EP1176314A2 - Method and system for compensating the compressibility in hydraulic drives - Google Patents

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EP1176314A2
EP1176314A2 EP01116889A EP01116889A EP1176314A2 EP 1176314 A2 EP1176314 A2 EP 1176314A2 EP 01116889 A EP01116889 A EP 01116889A EP 01116889 A EP01116889 A EP 01116889A EP 1176314 A2 EP1176314 A2 EP 1176314A2
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EP
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pressure
piston
valve
compression
hydraulic fluid
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Wolfgang Prof. Dr.-Ing. Backé
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B9/00—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member
    • F15B9/02—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member with servomotors of the reciprocatable or oscillatable type
    • F15B9/08—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member with servomotors of the reciprocatable or oscillatable type controlled by valves affecting the fluid feed or the fluid outlet of the servomotor
    • F15B9/09—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member with servomotors of the reciprocatable or oscillatable type controlled by valves affecting the fluid feed or the fluid outlet of the servomotor with electrical control means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
    • F15B21/08—Servomotor systems incorporating electrically operated control means

Definitions

  • the invention relates to an apparatus and a method for compensation the compressibility of the hydraulic fluid in hydraulic drives with at least one displacement room.
  • Hydraulic fluid is compressible within certain limits, resulting in a load stiffness significantly reduced compared to mechanical drives leads: in the event of sudden pressure changes in the at least one Displacer are the known regulations too sluggish to pass through appropriate Supply or discharge of hydraulic fluid in the displacement space the desired target position together with a cylinder Displacement forming piston or a desired target speed to hold the piston.
  • DE 42 28 308 A1 describes the compensation of compressibility through piezo elements.
  • the piezo elements can withstand very high forces generate in no time, but the resulting paths are very short.
  • a piezo element itself is a spring. If it works against pressure, the path is further reduced as it is compressed under pressure. This has the consequence that in practice only minor Load changes that correspond to a maximum pressure change of 5 to 7 bar are compensated become. As a rule, however, there are pressure changes depending on the supply pressure required in the range of 100 bar and more. The in DE 42 28 308 control is therefore not suitable to the in the Practice requirements.
  • the object of the invention is a device and to specify a method which enables the load stiffness hydraulic drives can be increased reliably and within a few milliseconds to react to load changes in order to or to compensate for speed deviations of a hydraulic drive.
  • the invention is achieved by a device with the features of Claim 1 or of a method with the features of the claim 15.
  • Advantageous embodiments are the subject of the dependent Dependent claims.
  • the secondary claim 21 relates to one hydraulic drive with a compensation device according to the invention.
  • the volume flow resulting from the pressure increase calculated, the compression coefficient and the volume below Pressure is taken into account and represents the reference variable in the control loop
  • the compensation volumetric flow generated by the compensation piston is constantly compared with the setpoint (compression volume flow) and via the control circuit (three-point controller and fast control valves) tracked. The result is that exactly the volume of the working cylinder what is missing due to compression in the displacement space.
  • the drive cylinder remains largely in its position.
  • the compensation takes place over the entire pressure range up to the maximum load. It is both with controlled and with position-controlled systems effective. With position-controlled drives, the functions of the Position control and compressibility compensation.
  • the hydraulic drive in Fig. 1 consists of a cylinder 1 and a piston 2 guided therein, which separates two displacement spaces 3 and 4 from each other.
  • the cylinder piston drive is controlled with the continuous valve 6 in a closed position control loop, by measuring the piston travel X ist with a distance measuring device 7 and comparing it with the target value X soll .
  • the difference X nominal - X actual is the current error of the retracted position.
  • controller 9 This is modified by a controller 9 according to modern controller concepts, for example by generating a differentiating and / or integrating component which is fed to the continuous valve 6 via an amplifier element 10, which controls the piston-cylinder unit via lines 11 and 12 in this way that the error X should - X is made zero as quickly as possible.
  • the invention is intended to bring about a change in the Load F 5 of the piston 2 remains in its position or at one constant speed of the drive no drop in speed he follows.
  • a piston 15 is arranged in the cylinder 14 and is held in the middle by the springs 18 and 19.
  • the piston 15 separates two displacement chambers 16 and 17.
  • the pressure in chamber 3 of the hydraulic drive is measured via the pressure sensor 21 and passed on via the electrical line 22. Pressure oscillations of the pressure sensor are damped by the damper element 23.
  • the temporal pressure gradient is calculated in the differentiator 24.
  • the compression current Q Kompr can be calculated from the pressure gradient dp 1 / dt, which vanishes due to the pressure change in the displacement space 3 over time or becomes free when the pressure decreases.
  • V o is the p in the displacement chambers 3, 16, 17 under the pressure of 1 supernatant oil volume
  • E ö1 is the volume compression Koeffizienz the oil filling V o, whereby the elasticity of the surrounding cylinder 1 and 14 taken into account.
  • the oil filling V o is of the piston travel X is dependent
  • the compression modulus E ö1 is a function of the pressure P. 1 Both influences are included in the result for Q Kompr in block 25.
  • y ' is determined using a speed sensor 20 integrated in the piston chamber 17.
  • the path y of the piston 15 can also be measured and converted to the speed y 'by the differentiator 26.
  • the result of the difference formation Q Kompr - Q Ausgl is fed to a three-point controller 27. Is Q Compr greater than Q Equ.
  • the displacement chamber 17 is connected to the pressure source P via the line 29 via a very fast switching valve 28 with switching times of 1 to 2 milliseconds.
  • Piston chamber 4 is, the supply of a compensating volume flow is only too a displacement room necessary.
  • the three-point controller 27 causes that Switching valve 28 of the piston 15 moves in the negative y direction, and thus a corresponding compensation volume flow from room 17 and thus room 3 is discharged.
  • C is the total spring stiffness of the springs and a is the area of the piston 15.
  • the switching valve 30 can optionally be replaced by an increased play between the piston 15 and the cylinder 14, as a result of which the piston 15 is centered.
  • the device for increasing the dynamic load rigidity is on all types of cylinders applicable, not only to cylinders of the same area, as in FIG. 1.
  • Fig. 2 the application in a differential cylinder is shown. Also Plunger cylinders with only one displacement space can be equipped with it become. Fig. 2 shows two special features. The balance cylinder 14 with Piston 15 can be integrated directly into the cylinder cover 33 on one piston side become. In addition, instead of the 3/3 switching valve in the cylinder cover 28 in Fig. 1 two 2/2-way valves 31 and 32 are integrated. This are characterized by a very small design and extremely short switching times in the range of 1 ms.
  • Fig. 3 shows that the volume flow control loop for the compensating flow can also be carried out continuously.
  • the constant valve 36 is controlled by the difference between the compression current Q Kompr and the compensation current Q Ausgl via the blocks 34 and 35.
  • a compensation current Q compensation corresponding to the compression current Q Kompr is supplied to the displacement space 3 under pressure p 1 .

