WO1989003939A1 - Linear drive with hydraulic reinforcement - Google Patents

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WO1989003939A1
WO1989003939A1 PCT/CH1988/000174 CH8800174W WO8903939A1 WO 1989003939 A1 WO1989003939 A1 WO 1989003939A1 CH 8800174 W CH8800174 W CH 8800174W WO 8903939 A1 WO8903939 A1 WO 8903939A1
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WO
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actuator
piston
hydraulic
drive
control
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Application number
PCT/CH1988/000174
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English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Fuchs
Original Assignee
Nova-Werke Ag
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
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Priority to KR1019890701116A priority patent/KR950009554B1/ko
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Priority to AT88908126T priority patent/ATE74652T1/de
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Priority to FI892654A priority patent/FI90279C/fi

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Classifications

    • 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
    • F15B9/12—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 in which both the controlling element and the servomotor control the same member influencing a fluid passage and are connected to that member by means of a differential gearing

Definitions

  • the invention relates to a linear drive with hydraulic reinforcement consisting of a hydraulic cylinder, the piston of which is connected to a first screw gear, which forms a mechanical return, a control valve for the pressure medium arranged in the longitudinal axis of the first screw drive, the control valve piston being above an actuator is displaceable and this actuator is connected at one end to the first via a second screw drive, and an actuator acting on the actuator, and use of this linear drive for driving a fuel injection pump and use for driving the on - And exhaust valves on internal combustion engines.
  • Such a linear drive with hydraulic amplification is known from CH-PS 594 141, the device shown being referred to as a linear amplifier.
  • This drive has a hydraulic cylinder, the piston rod of which transmits forces directly to machine parts to be moved.
  • a screw drive is arranged in the piston of the hydraulic cylinder, the nut of which is connected to the piston and the spindle of which is connected to the control piston of a control valve.
  • the spindle of the screw drive is designed in two parts, which results in a reduction in the rotating masses and the second screw drive simultaneously forms an overload protection.
  • the control movements are generated by an electrically driven stepper motor, which del of the screw drive set in rotation. The rotating spindle screws into or out of the nut and thereby moves the control piston of the control valve mounted on it. This regulates the oil inflow and outflow to the hydraulic cylinder and the hydraulic piston in
  • the present invention has for its object to provide a linear drive with hydraulic amplification, in which the movement paths of the control elements are as small as possible, no coupling with axial compensation is necessary between the actuator and spindle, actuators with a long service life and very short switching intervals can be used are, and in which the hydraulic piston can be moved against fixed stops.
  • the drive is also intended to enable mechanical limitation of the upper and lower holding positions of the hydraulic piston without electrical position measurement.
  • the actuator has a translationally moved active element, this active element is connected to the actuator and can be displaced together with it in the direction of the actuator axis, the actuator can be rotated about the axis independently of the actuator, and on the actuator with it about the axis ⁇ se rotatable lever attached and on the housing of the linear drive a stop element adjustable in the rotation range of the lever is arranged.
  • the actuator or its translationally moved active element generates a force acting in the direction of the axis of the linear drive, which acts on the actuator.
  • the spindle of the second screw drive rotates and thereby causes a displacement of the actuator in the longitudinal axis and at the same time a displacement of the control valve piston.
  • the control valve piston releases the inflow of pressure oil to the hydraulic piston, which also sets this in motion axially.
  • the axial movement of the hydraulic piston brings about a rotary movement of the first screw drive, this rotary movement of the first screw drive being transferred to the second screw drive.
  • the actuator can be rotated about its longitudinal axis independently of the actuator, the actuator rotates with the spindle of the first screw drive as long as the axial force generated by the actuator is maintained. As soon as this axial force is removed, the rotation of the first screw drive via the second screw drive causes the actuator and thus the control valve body to be returned to the starting position. As a result, the hydraulic piston automatically remains in its position.
