rotor relative to a reference plane, which contains the central, housing-fixed axis of rotation of the rotor, for comparison with a mean setpoint input drive, which is electrical is controllable.
  • the advantageous consequence of this is that the "softness" of the drive train on the output side, in particular a torsional deformation of the cardan shaft that couples the rotor to the output shaft, depends on the actual value information, however it is obtained, for example by means of an electronic ⁇ or electromechanical rotary position sensors, can not have an effect, so that the position control loop used for position control of the rotor has a high degree of rigidity and, accordingly, the circular gain K v die ⁇ e ⁇ control loop, which is generally due to the relationship
  • C is the stiffness and m is the mass of the mass-spring system of the control circuit, can be correspondingly high, the stiffness c being essentially due to the - low - compressibility of the position Control loop existing 01 column is given and the mass m is essentially determined by the mass of the rotor.
  • the gear unit suitable for monitoring the uniaxial rotary movements of the mechanical sensor element of the position actual value detection device in a simple manner and which can also be sufficiently implemented with simple means to meet the requirement of freedom from play, is a trochoidal gear unit with low axial and radial Dimensions can be realized.
  • a configuration as a hypotrochoid gear which consists of a ring gear with internal toothing and a pinion in meshing engagement with its toothing, whose pitch circle diameter d is smaller than the pitch circle diameter D of the ring gear toothing, the difference amount e corresponds to the diameter of the circle on which the rotor-stationary axis of rotation of the rotor rotates about the stator-stationary axis of rotation of the motor.
  • the ring gear is provided in a coaxial arrangement of its internal toothing with the rotor-fixed axis of rotation and the pinion in a coaxial arrangement with the stator-fixed central axis is provided with the mechanical sensor element of the position actual value detection device, this results in the same direction of rotation of the rotor and above that Hypotrochoid gear driven actual value detection element, while with the rotationally fixed arrangement of the pinion on the rotor and arrangement of the ring gear on the driven mechanical sensor element, the position actual value detection device results in the opposite direction of rotation of the rotor and the actual value detection element.
  • the follow-up control valve is designed in a simple manner realizable by the fact that a housing is designed as a valve bushing, which is rotatably arranged in a centrally through bore of a valve housing block with a sealing sliding fit that is firmly connected to the engine housing.
  • the required freedom from play of the feedback drive can then be realized in a simple manner by providing a valve spring arrangement which permanently acts between the valve bushing and the piston of the follower control valve Torque generated which is smaller than the holding torque of the setpoint specification motor in its de-energized state and also smaller than the holding torque of the rotary hydraulic motor when the pressure supply is switched off.
  • FIG. 1 shows an electrohydraulic drive unit with a gerotor-hydraulic motor as a power drive and a follow-up control valve which is electrically setpoint-controlled and designed as a rotary slide valve by means of a stepper motor and which works with mechanical position / value feedback via a feedback gear Simplified longitudinal section table,
  • FIGS. 1 a and 1 b show further functional positions of the run-on control valve according to FIG. 1 in the corresponding representation
  • Fig. Lc is a diagram for explaining the function of
  • FIG. 2 shows the gerotor motor of the drive unit according to FIG. 1, in section along the line II-II of FIG. 1, 3 shows details of the overrun control valve which can be used in the drive unit according to FIG. 1 in a longitudinal section representation corresponding to FIG. 1, FIG.
  • FIG. 3a shows a section along line IIIa-IIIa of FIG. 3,
  • 3b shows a section along line IIIb-IIIb, in each case with the central position of the follow-up control valve associated with the shutdown of the hydraulic motor of the drive unit,
  • FIG. 3d the sectional representations corresponding to the representations of FIGS. 3b and 3c and FIG. 3e corresponding to the explanation of one of the two flow positions of the follow-up control valve of the drive unit according to FIG. 1
  • FIGS. 3d and 3e corresponding sectional representations and 3g positions to explain the second flow position of the follow-up control valve
  • the electro-hydraulic drive unit designated overall by 10 in FIG. drove a rotary hydraulic motor 11 designed as a gerotor as well as an electro-hydraulic control device, designated overall by 12, which is combined with the hydraulic motor 11 to form a compact structural unit 13.
  • the gerotor motor 11 for which explanation is also referred to FIG. 2, has a star-shaped rotor 14, which has a multiple number of rotations with respect to a central rotor axis 16, and four-fold rotational symmetry in the special embodiment shown.
  • an annular stator 17 surrounding the rotor 16 which has the basic shape of a toothed ring with an internal toothing which forms the radially outer boundary of a stator interior 18 receiving the rotor 14, which in turn relates to the central longitudinal axis 19 of the motor 11 and the drive unit 10 as a whole is designed to be rotationally symmetrical, the multiplicity of the stator symmetry being 1 higher than that of the rotor 14 and thus 5-fold in the special embodiment shown.
  • the radially inwardly projecting teeth 21 of the stator 17 are formed as convex ribs extending parallel to the central longitudinal axis 19 with circumferential surfaces 22 curved in a circular arc.
  • the teeth 23, ie the radially most protruding areas of the star-shaped rotor 14, are also convexly curved and close with a radius of curvature that is smaller than that of the ribs 21 of the stator 17 with a smooth curvature on flat concavely curved jacket regions 24 of the rotor 14 which mediate between the teeth 23 and whose radius of curvature is greater than that of the jacket surfaces 22 of the ribs 21 of the stator 17.
  • the rotor 14 and the stator 17 of the gerotor 11 have the same axial thickness and are arranged between annular disks 26 and 27 of the motor housing, which is denoted overall by 28 and which form the housing-fixed, axial limitations of the five drive chambers 18 1 to 18 5 of the gerotor 11 which are delimited radially on the outside of the housing by the stator 17 and are movable radially on the inside by the rotor 14, whose alternately convex and concave shell contour profile is matched to that of the stator 17 in such a way that the rotor 14 is in all possible azimuthal positions with respect to one another a reference plane containing a central axis 16, the orientation of which can be arbitrarily selected, is in contact with each of the toothed ribs 21 of the stator along a circumferential line 29 which run parallel to the central longitudinal axes 16 and 19 of the rotor 14 and the stator 17, two ge in the circumferential direction along these contact lines 29 ⁇ ehen adjacent drive chambers are
  • the rotor 14 can be controlled to carry out rotations about its central axis 16, which in this case when the rotor 14 is in the time represented by the head 31 rotates clockwise around the central axis 19 of the stator, the number of rotations of the central axis 16 of the rotor around the central axis 19 of the stator 14 compared to the number of revolutions of the rotor 14 around its central Axis 16 around the multiplicity of the rotor symmetry, thus four times in the special embodiment shown, the number of revolutions of the rotor about its central axis 16 is higher than that.
  • the direction of rotation of the rotor 14 is determined by the way via which its control connection 37 or 38 pressurized hydraulic medium is supplied to the gerotor motor 11 and can flow to the unpressurized reservoir of the pressure supply unit, the speed of the rotor 14 being adjusted by the control - The amount of the hydraulic medium flowing through the gerotor 11 in the time unit is controlled.
  • the electrohydraulic control device 12 which is designed as a position control circuit for the positioning of the rotor 14 of the gerotor motor 11 and with an electrically controllable position setpoint specification and mechanical position value feedback is working.
  • the electrohydraulic control device comprises an overrun control valve, designated 39 overall, which conveys the function of a 4/3-way proportional valve, that by actuating an electric stepper motor 41 in alternative directions of rotation in alternative functional positions I (FIG. 1) and II ( 1 a) is controllable, which in turn corresponds to alternative directions of rotation of the gerotor motor 11.
  • the function position I of the wake control valve 39 are the high pressure (P) supply connection 42 with the A control connection 37 of the gerotor motor 11 and the B control connection 38 with the pressureless tank (T).
  • - Supply connection 43 of the follow-up control valve 39 connected which may correspond to an operating state of the gerotor motor 11 in which its rotor 14, viewed in the direction of the arrow 44 in FIG. 1, ie from the step motor 41, is located rotates in the direction of the central longitudinal axis 19 of the gerotor motor 11 in the clockwise direction represented by the arrow 31 in FIG. 2.
  • the overrun control valve 39 reaches its alternative function position II (FIG. 1 a), in which the B control connection 38 of the gerotor motor 11 with the P-supply connection 42 of the follow-up control valve 39 and its A-control connection 37 are connected to the T-supply connection 43 of the follow-up control valve, and thereby the gerotor motor 11, seen in the illustration in FIG. 2, for executing rotary movements in the direction of arrow 46, ie is driven counterclockwise.
  • the follow-up control valve 39 in accordance with its function as a 4/3-way valve, is designed so that whenever the follow-up control valve has one of its two alternative functional positions I and II, the drive functions of the gerotor motor 11 in alternative directions of rotation are assigned, in which the other direction of rotation function-assigned function position is switched, this switching leads to an intermediate position 0 (FIG. 1b), in which both the A control connection 37 and the B control connection 38 of the gerotor motor 11 against the P supply connection 42 and the T -Ver ⁇ orgung ⁇ - connection 43 of the follow-up control valve 39 are shut off.
  • the follow-up control valve 39 in accordance with its function as a proportional valve, is designed so that between control positions ⁇ - and ⁇ z (FIG. 1c) the respective maximum flow cross-section Q max of the flow paths released in the functional positions I and II of the follow-up control valve and the blocking position 0, which corresponds to the intermediate position ⁇ J> 2 , the flow cross sections of these flow paths 47 and 48 or 49 and 51 vary between the maximum value ° max and the value ° monotonously.
  • the follow-up control valve 39 is mounted on the housing 28 thereof on the side thereof remote from the output shaft 36 of the gerotor motor 11. It comprises a housing 52 which is firmly connected to the housing 28 of the gerotor motor 11 and which has a continuous, central bore 53 in the central bore 19, which is coaxial with the central longitudinal axis 19 of the gerotor motor, in which seals against the housing bore 53 , a cylindrical tubular valve bush 54 is rotatably arranged, which can be driven in rotation by means of the stepper motor 41, which in turn - stator-fixed - is mounted on the housing 52 of the overrun control valve.
  • a basic valve piston 57 is arranged to be rotatable about the central axis 19 of the gerotor 11, the valve piston 37 being designated by 58 with a - free of play - overall Feedback gear is rotatably coupled to the rotor 14 of the gerotor motor 11.
  • this drive coupling with the gerotor motor 11 can be realized by a rack and pinion drive (not shown) which has a toothed rack fixedly connected to the element to be positioned and one with this element
  • This meshing pinion which is connected to the output shaft 36 of the gerotor motor 11 in a rotationally fixed manner, ⁇ o i ⁇ t, taking into account the transmission ratio this rack and pinion drive as well as the feedback gear at every moment of operation of the drive unit 10 the position setpoint by the algebraic sum of the stepper motor 41 supplied to the stepper motor 41 at that moment by an electronic control unit 59, by which the stepper motor 51 and so that the gerotor motor 11 can also be controlled in alternative directions of rotation, whereby it is assumed that the rotor of the stepper motor is controlled by each of these control pulses to perform an incremental rotation by the same angular amount ff ⁇ f and that for control of the stepper motor 41 in the opposite direction of rotation used output pulses of
  • the drive unit 10 is used as a rotary drive for a workpiece or machine element which is rotatably driven during machining and which is rotationally coupled directly or via a gear to the output shaft 36 of the gerotor motor 11 of the drive, it essentially being based on the Rotation speed arrives, so the relevant speed setpoint is essentially determined, ie again apart from gear ratio ratios, by the frequency with which the drive pulses for the stepper motor 41 are output by the electronic control unit 59.
  • the angle by the valve bushing 54 and the valve piston 57 can be rotated relative to one another in the sense of actuating the wake control valve 39 in the sense of taking up their alternative functional positions I and II corresponding to their respective maximum flow cross-section, a typical amount of 30 °, with this actuating range limited by the stop action between the valve bush 54 and the valve piston 57;
  • the incremental angle of rotation X ⁇ on the other hand, by which the rotor of the stepping motor 51 rotates when it is driven with a setpoint input pulse from the electronic control unit 59, has a typical value of 1/10 degree and is therefore approximately 1/300 of the maximum "one-sided" control angle small against them.
  • the overrun control valve 39 With this design of the overrun control valve 39, the maximum permissible - azimuthal - overrun error ⁇ ( ⁇ ma ⁇ , when used, a good response of the control device 12 can still be achieved, a typical amount of 20 °, which corresponds to 2/3 of the maximum possible control angle of the overrun control valve 39 .