Abstract

The system for compensating for the compressibility of hydraulic fluid in a hydraulic actuator has a pressure sensor (21) to measure the pressure in the actuator's displacement chamber (3), a differentiator (24,25) to calculate the fluid compression flow during pressure changes in the displacement chamber due to the compressibility of the fluid, and means to feed or drain a compensating flow of hydraulic fluid regulated on the basis of the calculated compression flow, and which comprises a cylinder (14) connected to the displacement chamber and equipped with a piston (15) charged with underpressure or overpressure via a valve(28). An Independent claim is included for a procedure for compensating for the compressibility of the hydraulic fluid in a hydraulic actuator.

Description

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung und ein Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit bei hydraulischen Antrieben mit wenigstens einem Verdrängerraum.The invention relates to an apparatus and a method for compensation the compressibility of the hydraulic fluid in hydraulic drives with at least one displacement room.

Bei hydraulischen Antrieben besteht das Problem, dass die jeweils verwendete Hydraulikflüssigkeit in gewissen Grenzen kompressibel ist, was zu einer gegenüber mechanischen Antrieben deutlich verringerten Laststeife führt: bei plötzlich auftretenden Druckveränderungen in dem wenigstens einen Verdrängerraum sind die bekannten Regelungen zu träge, um durch entsprechendes Zu- oder Abführen von Hydraulikflüssigkeit in den Verdrängerraum die gewünschte Solllage eines zusammen mit einem Zylinder den Verdrängerraum bildenden Kolbens oder eine gewünschte Sollgeschwindigkeit des Kolbens zu halten.The problem with hydraulic drives is that the one used in each case Hydraulic fluid is compressible within certain limits, resulting in a load stiffness significantly reduced compared to mechanical drives leads: in the event of sudden pressure changes in the at least one Displacer are the known regulations too sluggish to pass through appropriate Supply or discharge of hydraulic fluid in the displacement space the desired target position together with a cylinder Displacement forming piston or a desired target speed to hold the piston.

Zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit sind verschiedene Vorrichtungen und Verfahren bekannt, z.B. aus der DE 44 20 619 A1, die ein Antriebssystem mit einer ersten und einer zweiten hydrostatischen Maschine beschreibt, wobei die zweite Maschine über eine Drehzahlregeleinrichtung mit einem Signalgeber verfügt und wobei zur Verbesserung der Laststeife an jede Seite des Signalgebers jeweils ein hydraulisches Ausgleichsvolumen angeschlossen ist. There are several ways to balance the compressibility of the hydraulic fluid Devices and methods known, e.g. from DE 44 20 619 A1, which is a drive system with a first and a second hydrostatic Machine describes, the second machine via a speed control device has a signal generator and being used for improvement the load stiffness has a hydraulic compensation volume on each side of the signal generator connected.

Aus der US 3,805,530 ist ein Hydrauliksystem bekannt, bei dem zwei Hydraulikmotoren in Serie geschaltet sind, und der zweite Motor zum Zuführen einer kleinen Menge Hydraulikflüssigkeit zum ersten Motor dient, womit Volumenverluste aufgrund der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit ausgeglichen werden sollen.From US 3,805,530 a hydraulic system is known in which two hydraulic motors are connected in series, and the second motor for feeding serves a small amount of hydraulic fluid to the first engine, with which Volume loss due to the compressibility of the hydraulic fluid should be balanced.

Die DE 42 28 308 A1 beschreibt die Kompensation der Kompressibilität durch Piezo-Elemente. Die Piezo-Elemente können zwar sehr hohe Kräfte innerhalb kürzester Zeit erzeugen, aber die resultierenden Wege sind sehr kurz. Hinzu kommt, dass ein Piezo-Element selbst eine Feder darstellt. Wenn es gegen einen Druck arbeitet wird der Weg weiter reduziert, da es unter dem Druck einfedert. Dies hat zur Folge, dass in der Praxis nur geringe Laständerungen, die maximal 5 bis 7 bar Druckänderung entsprechen, kompensiert werden. In der Regel sind jedoch je nach Versorgungsdruck Druckänderungen im Bereich von 100 bar und mehr erforderlich. Die in der DE 42 28 308 beschriebene Steuerung ist daher nicht dazu geeignet, den in der Praxis auftretenden Anforderungen gerecht zu werden.DE 42 28 308 A1 describes the compensation of compressibility through piezo elements. The piezo elements can withstand very high forces generate in no time, but the resulting paths are very short. In addition, a piezo element itself is a spring. If it works against pressure, the path is further reduced as it is compressed under pressure. This has the consequence that in practice only minor Load changes that correspond to a maximum pressure change of 5 to 7 bar are compensated become. As a rule, however, there are pressure changes depending on the supply pressure required in the range of 100 bar and more. The in DE 42 28 308 control is therefore not suitable to the in the Practice requirements.

Weitere Verfahren und Vorrichtungen zur Erhöhung der Laststeife von hydraulischen Antrieben sind zum Beispiel aus der DE 42 27 565, die die Verwendung eines Differentialzylinders vorschlägt, und der DE 35 32 931 bekannt, die eine spezielle Regelungssteuerung zeigt.Other methods and devices for increasing the load rigidity of hydraulic Drives are, for example from DE 42 27 565, the use proposes a differential cylinder, and known from DE 35 32 931, which shows a special control system.