  • the second screw drive is a ball screw drive
  • the nut of this ball screw drive rotatably mounted in the drive housing being firmly connected on the one hand to the spindle of the first screw drive and on the other hand receiving the end of the actuator with the ball screw spindle arranged at this end.
  • the ball screw enables a particularly smooth translational and rotary movement of the actuator. As a result, only very small axial forces have to be applied by the actuator in the direction of the actuator axis in order to produce a rotary movement of the spindle of the second screw drive.
  • a preferred embodiment of the invention is characterized in that a double-acting piston-cylinder unit is arranged on the actuator as an actuator and this unit generates axial movements of the actuator.
  • this piston-cylinder unit can be made very small, which enables extraordinarily short switching intervals and still maintains the long service life values known for such control valves.
  • the double-acting piston-cylinder unit is controlled in a known manner by an electro-hydraulic control valve which receives control impulses from known devices.
  • a further improvement of the linear drive can be achieved in that the active element of the actuator is a camshaft and the end of the actuator opposite the screw drive is at least partially in contact with the control surface of the camshaft.
  • a spring is arranged on the actuator, which acts in the axial direction against the linear movement generated by the second screw mechanism by screwing in and this spring is articulated on the one hand on the actuator and on the other hand on a fixed support. Since the axial switching paths of the control valve piston and the forces which are necessary for the production of these axial movements are relatively small, the camshaft can be made small and of low mass.
  • the switching function of the control valve piston is mechanically predetermined by the shape of the cam and the speed of the rotary movement of the camshaft. If an additional switching element is installed between the camshaft and the actuator, the camshaft serves as an emergency drive in addition to the piston-cylinder unit which acts on the actuator as an actuator, or can serve as a sole actuator. This emergency drive is switched on when the electrical control of the piston-cylinder unit fails.
  • the spring arranged on the actuator is dimensioned such that the actuator is mechanically retracted when the axial force is removed. The Control valve piston moved so that the hydraulic piston moves back, the spindles of the first and second screw drives rotating together in the same direction.
  • the lever arranged on the actuator rotates about the actuator axis until it touches the adjustable stop element. From this moment on, the second screw drive produces an axial movement of the actuator, by means of which the control valve piston is brought into its neutral position. This also stops the hydraulic piston and holds it in this position.
  • an additional switching and control element displaceable transversely to the axis is installed between the camshaft and the end of the actuating element, and this switching element rests on the control surface of the camshaft with a roller.
  • this control element enables the camshaft to be switched on and off and, on the other hand, the modulation of the control movement, which is generated by the cam on the camshaft.
  • the switching and control element which can be displaced transversely to the axis has an area with increasing or decreasing thickness. By moving the switching element transversely to the axis, the roller and thus its point of contact on the cam are also displaced. The result is a change in the axial movement generated by the cam, i.e. a modulation.
  • Another preferred embodiment of the invention is characterized in that the actuator and the hydraulic unit are each connected to a measuring device for determining the position in the axial direction. These measuring devices enable the control of the current operating states and an adaptation to any requirements via the actuating device.
  • An improvement of the linear drive can also be achieved by the fact that a mechanical nisch controlled control slide is arranged, the two pressure medium outputs of this slide open into the Zylin ⁇ derbohrung and act on the piston of the piston / cylinder unit with pressure medium and the mechanical switching element of this control slide cooperates with the control element and the camshaft.
  • This embodiment is an even more compact construction and enables the length to be saved.
  • the mass that has to be moved by the cam is further reduced, which leads to an additional and considerable reduction in the cam forces.
  • a further improvement in the movement sequences of the stop element in the linear drive can be achieved in that the stop element is adjustable via a toothed rack, at least one spring-loaded brake means is arranged on the toothed rack, in the position in which the lever is on the stop element, the brake means bears the rack, and the brake means is connected to a piston and its piston chamber with the pressure medium bore to the cylinder bore.
  • FIG. 1 Further preferred embodiments of the invention represent the use of the linear drive according to the invention for driving fuel injection pumps or intake and exhaust valves on internal combustion engines.