  • a ring gear 63 which is connected in a coaxial arrangement with the common central longitudinal axis 19 of the gerotor motor 11 and the follow-up control valve 12 in a rotationally fixed manner with the central valve piston 57 and arranged on the side facing the gerotor motor 11, as well as a pinion 64 connected to the rotor 14 of the gerotor motor 11 in a rotationally fixed manner, which with its outer toothing 66 is in meshing engagement with the inner toothing 67 of the hollow wheel 63 and is coaxial with respect to the central, rotor-fixed longitudinal axis 16 thereof and therefore with respect to the common central longitudinal axis 19 of the gerotor motor 11 and the follow-up control valve is arranged off-axis.
  • the number of teeth zl of the pinion is significantly smaller than the number of teeth z2 of the internal toothing 67 of the hollow gear 63 and corresponds approximately to their half value.
  • the number of teeth z1 of the pinion is 16 and the number of teeth z2 of the pinion 63 is 30.
  • the operating state of the gerotor motor 11 is assumed, in which its rotor 14 is, as seen in the direction of the arrow 44 in FIG. 1, in the clockwise direction, ie in the direction of the arrow 31 2, rotates.
  • the central longitudinal axis 16 of the rotor 14 describes a complete circular path around the central longitudinal axis whenever it rotates 90 ° clockwise 19 of the stator 17 of the gerotor counterclockwise.
  • the pinion 64 thus, while undergoing a 360 ° clockwise rotation, makes four counterclockwise rotations about the central longitudinal axis 19 of the stator 17 of the gerotor motor 11, with the general rule that with N- Numerous symmetry of the rotor 14, the central longitudinal axis N of which rotates around the central longitudinal axis 19 of the stator 17, while the rotor 14 undergoes a 360 "revolution.
  • the embodiment according to FIG. 1d differs from that described with reference to FIG. 1 with regard to the design of the feedback gear 58 'in that the ring gear 63' on the rotor 14 of the gerotor motor 11 and the pinion 64 'on the central valve piston 57 of the follow-up control valve 39 are arranged, which otherwise have the same design with regard to their number of teeth z and z 2 are required.
  • this transmission ratio I ' g / the same dimensioning of the hollow wheel 63' and of the knurling 64 ', as assumed for the embodiment according to FIG. 1, has the value 5.375.
  • the ring gear is formed by an engine-side, internally toothed end section of the valve bush 54 and instead of that the central valve piston 57 is driven by the stepper motor 41.
  • the follow-up control valve 39 which is only schematically illustrated in FIGS. 1 and 1a and 1b to explain its function, has more in detail than that 3 and the cross-sectional representations of FIGS. 3a to 3g, to which reference is made below:
  • the housing 52 of the follow-up control valve 39 is provided with a total of four annular grooves 71 to 74 open to its central bore 53, with which the radially outer, flat annular grooves 76 to 79 of the essentially tubular valve bushing 54 are in constant communication Connect.
  • annular grooves 71 to 74 of the housing 52 of the follow-up control valve 39 and the annular grooves 76 to 79 of the valve bushing 54 of the follow-up control valve communicating with them are arranged at the same distance from one another, seen along the central longitudinal axis 19 thereof , the inner groove 71 of the follow-up control valve housing 52 closest to the gerotor motor 11 and the inner groove 74 of the follow-up control valve housing 52 which is furthest away from the gerotor motor 11, each individually, with one of the supply connections 42 and 43 of the follow-up control valve 39 are communicatively connected, as can also be seen from the schematic illustration in FIG. 1.
  • the inner groove 72 adjacent to the P-supply groove 71 of the follow-up control valve housing 52 is connected to the A control connection 37 of the gerotor motor 11 in the exemplary embodiment shown via a connection channel (FIG. 1) designated as 81 (FIG. 1) of the valve housing 52 .
  • the inner groove 73 of its housing 52, which is adjacent to the T-supply groove 74 of the housing 52 of the follow-up control valve 39, is via a B connection channel of the valve housing 52 of the follow-up control valve 39, designated overall by 82, with the B control connection 38 of the gerotor motor 11 communicating connected, as can be seen from the schematic illustration in FIG. 1.
  • the central valve piston 57 is provided with a P-circumferential groove which is coaxial with the P-supply groove 71 and the radially outer P-ring groove 76 of the valve bushing 54 and which has radial P-holes 84 in the valve bushing 54 with its P-ring groove 76 and thus also with the P - Supply groove 71 of the housing 52 is in a constantly communicating connection.
  • the outer T-ring groove 79 of the valve bush 54 is provided with a coaxial T-circumferential groove 86, which in turn is in constant communication via radial transverse bores 87 of the valve bush 54 with its T-ring groove 79 and thus also with the T-supply groove 74 of the housing 52 (Fig. 3b).
  • T-circumferential groove 86 of the central valve body 57 are two diametrically opposed T-control grooves 91 and 92, which extend in the longitudinal direction to the P-circumferential groove 83 of the central valve body 57 and which are at an axial distance from the P-circumferential groove 83 of the central valve body 57, the axial extent of these T-control grooves 91 and 92 again being chosen such that in the axial direction these T-control grooves 91 and 92 overlap with the A-ring groove 77 of the valve bush 54 and thus also with the A-ring groove 71 of the valve housing 52.
  • the common longitudinal center plane 93 of the P control grooves 88 and 89 and the common longitudinal center plane 94 of the T control Grooves 91 and 92 of the central valve piston 57 run at right angles to one another and cut along the central longitudinal axis 19 of the follow-up control valve 39.
  • the valve bushing 54 is provided with two A-control channels 96 and 97 which are aligned with one another and radially penetrate their sheath and which radially on the outside lie in the A-ring groove 77 which is in constant communication with the A-ring groove 72 of the housing 52 the valve bushing 54 open.
  • These A-control channels 96 and 97 are each formed by a radial bore 98 with a circular cross-section and by these widening circumferential expansion slots 99 and 101, whose clear width measured in the axial direction is smaller than the diameter of the central, radial bore 98, and its azimuthal depth measured in the circumferential direction is dimensioned such that the azimuthal width measured on the circumference of the central valve piston 57 for these A control channels 96 and 97 corresponds to the azimuthal distance of the P control grooves 88 and 89 corresponds to the T-control grooves 91 and 92, ie has the value of 50 ° in the example chosen for the explanation.
  • the diameter of the central bores 98 of the A control channels 96 and 97 is approximately smaller than the clear width of the P control grooves 88 and 89 and T control grooves 91 and 92 measured in the axial direction, which in turn is slightly smaller than the clear width of the A-ring groove 72 of the housing 52 measured in the axial direction of the follow-up control valve 39.
  • valve bushing 54 is provided with two B control channels (FIG. 3c) which radially penetrate the jacket of the valve bushing 94 (FIG. 3c) and which correspond to their design according to the A control channels 96 and 97 and which radially dial into the outside the B-ring groove 72 of the housing 52 in a constantly communicating connection B-ring groove 78 of the valve bush 54 open.
  • B control channels FIG. 3c
  • the common central longitudinal axis 104 of the B control channels 102 and 103 of the valve bush 54 is offset by 90 ° in the azimuthal direction from the common central longitudinal axis 106 of the A control channels 96 and 97 (FIG. 3b).
  • the A-connection channel 81 of the overflow control valve 39 is through a transverse bore 107 running at right angles to its central longitudinal axis 19 and at a radial distance therefrom, which communicates with the A-ring groove 72 of the housing 52 of the overflow control valve 39 in a communicating manner bond is formed, and a longitudinal bore 108 of the valve housing 52, which communicates with the transverse bore 107 and communicates radially outside the A-ring groove 72 of the housing 52, is formed, which with the A control connection 37 of the gerotor motor 11 or of its rotary Directional control valve 32 is in communicating connection.
  • the B connection channel 82 of the overrun control valve 39 is through a transverse bore 109 running at right angles to its central longitudinal axis 19 and at a radial distance therefrom, which bores with the B ring groove 73 of the housing 52 of the overrun control valve 39 in communicating connection is formed, and a longitudinal bore 111 of the valve housing 52 running radially outside the B-ring groove 73 of the housing 52, which communicates with the transverse bore 109, is formed, which with the B control connection 38 of the gerotor motor 11 or 11 . its direction of rotation control valve 32 is in communicating connection.
  • the cross-bores 107 and 109 each forming a section of the A-connection channel 81 and the B-connection channel 82 of the wake control valve, for which the outside of the valve housing 52 are inserted into these, are pressure-tight on these outside sides plugged.
  • the configuration of the overrun control valve 39 shown in FIGS. 3b and 3c corresponds, regardless of the arbitrarily chosen orientation of the longitudinal center planes 93 and 94 of the P control grooves 88 and 89 and of the T control grooves 91 and 92, to that Shown schematically in FIG.
  • blocking position 0 of the follow-up control valve 39 in which there is no overlap - positive overlap - of the A control channels 96 and 97 and the B-control channels 102 and 103 of the valve bushing 54 with the P-control grooves 88 and 89 and the T-control grooves 91 and 92 of the central valve piston 57 are given and thus - at least on average over time - the A-connection channel 81 and the B connection channel 82 of the housing 52 of the overflow control valve 39 are blocked off against the P control grooves 88 and 89 and the T control grooves 91 and 92 of the central valve piston 57.
  • This configuration of the overrun control valve corresponds to the equality of the setpoint and actual value of the azimuthal position of the rotor 14 of the gerotor motor 11. It is - at the same time inevitable - achieved at the end of a positioning process and therefore also forms the initial position for a subsequent positioning process, which always begins from the position of the follow-up control valve 39 shown in FIGS. 3b and 3c.
  • valve bushing 54 is actuated by actuating the stepping motor 41 in the direction of the arrow 112 in FIG. 3b, ie according to the illustration of this figure, in FIG Turned clockwise relative to the central valve piston 57, the A-control channels 96 and 97 of the valve bush 54 come into positive overlap of their flow cross-sections with the P-control grooves 88 and 89 of the central valve piston 57 (FIG.
  • valve bushing 54 starting from the initial position of the valve bushing 54 shown in FIGS. 3b and 3c, this is driven by the control of the stepping motor 41 in the opposite direction of rotation, ie in the direction of rotation of the arrow 113 of FIGS. 3f and 3g, so that A-control channels 96 and 97 of valve sleeve 54 in positive overlap of their flow cross sections with T-control grooves 91 and 92 of central valve piston 57 (FIG. 3f) and B-control channels 102 and 103 of valve sleeve 54 in positive overlap with the cross sections the P control grooves 88 and 89 of the central valve piston 57 of the follow-up control valve 39 (FIG.
  • a tensioning device which mediates the function of a torsion spring, generally designated 114, is provided, which rotatably rests on the central valve piston 57 on the valve sleeve 54 is connected to the output shaft of the stepping motor 41, exerts azimuthally supported torque, due to which the internal toothing 67 of the ring gear connected non-rotatably to the central valve piston 57 is reliably held in one-sided system with the teeth of the pinion 64 which are in engagement with it. This is connected to the rotor 14 of the gerotor motor.
  • This tensioning device 114 comprises a helical spring 116 under tension, which on an azimuthal area spanning approximately 300 ° from an outer, concave groove 117 has an end portion 118 which is only slightly extended in the axial direction and protrudes from the central housing bore 53 on the transmission side the valve bush 54 is received.
  • the radius of curvature of the groove is slightly larger than that of the spring coils, which are received with a radially inner 180 ° area by this concave groove 117 and are supported at the bottom thereof.
  • the short end section 118 of the valve bush 54 extends through a bore step 119, the diameter of which is slightly larger than the outer diameter, in relation to the central bore 53, in which the valve bush is arranged so that it can be rotated in a pressure-tight manner over sections of its length the helical spring 116, the radial clear width between the bore step 119 and the outer lateral surface of the end section 118 of the valve bushing 54 bearing the helical spring 116 remaining annular gap 121 is smaller than the diameter of the individual spring coils, which is around 0 with a spring wire thickness .2 mm is approximately 2 mm. As a result, the coil spring 116 is adequately secured against axial displacement out of the annular gap 121.
  • a stop pin 122 is fixedly inserted in the area 57 'from the end section 118 of the valve bushing 54 in the azimuthal area of 300 ° coaxially, emerging from the central housing bore 53 on the transmission side, which on one side radially into the "Free" annular gap region 121 'protrudes, the azimuthal width 0 of which is determined by the azimuthal distance of the radial end faces 123 and 124, which extend in the axial direction over the depth of the end section 118 of the valve bush 54 carrying the coil spring 116.