Die bekannten Lösungen zum Kompressionskompensation sind jedoch teils konstruktiv sehr aufwendig, wartungsanfällig und teuer in der Herstellung, teils viel zu träge, um auf Laständerungen im Millisekundenbereich reagieren zu können.However, some of the known solutions for compression compensation are structurally very complex, prone to maintenance and expensive to manufacture, sometimes much too sluggish to react to load changes in the millisecond range to be able to.

Davon ausgehend liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung und ein Verfahren anzugeben, welche es ermöglichen, die Laststeife hydraulischer Antriebe zuverlässig zu erhöhen und innerhalb weniger Millisekunden auf Lastwechsel zu reagieren, um kompressionsbedingte Lage- oder Geschwindigkeitsabweichungen eines hydraulischen Antriebs zu kompensieren.Proceeding from this, the object of the invention is a device and to specify a method which enables the load stiffness hydraulic drives can be increased reliably and within a few milliseconds to react to load changes in order to or to compensate for speed deviations of a hydraulic drive.

Die Erfindung wird gelöst von einer Vorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 bzw. von einem Verfahren mit den Merkmalen des Anspruchs 15. Vorteilhafte Aus- bzw. Durchführungsformen sind Gegenstand der abhängigen Unteransprüche. Der nebengeordnete Anspruch 21 betrifft einen hydraulischen Antrieb mit einer erfindungsgemäßen Kompensationsvorrichtung.The invention is achieved by a device with the features of Claim 1 or of a method with the features of the claim 15. Advantageous embodiments are the subject of the dependent Dependent claims. The secondary claim 21 relates to one hydraulic drive with a compensation device according to the invention.

Während der Ausgleich im Stand der Technik gesteuert erfolgt, das heißt, ohne eine Rückführung oder eine Rückmeldung, erfolgt der Ausgleich des Kompressionsvolumens erfindungsgemäß in einem geschlossenen Volumenstromregelkreis.While the compensation in the prior art is controlled, that is, without a return or a feedback, the compensation takes place Compression volume according to the invention in a closed volume flow control loop.

Das heißt, der durch den Druckanstieg resultierende Volumenstrom wird berechnet, wobei der Kompressionskoeffizient und das Volumen unter Druck berücksichtigt wird, und stellt die Führungsgröße in dem Regelkreis dar. Der durch den Kompensationskolben erzeugte Kompensationsvolumenstrom wird ständig mit der Sollgröße (Kompressionsvolumenstrom) verglichen und über den Stellkreis (Dreipunktregler und schnelle Stellventile) diesem nachgeführt. Das Ergebnis ist, dass genau das Volumen dem Arbeitszylinder zugeführt wird, was durch Kompression im Verdrängerraum fehlt. Der Antriebszylinder bleibt weitgehend in seiner Position stehen.That is, the volume flow resulting from the pressure increase calculated, the compression coefficient and the volume below Pressure is taken into account and represents the reference variable in the control loop The compensation volumetric flow generated by the compensation piston is constantly compared with the setpoint (compression volume flow) and via the control circuit (three-point controller and fast control valves) tracked. The result is that exactly the volume of the working cylinder what is missing due to compression in the displacement space. The The drive cylinder remains largely in its position.

Die Kompensation erfolgt über den gesamten Druckbereich bis zur Maximallast. Sie ist sowohl bei gesteuerten als auch bei lagegeregelten Systemen wirksam. Bei lagegeregelten Antrieben überlagern sich die Funktionen der Lageregelung und die der Kompressibilitätskompensation.The compensation takes place over the entire pressure range up to the maximum load. It is both with controlled and with position-controlled systems effective. With position-controlled drives, the functions of the Position control and compressibility compensation.

Weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden rein beispielhaften und nicht beschränkenden Beschreibung verschiedener Ausführungsbeispiele erfindungsgemäß ausgestatteter hydraulischer Antriebe in Verbindung mit der Zeichnung entsprechender Prinzipschaltbilder, wobei

Fig. 1
das Prinzipschaltbild eines hydraulischen Antriebs mit einem translatorisch bewegten Kolben zeigt, der zwei Verdrängerräume in einem Zylinder voneinander trennt und über einen geschlossenen Lageregelkreis mit stetigem Ventil verfügt, wobei eine erfindungsgemäße Kompensationsvorrichtung zur Erhöhung der Laststeife sowohl bei stillstehendem als auch bei bewegtem Kolben vorgesehen ist,
Fig. 1a
das Prinzipschaltbild einer zur Erhöhung der Laststeife nur bei stillstehendem Antrieb ausgebildeten Kompensationsvorrichtung wiedergibt,
Fig. 2
die Anwendung einer erfindungsgemäßen Vorrichtung bei einem Differentialzylinder verdeutlicht,
Fig. 3
einen stetig ausgeführten Volumenstromregelkreis für den zur Kompensation des Kompressibilitätsverlustes dienenden Ausgleichsstrom zeigt und
Fig. 4
die Anwendung der erfindungsgemäßen Vorrichtung bei einem Drehantrieb zeigt.
Further details and advantages of the invention result from the following purely exemplary and non-limiting description of various exemplary embodiments of hydraulic drives equipped according to the invention in connection with the drawing of corresponding basic circuit diagrams, wherein
Fig. 1
the basic circuit diagram of a hydraulic drive with a translationally moving piston, which separates two displacement spaces in a cylinder and has a closed position control loop with a constant valve, a compensation device according to the invention being provided to increase the load stiffness both when the piston is at a standstill and when it is moving,
Fig. 1a
shows the basic circuit diagram of a compensation device designed to increase the load stiffness only when the drive is at a standstill,
Fig. 2
illustrates the use of a device according to the invention in a differential cylinder,
Fig. 3
shows a continuously executed volume flow control loop for the compensation flow used to compensate for the loss of compressibility and
Fig. 4
shows the application of the device according to the invention in a rotary drive.

