EP1474350A1 - Steuervorrichtung für einen hydraulischen aufzug - Google Patents

Steuervorrichtung für einen hydraulischen aufzug

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Publication number
EP1474350A1
EP1474350A1 EP03700307A EP03700307A EP1474350A1 EP 1474350 A1 EP1474350 A1 EP 1474350A1 EP 03700307 A EP03700307 A EP 03700307A EP 03700307 A EP03700307 A EP 03700307A EP 1474350 A1 EP1474350 A1 EP 1474350A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
control
input
controller
control device
Prior art date
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Granted
Application number
EP03700307A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1474350B1 (de
Inventor
Daniel Moser
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Bucher Hydraulics AG
Original Assignee
Bucher Hydraulics AG
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Filing date
Publication date
Application filed by Bucher Hydraulics AG filed Critical Bucher Hydraulics AG
Publication of EP1474350A1 publication Critical patent/EP1474350A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1474350B1 publication Critical patent/EP1474350B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66B—ELEVATORS; ESCALATORS OR MOVING WALKWAYS
    • B66B1/00—Control systems of elevators in general
    • B66B1/24—Control systems with regulation, i.e. with retroactive action, for influencing travelling speed, acceleration, or deceleration

Definitions

  • the invention relates to a control device for a hydraulic elevator according to the preamble of claim 1.
  • a control device for a hydraulic elevator is known from WO 98/34868 AI and the resulting US-A-6, 142,259.
  • the motor and the valve unit driving the hydraulic pump can be controlled by the control device via a frequency converter.
  • This control device is able to regulate the movement of the cabin.
  • the control device is designed in such a way that either the control valve unit or the power supply part for the motor of the hydraulic pump is controlled. In those phases of operation in which the
  • Control valve unit is not acted regulating, the total energy expenditure is lower, because in the control valve unit no energy previously applied by the pump and motor unit is destroyed again. The total energy expenditure is therefore less. However, it is necessary for the cabin to approach the next stopping point at a significantly lower speed, the so-called creep speed, after the normal travel.
  • a control device which enables precise direct entry, that is, does away with creep speed.
  • the control device acts on a valve arrangement. While the vehicle is accelerating and traveling at nominal speed, the cabin is not regulated, but only controlled. When the stopping position is approached, the cabin is controlled in the deceleration phase according to a certain algorithm.
  • the generated control command acts on the control valve arrangement, which contains two throttle valves. The energy requirement of such a drive is thus higher than in the subject of WO 98/34868 AI, because the hydraulic energy generated by a pump by means of a motor is partially uselessly destroyed in these throttle valves.
  • a hydraulic elevator is known from DE-Al-196 01 724, the control device for the working cylinder of which has a position controller, a pressure controller and a speed controller.
  • the position controller acts on the one hand directly on a variable displacement pump and on the other hand on the speed and pressure regulator, both of which are also acted upon by other elements of the control device, so that a complex control algorithm results.
  • the pressure regulator or the speed regulator acts on a proportional valve, which is important for controlling the flow of the hydraulic oil. At the moment of switching, discontinuities in the control cannot be ruled out.
  • the flow of the hydraulic oil is also influenced by the variable displacement pump.
  • Hydraulic lifts can show the disadvantage, due to various circumstances, that the hydraulic system tends to vibrate, which can make the user of such lifts noticeable as vibrations.
  • vibrations can arise, for example, from changes in friction in the hydraulic system, which can then be increased by the compressibility of the hydraulic oil or by resonances.
  • the invention has for its object to provide a control device which eliminates these disadvantages.
  • Fig. 2 is a diagram of a control and regulating device
  • Fig. 3 shows such a scheme with advantageous features.
  • the reference numeral 1 denotes a car of an elevator, which can be moved by a hydraulic drive 2.
  • the power transmission from the hydraulic drive 2 to the cabin 1 takes place in a known manner by means of a rope 3, which is deflected via a roller 5 attached to the hydraulic drive 2.
  • One end of the rope 3 is fastened to a part of the building 4, but can also be attached to the part not shown
  • Guide rails for the cabin 1 may be attached.
  • Known deviating arrangements of rope 3 and rollers 5 are possible, as are differently designed hydraulic drives, such as pull and push cylinders.
  • FIG. 1 shows only one example. Also The direct drive of the cabin 1 by the hydraulic drive, as shown for example in WO 98/34868 AI, is possible.
  • the hydraulic drive 2 consists of a cylinder 6, in which a piston 8 fastened to a piston rod 7 can be moved.
  • the end of the piston rod 7 opposite the piston 8 carries the roller 5.
  • the interior of the cylinder 6 is divided by the piston 8 into a first pressure chamber 9 and a second pressure chamber 10.
  • the drive 2 of the exemplary embodiment shown is a so-called plunger cylinder, in which the two pressure chambers 9 and 10 are connected. So there is no seal on the piston 8 against the inner wall of the cylinder 6. At the point where the piston rod 7 emerges from the hydraulic drive 2, there is a seal so that the pressure chamber 10 is sealed.
  • the hydraulically effective cross section corresponds to the cross section of the piston rod 7.
  • a cylinder line 11 is connected to the first pressure chamber 9 and connects this pressure chamber 9 to a cylinder line shut-off valve 12.
  • This cylinder line shut-off valve 12 is an electrically controllable OPEN-CLOSE valve, for example a solenoid valve.
  • the cylinder line shutoff valve 12, on the other hand, is connected to a pump 13, which is driven by an electric motor 14.
  • a storage line shut-off valve 15 is connected, which is also an electrically controllable OPEN-CLOSE valve.
  • This storage line shut-off valve 15 is followed by a storage line 16 which leads to a pressure accumulator 17 which consists of at least one pressure accumulator 17.1.
  • a further pressure accumulator 17.2 is shown, which is connected in parallel to the first pressure accumulator 17.1.
  • the number of pressure accumulators 17.1, 17.2, 17.n contained in the pressure accumulator 17 depends, for example, on the required storage volume, which is related to the maximum distance to be covered by the cabin 1. The greater the maximum possible path, the more pressure accumulators 17.1, 17.2, 17.n are contained in the pressure accumulator 17. Both bladder accumulators and piston accumulators can be considered as pressure accumulators 17.
  • a branch of the storage line 16 leads to a charge pump 18 which is driven by an electric motor 19.
  • the charge pump 18 is also a
  • Tank line 20 connected to a tank 21. Hydraulic oil is by means of the charge pump 18 conveyable from the tank 21 into the pressure accumulator 17.
  • the electric motor 19 driving the charge pump 18 is advantageously automatically controlled by a pressure switch 22.
  • the pressure switch 22 rests on the storage line 16, thus detects its pressure, which is denoted by P s . If the pressure P s drops below a predetermined lower value, the pressure switch 22 switches the electric motor 19 on, so that the charging pump 18 then pumps hydraulic oil from the tank 21 into the pressure accumulator 17, as a result of which the pressure P s is increased until the pressure P s reaches a predetermined upper value, after which the charge pump 18 is then switched off again.
  • the charge pump 18 must therefore only run when the pressure P s in the pressure accumulator 17 is too low.
  • the pressure P s can drop on the one hand because of unavoidable leakage losses via the charge pump 18, and on the other hand due to a drop in the temperature of the hydraulic oil due to environmental influences. If the temperature of the hydraulic oil rises as a result of such environmental influences, the pressure P s increases . Since such a temperature increase never happens very quickly, it would not be necessary for this reason to provide a pressure relief valve between the pressure accumulator 17 and the tank 21, through which hydraulic oil increases in the pressure P s in the
  • Tank 20 can be drained.
  • the leakage losses of the charge pump 18 are sufficient in themselves to prevent the pressure P ⁇ from rising too high. Nevertheless, such a pressure relief valve can be present for safety reasons.
  • a check valve 23 is advantageously arranged between the charge pump 18 and the pressure accumulator 17. This check valve 23 prevents leakage through the charge pump 18. Then the already mentioned pressure relief valve is definitely necessary.