  • This stop pin 122 is oriented so that the radial plane containing its central longitudinal axis 126 and the central longitudinal axis 19 of the follow-up control valve 39 halves the angle that the radial plane which the common central longitudinal axis 106 of the A control channels 96 and 97 contains and enclose the radial plane, which contains the common central longitudinal axis 104 of the B control channels 102 and 103.
  • One end 127 of the helical spring 116 is attached to the free end section 122 'of the stop pin 122, while the other end 128 is fixed to the region of the 300 ° sector-shaped jacket section 118 of the valve bush 54 which is approximately 300 ° away in the direction of travel of the spring.
  • the helical spring 116 is matched in such a way that there is between the valve bush 54 and the central valve piston 57 - as a result, between the rotor of the stepper motor 41 and the rotor 14 of the gerotor motor - due to the spring preload, the permanently effective torque is far from sufficient to twist it against one another in a standstill phase of the drive unit.
  • the overrun control valve 39 cannot, as it were, operate in reach.
  • the bias of the helical spring 116 of the tensioning device 114 which "tends" to push the overrun control valve 39 into one of these functional positions I or II, is only sufficient for the fact that the position feedback of the rotor 14 of the gerotor Motor ⁇ 11 required freedom of play of the respective feedback gear 58 or 58 'is guaranteed.

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Description

Elektrohydraulische Steuerungseinrichtung für einen Rotations-Hydromotor
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine elektrohydrauliεche Steue¬ rungseinrichtung für einen Rotations-Hydromotor, bei dem der Rotor zwei einander überlagerte Drehbewegungen ausführt, deren eine exzentrisch zur zentralen Längs¬ achse des Stators erfolgt, und deren andere eine Rota¬ tion um die rotorfeste, parallel zur Längsachse des Stators verlaufende, zentrale Rotorlängsachse ist, die dadurch ihrerseits eine Umlaufbewegung um die zentrale Längsachse des Stators entlang einer Kreisbahn aus¬ führt, und die Umsetzung der Drehbewegungen des Rotors in eine uniaxiale Drehbewegung der Abtriebswelle des Motors mittels einer die Abtriebswelle mit dem Rotor koppelnden Gelenkwelle erfolgt, sowie ein mit variabler Positions-Sollwert-Vorgabe arbeitender Lage-Regelkreis vorgesehen ist, bei dem zur Erfassung des Positions- Istwertes ein mit dem Rotor spielfrei bewegungsgekop¬ peltes uniaxial rotatorisch angetriebenes mechanisches Sensorelement vorgesehen ist.
Eine derartige Steuerungseinrichtung ist durch das deutsche Gebrauchsmuster G 93 08 025 in Verbindung mit einem nach dem Gerotor-Prinzip arbeitenden Hydromotor bekannt.
Ein solcher Hydromotor hat einen ringförmigen Stator, der an seiner Innenseite mit Längsnuten versehen ist, die axialsymmetrisch bezüglich der zentralen Längsachse des Stators gruppiert sind und durch Rippen mit kreis¬ bogenförmiger Kontur gegeneinander abgesetzt sind. Der Rotor ist als der Grundform nach sternförmige Scheibe ausgebildet, deren Dicke derjenigen des Stator-Rings entspricht. Die Sternzacken des Rotors haben eine kon¬ vexe Wölbung und schließen üblicherweise mit glatter Krümmung an flach-konkave Konturenbereiche an, die zwi¬ schen je zwei radial vorspringenden Köpfen des Rotors verlaufen. Die Innenkontur des Stators und die Außen¬ kontur des Rotors sind dahingehend aufeinander abge¬ stimmt, daß der Rotor in jeder seiner möglichen Dreh- Stellungen, die er bei einer 360°-Umdrehung einnehmen kann, Linienberührung mit jeder der sich in axialer Richtung erstreckenden Rippen des Stators hat. Die Mul¬ tiplizität der AxialSymmetrie des Stators ist um 1 hö¬ her als die Multiplizität (Zähligkeit) der Axialsymme- trie des Rotors, die in praktischen Fällen mindestens 4 beträgt. Die bei einer solchen Konfiguration des Rotors und des Stators durch diese in radialer sowie azimuta¬ ler Richtung und durch Gehäuseplatten in axialer Rich¬ tung druckdicht begrenzten Kammern, deren Anzal derje¬ nigen der Nuten des Stators entspricht, haben in einer beliebigen azimutalen Position des Rotors unterschied¬ liche Volumina, die sich bei einer kontinuierlichen Drehbewegung des Rotors kontinuierlich ändern, so daß durch ventilgesteuerte Druckbeaufschlagung derjenigen Kammern, die sich, gesehen in der beabsichtigten Dreh¬ richtung des Motors vergrößen und Druckentlastung der¬ jenigen Kammern, die sich bei derselben Drehrichtung verkleinern, der Rotor in der erwünschten Drehrichtung angetrieben wird. Diese Art der Antriebsssteuerung, die eine außeraxiale Lagerung des Rotors bezüglich der zen¬ tralen Längsachse des Stators erfordert, hat zur Folge, daß die zur zentralen Längsachse des Stators parallele Drehachse des Rotors eine der Zahl seiner vorspringen¬ den Zacken entsprechende Anzahl von Kreisbewegungen um die zentrale Längsachse des Rotors ausführt, wenn der Rotor eine 360"-Umdrehung ausführt, wobei der Drehsinn dieser Kreisbewegung der Drehachse des Rotors gegensin¬ nig zu der Drehbewegung des Rotors selbst erfolgt.
Um die aus regelungstechnischen Gründen erwünschte Spielfreiheit der Antriebskopplung der Abtriebswelle des Hydromotors mit dessen die einander überlagerten Drehbewegungen ausführenden Rotor zu erzielen, sind Gewinde-Endabschnitte einer Gelenkwelle, mit denen die¬ se jeweils mit einer Innenzahnung des Rohres und einer Innenzahnung der Abtriebswelle in kämmendem Eingriff steht, geteilt und gegeneinander torsions-verεpannt, wobei die Gewindeendabschnitte ballig gewölbte Zähne haben, um einen axialen Versatz, der durch Taumelbewe¬ gungen der Gelenkwelle zustande kommt, ausgleichen zu können. Die bei einer Nutzung des bekannten Rotations- Hydromotors als Stellantrieb erforderliche Istwert-Er¬ fassung der Position eines mittels des Motors z.B. ro- tatorisch bewegten Teils kann auf bekannte Weise mit¬ tels eines elektronischen oder elektromechanischen Drehstellungs-Geber-Systems erfolgen, das eine Kodie¬ rung der Drehstellung der Abtriebswelle in dafür cha¬ rakteristische elektrische Signale ermöglicht, die zu einem Soll-Istwert-Vergleich einer elektronischen Steu¬ ereinheit des Antriebes zuführbar εind, aus deren ver¬ gleichender Verarbeitung mit sollwert-charakteristi- schen Vorgabe-Signalen diese elektronische Steuerein¬ heit Anεteuersignale für die Ventilsteuerung des Motorε erzeugt.
Ungeachtet der grundsätzlichen Eignung der bekannten Steuerungseinrichtung für einen genauen Positionier- Betrieb, ist diese dennoch mit zumindest den folgenden Nachteilen behaftet:
Da die Positions-Istwert-Erfaεεung durch eine Überwa¬ chung der azimutalen Position der Abtriebswelle er¬ folgt, muß die Kennkreiεfrequenz des Regelungsεystems gegenüber der Eigenfrequenz des durch die Last und de¬ ren Ankopplung an die Abtriebswelle gebildeten Feder- Massensystems deutlich herabgesetzt werden, um im Falle einer rasch anwachsenden Abweichung von Soll- und Ist- Position eine zu "heftige" Gegenreaktion der Regelung auszuschließen, was ansonsten zu einer Anfachung von Schwingungen und im Extremfall zu einer Beschädigung deε Antriebεεtrangeε führen könnte.
In Einεatzfällen, in denen ein εolcher Hydromotor alε Antriebεeinheit eineε Linearantriebes, z.B. eines Spin¬ deltriebes ausgenutzt wird und beispielsweise zwei sol¬ cher Linearantriebe vorgesehen sind, um eine entlang einer Bahnkurve verlaufende Bewegung eines Werkstückes oder Werkzeuges durch Überlagerung der Linearbewegungen in zwei zueinander senkrechten Koordinatenrichtungen zu erzielen, muß - wegen der geringen nutzbaren Regel¬ kreisverstärkung, eine relativ geringe Bahngeschwindig¬ keit eingesteuert werden, damit die Bahn mit hinrei¬ chender Genauigkeit, d.h. hinnehmbaren Abweichungen von ihrem idealen Verlauf, verfolgt werden kann. Die Folge hiervon ist eine insgesamt geringe Bahnverfolgungsge¬ schwindigkeit, die aus produktionstechnischen Gründen natürlich unerwünscht ist.
Aufgabe der Erfindung iεt eε daher, eine Steuerungsein¬ richtung der eingangs genannten Art dahingehend zu ver¬ bessern, daß ein zur Antriebsεteuerung des Hydromotors vorgesehener Regelkreiε mit hoher Kreiεverstärkung be¬ trieben werden kann und gleichwohl die Gefahr einer Beεchädigung deε Antriebεεtrangeε weitgehend auεge- schlosεen ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß das zur Positions-Istwert-Erfassung genutzte Sensorele¬ ment mit dem Rotor mittels eines eigenen, zusätzlich zu dem durch den Rotor, die Gelenkwelle und die Abtriebs¬ welle gebildeten Antriebsεtrang, über den ein überwie¬ gender Teil des Motor-Drehmoments als Nutzmoment glei¬ tet ist, vorgesehenen Sensor-Antriebεεtranges, der spielfrei ist, bewegungsgekoppelt iεt.
Hiernach wird die Iεt-Poεition, die als azimutale Aus¬ lenkung - Drehung - des Rotors gegenüber einer Bezugs¬ ebene erfaßbar ist, die die zentrale, gehäuεefeεte Drehachεe deε Rotorε enthält, zum Vergleich mit einer mittelε eineε Sollwert-Vorgabeantriebeε, der elektrisch steuerbar ist, herangezogen. Die vorteilhafte Folge hiervon iεt, daß abtriebεεeitige "Weichheiten" des An¬ triebsstranges, insbeεondere eine Torsions-Verformung der Gelenkwelle, die den Rotor mit der Abtriebswelle koppelt, εich auf die Iεtwert-Information, wie immer diese auch gewonnen wird, z.B. mittels eines elektroni¬ schen oder elektromechanischen Drehstellungs-Sensorε, nicht auεwirken können, so daß der für die Poεitionε- Regelung des Rotorε genutzte Poεitionε-Regelkreiε mit einer hohen Steifigkeit behaftet ist und demgemäß die Kreisverεtärkung Kv dieεeε Regelkreiεeε, die allgemein durch die Beziehung
gegeben iεt, in der mit C die Steifigkeit und mit m die Maεse des Masεen-Federsystemε deε Regelkreiεeε bezeich¬ net εind, entsprechend hoch sein kann, wobei die Stei¬ figkeit c im wesentlichen durch die - geringe - Kompres¬ sibilität der im Positionε-Regelkreis vorhandenen 01- säule gegeben ist und die Masse m im wesentlichen durch die Masεe deε Rotorε bestimmt ist.
Durch die Regelung der Rotorposition mit hoher Kreis¬ verstärkung wird im Ergebnis eine raεche Steuerung der Poεition des mittels des Hydromotors angetriebenen Ele¬ ments erzielt.
Ein zur Umsetzung der überlagerten Rotationsbewegungen deε Rotors in auf einfache Weise überwachbare uniaxiale Drehbewegungen des mechanischen Sensorelements der Po- sitions-Istwert-Erfaεεungεeinrichtung geeignetes Ge¬ triebe, das auch mit einfachen Mitteln dem Erfordernis der Spielfreiheit genügend realisierbar ist, iεt ein Trochoidengetriebe, daε mit geringen axialen und radia¬ len Abmessungen realisierbar ist.