Der hydraulische Antrieb in Fig. 1 besteht aus einem Zylinder 1 und einem darin geführten Kolben 2, der zwei Verdrängerräume 3 und 4 voneinander trennt. Um den Kolben gegen eine äußere Last 5 nach einem (meistens) elektrisch gegebenen Signal Xsoll positionieren zu können oder einem zeitlich veränderlichen Signal Xsoll =f(t) nachfahren zu können, wird der Zylinderkolbenantrieb mit dem stetigen Ventil 6 im geschlossenen Lageregelkreis gesteuert, indem mit einer Wegmesseinrichtung 7 der Kolbenweg Xist gemessen und mit dem Sollwert Xsoll verglichen wird. Die Differenz Xsoll - Xist ist der momentane Fehler der eingefahrenen Position. Dieser wird durch einen Regler 9 nach modernen Reglerkonzepten modifiziert, indem z.B. ein differenzierender und/oder integrierender Anteil erzeugt wird, der über ein Verstärkerelement 10 dem stetigen Ventil 6 zugeleitet wird, das die Kolben-Zylinder-Einheit über die Leitungen 11 und 12 so steuert, dass der Fehler Xsoll - Xist möglichst schnell zu Null gemacht wird.The hydraulic drive in Fig. 1 consists of a cylinder 1 and a piston 2 guided therein, which separates two displacement spaces 3 and 4 from each other. In order to be able to position the piston against an external load 5 according to a (mostly) electrically given signal X Soll or to be able to follow a time-varying signal X Soll = f (t), the cylinder piston drive is controlled with the continuous valve 6 in a closed position control loop, by measuring the piston travel X ist with a distance measuring device 7 and comparing it with the target value X soll . The difference X nominal - X actual is the current error of the retracted position. This is modified by a controller 9 according to modern controller concepts, for example by generating a differentiating and / or integrating component which is fed to the continuous valve 6 via an amplifier element 10, which controls the piston-cylinder unit via lines 11 and 12 in this way that the error X should - X is made zero as quickly as possible.

Wenn die Last F 5 sich im Stillstand des Antriebes ändert, dann würde das zu Änderungen der Drücke p1 und p2 führen, da die Gleichgewichtsgleichung gilt F =p1A1 - p2A2. Dabei sind A1 und A2 die Flächen des Kolbens, auf die p1 bzw. p2 wirken. Bei langsamen Laständerungen kann das Ventil 6 durch eine kleine Verschiebung bewirken, dass der Antrieb nahe seiner Sollposition stehen bleibt. Allerdings ist ein kleiner Positionsfehler Xsoll - Xist erforderlich, um das Ventil etwas auszulenken. Durch einen integralen Anteil im Regler kann man den Fehler zu Null machen. Wenn aber die Kraft F 5 sich sehr schnell ändert, dann wird die erforderliche Druckdifferenz dadurch erzeugt, dass z.B. das Druckmedium in der Kammer 3 komprimiert und in der Kammer 4 dekomprimiert wird. Der Kolben 2 wird durch die Kraftänderung verschoben, ehe das Ventil 6 der Verschiebung entgegenwirken kann, da einige Zeit vergeht, ehe das Ventil 6 einem Steuersignal folgt. Diese Erscheinung des Zurückweichens bei einer schnell ansteigenden Last bezeichnet man als dynamische Laststeife.If the load F 5 changes when the drive is at a standstill, this would lead to changes in the pressures p 1 and p 2 , since the equilibrium equation applies F = p 1 A 1 - p 2 A 2 . A 1 and A 2 are the surfaces of the piston on which p 1 and p 2 act, respectively. In the event of slow load changes, the valve 6 can cause the drive to stop near its desired position by a small displacement. However, should a small position error X - X is required to deflect the valve slightly. An integral part in the controller can make the error zero. However, if the force F 5 changes very quickly, the required pressure difference is generated by, for example, compressing the pressure medium in the chamber 3 and decompressing it in the chamber 4. The piston 2 is displaced by the change in force before the valve 6 can counteract the displacement, since some time passes before the valve 6 follows a control signal. This phenomenon of backing away from a rapidly increasing load is called dynamic load stiffness.

Die Erfindung soll nach Fig. 1 bewirken, dass trotz schneller Änderung der Belastung F 5 der Kolben 2 in seiner Position stehen bleibt bzw. bei einer konstanten Geschwindigkeit des Antriebes kein Geschwindigkeitseinbruch erfolgt.According to FIG. 1, the invention is intended to bring about a change in the Load F 5 of the piston 2 remains in its position or at one constant speed of the drive no drop in speed he follows.

Das wird dadurch erreicht, dass ein Zylinder 14 über die Leitung 13 mit dem Kolbenraum 3 verbunden wird.This is achieved in that a cylinder 14 via line 13 with the Piston chamber 3 is connected.

In dem Zylinder 14 ist ein Kolben 15 angeordnet, der durch die Federn 18 und 19 in der Mitte gehalten wird. Der Kolben 15 trennt zwei Verdrängerkammern 16 und 17. Der Druck in Kammer 3 des hydraulischen Antriebes wird über dem Drucksensor 21 gemessen und über die elektrische Leitung 22 weitergeleitet. Druckoszillationen des Drucksensors werden durch das Dämpferelement 23 gedämpft. In dem Differentiator 24 wird der zeitliche Druckgradient errechnet. Aus dem Druckgradienten dp1/dt kann der Kompressionsstrom QKompr errechnet werden, der durch die zeitliche Druckänderung im Verdrängerraum 3 verschwindet bzw. bei Druckabnahme frei wird.A piston 15 is arranged in the cylinder 14 and is held in the middle by the springs 18 and 19. The piston 15 separates two displacement chambers 16 and 17. The pressure in chamber 3 of the hydraulic drive is measured via the pressure sensor 21 and passed on via the electrical line 22. Pressure oscillations of the pressure sensor are damped by the damper element 23. The temporal pressure gradient is calculated in the differentiator 24. The compression current Q Kompr can be calculated from the pressure gradient dp 1 / dt, which vanishes due to the pressure change in the displacement space 3 over time or becomes free when the pressure decreases.