  • the linear drive according to the invention for driving fuel injection pumps or intake and exhaust valves on internal combustion engines.
  • very short switching times and at the same time an extraordinarily long service life of the device are required.
  • mechanical emergency running controls are advantageous, which are given in the linear drive according to the invention.
  • the control valve and the hydraulic piston are to be adapted to the needs of use in a known manner.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a linear drive with hydraulic amplification and actuator in a simplified representation
  • FIG. 2 shows a partial section transverse to the longitudinal axis of the actuator according to FIG. 1 in the region of the stop element
  • FIG. 3 shows a simplified longitudinal section through an injection pump a heat engine with attached linear drive
  • FIG. 4 shows the end region of the linear drive according to FIG. 1 with an additional control element between the camshaft and actuator in a simplified representation.
  • 5 shows the lower end region of the linear drive with a partial section and an additional control element.
  • the linear drive shown in FIG. 1 consists of a hydraulic unit 1 with a piston 2 and a cylinder 3.
  • a piston rod 15 is made from the hydraulic cylinder 3 and interacts with the machine element to be moved. These machine elements, which are actuated by the piston rod 15, are not shown in FIG. 1.
  • Arranged on the wall of the cylinder bore 16 is an anti-rotation device 17 which guides the piston 2 in the axial direction and prevents its rotation about the longitudinal axis.
  • a first helical gear 4 is arranged, which consists of the nut 18 and the spindle 19. The nut 18 is secured against rotation in the piston 2.
  • a control valve 5 is connected to the hydraulic cylinder 3 .
  • the end face 20 of this control valve 5 forms the end flange of the cylinder bore 16 of the cylinder 3.
  • a control piston 6 which can be moved in the axial direction and is provided with annular grooves and control edges.
  • the control piston 6 With the correct position of the control piston 6, pressure medium can flow out of the cylinder bore 16 via the bore 24 via the bore 25 and the outlet line 26.
  • the control piston 6 can rotate about its longitudinal axis, whereas the control piston 6 is secured against rotation about the axis by means of the anti-rotation device 27. In the axial direction, the control piston 6 is mounted on the actuator 7 without play.
  • the nut 28 of a ball screw drive is rotatably mounted and secured against axial displacements. This nut 28 is part of a second screw drive 8 and is firmly connected to the spindle 19 of the first screw drive 4.
  • the ball screw 29 belonging to the second screw drive 8 is fastened at the upper end of the actuator 7 and is firmly connected to it.
  • the intermediate space 30 between the control piston 6 and the nut 28 is connected to a bore 31 which leads into a leakage line (not shown).
  • the actuator 7 is extended and interacts with the active elements of the actuator 9.
  • the actuator 9 consists in the example shown of a double-acting piston-cylinder unit 32 and one Control element 33.
  • the unit 32 has a cylinder bore 34, a piston 10, which is connected to a piston rod 35, and bores 36, 37 for the supply and discharge of pressure medium.
  • the piston rod 35 is connected to the actuator 7 at the upper end via a bearing 38 without play, in such a way that the actuator 7 can rotate about the longitudinal axis independently of the piston rod 35, which forms the active element of the actuator 9 .
  • a measuring sensor 39 is arranged, which rather detects the position in the axial direction of the piston rod 35 or the actuator 7 forming the active element and transmits it to the control element 33.
  • control pulses are supplied to the control element 33 via the control line 40, and the oil required for moving the piston 10 is supplied and removed via the pressure oil lines 41 and 42.
  • Another measuring sensor 43 is located on the hydraulic unit 1, by means of which the position of the hydraulic piston 2 is determined and the corresponding measured values are transmitted to the control element 33 via the line 44.
  • an element 45 is fastened to the actuator 7 with a radially extending lever 13.
  • a bushing 47 which can be rotated about the axis and has a stop element 14 is mounted in the housing 46.
  • This bushing 47 rests on the bearing 48 and is provided on the circumference with a gearwheel 49 into which a toothed rack 50 engages.