Bevorzugt ist hierbei eine Gestaltung als Hypotrochoi- den-Getriebe, das auε einem Hohlrad mit Innenzahnung und einem mit deεεen Zahnung in kämmendem Eingriff εte- henden Ritzel beεteht, deεsen Teilkreisdurchmeεser d kleiner iεt als der Teilkreiεdurchmeεser D der Hohlrad- Zahnung, wobei der Unterschiedεbetrag e dem Durchmeεser des Kreiseε entεpricht, auf dem die rotorfeεte Drehach¬ se des Rotors um die statorfeεte Drehachse des Motors rotiert. Ist hierbei das Hohlrad in koaxialer Anordnung seiner Innenzahnung mit der rotorfesten Drehachse und das Ritzel in koaxialer Anordnung mit der statorfesten zentralen Achse drehfeεt mit dem mechaniεchen Sensor¬ element der Positions-Istwert-Erfaεεungεeinrichtung vorgeεehen, εo ergibt sich gleicher Drehsinn des Rotors und deε über daε Hypotrochoidengetriebe angetriebenen Istwert-Faεεungselements, während bei drehfester Anord¬ nung des Ritzelε am Rotor und Anordnung deε Hohlrades am angetriebenen mechanischen Sensorelement der Posi- tions-Istwert-Erfaεεungεeinrichtung εich gegenεinniger Drehεinn von Rotor und Iεtwert-Erfaεεungεelement er¬ gibt.
Wenn das über das weitere Getriebe uniaxial rotatoriεch antreibbare Rückmeldeelement Funktionselement der me¬ chanischen Istwert-Rückmeldeeinrichtung eines zur Bewe¬ gungs- und Positions-Steuerung des Rotations-Hydromo¬ tors vorgesehenen Nachlauf-Regelventils ist, daε mit elektrisch steuerbarer Sollwert-Vorgabe arbeitet, so ist es besonders vorteilhaft, wenn dieseε Nachlauf-Re¬ gelventil alε Drehεchieber-Ventil mit rotatorisch an¬ treibbaren Kolben- und Gehäuseelementen ausgebildet ist, deren azimutale Auslenkung gegeneinander anschlag¬ begrenzt iεt.
Sowohl in derjenigen Konfiguration deε Nachlauf-Regel- ventilε, bei dem der zentral angeordnete Ventilkolben mit einem Ritzel verεehen iεt, das mit dem Hohlrad des Rotors in kämmendem Eingriff εteht und daε Gehäuεe deε Nachlauf-Regelventilε mittelε deε Sollwert-Vorgabe-Mo- torε deε Ventilε antreibbar iεt, als auch in derjeni¬ gen, in der der zentral angeordnete Ventilkolben mit¬ tels deε Sollwert-Vorgabemotorε antreibbar iεt und das Ventilgehäuse mit dem mit dem Ritzel deε Rotorε des Hydromotors kämmenden Hohlrad versehen ist, ist das Nachlaufregelventil konstruktiv auf einfache Weiεe da¬ durch realiεierbar, daß εein Gehäuse alε Ventilbuchse ausgebildet ist, die ihrerseitε in einer zentral durch¬ gehenden Bohrung eineε mit dem Motorgehäuεe feεt ver¬ bundenen Ventilgehäuseblocks mit dichtendem Gleitsitz drehbar angeordnet ist. Die erforderliche Spielfreiheit des Rückmeldeantriebeε iεt dann auf einfache Weiεe da¬ durch realiεierbar, daß eine Ventilfederanordnung vor¬ gesehen ist, die ein zwischen der Ventilbuchse und dem Kolben des Nachlauf-Regelventils permanent wirksameε Drehmoment erzeugt, das dem Betrage nach kleiner ist als daε Haltemoment deε Sollwert-Vorgabe-Motorε in deε- sen stromlosem Zustand und auch kleiner als das Halte¬ moment des Rotations-Hydromotorε bei abgeεchalteter Druckversorgung.
Weitere Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung von Auεführungεbeispielen anhand der Zeichnung. Es zeigen:
Fig. 1 eine elektrohydraulische Antriebεeinheit mit einem Gerotor-Hydromotor alε Leiεtungεantrieb und einem mittelε eines Schrittmotors elek¬ trisch sollwert-gesteuerten, alε Drehεchieber- ventil auεgebildeten Nachlauf-Regelventil, daε mit mechaniεcher Positions-Iεtwert-Rückmeldung über ein Rückmeldegetriebe arbeitet, in schema¬ tisch vereinfachter Längsεchnitt-Darstellung,
Fig. la und lb weitere Funktionsεtellungen deε Nach¬ lauf-Regelventilε gemäß Fig. 1 in dieεer ent¬ sprechender Darstellung;
Fig. lc ein Diagramm zur Erläuterung der Funktion des
Nachlauf-Regelventils der Antriebseinheit gemäß Fig. 1,
Fig. 2 den Gerotor-Motor der Antriebseinheit gemäß Fig. 1, im Schnitt längs der Linie II-II der Fig. 1, Fig. 3 Einzelheiten deε bei der Antriebεeinheit gemäß Fig. 1 einεetzbaren Nachlauf-Regelventilε in einer der Fig. 1 entεprechenden Längεεchnitt- Darεtellung,
Fig. 3a einen Schnitt längε der Linie Illa-IIIa der Fig. 3,
Fig. 3b einen Schnitt längε der Linie Illb-IIIb, je¬ weilε bei εperrender, dem Stillεtand deε Hydro- motorε der Antriebεeinheit zugeordneter Mittel- εtellung deε Nachlauf-Regelventilε,
Fig. 3d den Darεtellungen der Fig. 3b und 3c entspre- und 3e chende Schnittdarstellungen zur Erläuterung einer der beiden Durchfluß-Stellungen deε Nach- lauf-Regelventilε der Antriebεeinheit gemäß Fig. 1
Fig. 3f den Fig. 3d und 3e entεprechende Schnittdar- und 3g εtellungen zur Erläuterung der zweiten Durch- flußεtellung deε Nachlauf-Regelventilε und
Fig. 3h einen Schnitt längε der Linie Illh-IIIh der
Fig. 3 zur Erläuterung einer Spielfreiheit deε Rückmeldegetriebeε der Steuerungεeinrichtung gemäß Fig. 3 vermittelnden Verεpann-Einrich- tung.
Die in der Fig. 1 inεgeεamt mit 10 bezeichnete elektro- hydraulische Antriebseinheit umfaßt als Leistungsan- trieb einen als Gerotor ausgebildeten Rotationε-Hydro- motor 11 sowie eine insgeεamt mit 12 bezeichnete elek- trohydraulische Steuerungseinrichtung, die mit dem Hy¬ dromotor 11 zu einer kompakten Baueinheit 13 zusammen¬ gefaßt ist.
Der Gerotor-Motor 11, zu desεen Erläuterung auch auf die Fig. 2 bezug genommen εei, hat einen der Grundform nach sternförmigen Rotor 14, der bezüglich einer zen¬ tralen Rotorachse 16 mehrzählig, beim dargeεtellten, speziellen Ausführungsbeiεpiel vierzählig-drehεymme- triεch ist, sowie einen den Rotor 16 umgebenden, ringförmigen Stator 17, der die Grundform eines Zahn¬ kranzes mit einer Innenzahnung hat, die die radial äu¬ ßere Begrenzung eines den Rotor 14 aufnehmenden Stator- Innenraumes 18 bildet, der seinerseits bezüglich der zentralen Längsachse 19 des Motorε 11 und der Antriebs¬ einheit 10 insgesamt drehsymmetriεch ausgebildet ist, wobei die Multiplizität der Stator-Symmetrie um 1 höher ist als diejenige des Rotors 14 und beim dargestellten, speziellen Ausführungsbeiεpiel εomit 5-zählig iεt.
Die radial nach innen ragenden Zähne 21 des Stators 17 sind alε sich parallel zur zentralen Längsachεe 19 er¬ streckende konvexe Rippen mit kreisbogenförmig gekrümm¬ ten Mantelflächen 22 ausgebildet.
Auch die Zacken 23, d.h. die radial am weiteεten vorsprin¬ genden Bereiche des εternförmigen Rotors 14, εind mit ei¬ nem Krümmungεradiuε, der kleiner iεt als derjenige der Rippen 21 deε Statorε 17, konvex gewölbt und εchließen mit glatter Krümmung an flach konkav gewölbte, zwischen den Zacken 23 vermittelnde Mantelbereiche 24 deε Rotors 14 an, deren Krümmungsradiuε größer ist als derjenige der Mantelflächen 22 der Rippen 21 deε Statorε 17.
Der Rotor 14 und der Stator 17 deε Gerotorε 11 haben dieselbe axiale Dicke und sind zwischen Ringscheiben 26 und 27 des insgesamt mit 28 bezeichneten Motorgehäuses angeordnet, welche die gehäusefeεten, axialen Begren¬ zungen der inεgesamt fünf Antriebskammern 181 bis 185 deε Gerotors 11 bilden, die radial außen gehäusefest durch den Stator 17 und radial innen beweglich durch den Rotor 14 begrenzt sind, dessen abwechselnd konvexer und konkaver Mantel-Konturenverlauf auf denjenigen des Stators 17 dahingehend abgestimmt iεt, daß der Rotor 14 in εämtlichen möglichen azimutalen Poεitionen bezügli¬ cher einer εeine zentrale Achεe 16 enthaltenden Bezugs¬ ebene, deren Orientierung willkürlich wählbar ist, mit jeder der Zahnrippen 21 des Stators entlang einer Man¬ tellinie 29 in Berührung steht, die parallel zu den zentralen Längsachsen 16 und 19 des Rotorε 14 und deε Statorε 17 verlaufen, wobei entlang dieser Berührungs¬ linien 29 je zwei in Umfangsrichtung geεehen einander benachbarte Antriebskammern dicht gegeneinander abge¬ grenzt sind.
Durch periodisch alternierende Druckbeaufschlagung und Entlaεtung der Antriebεkammern 18. biε 185 iεt der Ro¬ tor 14 zur Auεführung von Drehungen um εeine zentrale Achεe 16 anεteuerbar, die hierbei, wenn εich der Rotor 14 in dem durch den Pfreil 31 repräεentierten Uhrzei- gerεinn dreht, im Gegenuhrzeigerεinn erfolgende Umlauf- bewegungen um die zentrale Achεe 19 des Stators aus¬ führt, wobei die Zahl der Umläufe der zentralen Achse 16 des Rotors um die zentrale Achse 19 des Statorε 14 gegenüber der Anzahl der Umdrehungen des Rotors 14 um seine zentrale Achse 16 um die Muliplizität der Rotor- Symmetrie, beim dargestellten, speziellen Ausführungs- beispiel somit vier mal, höher ist alε die Zahl der Um¬ drehungen des Rotors um seine zentrale Achse 16.
Die drehsinngerechte Druck-Beaufschlagung und Entla¬ stung der Antriebskammern 18, biε 185, derart, daß je¬ weils diejenigen Antriebskammern mit Druck beaufschlagt werden, die sich erweitern können und diejenigen Kam¬ mern zum drucklosen Vorratεbehälter deε - nicht darge¬ stellten - Druckversorgungεaggregatε hin entεpannt wer¬ den, deren Volumen bei der momentanen Drehrichtung deε Rotorε 14 abnimmt, vermittelt ein mit dem Rotor 14 me¬ chaniεch synchronisiertes, in der Fig. 1 lediglich schematisch angedeutetes Drehschieberventil 32, dessen Kolben 33 mit dem Rotor 14 des Gerotors 11 über eine Gelenkwelle 34 rotatorisch bewegungεgekoppelt iεt, durch die die einander überlagerten, epizykloidalen Be¬ wegungen des Rotors 14 deε Gerotors 11, nämlich die Ro¬ tation des Rotors 14 um seine zentrale Längsachεe 16 und deren epizykloidale Bewegung um die zentrale Längε¬ achεe 19 deε Statorε 17 des Gerotors 11, in eine uni¬ axiale rotatorische Bewegung des Ventilkolbens 33 des Drehschieberventilε 32 um die zentrale Längsachse 19 der Antriebseinheit 10 umgeεetzt werden. Mittelε dieεer Gelenkrolle 34 wird auch die uniaxial-rotatorische Be- wegung der Abtriebεwelle 36 des Gerotors 11 erzielt, die drehfest mit dem Ventilkolben 33 verbunden und hierzu in zweckmäßiger Geεtaltung einεtückig mit dem Ventilkolben 33 des Drehschieberventilε 32 auεgeführt ist.