Es gilt: QKompr = Vo EÖl . d p1 dt The following applies: Q Compr = V O e oil , d p 1 d t

Dabei ist Vo das in den Verdrängerräumen 3, 16, 17 unter dem Druck p1 stehende Ölvolumen, Eö1 ist der Volumen-Kompressions-Koeffizienz der Ölfüllung Vo, wobei auch die Elastizität der umgebenden Zylinder 1 und 14 berücksichtigt werden. Die Ölfüllung Vo ist vom Kolbenweg Xist abhängig und der Kompressionsmodul Eö1 ist eine Funktion des Druckes P1. Beide Einflüsse werden in dem Block 25 in das Ergebnis für QKompr eingerechnet.Here V o is the p in the displacement chambers 3, 16, 17 under the pressure of 1 supernatant oil volume, E ö1 is the volume compression Koeffizienz the oil filling V o, whereby the elasticity of the surrounding cylinder 1 and 14 taken into account. The oil filling V o is of the piston travel X is dependent, and the compression modulus E ö1 is a function of the pressure P. 1 Both influences are included in the result for Q Kompr in block 25.

Dieser errechnete Volumenstrom QKompr, der bei Druckanstieg in dem Verdrängerraum 3 fehlt und daher eine Verschiebung des Kolbens 3 bei plötzlichen Laständerungen bewirken würde, dient als Führungsgröße in einem Regelkreis, der den Kompressionsstrom QKompr mit einem Volumenstrom QAusgl =a . y' abgleicht. Dabei wird y' mit einem im Kolbenraum 17 integrierten Geschwindigkeitsaufnehmer 20 ermittelt. Es kann auch der Weg y des Kolbens 15 gemessen werden und durch das Differenzierglied 26 zur Geschwindigkeit y' gewandelt werden. Der Ausgleichsvolumenstrom ergibt sich zu: QAusgl =a . y'. Das Ergebnis der Differenzbildung QKompr - QAusgl wird einem Dreipunktregler 27 zugeführt. Ist QKompr größer als QAusgl. wird über ein sehr schnell schaltendes Ventil 28 mit Schaltzeiten von 1 bis 2 Millisekunden der Verdrängerraum 17 mit der Druckquelle P über die Leitung 29 verbunden. Dadurch wird innerhalb von Millisekunden gerade soviel Volumenstrom dem Verdrängerraum 3 zugeführt, wie bei Druckanstieg durch Kompression des Volumens Vo verschwindet.This calculated volume flow Q Kompr , which is missing when the pressure in the displacement chamber 3 rises and would therefore cause a displacement of the piston 3 in the event of sudden changes in load, serves as a reference variable in a control circuit that compresses the compression flow Q Kompr with a volume flow Q Ausgl = a. y 'compared. In this case, y 'is determined using a speed sensor 20 integrated in the piston chamber 17. The path y of the piston 15 can also be measured and converted to the speed y 'by the differentiator 26. The compensation volume flow results in: Q Equation = a. y '. The result of the difference formation Q Kompr - Q Ausgl is fed to a three-point controller 27. Is Q Compr greater than Q Equ. the displacement chamber 17 is connected to the pressure source P via the line 29 via a very fast switching valve 28 with switching times of 1 to 2 milliseconds. As a result, just as much volume flow is supplied to the displacement space 3 within milliseconds as disappears when the pressure rises due to compression of the volume V o .

Da das Schaltventil 28 innerhalb von wenigen Millisekunden nur den geringen Kompressionsstrom QKompr schaltet, ist seine Reaktion wesentlich schneller als die des stetigen Ventils 6, das den vollen Volumenstrom für den Antrieb steuern muss. Das Ergebnis ist, dass der Kolben in seiner Position gehalten wird und nicht bei Lastanstieg zurückweicht. Da der Druck p1 = 1 / A 1[F - p 2 A 2] sowohl eine Funktion der Kraft F als auch des Druckes p2 imSince the switching valve 28 switches only the low compression flow Q Kompr within a few milliseconds, its reaction is considerably faster than that of the continuous valve 6, which has to control the full volume flow for the drive. The result is that the piston is held in place and does not shrink as the load increases. Since the pressure p 1 = 1 / A 1 [ F - p 2 A 2 ] both a function of the force F and the pressure p 2 im

Kolbenraum 4 ist, ist die Zuführung eines Ausgleichsvolumenstromes nur zu einem Verdrängerraum notwendig.Piston chamber 4 is, the supply of a compensating volume flow is only too a displacement room necessary.

Bei plötzlicher Lastabnahme bewirkt der Dreipunktregler 27, dass über das Schaltventil 28 der Kolben 15 in negativer y-Richtung verfährt, und damit ein entsprechender Ausgleichs-Volumenstrom aus Raum 17 und damit Raum 3 abgeführt wird.In the event of a sudden decrease in the load, the three-point controller 27 causes that Switching valve 28 of the piston 15 moves in the negative y direction, and thus a corresponding compensation volume flow from room 17 and thus room 3 is discharged.

Die Federn 18 und 19 bewirken in Phasen, in denen sich die Belastung F 5 nicht ändert, dass durch Öffnen eines kleinen Schaltventils 30 der Kolben 15 in Mittelstellung fährt. Damit wird vermieden, dass er im Laufe der Zeit in eine Endlage fährt. Da an dem Kolben 15 nur eine sehr geringe Druckdifferenz Δ p = C · Y / a anliegt, ist für die Abdichtung dieses Kolbens kein Aufwand erforderlich. Dabei ist C die Gesamtfedersteifigkeit der Federn und a die Fläche des Kolbens 15. Das Schaltventil 30 kann gegebenenfalls durch ein erhöhtes Spiel zwischen Kolben 15 und Zylinder 14 ersetzt werden, wodurch eine Zentrierung des Kolbens 15 erfolgt.In phases in which the load F 5 does not change, the springs 18 and 19 cause the piston 15 to move into the central position by opening a small switching valve 30. This prevents it from moving to an end position over time. Since there is only a very small pressure difference Δ p = C · Y / a at the piston 15, no effort is required to seal this piston. C is the total spring stiffness of the springs and a is the area of the piston 15. The switching valve 30 can optionally be replaced by an increased play between the piston 15 and the cylinder 14, as a result of which the piston 15 is centered.