  • Other safety-relevant system parts such as pipe rupture protection and emergency drain are not drawn and described because such elements are not relevant with regard to the essence of the invention.
  • the predetermined values at which the pressure switch 22 switches the electric motor 19 on or off can be changeable by a control and regulating device 25.
  • a pressure P z prevails in the cylinder line 11, which corresponds to the pressure in the first pressure chamber 9 of the hydraulic drive 2. This pressure correlates with the load of the cabin 1.
  • the pressure difference P s - P z or P z - P s can be negative, so that the pump 13 is then driven by the pressure difference in turn.
  • the motor 14 can act as a generator, as is already known.
  • the motor 14 is operated in a known manner by a power controller 24, which is a frequency converter, for example.
  • the power controller 24 is controlled by the control and regulating device 25, which in turn receives commands from an elevator control system, not shown here. Only one control line 26 is shown, via which the commands are transmitted from the control panels of the elevator system to the control and regulating device 25.
  • the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15, both controllable by the control and regulating device 25, are closed. They are therefore not activated when the cabin 1 is at a standstill.
  • the control device 25 opens the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15 and the motor 14 operates in its first direction of rotation so that the pump 13 hydraulic oil from the pressure chamber 9 into the pressure accumulator 17 calls.
  • the pressure difference P s - Pz- acts on the pump 13. At the same time, this means that electrical energy for operating the motor 14 only has to be used as long as the pressure P z is less than the pressure P s . Because a control valve is dispensable, a corresponding one is created
  • tank 21 can be small. It actually only serves to absorb a differential amount of hydraulic oil that corresponds to the leakage losses. These leakage losses can flow through a leakage line 30 into the tank 21.
  • the pressure P z in the cylinder line 11 can be detected with the aid of a load pressure sensor 31. It is transmitted to the control and regulating device 25.
  • the pressure switch 22 already mentioned evaluates the pressure Ps in the storage line 16.
  • the pressure switch 22 also contains the functionality of a pressure sensor.
  • the pressure in the storage line 16 determined by him is also transmitted to the control and regulating device 25.
  • the control and regulating device 25 thus knows the two pressures P z and Ps and is thus able to take these pressures into account when controlling or regulating the elevator.
  • the hydraulic circuit described has the remarkable advantage that no proportional pilot-controllable valve is required to operate the hydraulic elevator is. Many conventional hydraulic elevator systems have separate pilot-controllable valves for ascending and descending. This solution avoids this effort.
  • the control chain is therefore also very simple and clear, because the speed of the cabin 1 is controlled or regulated only by means of a single element, namely by means of the motor 14.
  • the pressure has decreased because of the hydraulic oil flowing into the tank 21 via the leakage line 30, in the extreme case almost completely, so that only a pressure prevails within the pump 13 and at its two connections to the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15 which is hardly different from the atmospheric pressure.
  • the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15 are closed and the electric motor 14 of the pump 13 is at a standstill. If the cabin 1 is to be set in motion, the electric motor 14 of the pump 13 is controlled in a first process step in such a way that it builds up pressure at the pump-side connection of the storage line shut-off valve 15. This pressure build-up occurs in that motor 14 and pump 13 rotate slowly in the direction of rotation that hydraulic oil is requested in the direction of the storage line shut-off valve 15. However, the required amount of hydraulic oil is minimal because the cylinder line shutoff valve 12 and the accumulator line shutoff valve 15 are closed. Nevertheless, the desired pressure build-up takes place.
  • the motor 14 is driven only for a very short time. This time period is referred to as the first compensation time t A i. It has been shown that a running time of approximately 100 to 300 msec at a reduced speed n red is sufficient to build up a pressure which corresponds approximately to the pressure Ps in the storage line 16. If the storage line shut-off valve 15 is now opened in a second method step, there is no sudden pressure change, so that the problem described above does not exist when the storage line shut-off valve 15 is opened.
  • the motor 14 and thus the pump 13 are stopped again.
  • the motor 14 remains magnetized, which is achieved by the control device 25 being appropriately controlled by the power controller 24.
  • the pump 13 is thereby able to absorb torque without starting to rotate.
  • the pressure Ps in the storage line 16 is present on the side of the pump 13 facing the storage line shut-off valve 15, while a more or is present on the side of the pump 13 facing the cylinder line shut-off valve 12 there is less undefined pressure, which was hardly different from the atmospheric pressure in the original starting state and was then reduced indefinitely by the running of the motors 14 for the duration of the compensation time ti.
  • the length of time during which the motor 14 remains magnetized without rotating is referred to as the second compensation time t 2.
  • the pressure difference between the two sides of the pump 13 can now decrease, which is a consequence of the internal leakage losses within the pump 13. It has been shown that this second compensation time 1 A2 should be approximately 200 msec.
  • the pressure on the side of the cylinder line shutoff valve 12 facing the pump 13 now corresponds approximately to the pressure Ps in the storage line 16, while on the other side of the cylinder line shutoff valve 12 the pressure P z in the cylinder line 11 prevails.
  • the compensation time t ⁇ can be approximately 200 msec, but is not really necessary.
  • FIG. 2 shows an inventive scheme of the control and regulating device 25. It should be emphasized here that this embodiment according to the invention is very suitable with regard to the hydraulic circuit of FIG. 1, but is not limited to the application together with this hydraulic circuit. Rather, the control and regulating device 25 according to the invention can be used in all conceivable hydraulic circuits. If the movement control of the cabin 1 takes place without the cooperation of a control valve solely by the operation of the pump 13, then the control unit 25 alone controls the power controller 24.
  • the control and regulating device 25 thus generates control commands for this power controller 24, with which the control or regulation of the travel of the cabin 1 then takes place alone.
  • the previously mentioned elevator control which is now provided with the reference number 40, supplies the control and regulating device 25 with information about the destination via the control line 26.
  • the control and regulating device 25 receives the information about the actual position of the cabin 1 (FIG. 1), specifically from a position encoder 41.
  • This is advantageously an incremental encoder of high resolution, for example an absolute value encoder with a step size of 0.25 mm.
  • the control and regulating device 25 receives information from the load pressure sensor 31.
  • a control curve generator 45 and a speed sensor 46 are also part of the control and regulating device 25.
  • the speed sensor 46 calculates the speed of the car 1 in a known manner from the change in the position of the cabin 1 over time.
  • the drive curve generator 45 which at the same time controls the Control control includes, generates a target value for the position to be reached from the travel destination supplied by the elevator control 40.
  • the power controller 24 is connected to the control and regulating device 25 and acts on the pump 13 (FIG. 1) via the electric motor 14 (FIG. 1). As already described, this controls the travel of the cabin 1 (FIG. 1).
  • the control and regulating device 25 also controls the two switching valves, namely the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15.
  • the control and regulating device 25 contains a first controller 42 which regulates the travel of the cabin 1 (FIG. 1), that is to say regulates its position and speed.
  • the controller 42 can consist of two individual sub-controllers 42.1 and 42.2, of which the first sub-controller 42.1 regulates the position of the cabin 1, for which purpose a current actual position value Pos lst from the position transmitter 41 and a position setpoint value from the driving curve generator 45 Poss o li are available.
  • the second partial controller 42.2 controls the speed of the cabin 1.
  • the output signal of the first partial controller 42.1, a value from the speed sensor 46 is provided Actual speed v st and the value of the target speed vs 0 available which is specified by the driving curve generator 45.
  • the controller 42 delivers a control command for the power controller 24.
  • a pressure controller 43 is connected between the output of the controller 42 and the power controller 24, at one input of which the control command of the controller 42 is present, at the second input of which there is the signal of the load pressure sensor 31, which is the current value of the pressure P z in the cylinder line 11 (Fig. 1) delivers, is present, and at its third input the value of the target acceleration bs 0 ⁇ is present, which comes from the driving curve generator 45.