Die Drehrichtung deε Rotorε 14 iεt dadurch beεtimmt, über welchen εeiner Steueranεchlüεεe 37 oder 38 unter Druck εtehendeε Hydraulikmedium dem Gerotor-Motor 11 zugeführt wird und zum drucklosen Vorratsbehalter des Druckversorgungsaggregatε hin abfließen kann, wobei die Drehzahl deε Rotorε 14 durch die Einεtellung - Steue¬ rung - der Menge des den Gerotor 11 in der Zeiteinheit durchströmenden Hydraulikmediums geεteuert wird.
Die hierzu erforderlichen Steuerungεfunktionen werden durch die elektrohydrauliεche Steuerungεeinrichtung 12 vermittelt, die alε Poεitions-Regelkreis für die Posi¬ tionierung des Rotors 14 des Gerotor-Motorε 11 auεge- bildet iεt und mit elektriεch εteuerbarer Poεitions- Sollwert-Vorgabe und mechanischer Positionε-Iεtwert- Rückmeldung arbeitet.
Die elektrohydrauliεche Steuerungseinrichtung umfaßt ein insgesamt mit 39 bezeichnetes Nachlauf-Regelventil, das die Funktion eines 4/3-Wege-Proportionalventilε vermittelt, daε durch Anεteuerung eineε elektriεchen Schrittmotorε 41 in alternativen Drehrichtungen in al¬ ternative Funktionεεtellungen I (Fig. 1) und II (Fig. la) steuerbar ist, denen wiederum alternative Drehrich¬ tungen deε Gerotor-Motorε 11 entεprechen. In der erεt- genannten, εchematisch in der Fig. 1 dargestellten, Funktionsεtellung I deε Nachlauf-Regelventilε 39 εind deεsen Hochdruck(P)-Versorgungεεchluß 42 mit dem A- Steueranεchluß 37 deε Gerotor-Motorε 11 und deεsen B- Steueranschluß 38 mit dem drucklosen Tank(T)-Versor¬ gungsanschluß 43 des Nachlauf-Regelventilε 39 verbun¬ den, waε einem Betriebszustand des Gerotor-Motors 11 entsprechen möge, in dem sich dessen Rotor 14, gesehen in Richtung des Pfeilε 44 der Fig. 1, d.h. vom Schritt¬ motor 41 auε in Richtung der zentralen Längεachse 19 des Gerotor-Motors 11 in den durch den Pfeil 31 der Fig. 2 repräsentierten Uhrzeigersinn dreht.
Wird der Schrittmotor 41 in der entgegengesetzten Dreh¬ richtung angetrieben, so gelangt das Nachlauf-Regelven¬ til 39 in seine zur erstgenannten alternative Funktions¬ stellung II (Fig. la) , in welcher der B-Steueranschluß 38 deε Gerotor-Motorε 11 mit dem P-Verεorgungsanschluß 42 des Nachlauf-Regelventils 39 und deεεen A-Steueran- schluß 37 mit dem T-Versorgungεanεchluß 43 deε Nachlauf- Regelventilε verbunden εind und dadurch der Gerotor- Motor 11, gesehen in der Darstellung der Fig. 2, zur Auεführung von Drehbewegungen in Richtung deε Pfeilε 46, d.h. im Gegenuhrzeigersinn angetrieben ist.
Daε Nachlauf-Regelventil 39 iεt, entεprechend εeiner Funktion alε 4/3-Wege-Ventil, εo ausgebildet, daß, wann immer daε Nachlauf-Regelventil auε einer εeiner beiden alternativen Funktionεstellungen I und II, die Antriebs¬ funktionen des Gerotor-Motorε 11 in alternativen Dreh¬ richtungen zugeordnet εind, in die der anderen Drehrich- tung zugeordnete Funktionsstellung umgeschaltet wird, diese Umschaltung über eine Zwischenstellung 0 (Fig. lb) führt, in der sowohl der A-Steueranschluß 37 als auch der B-Steueranschluß 38 deε Gerotor-Motorε 11 ge¬ gen den P-Verεorgungεanεchluß 42 und den T-Verεorgungε- anεchluß 43 deε Nachlauf-Regelventils 39 abgesperrt sind.
Das Nachlauf-Regelventil 39 iεt, entεprechend εeiner Funktion alε Proportional-Ventil, εo auεgebildet, daß zwischen Auεsteuer-Poεitionen φ - und Φz (Fig. lc) die jeweilε maximalen Durchflußquerεchnitt Qmax der in den Funktionεεtellungen I und II freigegebenen Durchflu߬ pfade deε Nachlauf-Regelventilε entsprechen, und der Sperrstellung 0, die der Zwischenεtellung <J>2 ent- εpricht, die Durchflußquerεchnitte dieεer Durchflußpfa¬ de 47 und 48 bzw. 49 und 51 zwiεchen dem Maximalwert °-max und dem Wert ° monoton variieren.
Daε Nachlauf-Regelventil 39 iεt an der der Abtriebεwel¬ le 36 deε Gerotor-Motors 11 abgewandten Seite desselben an dessen Gehäuse 28 anmontiert. Eε umfaßt ein mit dem Gehäuεe 28 deε Gerotor-Motorε 11 feεt verbundeneε Ge¬ häuse 52, das eine durchgehende, zentrale, mit der zen¬ tralen Längsachεe 19 deε Gerotor-Motorε 11 koaxiale Bohrung 53 hat, in der, gegen die Gehäuεebohrung 53 abgedichtet, eine zylindriεch-rohrformige Ventilbuchεe 54 drehbar angeordnet iεt, die mittelε deε Schrittmo- torε 41 rotatorisch antreibbar ist, der seinerseits - statorfest - an daε Gehäuεe 52 deε Nachlauf-Regelven¬ tilε anmontiert iεt. In der durchgehenden zentralen Bohrung 56 der Ventil¬ buchεe 54 iεt, gegen dieεe abgedichtet, ein der Grund¬ form nach zylindriεcher Ventilkolben 57 um die zentrale Achεe 19 deε Gerotors 11 drehbar angeordnet, wobei der Ventilkolben 37 mittels eines - spielfreien - insgeεamt mit 58 bezeichneten Rückmeldegetriebeε mit dem Rotor 14 deε Gerotor-Motors 11 rotatorisch bewegungεgekoppelt ist.
Mittelε dieεeε Rückmeldegetriebes 58 wird der Ventil¬ kolben 57 des Nachlauf-Regelventils 39 jeweils in der¬ selben Drehrichtung angetrieben, in der die Ventilbuch¬ se zur Positions-Sollwert-Vorgabe 54 durch den Schritt¬ motor 41 angetrieben ist.
In einem stationären Betriebszustand der Steuerungsein¬ richtung 12, dem eine zeitlich konstante Änderungsrate der Positions-Sollwertvorgabe und eine konεtante Win- kelgeεchwindigkeit deε Rotorε 14 um die Momentanpoεi- tion εeiner Drehachεe 16 entεpricht, eilt der zentrale Ventilkolben der zylindriεchen Ventilbuchεe 54 um einen - azimutalen - Nachlauffehler ΔΦ nach, durch den im Ergebnis der Öffnungsquerεchnitt der in der jeweiligen Funktionεεtellung I oder II des Nachlauf-Regelventils 39 vorgegebenen Strömungspfade 47 und 48 bzw. 49 und 51 bestimmt ist, über die das dem Gerotor-Motor 11 zuge¬ führte und von diesem wieder zum druckosen Vorratsbe¬ halter des Druckversorgungεaggregats zurückgeleitete Druckmedium - Hydrauliköl - unter dem sich unter Last einstellenden Betriebsdruck in der für die Einhaltung der Rotationsgeschwindigkeit des Rotors 14 erforderli¬ chen Durchflußmenge strömen kann. Wird die durch An¬ steuerung des Schrittmotorε 41 mit Poεitions-Sollwert- Vorgabeimpulεen erfolgende Positions-Sollwertvorgabe beendet, mit der Folge, daß die Ventilbuchεe 54 in ih¬ rer bis dahin erreichten Position εtehenbleibt, εo führt die weitere Drehung deε Rotorε 14 in dem zuvor eingeεteuerten Drehsinn dazu, daß das Nachlauf-Regel¬ ventil 39, nachdem sein zentraler Ventilkolben 57 um den azimutalen Nachlaufweg Δ φ weitergedreht worden ist, in seine Sperrεtellung 0 (Fig. lb) gelangt, in der Gleichheit von Iεt-Poεition und Soll-Position des Ro¬ tors 14 deε Gerotor-Motorε 11 gegeben ist, und, fallε dieεer über die Soll-Poεition hinausgedreht werden - überschwingen - sollte, dazu, daß das Nachlauf-Regel¬ ventil 39 in die der entgegengeεetzten Drehrichtung zugeordnete Funktionεεtellung gelangt, mit der Folge, daß der Gerotor-Motor 11 εelbεttätig in der zu seiner ursprünglichen Drehrichtung entgegengesetzten Drehrich¬ tung angesteuert wird und dadurch schließlich in die angeεteuerte Soll-Poεition alε Iεt-Position gelangt.
Wird die Antriebseinheit 10 zur Positionierung eineε Werkεtückeε oder eineε Maεchinenelementε eingeεetzt, wobei deεsen Antriebskopplung mit dem Gerotor-Motor 11 durch einen - nicht dargestellten - Zahnstangentrieb realisiert sein kann, der ein mit dem zu positionieren¬ den Element fest verbundene Zahnεtange und ein mit die¬ ser kämmendes, mit der Abtriebεwelle 36 des Gerotor- Motors 11 drehfest verbundenes Ritzel umfaßt, εo iεt, unter Berückεichtigung der Überεetzungεverhältniεεe dieεeε Zahnεtangentriebeε εowie deε Rückmeldegetriebeε in jedem Moment deε Betriebeε der Antriebεeinheit 10 der Poεitionε-Sollwert durch die algebraiεche Summe der biε zu dieεem Moment dem Schrittmotor 41 von einer elek- troniεchen Steuereinheit 59 zugeleiteten Schritt-Steu¬ erimpulse gegeben, durch die der Schrittmotor 51 und damit auch der Gerotor-Motor 11 in alternativen Dreh¬ richtungen anεteuerbar iεt, wobei vorauεgeεetzt iεt, daß der Rotor deε Schrittmotorε durch jeden dieεer An- εteuerimpulεe zur Auεführung einer inkrementalen Dre¬ hung um jeweilε denεelben Winkelbetrag ff<f angeεteuert wird und die zur Anεteuerung deε Schrittmotorε 41 in entgegengeεetzter Drehrichtung auεgenutzten Auεgang- simpulse der elektronischen Steuereinheit 59, die dem Schrittmotor an verschiedenen Steuereingängen 61 und 62 zugeleitet werden, mit entgegengesetztem Vorzeichen "gezählt", algebraisch summiert werden.
Wird, andererseits, die Antriebseinheit 10 alε Drehan¬ trieb für ein während einer Bearbeitung rotatorisch angetriebenes Werkstück oder Maschinenelement benutzt, das direkt oder über ein Getriebe rotatorisch mit der Abtriebswelle 36 des Gerotor-Motors 11 des Antriebs gekoppelt ist, wobei es im weεentlichen auf die Rota- tionεgeεchwindigkeit ankommt, εo iεt der diesbezügliche Geschwindigkeits-Sollwert im wesentlichen, d.h. wiede¬ rum abgeεehen von Getriebe-Überεetzungεverhältnisεen, durch die Frequenz bestimmt, mit der die Ansteuerimpul- εe für den Schrittmotor 41 von der elektroniεchen Steu¬ ereinheit 59 auεgegeben werden. Für beide Betriebsarten iεt es im Sinne einer feinfüh¬ ligen Steuerbarkeit des Gerotor-Motors 11 günstig, wenn die mit jedem Ansteuerimpulε verknüpfte - inkrementale - Positions-Änderung des Rotorε deε Schrittmotorε 41 und damit auch der Ventilbuchεe 54 deε Nachlaufregel- ventilε 39 klein gegen den maximal zuläεεigen Nachlauf¬ fehler Δ(Dmax iεt, um den die Iεt-Poεition deε zentralen Ventilkolbenε 57 der azimutalen Poεition der Ventil¬ buchεe 54 nacheilt, mit deren Position der jeweils ein¬ gesteuerte Positionε-Sollwert verknüpft iεt.