Soll ein Zurückweichen des lagegeregelten oder gesteuerten Kolbenantriebes unter Last nur im Stillstand vermieden werden, dann ist eine Erxmittlung des Kompressionsstromes nicht erforderlich.Should a retreat of the position-controlled or controlled piston drive can only be avoided under load at standstill, then an investigation is necessary of the compression flow is not required.

In diesem Fall kann nach Fig. 1a, die am Kolben gemessene Wegänderung ΔXist benutzt werden, um über das schnelle Schaltventil 28 durch die Verstellung des Kolbens 15 nach dem Algorithmus Δy =ΔXist · A 1 / a das Zurückweichen zu verhindern.In this case, the measured on the piston path change Δ Xist can according to Fig. 1a, be used to prevent over the quick switching valve 28 through the displacement of the piston 15 according to the algorithm Δ y = Δ Xist · A 1 / a the retreat.

Gleichfalls können bei Bewegungen mit konstanter Geschwindigkeit Abweichungen Δx' von dieser Geschwindigkeit durch Laständerungen kompensiert werden, indem der Kolben 15 im geschlossenen Geschwindigkeitsregelkreis nach dem Algorithmus: y' = A 1 / a Δx' angesteuert wird. Damit wird ein Abweichen von der Sollgeschwindigkeit verhindert. Die Geschwindigkeitsabweichung kann durch Differenzieren der Lageabweichung (Xsoll - Xist) nach der Zeit erhalten werden.Likewise, deviations Δx 'from this speed can be compensated for by changes in load during movements at constant speed, in that the piston 15 is controlled in the closed speed control loop according to the algorithm: y' = A 1 / a Δx '. This prevents a deviation from the target speed. The speed deviation (to X - X) by differentiating the position deviation obtained after the time.

Die Vorrichtung zur Erhöhung der dynamischen Laststeife ist auf alle Zylinderarten anwendbar, nicht nur auf gleichflächige Zylinder, wie in Fig. 1. The device for increasing the dynamic load rigidity is on all types of cylinders applicable, not only to cylinders of the same area, as in FIG. 1.

In Fig. 2 ist die Anwendung in einem Differentialzylinder gezeigt. Auch Plungerzylinder mit nur einem Verdrängerraum können damit ausgerüstet werden. Fig. 2 zeigt zwei Besonderheiten. Der Ausgleichszylinder 14 mit Kolben 15 kann direkt in den Zylinderdeckel 33 einer Kolbenseite integriert werden. Außerdem können in dem Zylinderdeckel statt des 3/3-Schaltventils 28 in Fig. 1 zwei 2/2-Schaltventile 31 und 32 integriert werden. Diese zeichnen sich durch sehr kleine Bauweise und äußerst geringe Schaltzeiten im Bereich 1 ms aus.In Fig. 2 the application in a differential cylinder is shown. Also Plunger cylinders with only one displacement space can be equipped with it become. Fig. 2 shows two special features. The balance cylinder 14 with Piston 15 can be integrated directly into the cylinder cover 33 on one piston side become. In addition, instead of the 3/3 switching valve in the cylinder cover 28 in Fig. 1 two 2/2-way valves 31 and 32 are integrated. This are characterized by a very small design and extremely short switching times in the range of 1 ms.

Fig. 3 zeigt, dass man den Volumenstromregelkreis für den Ausgleichsstrom auch stetig ausführen kann. Dabei wird durch die Differenz aus Kompressionsstrom QKompr und Ausgleichsstrom QAusgl über die Blöcke 34 und 35 das stetige Ventil 36 angesteuert. Durch Beaufschlagen des Verdrängerraumes 17 wird ein dem Kompressionsstrom QKompr entsprechender Ausgleichstrom QAusgl dem unter Druck p1 stehenden Verdrängerraum 3 zugeführt.Fig. 3 shows that the volume flow control loop for the compensating flow can also be carried out continuously. The constant valve 36 is controlled by the difference between the compression current Q Kompr and the compensation current Q Ausgl via the blocks 34 and 35. By applying pressure to the displacement space 17, a compensation current Q compensation corresponding to the compression current Q Kompr is supplied to the displacement space 3 under pressure p 1 .

Fig. 4 zeigt, dass das Prinzip der Erfindung auch auf Drehantriebe 38 anwendbar ist. Bei plötzlichen Änderungen des Lastmomentes T 37 bewirkt die Einrichtung, dass der Drehwinkel ϕist bei Stillstand nicht nachgibt bzw. bei einer konstanten Drehzahl ein Drehzahleinbruch vermieden wird. Da das Volumen Vo zwischen Ventil und Motor (bis auf die internen Pulsaktionen) konstant ist, ist bei der Berechnung des Kompressionsstromes in Block 24 a nur der Druck p zu berücksichtigen.4 shows that the principle of the invention can also be applied to rotary drives 38. In case of sudden changes in the load torque T causes the device 37, that the rotation angle φ is not yield at standstill or is avoided a drop in speed at a constant speed. Since the volume V o between the valve and the motor is constant (apart from the internal pulse actions), only the pressure p has to be taken into account when calculating the compression current in block 24 a.

Entsteht neben dem Kompressionsvolumen in den Kolbenverdrängem in Fig. 1 und 2 sowie in dem Rotationsmotor in Fig. 4 durch den Druckanstieg bei Lastanstieg eine Änderung des Leckölstromes aus Raum 3: ΔQLeck = f (p1-p2), so muss der Ausgleichsvolumenstrom um diesen Wert höher ausgelegt werden : QAusgl =QKompr +ΔQLeck.If, in addition to the compression volume in the piston displacements in Fig. 1 and 2 and in the rotary motor in Fig. 4, there is a change in the leakage oil flow from room 3 due to the pressure increase as the load increases: ΔQ leak = f (p 1 -p 2 ), the compensation volume flow must be designed higher by this value: Q Equal = Q Compr + ΔQ Leak .

