EP1176314B1 - Vorrichtung und Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität bei hydraulischen Antrieben - Google Patents

Vorrichtung und Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität bei hydraulischen Antrieben Download PDF

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EP1176314B1
EP1176314B1 EP20010116889 EP01116889A EP1176314B1 EP 1176314 B1 EP1176314 B1 EP 1176314B1 EP 20010116889 EP20010116889 EP 20010116889 EP 01116889 A EP01116889 A EP 01116889A EP 1176314 B1 EP1176314 B1 EP 1176314B1
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EP
European Patent Office
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piston
displacement chamber
pressure
ausgl
valve
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EP20010116889
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EP1176314A3 (de
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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 a device and a method for compensating the compressibility of the hydraulic fluid in hydraulic drives with at least one displacement chamber.
  • DE 42 28 308 A1 describes the compensation of the compressibility by piezo elements. Although the piezo elements can generate very high forces within a short time, the resulting paths are very short. In addition, a piezo element itself represents a spring. If it works against a pressure, the path is further reduced as it springs under pressure. This has the consequence that in practice only small load changes, which correspond to a maximum of 5 to 7 bar pressure change, be compensated. In general, however, depending on the supply pressure pressure changes in the range of 100 bar and more are required. The control described in DE 42 28 308 is therefore not suitable to meet the requirements occurring in practice.
  • the object of the invention is to provide a device and a method which make it possible to increase the load stiffness of hydraulic drives reliably and to respond to load changes within a few milliseconds in order to compensate for compression-related position or speed deviations of a hydraulic drive.
  • the invention is achieved by a device having the features of claim 1 and by a method having the features of claim 15.
  • Advantageous embodiments and embodiments are the subject of the dependent subclaims.
  • the independent claim 21 relates to a hydraulic drive with a compensation device according to the invention.
  • the compensation in the prior art is controlled, that is, without a return or a feedback
  • the compensation of the compression volume is carried out according to the invention in a closed volume flow control loop.
  • the volumetric flow resulting from the pressure rise is calculated taking into account the compression coefficient and the volume under pressure, and represents the control variable in the control loop.
  • the compensation volumetric flow generated by the compensating piston is constantly compared with the target volumetric (compression volumetric flow) and via the control circuit (three-point controller and fast control valves) this tracked. The result is that exactly the volume is supplied to the working cylinder, which is missing due to compression in the displacement.
  • the drive cylinder remains largely in its position.
  • the hydraulic drive in Fig. 1 consists of a cylinder 1 and a guided therein piston 2, the two displacement chambers 3 and 4 separated from each other.
  • the cylinder-piston drive is controlled with the steady valve 6 in the closed position control loop.
  • the piston stroke X is measured and compared with the setpoint X is supposed to .
  • the difference X soll - X ist 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 a differentiating and / or integrating component is generated, which is supplied via an amplifier element 10 to the continuous valve 6, which controls the piston-cylinder unit via the lines 11 and 12 so that the error should be X - X is made as fast as possible to zero.
  • the invention is to cause according to Fig. 1, that despite rapid change in the load F 5, the piston 2 stops in its position or at a constant speed of the drive no speed drop occurs.
  • a piston 15 is arranged, which is held by the springs 18 and 19 in the middle.
  • 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 via the electrical line 22 forwarded. Pressure oscillations of the pressure sensor are damped by the damper element 23.
  • the temporal pressure gradient is calculated. From the pressure gradient dp 1 / dt, the compression flow Q Kompr can be calculated, which disappears due to the time-related pressure change in the displacement chamber 3 or becomes free when the pressure is decreased.
  • V o is the volume of oil in the displacer chambers 3, 16, 17 under the pressure p 1
  • oil is the volume compression coefficient of the oil filling V o , wherein the elasticity of the surrounding cylinders 1 and 14 is also taken into account.
  • the oil filling V o is of the piston travel X is dependent, and the compression modulus E oil is a function of the pressure p. 1 Both influences are included in the block 25 in the result for Q Kompr .
  • y ' is determined by means of a speed sensor 20 integrated in the piston chamber 17. It can also be the way y of the piston 15 are measured and converted by the differentiating member 26 to the speed y '.
  • the result of the difference formation Q Kompr - Q Ausgl is supplied to a three-position controller 27.
  • Q Compr is greater than Q Comp .
  • Q Comp is connected via a very fast switching valve 28 with switching times of 1 to 2 milliseconds the displacer 17 with the pressure source P via the line 29.
  • Piston space is 4, the supply of a compensating volume flow is only necessary to a displacement.
  • C is the total spring stiffness of the springs and a the surface of the piston 15.
  • the switching valve 30 may optionally be replaced by an increased clearance between the piston 15 and cylinder 14, whereby a centering of the piston 15 takes place.
  • the device for increasing the dynamic load stiffness is applicable to all types of cylinders, not only on the same-area cylinder, as in Fig. 1st
  • Fig. 2 the application is shown in a differential cylinder. Even plunger cylinders with only one displacement chamber can be equipped with it.
  • Fig. 2 shows two features.
  • the compensating cylinder 14 with piston 15 can be integrated directly into the cylinder cover 33 of a piston side.
  • two 2/2-way valves 31 and 32 are integrated. These are characterized by a very small design and extremely short switching times in the range of 1 ms.
  • Fig. 3 shows that you can run the flow control circuit for the equalizing current also steadily.
  • the continuous valve 36 is actuated by the difference between the compression flow Q Compr and the compensating flow Q Ausgl via the blocks 34 and 35.
  • a compensating flow Q Ausgl corresponding to the compression flow Q Compr is supplied to the displacer 3 under pressure p 1 .
  • Fig. 4 shows that the principle of the invention is also applicable to rotary actuators 38.
  • the rotation angle ⁇ 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 motor (except for the internal pulse actions) is constant, only the pressure p has to be taken into account in the calculation of the compression flow in block 24a.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung und ein Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit bei hydraulischen Antrieben mit wenigstens einem Verdrängerraum.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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. Ein anderes Beispiel ist im Dokument US 4 630 523 offenbart. 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • Das wird dadurch erreicht, dass ein Zylinder 14 über die Leitung 13 mit dem Kolbenraum 3 verbunden wird.
  • 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 Verdrängerkammem 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 Drnckabnahme frei wird.
  • Es gilt: Q Kompr = V o E o ¨ l ⋅ d p 1 d t
    Figure imgb0001
  • Dabei ist Vo das in den Verdrängerräumen 3, 16, 17 unter dem Druck p1 stehende Ölvolumen, Eöl 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 Eöl ist eine Funktion des Druckes p1. Beide Einflüsse werden in dem Block 25 in das Ergebnis für QKompr eingerechnet.
  • 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.
  • 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 p 1
    Figure imgb0002
     = 1 A 1 [ F − p 2 A 2 ]
    Figure imgb0003
     sowohl eine Funktion der Kraft F als auch des Druckes p2 im
  • Kolbenraum 4 ist, ist die Zuführung eines Ausgleichsvolumenstromes nur zu einem Verdrängerraum notwendig.
  • 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.
  • 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
    Figure imgb0004
     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.
  • Soll ein Zurückweichen des lagegeregelten oder gesteuerten Kolbenantriebes unter Last nur im Stillstand vermieden werden, dann ist eine Erxmittlung des Kompressionsstromes nicht erforderlich.
  • 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 Δ y = Δ Xist ⋅ A 1 a
    Figure imgb0005
     das Zurückweichen zu verhindern.
  • 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 Δ x ′
    Figure imgb0006
     angesteuert wird. Damit wird ein Abweichen von der Sollgeschwindigkeit verhindert. Die Geschwindigkeitsabweichung kann durch Differenzieren der Lageabweichung (Xsoll - Xist) nach der Zeit erhalten werden.
  • Die Vorrichtung zur Erhöhung der dynamischen Laststeife ist auf alle Zylinderarten anwendbar, nicht nur auf gleichflächige Zylinder, wie 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.
  • 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. 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.
  • 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.