In einer typiεchen Auεlegung deε Nachlauf-Regelvenilε 39 der Antriebseinheit 10 haben, bezogen auf diejenige Position ( φ 2) der Ventilbuchεe 54 und deε zentralen Ventilkolbenε 57 zueinander, in der daε Nachlauf-Regel¬ ventil 39 seine Sperrstellung 0 einnimmt, die Winkel, um die die Ventilbuchse 54 und der Ventilkolben 57 im Sinne einer Ausεteuerung deε Nachlauf-Regelventilε 39 im Sinne der Einnahme ihrer alternativen, jeweilε maxi¬ malem Durchflußquerεchnitt entεprechenden Funktionε- stellung I und II gegeneinander verdrehbar sind, einen typischen Betrag von 30°, wobei dieεer Auεεteuerbereich durch Anεchlagwirkung zwiεchen der Ventilbuchεe 54 und dem Ventilkolben 57 begrenzt iεt; der inkrementale Drehwinkel X § , hingegen, um den εich der Rotor deε Schrittmotorε 51 bei deεεen Anεteuerung mit einem Soll¬ wert-Vorgabeimpuls der elektronischen Steuereinheit 59 dreht, hat einen typischen Wert von 1/10 Grad und ist daher mit etwa 1/300 des maximalen "einεeitigen" Auε- εteuerwinkelε klein gegen dieεen. Bei dieεer Auεlegung deε Nachlauf-Regelventilε 39 hat der maximal zulässige - azimutale - Nachlauffehler Δ (^maκ , bei dessen Ausnut¬ zung εich noch ein guteε Ansprechverhalten der Steu¬ erungseinrichtung 12 erzielen läßt, einen typischen Betrag um 20°, was 2/3 des maximal möglichen Aussteuer- winkelε deε Nachlauf-Regelventilε 39 entεpricht.
Daε die rotatorische Kopplung des zentralen Ventilkol¬ benε 57 deε Nachlauf-Regelventils 39 mit dem Rotor 14 des Gerotor-Motorε 11 vermittelnde Rückmeldegetriebe 58, zu deεεen Erläuterung auch auf die Fig. 2 bezug genommen sei, umfaßt bei dem in der Fig. 1 dargestell¬ ten Ausführungsbeiεpiel ein Hohlrad 63, das in koaxia¬ ler Anordnung mit der gemeinsamen zentralen Längεachεe 19 deε Gerotor-Motors 11 und des Nachlauf-Regelventils 12 drehfest mit dem zentralen Ventilkolben 57 verbunden und an dessen dem Gerotor-Motor 11 zugewandter Seite angeordnet ist, sowie ein drehfest mit dem Rotor 14 des Gerotor-Motorε 11 verbundeneε Ritzel 64, daε mit εeiner Außenzahnung 66 in kämmendem Eingriff mit der Innenzah¬ nung 67 deε Hohlradeε 63 steht und bezüglich der zen¬ tralen, rotorfesten Längεachεe 16 desselben koaxial und daher bezüglich der gemeinsamen zentralen Längsachse 19 des Gerotor-Motorε 11 und deε Nachlauf-Regelventils außeraxial angeordnet ist.
Die Zähnezahl zl des Ritzelε iεt deutlich kleiner alε die Zähnezahl z2 der Innenzahnung 67 deε Hohlradeε 63 und entspricht etwa deren halbem Wert. Für das zur Er¬ läuterung gewählte Ausführungεbeiεpiel εei vorausge¬ setzt, daß die Zähnezahl zl des Ritzelε 16 beträgt und die Zähnezahl z2 deε Hohradeε 63 den Wert 30 hat. Zur Erläuterung der Funktion des in dieser Weise ausge¬ legten Rückmeldegetriebes 58 sei der Betriebεzustand des Gerotor-Motors 11 angenommen, in dem deεεen Rotor 14 εich, geεehen in Richtung deε Pfeilε 44 der Fig. 1, im Uhrzeigerεinn, d.h. in Richtung deε Pfeilε 31 der Fig. 2, dreht.
Auεgehend von der in der Fig. 2 dargestellten, bezüg¬ lich der vertikalen Symmetrieebene 68 des Statorε 17 deε Gerotor-Motorε 11 inεgesamt symmetrischen Konfigu¬ ration desεelben, in der die zentrale Längεachεe 16 deε Rotorε 14 unterhalb der zentralen Längεachse 19 des Stators 17 des Gerotor-Motors 11 verläuft und das Volu¬ men der tiefstgelegenen Antriebεkammer 18, minimalem Wert entεpricht, beεchreibt die zentrale Längεachse 16 deε Rotorε 14, wann immer dieεer εich um 90° im Uhrzei¬ gersinn dreht, eine vollständige Kreiεbahn um die zen¬ trale Längεachεe 19 deε Statorε 17 deε Gerotorε im Ge¬ genuhrzeigersinn. Das Ritzel 64 führt εomit, während eε eine 360°-Umdrehung im Uhrzeigerεinn erfährt, vier Um¬ drehungen im Gegenuhrzeigersinn um die zentrale Längs¬ achse 19 des Statorε 17 deε Gerotor-Motors 11 auε, wo¬ bei allgemein gilt, daß bei N-zähliger Symmetrie des Rotors 14 dessen zentrale Längsachse N Umläufe um die zentrale Längsachεe 19 deε Statorε 17 ausführt, während der Rotor 14 eine 360"-Umdrehung erfährt.
Das Geεamt-Überεetzungεverhältniε Ig, mit dem Umdrehun¬ gen deε Rotorε in Umdrehungen deε zentralen Ventilkol¬ benε 57 deε Nachlauf-Regelventilε 39 umgeεetzt werden, iεt bei der geschilderten Kinematik durch die Beziehung
Ig = N - (N + 1) z- /z2 (1)
gegeben.
Für das zur Erläuterung gewählte Auεführungεbeispiel mit 4-zähliger Symmetrie deε Rotorε 14 deε Gerotor- Motorε 11 und dem Verhältniε z,/z2 der Zähnezahlen z- und z2 deε Ritzel 64 und deε mit dieεem kämmenden Hohl¬ rades 63 des zentralen Ventilkolbenε 57 von 16 / 30 ergibt εich für daε Geεamt-Überεetzungεverhältniε I ein Wert von 4/3, wobei die Kinematik deε Rückmeldege¬ triebeε 58 dazu führt, daß der zentrale Ventilkolben 57 sich gegenεinnig zum Rotor 14 deε Gerotor-Motorε 11 dreht. Zur Steuerung einer im Uhrzeigersinn erfolgenden Drehbewegung der Abtriebswelle 36 des Gerotor-Motorε 11 muß εomit die Ventilbuchεe 54 deε Nachlauf-Regelventilε 39 mittelε deε Schrittmotorε 41 im Gegenuhrzeigerεinn angetrieben werden und mit einer Winkelgeεchwindigkeit, die um 1/3 höher iεt alε die gewünεchte Drehgeεchwin- digkeit der Abtriebεwelle 36.
Daε Auεführungεbeiεpiel gemäß Fig. ld unterscheidet sich von dem anhand der Fig. 1 geschilderten hinsicht¬ lich der Ausbildung des Rückmeldegetriebes 58' dadurch, daß das Hohlrad 63' am Rotor 14 des Gerotor-Motorε 11 und daε Ritzel 64' an dem zentralen Ventilkolben 57 deε Nachlauf-Regelventilε 39 angeordnet sind, die ansonεten mit derεelben Auslegung hinsichtlich ihrer Zähnezahlen z- und z2 vorausgeεetzt εind.
Daε Rückmeldegetriebe 58' gemäß Fig. ld ergibt unter denεelben Betriebεbedingungen, wie zur Erläuterung deε Getriebeε 58 gemäß Fig. 1 vorauεgeεetzt, einen mit dem Drehεinn deε Rotorε 14 deε Gerotor-Motorε 11 gleichsin¬ nigen rotatorischen Antrieb des zentralen Ventilkolbens 57, wobei nunmehr die Gesamtüberεetzung I ' durch die Beziehung
Ig' = N (z2/z- - 1) + z2/Zl (2)
gegeben iεt, in der mit N wiederum die Multiplizität der Drehsymmetrie deε Rotorε 14 deε Gerotor-Motorε 11, mit z, die Zähnezahl deε Ritzelε 64' und mit z2 die Zäh¬ nezahl der Innenverzahnung deε Hohlradeε 63' bezeichnet εind. Demgemäß hat dieεeε Überεetzungεverhältniε I'g/ dieεelbe Dimenεionierung deε Hohlradeε 63' und des Rit¬ zels 64', wie für das Auεführungsbeispiel gemäß Fig. 1 vorauεgeεetzt, den Wert 5,375.
Ein funktionell dem Rückmeldegetriebe 58 gemäß Fig. 1 entεprechendeε Rückmeldegetriebe ist auch dadurch rea¬ lisierbar, daß das Hohlrad durch einen motorseitigen, innenverzahnten Endabschnitt der Ventilbuchεe 54 gebil¬ det iεt und εtatt dieεer der zentrale Ventilkolben 57 mittelε deε Schrittmotorε 41 antreibbar iεt.
Das in den Fig. 1 sowie la und lb zur Erläuterung sei¬ ner Funktion lediglich εchematiεch dargeεtellte Nach¬ lauf-Regelventil 39 hat mehr im einzelnen den auε der Längεεchnittdarεtellung der Fig. 3 und den Querεchnitts- darεtellungen der Fig. 3a biε 3g, auf die nachfolgend Bezug genommen sei, entnehmbaren Aufbau:
Daε Gehäuεe 52 deε Nachlauf-Regelventilε 39 iεt mit insgesamt vier zu seiner zentralen Bohrung 53 hin offe¬ nen Ringnuten 71 bis 74 versehen, mit denen radial äu¬ ßere, flache Ringnuten 76 bis 79 der im wesentlichen rohrförmigen Ventilbuchse 54 in ständig kommunizieren¬ der Verbindung stehen. Die Ringnuten 71 bis 74 des Ge¬ häuses 52 des Nachlauf-Regelventils 39 und die mit die¬ sen kommunizierenden Ringnuten 76 bis 79 der Ventil¬ buchse 54 des Nachlauf-Regelventilε sind, entlang der zentralen Längsachse 19 desselben gesehen, in gleichen Abständen voneinander angeordnet, wobei die dem Gero¬ tor-Motor 11 nächstgelegene Innennut 71 deε Nachlauf- Regelventil-Gehäuεeε 52 und die von dem Gerotor-Motor 11 am weitesten entfernt angeordnete Innennut 74 des Nachlauf-Regelventil-Gehäuεeε 52, je einzeln, mit einem der Verεorgungεanεchlüεεe 42 und 43 deε Nachlauf-Regel¬ ventils 39 kommunizierend verbunden sind, wie auch der schematischen Darstellung der Fig. 1 entnehmbar.
Bei dem zur Erläuterung gewählten Ausführungsbeispiel sind es die dem Rotor 14 nächstgelegenen Innen- und Außennuten 71 und 76 des Gehäuεeε 52 und der Ventil¬ buchεe 54 deε Nachlauf-Regelventils 39, die in ständig¬ kommunizierender Verbindung mit dem Hochdruck(P)-Ver- sorgungsanεchluß 42 des Nachlauf-Regelventils 39 ste¬ hen, während die im größten axialen Abstand von dem Gerotor-Motor angeordneten Ringnuten 74 und 79 deε Ge- häuses 52 und der Ventilbuchse 54 des Nachlauf-Regel¬ ventilε 39 in εtändig-kommunizierender Verbindung mit dem T-Verεorgungεanεchluß 43 deε Nachlauf-Regelventilε gehalten εind, der εeinerεeits mit dem drucklosen Vor¬ ratsbehalter des - nicht dargetellten - Druckversor¬ gungsaggregatε in kommunizierender Verbindung steht.
Die der P-Versorgungεnut 71 deε Nachlauf-Regelventil- Gehäuses 52 benachbarte Innennut 72 desεelben ist beim dargestellten Ausführungsbeiεpiel über einen insgesamt mit 81 bezeichneten Anschlußkanal (Fig. 1) deε Ventil- gehäuεeε 52 mit dem A-Steueranεchluß 37 deε Gerotor- Motors 11 verbunden. Die der T-Versorgungεnut 74 des Gehäuses 52 des Nachlauf-Regelventilε 39 benachbarte Innennut 73 seines Gehäuseε 52 iεt über einen insgesamt mit 82 bezeichneten B-Anschlußkanal des Ventilgehäuεeε 52 deε Nachlauf-Regelventilε 39 mit dem B-Steueran- schluß 38 deε Gerotor-Motorε 11 kommunizierend verbun¬ den, wie der schematischen Darstellung der Fig. 1 ent¬ nehmbar.