  • the pressure controller 43 generates an actuating command for the power controller 24.
  • the pressure controller 43 changes the control command for the power controller 24 so that, in the event of a pressure drop, the speed of the motor 14 increases so much that the pressure rise is compensated for.
  • FIG. 3 shows a detailed diagram of the control and regulating device 25, in which the same elements as shown in FIG. 2 are shown, and also a number of advantageous embodiments are shown.
  • the basic structure of the regulator 42 and the downstream pressure regulator 43 is the same.
  • the controller 42 generates an actuating command for the power controller 24 from the input values actual position value Pos st , position target value Poss o ii, actual speed v st and target speed V 0 0 in a manner not specified here, but, as already mentioned, this is not direct the power controller 24, but the pressure regulator 43 is supplied.
  • the controller 42 is a PID controller that can be parameterized, which is indicated in FIG. 3 by an arrow Para.
  • the parameter or parameters originate from the driving curve generator 45, where this value or these values are stored. This is indicated on the driving curve generator 45 by an arrow Para pointing outwards.
  • the output signal of the controller 42 does not reach the input of the power controller 24 directly, but is fed to the pressure controller 43 as an input signal.
  • the signal of the load pressure sensor 31 is present at the second input of the pressure regulator 43. This pressure is a measure of the actual value of the acceleration.
  • the pressure controller 43 is also a parameterizable PID controller. At its "+" input the control command comes and at its "-" input the actual load pressure value p st , which comes from the load pressure sensor 31 and corresponds to the already mentioned pressure P z . From the control deviation between the actual load pressure value p actual and the control command, the pressure controller 43 generates a control signal for the power controller 24 connected to the output of the control and regulating device 25, which regulates the speed of the motor 14 (FIG. 1).
  • the control command from the controller 42 does not arrive directly at the “+” input of the downstream pressure controller 43, but at a pilot control stage, namely at a pressure controller control element 52.
  • This pressure controller control element 52 is composed of a multiplier 52M and a totalizer 52S formed.
  • the target acceleration bs 0 n which is supplied by the driving curve generator 45, is fed to the multiplier 52M.
  • the target acceleration bs o ii is multiplied by a parameter in the multiplier 52M.
  • the target acceleration bs o ii corrected in this way is then added in the summer 52S to the control command originating from the controller 42. In this way, a corrected control command is generated, which arrives at the "+" input of the downstream pressure regulator 43.
  • the pressure regulator control element 52 provides a pilot control.
  • the advantage of this measure to correct the control command of the controller 42 is that the setpoint value influencing the behavior of the pressure controller 43 is influenced by a pilot control.
  • the aim here is to design the setpoint formed by the pilot control in such a way that the pressure regulator 43 has to cope with a smaller control difference. It then follows that the pressure regulator 43 can regulate with a larger proportional component and a smaller integral component, as a result of which, on the one hand, it reacts faster and, in addition, the tendency to overshoot and undershoot is significantly reduced. This improves control stability.
  • This measure is particularly advantageous because it is a rule chain. With two or more controllers connected in series, the risk of instability is much greater.
  • a speed controller control element 53 is connected to the output of the pressure regulator 43, which in turn consists of a multiplier 53M and a summer 53 S.
  • the multiplier 53M can also be parameterized here.
  • the pilot control has the advantageous effect described above.
  • This load correction element 54 contains a memory 55 and a summing element 56.
  • the signal from the load pressure sensor 31, the actual load pressure value p 1 st reaches an input of the memory 55 and also a first input of the summing element 56.
  • the value stored in the memory 55 a reference load pressure p ⁇ st o passes to a second input of the summing element 56.
  • This second input is an inverting input, with the result that, in the summing junction 56, the difference Pi st - pi st o is formed.
  • This load correction element 54 enables a very significant improvement in the control behavior of the pressure regulator 43. This is done in that before the start of a journey of the cabin 1 (FIG. 1), for example at the moment of closing the doors, the prevailing load pressure p ⁇ at that moment st is stored as a reference load pressure p lst o in the memory 55. If the load pressure p lst then changes, ie while the cabin 1 is moving (FIG.
  • the pressure regulator 43 can also be parameterized in a completely different way, namely much more cheaply, by selecting the proportional component to be larger and the integral component to be smaller. This not only leads to faster regulation, but above all means an increase in driving comfort.

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Description

Steuervorrichtung für einen hydraulischen Aufzug
Die Erfindung bezieht sich auf eine Steuervorrichtung für einen hydraulischen Aufzug gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Eine Steuervorrichtung für einen hydraulischen Aufzug ist aus der WO 98/34868 AI und der daraus hervorgegangenen US-A-6, 142,259 bekannt. Von der Steuervorrichtung sind über einen Frequenzumrichter der die Hydraulikpumpe antreibende Motor und eine Ventileinheit ansteuerbar. Diese Steuervorrichtung ist in der Lage, die Bewegung der Kabine zu regeln. Die Steuervorrichtung ist so beschaffen, daß entweder auf die Steuerventileinheit oder auf das Stromversorgungsteil für den Motor der Hydraulikpumpe regelnd eingewirkt wird. In jenen Phasen des Betriebs, in denen auf die
Steuerventileinheit nicht regelnd eingewirkt wird, wird der Gesamtenergieaufwand niedriger, weil in der Steuerventileinheit keine zuvor von der Einheit aus Pumpe und Motor aufgebrachte Energie wieder vernichtet wird. Der Gesarntenergieaufwand ist also geringer. Dabei ist es aber erforderlich, daß sich die Kabine im Anschluß an die Normalfahrt der nächsten Haltestation mit wesentlich geringerer Geschwindigkeit, der sogenannten Schleichfahrt, nähert.
Aus EP 0 643 006 AI ist eine Steuervorrichtung bekannt, die eine genaue Direkteinfahrt ermöglicht, also auf die Schleichfahrt verzichtet. Die Steuervorrichtung wirkt auf eine Ventilanordnung. Während der Beschleunigung und der Fahrt mit Nenngeschwindigkeit wird die Fahrt der Kabine nicht geregelt, sondern lediglich gesteuert. Bei Annäherung an die vorgesehene Halteposition wird die Kabine in der Verzögerungsphase nach einem bestimmten Algorithmus wegabhängig gesteuert. Auch hierbei wirkt der erzeugte Stellbefehl auf die Regelventilanordnung, die zwei Drosselventile enthält. Der Energiebedarf einen solchen Antrieb ist somit höher als beim Gegenstand der WO 98/34868 AI, weil die von einer Pumpe mittels eines Motors erzeugte hydraulische Energie in diesen Drosselventilen teilweise wieder nutzlos vernichtet wird.
Aus DE-Al-196 01 724 ist ein hydraulischer Aufzug bekannt, dessen Steuereinrichtung für den Arbeitszylinder einen Positionsregler, einen Druckregler und einen Geschwindigkeitsregler aufweist. Der Positionsregler wirkt einerseits direkt auf eine Verstellpumpe und andererseits auf den Geschwindigkeits- und den Druckregler, die aber beide auch von anderen Elementen der Steuereinrichtung beaufschlagt werden, so daß sich ein komplexer Steueralgorithmus ergibt. Je nach Betriebszustand wirkt der Druckregler oder der Geschwindigkeitsregler auf ein Proportionalventil, das für die Steuerung des Flusses des Hydrauliköls bedeutsam ist. Im Moment des Umschaltens sind Unstetigkeiten der Regelung nicht auszuschließen. Der Fluß des Hydrauliköls wird außerdem durch die Verstellpumpe beeinflußt.
Hydraulische Aufzüge können durch verschiedene Umstände den Nachteil zeigen, daß das hydraulische System zu Schwingungen neigt, die sich in unangenehmer Weise für den Benutzer solcher Aufzüge als Vibrationen bemerkbar machen können. Solche Schwingungen können beispielsweise durch Reibungsänderungen im hydraulischen System entstehen, die dann durch die Kompressibilität des Hydrauliköls oder durch Resonanzen noch verstärkt werden können.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Steuervorrichtung zu schaffen, die diese Nachteile beseitigt.