Claims (22)

Vorrichtung zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit bei hydraulischen Antrieben mit wenigstens einem Verdrängerraum (3), wobei die Vorrichtung über eine Leitung (13) für Hydraulikflüssigkeit mit dem Verdrängerraum (3) des hydraulischen Antriebs koppelbar ist, umfassend Mittel (21) zum Messen des Druckes in dem Verdrängerraum (3), Mittel (24, 25) zum Berechnen des bei Druckänderungen im Verdrängerraum aufgrund der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit auftretenden Kompressionsstromes QKompr der Hydraulikflüssigkeit und Mittel zum Zu- oder Abführen eines anhand des berechneten Kompressionsstroms geregelten Ausgleichsvolumenstroms QAusgl von Hydraulikflüssigkeit zum Verdrängerraum.Device for compensating the compressibility of the hydraulic fluid in hydraulic drives with at least one displacement space (3), the device being connectable to the displacement space (3) of the hydraulic drive via a line (13) for hydraulic fluid, comprising means (21) for measuring the pressure in the displacement space (3), means (24, 25) for calculating the compression flow Q Kompr of the hydraulic fluid which occurs when the pressure in the displacement space changes due to the compressibility of the hydraulic fluid, and means for supplying or removing a compensation volume flow Q compensation of hydraulic fluid regulated on the basis of the calculated compression flow displacer. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Regelung des Ausgleichsvolumenstroms QAusgl ein Dreipunktregler (27) vorgesehen ist.Apparatus according to claim 1, characterized in that a three-point controller (27) is provided for regulating the compensating volume flow Q Ausgl . Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Zu- oder Abführen des Ausgleichsvolumenstroms QAusgl einen Zylinder (14), einen in dem Zylinder (14) geführten Kolben (15) und wenigstens ein Ventil (28; 31, 32; 36) umfassen, wobei der Zylinder (14) über die Leitung (13) mit dem Verdrängerraum (3) des hydraulischen Antriebs koppelbar ist und der Kolben (15) über das wenigstens eine Ventil (28; 31, 32; 36) mit Über- oder Unterdruck beaufschlagbar ist.Apparatus according to claim 1, characterized in that the means for supplying or discharging the compensating volume flow Q Ausgl a cylinder (14), a piston (15) guided in the cylinder (14) and at least one valve (28; 31, 32; 36 ), wherein the cylinder (14) can be coupled via the line (13) to the displacement chamber (3) of the hydraulic drive and the piston (15) via the at least one valve (28; 31, 32; 36) with excess or Vacuum can be applied. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ventil ein Ventil (28; 31, 32; 36) mit Schaltzeiten im Millisekundenbereich ist.Device according to claim 3, characterized in that the at least one valve is a valve (28; 31, 32; 36) with switching times in the millisecond range. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil ein 3/3-Schaltventil (28) ist.Apparatus according to claim 4, characterized in that the valve is a 3/3 switching valve (28). Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass zwei 2/2-Schaltventile (31, 32) vorgesehen sind.Apparatus according to claim 4, characterized in that two 2/2-way valves (31, 32) are provided. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil ein stetiges Ventil (36) ist.Apparatus according to claim 4, characterized in that the valve is a continuous valve (36). Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass ein Geschwindigkeitsaufnehmer (20) zur Messung der Geschwindigkeit des Kolbens (15) vorgesehen ist.Device according to one of claims 3 to 7, characterized in that a speed sensor (20) is provided for measuring the speed of the piston (15). Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (15) durch elastische Elemente, insbesondere zwei Federn (18, 19) in eine Ruheposition vorgespannt wird.Device according to one of claims 3 to 8, characterized in that the piston (15) is biased into a rest position by elastic elements, in particular two springs (18, 19). Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Messen des Druckes in dem Verdrängerraum (3) einen Drucksensor (21) und ein Dämpferelement (23) zur Dämpfung von Druckoszillationen des Drucksensors (21) umfassen. Device according to one of claims 1 to 9, characterized in that the means for measuring the pressure in the displacement space (3) comprise a pressure sensor (21) and a damper element (23) for damping pressure oscillations of the pressure sensor (21). Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ventil (28; 31, 32) und die Mittel (21) zum Messen des Drucks über eine Leitung (22) zur Leitung elektromagnetischer Signale gekoppelt sind.Device according to one of claims 1 to 10, characterized in that the at least one valve (28; 31, 32) and the means (21) for measuring the pressure are coupled via a line (22) for conducting electromagnetic signals. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Berechnen des Kompressionsstromes QKompr einen Differentiator (24) zur Bestimmung des zeitlichen Druckgradienten umfassen.Device according to one of claims 1 to 11, characterized in that the means for calculating the compression current Q Kompr comprise a differentiator (24) for determining the pressure gradient over time. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Berechnen des Kompressionsstromes QKompr einen zur Berücksichtigung des in dem Verdrängerraum (3) momentan vorhandenen Volumens V0 und des von dem im Verdrängerraum herrschenden Druck p1 abhängigen Kompressionsmoduls EÖl ausgebildeten Block (25) umfassen.Device according to one of Claims 1 to 12, characterized in that the means for calculating the compression current Q Kompr take into account the volume V 0 currently present in the displacement space (3) and the compression module E oil which is dependent on the pressure p 1 prevailing in the displacement space trained block (25). Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass zur Regelung des Ausgleichsvolumenstroms QAusgl ein stetiges Ventil (36) über zwei Blöcke (34, 35) ansteuerbar ist.Device according to one of claims 1 to 13, characterized in that a constant valve (36) can be controlled via two blocks (34, 35) to regulate the compensating volume flow Q Ausgl . Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit bei hydraulischen Antrieben mit wenigstens einem Verdrängerraum (3), dadurch gekennzeichnet, dass der Druck p1 in dem Verdrängerraum gemessen wird, dass der bei Druckänderungen im Verdrängerraum aufgrund der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit auftretende Kompressionsstrom QKompr der Hydraulikflüssigkeit berechnet wird und dass der Kompressionsstrom QKompr mit einem dem Verdrängerraum zugeführten Volumenstrom QAusgl abgeglichen wird.Method for compensating the compressibility of the hydraulic fluid in hydraulic drives with at least one displacement space (3), characterized in that the pressure p 1 is measured in the displacement space , that the compression flow Q Kompr of the hydraulic fluid occurring due to the compressibility of the hydraulic fluid when pressure changes in the displacement space is calculated is and that the compression flow Q Kompr with a supplied to the displacement chamber volume flow Q Ausgl is matched. Verfahren nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Volumenstrom QAusgl anhand des berechneten Kompressionsstroms QKompr geregelt wird.A method according to claim 15, characterized in that the volume flow Q Ausgl is regulated by means of the calculated compression flow Q Kompr. Verfahren nach Anspruch 15 oder 16, wobei zum Erzeugen des Volumenstroms QAusgl eine Kolben-Zylindereinheit (14, 15) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Geschwindigkeit ý des Kolbens (15) direkt oder indirekt gemessen und zur Messung des Volumenstroms QAusgl nach der Beziehung QAusgl = ýa verwendet wird, wobei a die Querschnittsfläche des Zylinders (14) ist.A method according to claim 15 or 16, wherein a piston-cylinder unit (14, 15) is provided for generating the volume flow Q compensation , characterized in that the speed of the piston (15) is measured directly or indirectly and for measuring the volume flow Q compensation the relationship Q Ausgl = ýa is used, where a is the cross-sectional area of the cylinder (14). Verfahren nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass QAusgl kontinuierlich mit dem berechneten Kompressionsstroms QKompr verglichen und das Ergebnis des Vergleichs einem Dreipunktregler (27) zugeführt wird, der in Abhängigkeit von dem Ergebnis des Vergleichs den Kolben (15) über ein Schaltventil (28) mit einem Über- oder Unterdruck beaufschlagt.A method according to claim 17, characterized in that Q Ausgl continuously compared with the calculated compression current Q Kompr and the result of the comparison is fed to a three-point controller (27) which, depending on the result of the comparison, the piston (15) via a switching valve (28 ) pressurized with a positive or negative pressure. Verfahren nach einem der Ansprüche 15 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass bei der Berechnung des Kompressionsstromes QKompr die Abhängigkeit des Kompressionsmoduls vom momentanen Druck im Verdrängerraum berücksichtigt wird.Method according to one of Claims 15 to 18, characterized in that the dependence of the compression module on the instantaneous pressure in the displacement space is taken into account when calculating the compression current Q Kompr . Verfahren nach einem der Ansprüche 15 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass bei der Regelung des Ausgleichvolumenstroms QAusgl ein Leckölstrom ΔQLeck berücksichtigt wird.Method according to one of claims 15 to 19, characterized in that a leakage oil flow ΔQ leak is taken into account when regulating the compensating volume flow Q Ausgl . Hydraulischer Antrieb mit einer Vorrichtung zum Ausgleichen der Kompressibilität der von dem Antrieb verwendeten Hydraulikflüssigkeit bei Lastwechseln nach einem der Ansprüche 1 bis 14.Hydraulic drive with a device for balancing the Compressibility of the hydraulic fluid used by the drive in case of load changes according to one of claims 1 to 14. Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 21 mit einer Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (15) der Vorrichtung in einen Zylinderdeckel (33) einer Kolbenseite des Antriebs integriert ist.Hydraulic drive according to claim 21 with a device according to one of claims 2 to 14, characterized in that the piston (15) of the device is integrated in a cylinder cover (33) of a piston side of the drive.
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102006002566A1 (en) * 2006-01-18 2007-07-19 Eurocopter Deutschland Gmbh hydraulic system