Der zentrale Ventilkolben 57 ist mit einer mit der P- Versorgungsnut 71 sowie der radial äußeren P-Ringnut 76 der Ventilbuchεe 54 koaxialen P-Umfangεnut versehen, die über radiale Querbohrungen 84 der Ventilbuchse 54 mit deren P-Ringnut 76 und damit auch mit der P-Versor¬ gungεnut 71 deε Gehäuεeε 52 in εtändig kommunizierender Verbindung εteht.
Deε weiteren iεt der zentrale Ventilkolben 57 mit einer mit der T-Versorgungsnut 74 deε Gehäuεeε sowie der ra- dial äußeren T-Ringnut 79 der Ventilbuchεe 54 koaxialen T-Umfangsnut 86 versehen, die wiederum über radiale Querbohrungen 87 der Ventilbuchεe 54 mit deren T-Ring¬ nut 79 und damit auch mit der T-Versorgungsnut 74 deε Gehäuseε 52 in εtändig kommunizierender Verbindung steht (Fig. 3b) .
Von der P-Umfangsnut 83 des zentralen Ventilkolbens 54 gehen zwei einander diametral gegenüberliegend angeord¬ nete, sich in Längεrichtung erεtreckende P-Steuernuten
88 und 89 aus, die in einem axialen Abstand von der T- Umfangεnut 86 deε zentralen Ventilkörperε 57 enden, wobei die axiale Ausdehnung dieser P-Steuernuten 88 und
89 so gewählt ist, daß - in axialer Richtung - Überlap¬ pung dieser Steuernuten mit der B-Ringnut 78 der Ven¬ tilbuchse 54 und damit auch mit der B-Ringnut deε Ven- tilgehäuεeε 52 besteht.
Auch von der T-Umfangsnut 86 des zentralen Ventilkörpes 57 gehen zwei einander diametral gegenüberliegend ange¬ ordnete, εich in Längεrichtung zu der P-Umfangεnut 83 deε zentralen Ventilkörperε 57 hin erstreckende T-Steu¬ ernuten 91 und 92 aus, die in einem axialen Abεtand von der P-Umfangεnut 83 deε zentralen Ventilkörperε 57 en¬ den, wobei auch die axiale Auεdehnung dieεer T-Steuer¬ nuten 91 und 92 wiederum εo gewählt iεt, daß in axialer Richtung Überlappung dieεer T-Steuernuten 91 und 92 mit der A-Ringnut 77 der Ventilbuchεe 54 und damit auch mit der A-Ringnut 71 deε Ventilgehäuεeε 52 beεteht. Die gemeinεame Längεmittelebene 93 der P-Steuernuten 88 und 89 und die gemeinsame Längsmittelebene 94 der T-Steuer- nuten 91 und 92 deε zentralen Ventilkolbenε 57 verlau¬ fen rechtwinklig zueinander und εchneiden εich entlang der zentralen Längεachεe 19 deε Nachlauf-Regelventilε 39.
Die P-Steuernuten 88 und 89 und die T-Steuernuten 91 und 92 haben, in Umfangεrichtung deε zentralen Ventil¬ kolbenε 57 geεehen, dieεelbe azimutale Weite CL von 40°.
Die Ventilbuchεe 54 ist mit zwei miteinander fluchten¬ den, ihren Mantel radial durchsetzenden A-Steuerkanä- len 96 und 97 versehen, die radial außen in die mit der A-Ringnut 72 des Gehäuses 52 in ständig kommunizieren¬ der Verbindung befindliche A-Ringnut 77 der Ventilbuch¬ se 54 münden.
Diese A-Steuerkanäle 96 und 97 sind durch je eine radi¬ ale Bohrung 98 mit kreiεrundem Querεchnitt und von die¬ ser auεgehende, in Umfangεrichtung verlaufende Erwei- terungsεchlitze 99 und 101 gebildet, deren in axialer Richtung gemeεεene lichte Weite kleiner ist als der Durchmesεer der zentralen, radialen Bohrung 98, und deren in Umfangεrichtung gemeεεene azimutale Tiefe so bemessen ist, daß die am Umfang des zentralen Ventil¬ kolbenε 57 gemeεεene azimutale Weite fj dieεer A-Steu¬ erkanäle 96 und 97 dem azimutalen Abεtand der P-Steuer¬ nuten 88 und 89 von den T-Steuernuten 91 und 92 ent¬ spricht, d.h. beim zur Erläuterung gewählten Ausfüh¬ rungεbeiεpiel den Wert von 50° hat. Der Durchmeεεer der zentralen Bohrungen 98 der A-Steuerkanäle 96 und 97 iεt etwaε kleiner alε die in axialer Richtung gemeεsene lichte Weite der P-Steuernuten 88 und 89 sowie der T- Steuernuten 91 und 92, die ihrerεeitε wiederum gering¬ fügig kleiner iεt alε die in axialer Richtung gemeεεene lichte Weite der A-Ringnut 72 deε Gehäuses 52 des Nach¬ lauf-Regelventilε 39.
Des weiteren ist die Ventilbuchεe 54 mit zwei, ihrer Ausbildung nach den A-Steuerkanälen 96 und 97 entspre¬ chenden, den Mantel der Ventilbuchεe 94 radial durch- εetzenden B-Steuerkanälen (Fig. 3c) versehen, die ra¬ dial außen in die mit der B-Ringnut 72 des Gehäuses 52 in εtändig kommunizierender Verbindung befindliche B- Ringnut 78 der Ventilbuchεe 54 münden.
Die gemeinsame zentrale Längεachεe 104 der B-Steuerka- näle 102 und 103 der Ventilbuchεe 54 iεt gegenüber der gemeinsamen zentralen Längsachse 106 der A-Steuerkanäle 96 und 97 (Fig. 3b) in azimutaler Richtung um 90° ver¬ setzt.
Der A-Anschlußkanal 81 deε Nachlauf-Regelventilε 39 iεt durch eine rechtwinklig zu seiner zentralen Längsachse 19 und in radialem Abstand von dieser verlaufende Quer¬ bohrung 107, die mit der A-Ringnut 72 deε Gehäuεeε 52 des Nachlauf-Regelventils 39 in kommunizierender Ver¬ bindung steht, und eine mit der Querbohrung 107 in kom¬ munizierender Verbindung stehende, radial außerhalb der A-Ringnut 72 des Gehäuεeε 52 verlaufende Längεbohrungen 108 des Ventilgehäuseε 52 gebildet, die mit dem A-Steu- eranεchluß 37 deε Gerotor-Motors 11 bzw. seines Dreh- richtungs-Steuerventils 32 in kommunizierender Verbin¬ dung steht.
Auf analoge Weise iεt der B-Anεchlußkanal 82 deε Nach¬ lauf-Regelventilε 39 durch eine rechtwinklig zu εeiner zentralen Längsachse 19 und in radialem Abstand von dieser verlaufende Querbohrungen 109, die mit der B- Ringnut 73 deε Gehäuses 52 des Nachlauf-Regelventils 39 in kommunizierender Verbindung steht, und eine mit der Querbohrung 109 in kommunizierender Verbindung stehen¬ de, radial außerhalb der B-Ringnut 73 des Gehäuseε 52 verlaufende Längsbohrung 111 des Ventilgehäuseε 52 ge¬ bildet, die mit dem B-Steueranεchluß 38 deε Gerotor- Motorε 11 bwz. seines Drehrichtungs-Steuerventilε 32 in kommunizierender Verbindung steht.
Die jeweils einen Abschnitt des A-Anschlußkanalε 81 und des B-Anεchlußkanalε 82 deε Nachlauf-Regelventilε bil¬ denden Querbohrungen 107 und 109, für die von den Au¬ ßenseiten des Ventilgehäuεeε 52 her in dieεeε einge¬ bracht εind, εind an diesen Außenεeiten druckdicht ab- geεtopft.
Die in den Fig. 3b und 3c dargeεtellte Konfiguration des Nachlauf-Regelventils 39 entspricht, unabhängig von der in der Darstellung willkürlich gewählten Orientie¬ rung der Längsmittelebenen 93 und 94 der P-Steuernuten 88 und 89 sowie der T-Steuernuten 91 und 92, der εche- matisch in der Fig. lb dargestellten Sperrstellung 0 des Nachlauf-Regelventilε 39, in der keinerlei Über¬ deckung - poεitive Überlappung - der A-Steuerkanäle 96 und 97 und der B-Steuerkanäle 102 und 103 der Ventil¬ buchse 54 mit den P-Steuernuten 88 und 89 und den T- Steuernuten 91 und 92 des zentralen Ventilkolbenε 57 gegeben iεt und damit auch - jedenfallε im zeitlichen Mittel - der A-Anschlußkanal 81 und der B-Anschlußkanal 82 des Gehäuseε 52 deε Nachlauf-Regelventilε 39 gegen die P-Steuernuten 88 und 89 und die T-Steuernuten 91 und 92 des zentralen Ventilkolbens 57 abgesperrt sind.
Dieser Konfiguration des Nachlauf-Regelventils ent¬ spricht Gleichheit von Soll- und Iεt-Wert der azimuta¬ len Position des Rotorε 14 deε Gerotor-Motorε 11. Sie wird - gleichεam zwangεläufig - am Ende eines Positio- nierungε-Vorganges erreicht und bildet daher auch die Auεgangεpoεition für einen nachfolgenden Poεitionie- rungε-Vorgang, der εtets aus der in den Fig. 3b und 3c dargestellten Position des Nachlauf-Regelventils 39 heraus beginnt.
Wird, ausgehend von der in den Fig. 3b und 3c darge¬ stellten Sperrstellung 0 des Nachlauf-Regelventilε 39 deεεen Ventilbuchεe 54 durch Anεteuerung deε Schrittmo¬ torε 41 in Richtung deε Pfeilε 112 der Fig. 3b, d.h. gemäß der Darεtellung dieεer Figur, im Uhrzeigerεinn relativ zu dem zentralen Ventilkolben 57 gedreht, εo gelangen die A-Steuerkanäle 96 und 97 der Ventilbuchεe 54 in poεitive Überlappung ihrer Strömungεquerschnitte mit den P-Steuernuten 88 und 89 des zentralen Ventil¬ kolbenε 57 (Fig. 3d) , während die B-Steuerkanäle 102 und 103 der Ventilbuchεe 54 deε Nachlauf-Regelventilε 39 in poεitive Überlappung ihrer Steuerungεquerschnitte mit den T-Steuernuten 91 und 92 des zentralen Ventil¬ kolbens 57 des Nachlauf-Regelventilε 39 gelangen (Fig. 3e) , daε dadurch εeine in der Fig. 1 schematisch darge¬ stellte Funktionεstellung I einnimmt, in welcher der Gerotor-Motor 11, je nach der Gestaltung des Rückmelde¬ getriebeε 58 oder 58' gegenεinnig zur Drehrichtung der Ventilbuchεe 54 oder mit zu deren Drehrichtung gleich¬ sinniger Drehrichtung angetrieben ist.
Wird, andererseits, ausgehend von der in den Fig. 3b und 3c dargeεtellten Auεgangεεtellung der Ventilbuchεe 54 dieεe durch die Anεteuerung des Schrittmotors 41 in der entgegengesetzten Drehrichtung, d.h. in Drehrich¬ tung des Pfeilε 113 der Fig. 3f und 3g angetrieben, εo gelangen die A-Steuerkanäle 96 und 97 der Ventilbuchεe 54 in poεitive Überlappung ihrer Durchflußquerεchnitte mit den T-Steuernuten 91 und 92 deε zentralen Ventil¬ kolbens 57 (Fig. 3f) und die B-Steuerkanäle 102 und 103 der Ventilbuchse 54 in poεitive Überlappung mit den Querεchnitten der P-Steuernuten 88 und 89 des zentralen Ventilkolbens 57 des Nachlauf-Regelventils 39 (Fig. 3g) , das dadurch in seine in der Fig. la schematisch dargestellte Funktionεεtellung II gelangt, in der der Rotor 14 deε Gerotorε 11 in dem zu dem Drehεinn, den daε Nachlauf-Regelventil 39 in εeiner Funktionεεtellung I vermittelt, entgegengeεetzten Drehεinn angetrieben iεt, wiederum in Abhängigkeit davon, wie das Rückmelde¬ getriebe 58 oder 58' der Antriebseinheit 10 gestaltet ist. Um die für eine präziεe Funktion der Antriebεeinheit 10 geeignete Spielfreiheit des Rückmeldegetriebeε 58 zu erzielen, iεt eine die Funktion einer Torεionsfeder vermittelnde, insgeεamt mit 114 bezeichnete Verεpann- Einrichtung vorgeεehen, die auf den zentralen Ventil¬ kolben 57 ein an der Ventilbuchεe 54, die drehfest mit der Abtriebswelle des Schrittmotors 41 verbunden ist, azimutal abgestütztes Drehmoment ausübt, aufgrund deεεen die Innenzahnung 67 des mit dem zentralen Ven¬ tilkolben 57 drehfest verbundenen Hohlrades zuverläsεig in einεeitier Anlage mit den in Eingriff mit ihm be¬ findlichen Zähnen deε Ritzelε 64 gehalten iεt, daε drehfeεt mit dem Rotor 14 deε Gerotor-Motorε verbunden iεt.