Die genannte Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert.
Es zeigen: Fig. 1 ein hydraulisches Schema eines Aufzugs,
Fig. 2 ein Schema eines Steuer- und Regelgeräts und
Fig. 3 ein solches Schema mit vorteilhaften Ausgestaltungen.
In der Fig. 1 ist mit der Bezugszahl 1 eine Kabine eines Aufzugs bezeichnet, die von einem hydraulischen Antrieb 2 bewegbar ist. Die Kraftübertragung vom hydraulischen Antrieb 2 auf die Kabine 1 erfolgt in bekannter Weise mittels eines Seiles 3, das über eine am hydraulischen Antrieb 2 befestigte Rolle 5 umgelenkt wird. Das eine Ende des Seiles 3 ist an einem Gebäudeteil 4 befestigt, kann aber auch an den nicht dargestellten
Führungsschienen für die Kabine 1 befestigt sein. Bekannte abweichende Anordnungen von Seil 3 und Rollen 5 sind möglich, ebenso anders gestaltete hydraulische Antriebe, so etwa Zug- und Druckzylinder. Diesbezüglich zeigt die Fig. 1 lediglich ein Beispiel. Auch der direkte Antrieb der Kabine 1 durch den hydraulischen Antrieb, wie beispielsweise in WO 98/34868 AI gezeigt, ist möglich.
Der hydraulische Antrieb 2 besteht aus einem Zylinder 6, in dem ein an einer Kolbenstange 7 befestigter Kolben 8 bewegbar ist. Das dem Kolben 8 gegenüber liegende Ende der Kolbenstange 7 trägt die Rolle 5. Der Innenraum des Zylinders 6 wird durch den Kolben 8 unterteilt in einen ersten Druckraum 9 und einen zweiten Druckraum 10. Der Antrieb 2 des dargestellten Ausfuhrungsbeispiels ist ein sogenannter Plungerzylinder, bei dem die beiden Druckräume 9 und 10 verbunden sind. Am Kolben 8 ist also keine Dichtung gegen die Innenwand des Zylinders 6 vorhanden. An der Stelle, wo die Kolbenstange 7 aus dem hydraulischen Antrieb 2 heraustritt, befindet sich eine Dichtung, so daß der Druckraum 10 abgedichtet ist. Bei dieser Zylinderbauart entspricht der hydraulisch wirksame Querschnitt dem Querschnitt der Kolbenstange 7.
An den ersten Druckraum 9 ist eine Zylinderleitung 11 angeschlossen, die diesen Druckraum 9 mit einem Zylinderleitungs- Absperrventil 12 verbindet. Dieses Zylinderleitungs- Absperrventil 12 ist ein elektrisch ansteuerbares AUF-ZU- Ventil, also beispielsweise ein Magnetventil. Das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 ist andererseits mit einer Pumpe 13 verbunden, die von einem elektrischen Motor 14 angetrieben wird. Am anderen Anschluß der Pumpe 13 ist ein Speicherleitungs- Absperrventil 15 angeschlossen, das ebenfalls ein elektrisch ansteuerbares AUF-ZU- Ventil ist. An dieses Speicherleitungs- Absperrventil 15 schließt sich eine Speicherleitung 16 an, die zu einem Druckspeicher 17 führt, der aus mindestens einem Druckspeicher 17.1 besteht. Dargestellt ist ein weiterer Druckspeicher 17.2, der parallel zum ersten Druckspeicher 17.1 angeschlossen ist. Die Zahl der im Druckspeicher 17 enthaltenen Druckspeicher 17.1, 17.2, 17.n richtet sich beispielsweise nach dem benötigten Speichervolumen, das mit dem von der Kabine 1 zurückzulegenden maximalen Weg zusammenhängt. Je größer der maximal mögliche Weg ist, desto mehr Druckspeicher 17.1, 17.2, 17.n sind im Druckspeicher 17 enthalten. Als Druckspeicher 17 kommen sowohl Blasenspeicher als auch Kolbenspeicher in Betracht.
Ein Zweig der Speicherleitung 16 führt zu einer Ladepumpe 18, die vom einem Elektromotor 19 angetrieben wird. Die Ladepumpe 18 ist außerdem über eine
Tankleitung 20 mit einem Tank 21 verbunden. Mittels der Ladepumpe 18 ist Hydrauliköl vom Tank 21 in den Druckspeicher 17 förderbar. Vorteilhaft wird der die Ladepumpe 18 antreibende Elektromotor 19 durch einen Druckschalter 22 automatisch gesteuert. Der Druckschalter 22 liegt an der Speicherleitung 16 an, erfaßt also deren Druck, der mit Ps bezeichnet ist. Sinkt der Druck Ps unter einen vorgegebenen unteren Wert, so schaltet der Druckschalter 22 den Elektromotor 19 ein, so daß dann die Ladepumpe 18 Hydrauliköl vom Tank 21 in den Druckspeicher 17 fördert, wodurch der Druck Ps so lange erhöht wird, bis der Druck Ps einen vorgegebenen oberen Wert erreicht, wonach dann die Ladepumpe 18 wieder ausgeschaltet wird. Die Ladepumpe 18 muß also nur dann laufen, wenn der Druck Ps im Druckspeicher 17 zu klein ist. Der Druck Ps kann einerseits wegen unvermeidlicher Leckverluste über die Ladepumpe 18 absinken, andererseits durch Absinken der Temperatur des Hydrauliköls durch Umgebungseinflüsse. Steigt durch solche Umgebungseinflüsse die Temperatur des Hydrauliköls an, so steigt der Druck Ps an. Da ein solcher Temperaturanstieg nie sehr schnell geschieht, wäre es aus diesem Grund nicht zwingend, zwischen dem Druckspeicher 17 und dem Tank 21 ein Überdruckventil vorzusehen, durch das Hydrauliköl bei steigendem Druck Ps in den
Tank 20 abgelassen werden kann. Die Leckageverluste der Ladepumpe 18 reichen an sich aus, um den Druck P§ nicht zu stark ansteigen zu lassen. Gleichwohl kann aus Sicherheitsgründen ein solches Überdruckventil vorhanden sein. Vorteilhaft ist zwischen Ladepumpe 18 und Druckspeicher 17 ein Rückschlagventil 23 angeordnet. Durch dieses Rückschlagventil 23 wird ein Leckageverlust durch die Ladepumpe 18 verhindert. Dann ist das schon erwähnte Überdruckventil auf jeden Fall nötig. Nicht gezeichnet und beschrieben sind weitere sicherheitsrelevante Anlagenteile wie Rohrbruchsicherung und Notablaß, weil solche Elemente nicht relevant im Hinblick auf das Wesen der Erfindung sind.
Die vorgegebenen Werte, bei denen der Druckschalter 22 den Elektromotor 19 ein- bzw. ausschaltet, können durch ein Steuer- und Regelgerät 25 veränderbar sein.
In der Zylinderleitung 11 herrscht ein Druck Pz, der dem Druck im ersten Druckraum 9 des hydraulischen Antriebs 2 entspricht. Dieser Druck korreliert mit der Last der Kabine 1.