Claims (22)

  1. 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.
  2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Regelung des Ausgleichsvolumenstroms QAusgl ein Dreipunktregler (27) vorgesehen ist.
  3. 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.
  4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ventil ein Ventil (28; 31, 32; 36) mit Schaltzeiten im Millisekundenbereich ist.
  5. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil ein 3/3-Schaltventil (28) ist.
  6. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass zwei 2/2-Schaltventile (31, 32) vorgesehen sind.
  7. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil ein stetiges Ventil (36) ist.
  8. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass ein Geschwindigkeitsaufnehmer (20) zur Messung der Geschwindigkeit des Kolbens (15) vorgesehen ist.
  9. 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.
  10. 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.
  11. 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.
  12. 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.
  13. 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.
  14. 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.
  15. 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.
  16. Verfahren nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Volumenstrom QAusgl anhand des berechneten Kompressionsstroms QKompr geregelt wird.
  17. 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.
  18. 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.
  19. 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.
  20. Verfahren nach einem der Ansprüche 15 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass bei der Regelung des Ausgleichvolumenstroms QAusgl ein Leckölstrom ΔQLeck berücksichtigt wird.
  21. Hydraulischer Antrieb mit einer Vorrichtung zum Ausgleichen der Kompressibilität der von dem Antrieb verwendeten Hydraulikflüssigkeit bei Lastwechseln nach einem der Ansprüche 1 bis 14.
  22. 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.
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