  • This rack 50 is driven by a control unit 51 shown in FIG.
  • a spring guide cup 52 is arranged above the element 45 and rests on the bearing 53 in such a way that it does not rotate about the longitudinal axis of the actuator 7.
  • a compression spring 54 is arranged on this spring guide cup 52, which rests on the one hand on the cup 52 and on the other hand on the fixed support 55 of the housing. If applicable to the actuator 7 no axial force acts, this spring 54 pushes the actuator 7 and thus the control piston 6 away from the hydraulic unit 1 in the axial direction.
  • a camshaft 11 with a cam 12 is arranged below the piston-cylinder unit 32.
  • the piston rod 35 is led out of the element 32 in this area and thereby forms an extended end of the actuator 7. If the camshaft 11 is actuated, i.e. rotated about its axis, the end 56 of the piston rod 35 rests on the control surface of the cam 12 and is deflected by the latter in the axial direction. As a result, the actuator 7 and the control piston 6 are also moved upward and a stroke movement of the hydraulic piston 2 is subsequently initiated.
  • the mode of operation of the linear drive can be described in the following manner with reference to FIG. 1.
  • the control piston 6 and the hydraulic piston 2, or the piston rod 15 are in the lower starting position of a stroke movement.
  • the control element 33 receives a start signal for the initiation of a movement via the control line 40.
  • the electro-hydraulic control element 33 opens the inflow of pressure ⁇ l to the bore 37 and thus to the lower part of the cylinder bore 34 in the piston-cylinder unit 32.
  • the axial force acting on the piston 10 and the piston rod 35 is directed in the direction of the hydraulic unit 1. This axial force is transmitted to the actuator 7 via the bearing 38 and thus acts on the spindle 29 of the ball screw drive 8.
  • the applied axial force is here at least partially converted into a torque acting on the actuator 7, since the nut 28 of the ball screw ⁇ drive 8 stands still.
  • the spindle 29 screws into the nut 28 and thus follows the translatory movement generated by the piston 10 in the actuator 9. Since the control valve piston 6 is free of play on the actuator 7 is stored, this also shifts in the direction of the hydraulic unit 1 and thereby releases the inflow of pressure oil from the bores 22 and 23 to the bore 24 and thus to the cylinder bore 16.
  • the pressurized oil acting on the hydraulic piston 2 causes a stroke movement of the piston rod 15. This movement in the axial direction is also followed by the nut 18 of the first screw drive 4, which is fastened in the piston 2.
  • the slopes of the two spindles 19 and 29 are in opposite directions, so that the hydraulic piston 2 and the control piston 6 move in the opposite direction with freely rotating spindles 19 and 29.
  • the active element, or the piston 10 of the actuator 9 continues to press against the actuator 7 and thus onto the spindle 29 in the nut 28. This force is so great that the spindle 29 does not move can turn back, whereby the control piston 6 remains in the deflected position.
  • the spindle 29 of the ball screw 8 thus rotates at the same speed as the nut 28 about the longitudinal axis. This is made possible by the mounting of the actuator 7 on the control piston 6 and the bearing 38 at the end of the piston rod 35.
  • a single-acting piston is used as the hydraulic piston 2.
  • the force acting on the piston 10 of the actuating device 9 is reduced by interrupting the pressurization and the bore 37 is connected to the return 42.
  • the control piston 6 In- following a residual rotary movement of the spindle 19 or nut 28 and / or as a result of the restoring force of the spring 54, which acts on the actuator 7, the control piston 6 is initially placed in its neutral position and then in the return position.
  • the bore 24 is connected to the bore 25, and the oil in the cylinder bore 16 can flow out into the outlet line 26.
  • an air spring interacts with the piston rod 15, which is not shown in FIG. 1, but can be seen in FIG. 3. This air spring presses the
  • the positioning of the piston 2 is very great repeatable exactly and arbitrarily.