Weil die Pumpe 13 zwischen der Zylinderleitung 11 und der Speicherleitung 16 angeordnet ist, wirkt dann, wenn sich beim Betrieb des Aufzugs das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 in der Stellung "AUF" befindet, auf die Pumpe 13 einerseits unmittelbar der Druck Pz in der Zylinderleitung 11 und somit im hydraulischen Antrieb 2 und, wenn sich beim Betrieb des Aufzugs auch das Speicherleitungs-Absperrventil 15 in der Stellung "AUF" befindet, andererseits unmittelbar der Druck Ps in der Speicher leitung 16 und somit im Druckspeicher 17. Gegenüber dem vorbekannten Stand der Technik sind also Regelventile zur Regelung der Geschwindigkeit nicht erforderlich. Die hydraulische Schaltung ist also gegenüber diesem Stand der Technik vereinfacht. Die zum Betrieb der Pumpe 13 nötige elektrische Antriebsenergie für den die Pumpe 13 antreibenden Motor 14 korreliert demgemäß mit der Druckdifferenz Pz - Ps, wenn die Pumpe 13 Hydrauliköl vom Druckspeicher 17 in den hydraulischen Antrieb 2 fördert, bzw. mit der Druckdifferenz P$ - Pz, wenn die Pumpe 13 Hydrauliköl vom hydraulischen Antrieb 2 zum Druckspeicher 17 fördert. Die Druckdifferenz Ps - Pz bzw. Pz - Ps kann durchaus negativ sein, so daß dann die Pumpe 13 durch die Druckdifferenz ihrerseits angetrieben wird. Dadurch kann der Motor 14 als Generator wirken, wie dies schon bekannt ist. Damit eine solche Energierückgewinnung vorteilhaft möglich ist, wird der Motor 14 in bekannter Weise durch einen Leistungssteller 24 betrieben, der beispielsweise ein Frequenzumrichter ist. Der Leistungssteller 24 wird vom Steuer- und Regelgerät 25 angesteuert, welches seinerseits von einer hier nicht dargestellten Aufzugssteuerung Befehle erhält. Dargestellt ist lediglich eine Steuerleitung 26, über die die Befehle von den Bedientableaus der Aufzugsanlage an das Steuer- und Regelgerät 25 übermittelt werden.
Steht die Kabine 1 des Aufzugs still, so sind das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15, beide ansteuerbar vom Steuer- und Regelgerät 25, geschlossen. Sie sind also beim Stillstand der Kabine 1 nicht angesteuert.
Soll sich die Kabine 1 abwärts bewegen, so werden durch das Steuer- und Regelgerät 25 das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geöffnet und der Motor 14 in seiner ersten Drehrichtung betrieben, daß die Pumpe 13 Hydrauliköl vom Druckraum 9 in den Druckspeicher 17 fordert. Dabei wirkt über der Pumpe 13 die Druckdifferenz Ps - Pz- Das bedeutet gleichzeitig, daß elektrische Energie für den Betrieb des Motors 14 nur so lange aufgewendet werden muß, solange der Druck Pz kleiner ist als der Druck Ps. Weil ein Regelventil verzichtbar ist, entsteht auch ein entsprechender
Druckverlust nicht. Dies wirkt sich positiv auf den Gesamtwirkungsgrad aus, ermöglicht also einen energiesparenden Betrieb des Aufzugs. Soll sich die Kabine 1 aufwärts bewegen, so werden durch das Steuer- und Regelgerät 25 das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 ebenfalls geöffnet und der Motor 14 in seiner zweiten Drehrichtung betrieben, daß die Pumpe 13 Hydrauliköl vom Druckspeicher 17 in den Druckraum 9 fördert. Dabei wirkt über der Pumpe 13 die Druckdifferenz Pz - Ps. Das bedeutet gleichzeitig, daß elektrische Energie für den Betrieb des Motors 14 nur so lange aufgewendet werden muß, solange der Druck Ps kleiner ist als der Druck Pz.
Da grundsätzlich nur eine der jeweiligen Druckdifferenz Ps - P2 bzw.
Pz - Ps entsprechende elektrische Antriebsleistung aufgewendet werden muß, kann der elektrische Anschlußwert für den Motor 14 sehr viel kleiner sein als bei herkömmlichen hydraulischen Schaltungen. Folglich ist auch der zum Betrieb der Pumpe 13 nötige Motor 14 auf eine kleinere Nennleistung auszulegen. Damit entstehen Kostenvorteile für den Motor 14 selbst, bei Anschlußwert-Tarifierung durch den kleineren Anschlußwert und bei Leistungs-Tarifierung durch den kleineren Verbrauch an elektrischer Energie. Es wird auch vermieden, daß einmal mittels einer Pumpe auf hohen Druck gebrachtes Hydrauliköl wieder in Richtung Tank 21 entspannt wird und dabei seine potentielle Energie nutzlos abgibt bzw. verliert.
Vorteilhaft ist weiter, daß der Tank 21 klein bemessen sein kann. Er dient eigentlich nur dazu, eine Differenzmenge an Hydrauliköl aufzunehmen, die den Leckageverlusten entspricht. Diese Leckageverluste können durch eine Leckageleitung 30 in den Tank 21 abfließen.
Der Druck Pz in der Zylinderleitung 11 ist mit Hilfe eines Lastdrucksensors 31 erfaßbar. Er wird an das Steuer- und Regelgerät 25 übermittelt. Der schon erwähnte Druckschalter 22 wertet den Druck Ps in der Speicherleitung 16 aus. Der Druckschalter 22 enthält auch die Funktionalität eines Drucksensors. Der so von ihm ermittelte Druck in der Speicherleitung 16 wird ebenfalls an das Steuer- und Regelgerät 25 übermittelt. Somit kennt das Steuer- und Regelgerät 25 die beiden Drücke Pz und Ps und ist so in der Lage, diese Drücke bei der Steuerung bzw. Regelung des Aufzugs zu berücksichtigen.
Die beschriebene hydraulische Schaltung hat den bemerkenswerten Vorteil, daß zum Betrieb des hydraulischen Aufzugs kein proportional vorsteuerbares Ventil erforderlich ist. Bei vielen herkömmlichen hydraulischen Aufzugsanlagen sind getrennte vorsteuerbare Ventile für die Aufwärts- und die Abwärtsfahrt vorhanden. Dieser Aufwand wird durch diese Lösung vermieden. Die Steuer- bzw. Regelkette ist damit auch sehr einfach und übersichtlich, weil nur mittels eines einzigen Elements, nämlich mittels des Motors 14, die Geschwindigkeit der Kabine 1 gesteuert bzw. geregelt wird.
Es wurde erwähnt, daß beim Betrieb des Aufzugs, nämlich bei der Fahrt der Kabine 1, das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geöffnet sein müssen. Soll also die Kabine 1 aus dem Stillstand bewegt werden, müssen das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geöffnet werden. Diese Betriebssituation, also das Öffnen des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 und des Speicherleitungs-Absperrventils 15, ist hinsichtlich der Druckverhältnisse kritisch und verlangt nach besonderen Maßnahmen zur Steuerung. Die Gründe dafür werden nachfolgend erläutert.
Beim Stillstand der Kabine 1 sind zunächst das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geschlossen. Am Zylinderleitungs-Absperrventil 12 liegt auf der dem Antrieb 2 zugewandten Seite der Druck Pz an, am Speicherleitungs- Absperrventil 15 auf der dem Druckspeicher 17 zugewandten Seite der Druck Ps. Der Druck an den jeweils anderen Anschlüssen, also an jenen, die der Pumpe 13 zugewandt sind, ist nicht eindeutig festgelegt. Nach einem längeren Stillstand der Kabine 1 hat sich der Druck wegen der Leckverluste der Pumpe 13 abgebaut. Einerseits hat sich eine zuvor vorhandene Druckdifferenz zwischen den beiden Seiten der Pumpe 13 abgebaut, so daß an den der Pumpe 13 zugewandten Anschlüssen des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 und des Speicherleitungs- Absperrventils 15 der gleiche Druck herrscht. Andererseits hat sich der Druck wegen des über die Leckageleitung 30 in den Tank 21 abfließenden Hydrauliköls vermindert, im Extremfall annähernd vollständig, so daß innerhalb der Pumpe 13 und an deren beiden Anschlüssen zum Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und zum Speicherleitungs-Absperrventil 15 nur ein Druck herrscht, der kaum verschieden ist vom atmosphärischen Druck.