Dieεe Verεpann-Einrichtung 114 umfaßt eine unter Zug- Vorεpannung εtehende Wendelfeder 116, die auf einem etwa 300° umεpannenden azimutalen Bereich von einer äußeren, konkaven Rille 117 eineε in axialer Richtung nur wenig ausgedehnten, aus der zentralen Gehäuseboh¬ rung 53 getriebeseitig herausragenden Endabschnittε 118 der Ventilbuchεe 54 aufgenommen ist. Der Krümmungsra- diuε der Rille iεt geringfügig größer iεt alε derjenige der Feder-Wendeln, die mit einem radial inneren 180°- Bereich von dieεer konkaven Rille 117 aufgenommen und an deren Grund abgeεtützt εind. Der kurze Endabschnitt 118 der Ventilbuchεe 54 durchεetzt eine gegenüber der zentralen Bohrung 53, in der die Ventilbuchεe auf Ab¬ schnitten ihrer Länge druckdicht gleitend drehbar ange¬ ordnet ist, erweiterte Bohrungεεtufe 119, deren Durch¬ meεεer geringfügig größer iεt alε der Außendurchmeεεer der Wendelfeder 116, wobei die radiale lichte Weite deε zwischen der Bohrungsεtufe 119 und der äußeren Mantel¬ fläche deε die Wendelfeder 116 tragenden Endabεchnittε 118 der Ventilbuchεe 54 verbleibenden Ringspaltes 121 kleiner ist als der Durchmesεer der einzelnen Feder- Wendeln, der bei einer Federdrahtdicke um 0,2 mm ca. 2 mm beträgt. Dadurch iεt die Wendelfeder 116 gegen ein axialeε Auεrücken auε dem Ringεpalt 121 hinreichend geεichert.
In den zentralen Ventilkolben 57 iεt in deεεen von dem Endabschnitt 118 der Ventilbuchse 54 auf dem azimutalen Bereich von 300° koaxial umεchloεsenen, aus der zentra¬ len Gehäusebohrung 53 getriebeseitig auεtretenden Be¬ reich 57' ein Anεchlagstift 122 fest eingeεetzt, der einεeitig radial in den "freien" Ringεpaltbereich 121' hineinragt, deεεen azimutale Weite 0 durch den azimu¬ talen Abεtand der radialen Endεtirnflachen 123 und 124 beεtimmt iεt, die εich in axialer Richtung über die Tiefe deε die Wendelfeder 116 tragenden Endabεchnittε 118 der Ventilbuchεe 54 erεtecken.
Dieεer Anεchlagεtift 122 iεt εo orientiert, daß die seine zentrale Längsachεe 126 und die zentrale Längs¬ achse 19 des Nachlauf-Regelventils 39 enthaltende Ra¬ dialebene den Winkel halbiert, den die Radialebene, welche die gemeinsame zentrale Längεachεe 106 der A- Steuerkanäle 96 und 97 enthält und die Radialebene, welche die gemeinεame zentrale Längεachεe 104 der B- Steuerkanäle 102 und 103 enthält, miteinander ein- εchließen. Bei dieεer Orientierung der zentralen Längε- achεe 126 deε Anschlägstifteε 122 hat dieser in der - εperrenden - Mittelstellung des Nachlauf-Regelventilε 39 von den beiden radialen Endεtirnflachen 123 und 124 deε die Wendelfeder 116 tragenden Endabεchnitts 118 der Ventilbuchse 54 jeweils denεelben azimutalen Abεtand, εo daß, auεgehend von dieser Mittelstellung, für die Ausεteuerung deε Nachlauf-Regelventilε in deεεen alter¬ native Durchflußstellung I und II dem Betrage nach gleiche Ausεteuerwinkel zur Verfügung stehen.
Daε eine Ende 127 der Wendelfeder 116 iεt an dem freien Endabεchnitt 122' des Anεchlagεtifteε 122 befeεtigt, während daε andere Ende 128 an dem in Verlaufsrichtung der Feder gesehen ca. 300° entfernten Bereich deε 300° εektorförmigen Mantelabεchnittε 118 der Ventilbuchεe 54 feεtgelegt ist.
Die Wendelfeder 116 ist hinsichtlich ihrer Dimenεionie- rung und ihrer Vorspannung auf das Haltemoment deε Schrittmotorε 41 in deεεen stromlosem Zustand εowie das Haltemoment deε Gerotor-Motorε 11 bei abgeεchalteter Druckverεorgung dahingehend abgeεtimmt, daß daε zwi¬ εchen der Ventilbuchεe 54 und dem zentralen Ventilkol¬ ben 57 - im Ergebniε zwischen dem Rotor des Schrittmo¬ torε 41 und dem Rotor 14 deε Gerotormotors - aufgrund der Federvorspannung permanent wirksame Drehmoment bei weitem nicht ausreicht, diese in eine Stillεtandsphase der Antriebεeinheit gegeneinander zu verdrehen. Daε Nachlaufregelventil 39 kann daher, nachdem der Gerotor- Motor 11 stillgesetzt iεt und er εeine εperrende Mittel- εtellung erreicht hat, nicht gleichsam εelbεttätig in gelangen. Die das Nachlauf-Regelventil 39 "tendenziell" in eine dieser funktionsstellungen I oder II drängende Vorεpannung der Wendelfeder 116 der Verspann-Einrich- tung 114 ist lediglich dafür hinreichend bemessen, daß die für die exakte Istwert-Rückmeldung der Position des Rotors 14 deε Gerotor-Motorε 11 erforderliche Spiel¬ freiheit des jeweiligen Rückmeldegetriebes 58 oder 58' gewährleistet ist.

Claims

Patentansprüche
1. Elektrohydrauliεche Steuerungεeinrichtung für einen Rotationεhydromotor, bei dem der Rotor zwei einan¬ der überlagerte Drehbewegungen auεführt, deren eine exzentriεch zur zentralen Längsachse deε Statorε erfolgt, und deren andere eine Rotation um die ro¬ torfeste, parallel zur Längsachεe des Statorε ver¬ laufende zentrale Rotorlängsachεe iεt, die dadurch ihrerεeitε eine Umlaufbewegung um die zentrale Längsachεe deε Statorε entlang einer Kreiεbahn auε¬ führt, und die Umsetzung der Drehbewegungen des Ro¬ tors in eine uniaxiale Drehbewegung der Abtriebε¬ welle deε Motors mittels einer die Abtriebεwelle mit dem Rotor koppelnden Gelenkwelle erfolgt, εowie ein mit variabler Poεitionε-Sollwert-Vorgabe arbei¬ tender Regelkreis vorgesehen iεt, bei dem zur Er- faεεung des Positionε-Iεtwerteε ein mit dem Rotor εpielfrei bewegungεgekoppelteε, uniaxial rotato¬ riεch angetriebeneε, mechaniεches Sensorelement vorgesehen iεt, dadurch gekennzeichnet, daß daε zur Poεitionε-Iεtwert-Erfaεεung genutzte Senεorelement (57) mit dem Rotor mittelε eineε eigenen, zusätz- lich zu dem durch den Rotor (14) , die Gelenkwelle (34) und die Abtriebswelle (36) gebildeten An¬ triebsεtrang, über den ein überwiegender Teil deε Motordrehmomentε alε Nutzmoment geleitet ist, vor¬ gesehenen Senεor-Antriebεεtrangeε (58;58') bewe¬ gungsgekoppelt ist.
2. Steuerungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch ge- kennzeichnet, daß daε Getriebe (58) , das die Umset¬ zung der Rotorbewegungen in die überwachbaren uni¬ axialen Drehbewegungen deε mechanischen Sensorele- mentε (57) der Poεitions-Istwert-Erfaεεungεeinrich- tung vermittelt, alε Trochoiden-Getriebe auεgebil- det iεt.
Steuerungεeinrichtung nach Anεpruch 3, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß daε die Umεetzung der Rotationε- bewegungen des Rotorε (14) deε Rotationε-Hydromo- torε (11) in die überwachbaren uniaxialen Drehbewe¬ gungen deε mechaniεchen Senεorelementε der Poεi- tions-Istwert-Erfassungseinrichtung vermittelnde zuεätzliehe Getriebe alε Hypotrochoiden-Getriebe (58') auεgebildet iεt, deεεen Hohlrad (63') mit dem Rotor (14) des Hydromotors (11) drehfeεt verbunden ist.
Steuerungseinrichtung nach Anspruch 2, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß daε die Umεetzung der Rotationε- bewegungen des Rotors (14) des Rotationεhydromotorε (11) in die überwachbaren uniaxialen Drehbewegungen deε mechanischen Sensorelementε (57) der Poεitions- Iεtwert-Erfaεεungεeinrichtung vermittelnde Getriebe als Hypotrochoiden-Getriebe ausgebildet ist, dessen Hohlrad (63) mit dem uniaxial rotierenden Sensor¬ element (57) der Poεitionε-Iεtwert-Erfaεsungsein- richtung drehfest verbunden ist.
Steuerungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das über daε weitere Getriebe (58;58') uniaxial rotatoriεch an¬ treibbare Element (57) der Rückmeldeeinrichtung Funktionεelement der mechaniεchen Istwert-Rückmel¬ deeinrichtung eines zur Bewegungε- und Poεitionε- Steuerung deε Rotations-Hydromotors (11) vorgesehe¬ nen Nachlaufregelventilε (39) iεt, daε mit elek¬ trisch steuerbarer Sollwert-Vorgabe mittels eines Schritt- oder eines AC-Motors (41) arbeitet.
6. Steuerungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß das Nachlauf-Regelventil (39) als Drehschieber-Ventil mit rotatorisch antreibbaren Kolben- und Gehäuεeelementen (54,57) ausgebildet ist, deren azimutale Auslenkung gegeneinander an¬ schlagbegrenzt ist.
7. Steuerungseinrichtung nach Anspruch 6 in Kombina¬ tion mit Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der zentral angeordnete Ventilkolben (57) des Nach¬ laufregelventils (39) mit einem Ritzel (64') verse¬ hen ist, daε mit dem Hohlrad (63') des Rotorε (14) in kämmendem Eingriff steht, und das Gehäuse (54) des Nachlauf-Regelventils (39) mittels des Sollwert- Vorgabe-Elektromotorε antreibbar iεt.
8. Steuerungεeinrichtung nach Anεpruch 6 in Kombina¬ tion mit Anεpruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der zentral angeordnete Ventilkolben (57) mittelε des Sollwert-Vorgabe-Motors (41) antreibbar iεt und daε Ventilgehäuεe (54) mit dem mit dem Ritzel (64) des Rotors (14) des Hydromotorε (11) kämmenden Hohlrad (63) versehen ist.
9. Steuerungεeinrichtung nach Anεpruch 7 oder Anεpruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß daε Gehäuεe des Nachlauf-Regelventils (39) als Ventilbuchεe (54) auεgebildet ist, die ihrerseits in einer zentral durchgehenden Bohrung (53) eines mit dem Motorge¬ häuse (28) fest verbundenen Ventilgehäuseblocks (52) des Nachlaufregelventilε (39) mit dichtendem Gleitεitz drehbar angeordnet iεt.
10. Steuerungseinrichtung nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß eine Verspann- Einrichtung (114) vorgeεehen iεt, die ein zwiεchen der Ventilbuchεe (54) und dem Kolben (57) des Nach¬ laufregelventils (39) permanent wirksameε Drehmo¬ ment erzeugt, das dem Betrage nach kleiner ist als das Haltemoment des Sollwert-Vorgabe-Motors (41) in desεen εtromlosem Zustand und auch kleiner als das Haltemoment deε Rotationε-Hydromotorε bei abge- εchalteter Druckverεorgung.
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