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009027070A1 (en) * 2009-06-22 2010-12-23 Zf Friedrichshafen Ag Control circuit for a pneumatic or hydraulic actuator

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3805530A (en) * 1971-07-29 1974-04-23 Pacific Press & Shear Corp Compensated series hydraulic system
US4630523A (en) * 1980-05-03 1986-12-23 Deutsche Forschungs- Und Versuchsanstalt Fur Luft- Und Raumfahrt E.V. Electrohydraulic regulating drive
US4932840A (en) * 1987-07-28 1990-06-12 Tokyo Keiki Company Ltd. Control apparatus of variable delivery pump
DE4228308A1 (en) * 1992-08-26 1994-03-03 Rexroth Mannesmann Gmbh Double-cylinder hydraulic drive control system e.g. for machine tool - compensates change in volume of pressure spaces of cylinder by piezoelectrically-actuated pistons located at ends of cylinder, with piezoelectric actuators closed off from pressure spaces

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3805530A (en) * 1971-07-29 1974-04-23 Pacific Press & Shear Corp Compensated series hydraulic system
US4630523A (en) * 1980-05-03 1986-12-23 Deutsche Forschungs- Und Versuchsanstalt Fur Luft- Und Raumfahrt E.V. Electrohydraulic regulating drive
US4932840A (en) * 1987-07-28 1990-06-12 Tokyo Keiki Company Ltd. Control apparatus of variable delivery pump
DE4228308A1 (en) * 1992-08-26 1994-03-03 Rexroth Mannesmann Gmbh Double-cylinder hydraulic drive control system e.g. for machine tool - compensates change in volume of pressure spaces of cylinder by piezoelectrically-actuated pistons located at ends of cylinder, with piezoelectric actuators closed off from pressure spaces

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102006002566A1 (en) * 2006-01-18 2007-07-19 Eurocopter Deutschland Gmbh hydraulic system
US7581486B2 (en) 2006-01-18 2009-09-01 Eurocopter Deutschland Gmbh Hydraulic system
DE102006002566B4 (en) * 2006-01-18 2014-11-13 Eurocopter Deutschland Gmbh hydraulic system

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