Daraus folgt nun, daß beim Öffnen des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 und des Speicherleitungs- Absperrventils 15 schlagartige Druckänderungen auftreten, die sich auch durch Geräusche unangenehm bemerkbar machen. Die schlagartigen Druckänderungen belasten außerdem die Pumpe 13 ganz erheblich, was nachteilig für deren Betrieb und Lebensdauer sein kann. Durch das nachfolgend geschilderte Steuerungsverfahren werden die dadurch hervorgerufenen Probleme beseitigt und ein komfortabler Betrieb ermöglicht. Die vorhandenen Mittel wie Pumpe 13, Motor 14, Druckschalter 22, Leistungssteller 24 und das Steuer- und Regelgerät 25 werden auch dazu benutzt, die schlagartigen Druckänderungen zu vermeiden. Das ist jedoch nicht Gegenstand der vorliegenden Erfindung und wird deshalb hier nicht in allen Einzelheiten beschrieben.
Im Ausgangszustand bei Stillstand der Kabine 1 sind, wie schon erwähnt, das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geschlossen und der elektrische Motor 14 der Pumpe 13 steht still. Soll sich die Kabine 1 in Bewegung setzen, so wird in einem ersten Verfahrensschritt der elektrische Motor 14 der Pumpe 13 so angesteuert, daß er am pumpenseitigen Anschluß des Speicherleitungs- Absperrventils 15 einen Druck aufbaut. Dieser Druckaufbau geschieht dadurch, daß Motor 14 und Pumpe 13 langsam in jener Drehrichtung drehen, daß Hydrauliköl in Richtung zum Speicherleitungs-Absperrventil 15 gefordert wird. Die geforderte Menge an Hydrauliköl ist allerdings minimal, weil das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geschlossen sind. Gleichwohl erfolgt der gewünschte Druckaufbau. Der Antrieb des Motors 14 erfolgt dabei nur sehr kurze Zeit. Diese Zeitdauer wird als erste Ausgleichszeit tAi bezeichnet. Es hat sich gezeigt, daß etwa 100 bis 300 msec Laufzeit bei einer reduzierten Drehzahl nred ausreichen, um einen Druck aufzubauen, der etwa dem Druck Ps in der Speicherleitung 16 entspricht. Wenn nun in einem zweiten Verfahrensschritt das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geöffnet wird, entsteht keine schlagartige Druckänderung, so daß das zuvor geschilderte Problem beim Öffnen des Speicherleitungs-Absperrventils 15 nicht existiert.
Nach dem Ablauf der Ausgleichszeit IAI steht der Motor 14 und damit auch die Pumpe 13 wieder still. In einem dritten Verfahrensschritt, der mit dem Ablauf der Ausgleichszeit t i beginnt, bleibt der Motor 14 magnetisiert, was durch entsprechende Ansteuerung des Leistungsstellers 24 durch das Steuer- und Regelgerät 25 erreicht wird. Die Pumpe 13 ist dadurch in der Lage, Drehmoment aufzunehmen, ohne daß sie sich zu drehen beginnt. In dem Moment steht nämlich auf der dem Speicherleitungs-Absperrventil 15 zugewandten Seite der Pumpe 13 der Druck Ps in der Speicherleitung 16 an, während auf der dem Zylinderleitungs-Absperrventil 12 zugewandten Seite der Pumpe 13 ein mehr oder weniger Undefinierte Druck herrscht, der im ursprünglichen Ausgangszustand kaum verschieden war vom atmosphärischen Druck und dann durch den Lauf der Motors 14 für die Dauer der Ausgleichszeit t i noch in unbestimmter Weise vermindert worden ist.
Die Zeitdauer, während der der Motor 14 magnetisiert bleibt, ohne daß er sich dreht, wird als zweite Ausgleichszeit t 2 bezeichnet. Während dieser Ausgleichszeit tA2 kann sich nun die Druckdifferenz zwischen den beiden Seiten der Pumpe 13 abbauen, was eine Folge der internen Leckverluste innerhalb der Pumpe 13 ist. Es hat sich gezeigt, daß diese zweite Ausgleichszeit 1A2 etwa 200 msec betragen sollte. Am Ende der zweiten Ausgleichszeit tA entspricht nun der Druck auf der der Pumpe 13 zugewandten Seite des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 etwa dem Druck Ps in der Speicherleitung 16, während auf der anderen Seite des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 der Druck Pz in der Zylinderleitung 11 herrscht. Da die Drücke Ps und Pz die gleiche Größenordnung haben, kann nun das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 geöffnet werden, ohne daß es zu einer schlagartigen Druckänderung einer solchen Größe kommt, daß Probleme durch Druckschläge und Geräusche entstehen. Druckschläge könnten auch Vibrationen auslösen.
Nun sind also das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 geöffnet. Durch Ansteuerung des Motors 14 der Pumpe 13 über den Leistungssteller 24 kann nun, allenfalls nach einer weiteren Ausgleichszeit IA3, die Fahrt der Kabine 1 beginnen. Die Ausgleichszeit t^ kann etwa 200 msec betragen, ist aber nicht wirklich erforderlich.
In der Fig. 2 ist ein erfindungsgemäßes Schema des Steuer- und Regelgeräts 25 gezeigt. Es sei schon hier betont, daß diese erfindungsgemäße Ausgestaltung zwar im Hinblick auf die hydraulische Schaltung der Fig. 1 bestens geeignet ist, aber nicht auf die Anwendung zusammen mit dieser hydraulischen Schaltung beschränkt ist. Vielmehr läßt sich das erfindungsgemäße Steuer- und Regelgerät 25 bei allen denkbaren hydraulischen Schaltungen anwenden. Erfolgt die Bewegungssteuerung der Kabine 1 ohne Mitwirkung eines Regelventils allein durch den Betrieb der Pumpe 13, dann wird vom Steuer- und Regelgerät 25 allein der Leistungssteller 24 angesteuert.
Im Falle eines hydraulischen Aufzugs nach dem Schema der Fig. 1 erfolgt die
Bewegungssteuerung der Kabine 1 durch den Betrieb der Pumpe 13, welche mittels des elektrischen Motors 14 angetrieben wird, der seinerseits vom Leistungssteller 24 betrieben wird. Das Steuer- und Regelgerät 25 erzeugt also Stellbefehle für diesen Leistungssteller 24, womit dann allein die Steuerung bzw. Regelung der Fahrt der Kabine 1 erfolgt.
An das Steuer- und Regelgerät 25 liefert die zuvor schon erwähnte Aufzugssteuerung, die hier nun mit der Bezugszahl 40 versehen ist, über die Steuerleitung 26 eine Information über das Fahrtziel. Gleichzeitig erhält das Steuer- und Regelgerät 25 die Information über die Ist-Position der Kabine 1 (Fig. 1), und zwar von einem Positionsgeber 41. Dieser ist vorteilhaft ein Inkrementalgeber hoher Auflösung, beispielsweise ein Absolutwertencoder mit 0,25 mm Schrittweite. Darüber hinaus erhält das Steuer- und Regelgerät 25 Informationen vom Lastdrucksensor 31.
Bestandteil des Steuer- und Regelgeräts 25 ist weiterhin ein Fahrkurven-Generator 45 und ein Geschwindigkeitsgeber 46. Der Geschwindigkeitsgeber 46 berechnet in bekannter Weise aus der zeitlichen Änderung der Position der Kabine 1 die Geschwindigkeit der Kabine 1. Der Fahrkurven-Generator 45, der gleichzeitig die Regelungskontrolle beinhaltet, generiert aus dem von der Aufzugssteuerung 40 gelieferten Fahrtziel einen Sollwert für die zu erreichende Position.
Ausgangsseitig ist an das Steuer- und Regelgerät 25 der Leistungsteller 24 angeschlossen, der über den elektrischen Motor 14 (Fig. 1) auf die Pumpe 13 (Fig. 1) wirkt. Damit wird, wie schon beschrieben wurde, die Fahrt der Kabine 1 (Fig. 1) gesteuert. Daneben steuert im Falle eines hydraulischen Aufzugs gemäß dem hydraulischen Schema der Fig. 1 das Steuer- und Regelgerät 25 auch die beiden Schaltventile an, nämlich das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15.
Das Steuer- und Regelgerät 25 enthält einen ersten Regler 42, der die Regelung der Fahrt der Kabine 1 (Fig. 1) vornimmt, also deren Position und Geschwindigkeit regelt. Der Regler 42 kann aus zwei einzelnen Teilreglern 42.1 und 42.2 bestehen, von denen der erste Teilregler 42.1 die Regelung der Position der Kabine 1 vornimmt, wozu ihm vom Positionsgeber 41 ein aktueller Positions-Istwert Poslst und vom Fahrkurven-Generator 45 ein Positions-Sollwert Possoli zur Verfügung stehen. Der zweite Teilregler 42.2 regelt die Geschwindigkeit der Kabine 1. Ihm stehen dazu das Ausgangssignal des ersten Teilreglers 42.1 , ein vom Geschwindigkeitsgeber 46 stammender Wert der Istgeschwindigkeit vιst, sowie der Wert der Sollgeschwindigkeit vs0ιι zur Verfügung, der vom Fahrkurven-Generator 45 vorgegeben wird. Der Regler 42 liefert einen Stellbefehl für den Leistungssteller 24.
Erfindungsgemäß ist zwischen den Ausgang des Reglers 42 und den Leistungsteller 24 ein Druckregler 43 geschaltet, an dessen einem Eingang der Stellbefehl des Regler 42 anliegt, an dessen zweitem Eingang das Signal des Lastdrucksensors 31 , der den aktuellen Wert des Druckes Pz in der Zylinderleitung 11 (Fig. 1) liefert, anliegt, und an dessen drittem Eingang der Wert der Sollbeschleunigung bs0ιι ansteht, der vom Fahrkurven- Generator 45 stammt. Der Druckregler 43 erzeugt einen Stellbefehl für den Leistungssteller 24. Steigt der Druck Pz in der Zylinderleitung 1 an, aus welchen Gründen auch immer, so wird dieser Druckanstieg vom Druckregler 43 in der Weise ausgeregelt, daß der Stellbefehl für den Leistungssteller 24 so verändert wird, daß die Drehzahl des Motors 14 genau so weit sinkt, daß der Druckanstieg kompensiert wird. Entsprechend verändert der Druckregler 43 den Stellbefehl für den Leistungssteller 24 so, daß bei einem Druckabfall die Drehzahl des Motors 14 genau so weit steigt, daß der Druckanstieg kompensiert wird.
Auf diese Weise werden alle Veränderungen des Druckes Pz in der Zylinderleitung 11 während einer Fahrt der Kabine 1 ausgeregelt und beispielsweise durch Reibungsänderungen im hydraulischen System entstehende Schwingungen werden somit verhindert. Auch Resonanzschwingungen können so nicht auftreten. Während einer Fahrt ändert sich die Belastung der Kabine 1 natürlich nicht, so daß es sich bei den Veränderungen des Druckes Pz in der Zylinderleitung 11 um dynamische Druckänderungen handelt, die auszuregeln sind, soweit es sich um Abweichungen vom Sollwert handelt. Auf diese Weise wird das Auftreten von Schwingungen verhindert, wodurch der Fahrkomfort gesteigert wird.
Die Erfindung wurde hier im wesentlichen anhand des hydraulischen Schemas nach der Fig. 1 beschrieben. Es wurde aber schon erwähnt, daß die Erfindung nicht darauf beschränkt ist, denn sie läßt sich in gleicher Weise auch bei anderen hydraulischen Schaltungen anwenden.
In der Fig. 3 ist ein detailliertes Schema des Steuer- und Regelgeräts 25 gezeigt, in dem die gleichen Elemente wie in der Fig. 2 gezeigt sind, und darüber hinaus eine Reihe von vorteilhaften Ausgestaltungen dargestellt sind. Der grundsätzliche Aufbau der mit dem Regler 42 und dem nachgeschalteten Druckregler 43 ist gleich.
Der Regler 42 erzeugt aus den Eingangswerten Positions-Istwert Posιst, Positions- Sollwert Possoii, Istgeschwindigkeit vιst und Sollgeschwindigkeit Vs0ιι in hier nicht näher angegebener Weise einen Stellbefehl für den Leistungsteller 24, der aber, wie schon erwähnt, nicht direkt dem Leistungssteller 24, sondern dem Druckregler 43 zugeführt wird.
Der Regler 42 ist ein PID-Regler, der parametrierbar ist, was in der Fig. 3 durch einen mit einem Pfeil Para angedeutet ist. Der bzw. die Parameter stammt bzw. stammen vom Fahrkurven-Generator 45, wo dieser Wert bzw. diese Werte abgelegt sind. Das ist am Fahrkurven-Generator 45 durch einen nach außen zeigenden Pfeil Para angedeutet.
Erfindungsgemäß gelangt das Ausgangssignal des Reglers 42 nicht unmittelbar auf den Eingang des Leistungsstellers 24, sondern wird dem Druckregler 43 als Eingangssignal zugeführt. Am zweiten Eingang des Druckreglers 43 steht das Signal des Lastdrucksensors 31 an. Dieser Druck ist ein Maß für den Istwert der Beschleunigung.
Der Druckregler 43 ist ebenfalls ein parametrierbarer PID-Regler. An seinen "+"-Eingang gelangt der genannte Stellbefehl und an seinen "-"-Eingang der Lastdruck-Istwert pιst, der vom Lastdrucksensor 31 stammt und dem schon erwähnten Druck Pz entspricht. Aus der Regelabweichung zwischen der Lastdruck-Istwert plst und dem Stellbefehl generiert der Druckregler 43 ein Stellsignal für den am Ausgang des Steuer- und Regelgeräts 25 angeschlossenen Leistungssteller 24, der die Drehzahl des Motors 14 (Fig. 1) regelt.
Der Stellbefehl des Reglers 42 gelangt nach einer vorteilhaften Ausgestaltung nicht direkt auf den "+"-Eingang des nachgeschalteten Druckreglers 43, sondern auf eine Vorsteuerstufe, nämlich auf ein Druckregler-Steuerglied 52. Dieses Druckregler- Steuerglied 52 ist aus einem Multiplizierer 52M und einem Summierer 52S gebildet. Dem Multiplizierer 52M wird die Sollbeschleunigung bs0n zugeführt, die vom Fahrkurven- Generator 45 geliefert wird. Im Multiplizierer 52M wird die Sollbeschleunigung bsoii mit einem Parameter multipliziert. Die so korrigierte Sollbeschleunigung bsoii wird dann im Summierer 52S zum vom Regler 42 stammenden Stellbefehl addiert. Auf diese Weise wird ein korrigierter Stellbefehl generiert, der auf den "+"-Eingang des nachgeschalteten Druckreglers 43 gelangt. Durch das Druckregler-Steuerglied 52 erfolgt eine Vorsteuerung.
Der Vorteil dieser Maßnahme, den Stellbefehl des Reglers 42 zu korrigieren, besteht nun darin, daß der das Verhalten des Druckreglers 43 beeinflussende Sollwert durch eine Vorsteuerung beeinflußt ist. Ziel ist es dabei, den durch die Vorsteuerung gebildeten Sollwert so zu gestalten, daß der Druckregler 43 eine kleinere Regeldifferenz bewältigen muß. Daraus folgt dann, daß der Druckregler 43 mit einem größeren Proportionalanteil und einem kleineren Integralanteil regeln kann, wodurch er einerseits schneller reagiert und außerdem die Neigung zu Über- und Unterschwingen deutlich reduziert wird. Somit wird die Regelstabilität verbessert. Diese Maßnahme ist deshalb besonders vorteilhaft, weil es sich hier um eine Regelkette handelt. Bei zwei oder mehr hintereinander geschalteten Reglern ist die Gefahr der Instabilität sehr viel größer.
Analog zur vorherigen Regelstufe erfolgt vorteilhaft auch eine Vorsteuerung für den Leistungssteller 24, der funktionell gleichzeitig ein Drehzahlregler für den Motor 14 (Fig. 1) ist. Deshalb ist an den Ausgang des Druckreglers 43 ein Drehzahlregler- Steuerglied 53 angeschlossen, der wiederum aus einem Multiplizierer 53M und einem Summierer 53 S besteht. Auch hier ist der Multiplizierer 53M parametrierbar. Auch in diesem Fall hat die Vorsteuerung die zuvor beschriebene vorteilhafte Wirkung.
Zuvor wurde beschrieben, daß das Signal am "-"-Eingang des Druckreglers 43 vom Lastdrucksensor 31 stammt. Das kann unmittelbar so sein. Vorteilhaft ist es aber, zwischen den Lastdrucksensor 31 und den "-"-Eingang des Druckreglers 43 ein Last- Korrekturglied 54 zu schalten. Dieses Last-Korrekturglied 54 enthält einen Speicher 55 und ein Summierglied 56. Das Signal des Lastdrucksensors 31 , der Lastdruck-Istwert pιst, gelangt auf einen Eingang des Speichers 55 und außerdem auf einen ersten Eingang des Summierglieds 56. Der im Speicher 55 abgelegte Wert eines Bezugs-Lastdruckes pιsto gelangt auf einen zweiten Eingang des Summierglieds 56. Dieser zweite Eingang ist ein invertierender Eingang, was zur Folge hat, daß im Summierglied 56 die Differenz Pist - pisto gebildet wird. Diese die Differenz pιst - plsto gelangt auf den "-"-Eingang des Druckreglers 43. Dieses Last-Korrekturglied 54 ermöglicht eine ganz bedeutende Verbesserung des Regelverhaltens des Druckreglers 43. Dies geschieht dadurch, daß vor Beginn der einer Fahrt der Kabine 1 (Fig. 1), beispielsweise im Moment des Schließens der Türen, der in diesem Moment herrschende Lastdruck pιst als Bezugs-Lastdruck plsto im Speicher 55 gespeichert wird. Ändert sich anschließend, also während der Fahrt der Kabine 1 (Fig. 1), der Lastdruck plst, so gelangt auf den "-"-Eingang des Druckreglers 43 statt des Lastdruckes pιst die Differenz pιst - plsto- Der Druckregler 43 muß also nicht auf den großen Druck pιst regeln, sondern auf die sehr viel kleinere Differenz pls - pisto- Das ist insofern von enormer Bedeutung, weil moderne hydraulische Aufzüge durchaus im Drücken im Bereich von 80 bis 200 bar betrieben werden. Der Druckregler 43 muß also nicht kleine Differenzen eines hohen Wertes ausregeln, sondern immer nur die sehr viel kleinere Differenz pιst - pisto- Weil der Bezugs-Lastdruck plsto vor Beginn einer Fahrt der Kabine 1 (Fig. 1) ermittelt wird und sich nach Beginn der Fahrt die Beladung der Kabine 1 nicht mehr ändert, werden mit dem Regeln der viel kleineren Differenz pιst - plsto allein die während der Fahrt durch dynamische Vorgänge wie Beschleunigung und Verzögerung und Reibungsänderungen hervorgerufenen Druckänderungen ausgeregelt. Deshalb läßt sich auch der Druckregler 43 gänzlich anders, nämlich viel günstiger, parametrieren, indem der Proportionalanteil größer und der Integralanteil kleiner gewählt wird. Das führt nicht nur zu einer schnelleren Ausregelung, sondern bedeutet vor allem eine Steigerung des Fahrkomforts.
Die Erfindung wurde hier anhand des hydraulischen Schemas nach der Fig. 1 beschrieben. Die Erfindung ist aber nicht darauf beschränkt, denn sie läßt sich in gleicher Weise auch bei anderen hydraulischen Schaltungen anwenden.

Claims

Patentansprüche
1. Steuervorrichtung für einen hydraulischen Aufzug, mit der die Bewegung einer Kabine (1) durch den Fluß von Hydrauliköl durch eine Zylinderleitung (11) von und zu einem hydraulischen Antrieb (2) steuerbar ist, wobei der Fluß von Hydrauliköl mittels einer Pumpe (13) erzeugbar ist, welche von einem Motor (14) antreibbar ist, der aufgrund von Signalen eines Steuer- und Regelgeräts (25) unter Berücksichtigung von in einem Fahrkurven-Generator (45) abgelegten Daten von einem Leistungssteller (24) betrieben wird, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuervorrichtung ein Steuer- und Regelgerät (25) aufweist, das einen ersten Regler (42) und einem diesem nachgeschalteten Druckregler (43) enthält, dessen Stellbefehl dem Leistungssteller (24) zuführbar ist.
2. Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckregler (43) ein PID-Regler ist, dessen "+"-Eingang ein Stellbefehl des ersten Reglers (42) zuführbar ist und dessen "-"-Eingang das Signal eines Lastdrucksensors (31) zuführbar ist.
3. Steuervorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Ausgang des ersten Reglers (42) und einem Eingang des Druckreglers (43) ein
Druckregler-Steuerglied (52) angeordnet ist, das den Druckregler (43) vorsteuert.
4. Steuervorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Druckregler- Steuerglied (52) aus einem Multiplizierer (52M) und einem Summierer (52S) besteht, wobei der Multiplizierer (52M) eine Sollbeschleunigung bsoii mit einem vom Fahrkurven- Generator (45) vorbestimmten Parameter multipliziert und der Summierer (52S) das Produkt aus Sollbeschleunigung bs0ιι und einem Parameter zum vom ersten Regler (42) generierten Stellbefehl addiert und diese Summe einem "+"-Eingang des Druckreglers (43) zuführt.
5. Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Ausgang des Druckreglers (43) und dem Eingang des Leistungsstellers (24) ein Drehzahlregler-Steuerglied (53) angeordnet ist, das den Leistungssteller (24) vorsteuert.
6. Steuervorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehzahlregler- Steuerglied (53) aus einem Multiplizierer (53M) und einem Summierer (53S) besteht, wobei der Multiplizierer (53M) eine Sollgeschwindigkeit vs0ιι mit einem vom Fahrkurven-Generator (45) vorbestimmten Parameter multipliziert und der Summierer (53 S) das Produkt aus Sollgeschwindigkeit vs0ιι und einem Parameter zum vom Druckregler (43) generierten Stellbefehl addiert und diese Summe dem Leistungssteller (24) zuführt.
7. Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuer- und Regelgerät (25) ein Last-Korrekturglied (54) aufweist, das zwischen einem Anschluß für den Lastdrucksensor (31) und einem "-"-Eingang des Druckreglers (43) angeordnet ist.
8. Steuervorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Last- Korrekturglied (54) aus einem Speicher (55) und einem Summierglied (56) besteht, wobei das Signal des Lastdrucksensors (31), der Lastdruck-Istwert pιst, auf einen Eingang des Speichers (55) und auf einen ersten Eingang des Summierglieds (56) gelangt, ein im Speicher (55) abgelegter Wert eines Bezugs-Lastdruckes pιst0 auf einen zweiten Eingang des Summierglieds (56) gelangt, wobei der zweite zweiten Eingang des
Summierglieds (56) ein invertierender Eingang ist, und daß das Ausgangssignal des Summierglieds (56) dem einem "-"-Eingang des Druckreglers (43) zugeführt wird.
9. Steuervorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß als Bezugs- Lastdruckes p]St0 im Speicher (55) jener Lastdruck-Istwert pιst ablegbar ist, der vor Beginn einer Fahrt der Kabine (1) vom Lastdrucksensor (31) ermittelbar ist.
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