  • the stroke of the piston 2 or the piston rod 15 is measured from the top dead center, the bottom dead center of the piston 2 being variable. This results in a purely volumetric measurement for the total stroke of the piston 2, which is dependent neither on a timing element nor on other faulty measuring means.
  • the stop element 14 is arranged on the bushing 47, which can be rotated about the longitudinal axis of the actuator 7.
  • the sleeve 47 is mounted in the housing 46 and rests on a bearing 48.
  • this rack is -.. "__> driven, a control unit 51 which is superimposed ge to the housing 46, the control unit 51 comprises a known linen ⁇ nevertheless drive DIE control unit 51 receives the corresponding control signals from A brake means 92, with which the movement of the toothed rack 50 can be blocked, is arranged on the rear side of the toothed rack 50.
  • the brake means 92 is pressed against the toothed rack 50 by the plate spring 91, so that the Control unit 51, which has limited feed forces, cannot move the rack 50 while the lever 13 is in contact with the stop element 14.
  • the piston chamber 93 also becomes part of the bore 94 Pressurized so that the piston 90 lifts the brake pin from the rack 50 and the control unit 51 up to the return stroke the new position the stop element 14 can adjust.
  • the pitch of the spindle 19 and the stroke of the piston 2 are dimensioned such that the stop element 14 is adjustable in the range of one revolution around the axis. With larger stroke movements, or with differently selected gear ratios in the
  • the bushing 47 can also use the control unit 51 to make parts of one or more additional revolutions. Carry out to be determined again in the desired position.
  • the measuring sensors 43 and 39 shown in FIG. 1 are used to monitor the correct position of the hydraulic piston 2 and the piston 10 acting as a translational active element in the actuating device 9. These devices serve to optimize and additionally refine the functional sequence of this device. In an emergency, the device shown here can also be operated in the event of failure of the electrical measuring and control devices if, as shown in FIG. 1, a camshaft 11 with a cam 12 is installed for actuation.
  • the control cam 12 acts with the control surface on the end 56 of the piston rod 35, which forms an extension of the actuator 7.
  • the cam 12 deflects the actuator 7 upward, and the force acting on the spindle 29 of the ball screw 8 causes the actuator 7 to be screwed in, and thus an adjustment of the control piston 6 to the position in which pressure oil is introduced into the hydraulic unit 1 becomes.
  • the rest of the functional sequence corresponds to the steps described above.
  • the compression spring 54 causes the return of the control piston 6, and thus the return stroke of the hydraulic piston 2.
  • FIG. 3 shows a use of the linear drive according to the invention according to FIG. 1 in connection with a fuel injection pump 61 for a heat engine.
  • the fuel injection pump 61 consists of a pump piston 63 which is guided in a cylinder liner 64.
  • the cylinder liner 64 is in turn arranged and supported in the housing 62 of the injection pump 61.
  • the lower end 75 of the pump piston 63 is connected to a piston 74, which is part of the air spring 58.
  • This air spring 58 has known compressed air supply lines and pressure limiting devices, which are not shown.
  • the piston rod 15 of the hydraulic unit 1 of the linear drive is articulated to the piston 74 of the compressed air spring 58.
  • the housing 62 of the injection pump 61 is fixed and rigidly connected to the cylinder 3 of the hydraulic unit 1. This ensures that movements of the piston rod 15 are transmitted without errors to the piston 74 and thus to the pump piston 63 of the injection pump 61.
  • the pump piston 63 of the injection pump 61 can be displaced in the direction of the longitudinal axis 76 of the injection pump, the end face 68 delimiting the cylinder space 65.
  • the lower end 67 of a valve body 66 protrudes into this cylinder space 65.
  • the valve body 66 has a valve seat 77, by means of which the cylinder space 65 is connected to the inlet bore 69 or the outlet bore 70 or is separated therefrom.
  • In the upper part 73 of the injection pump 61 there are further devices, which are not shown but which are known and which serve to control and move the valve body 66.
  • a bore 71 is arranged, through which pressure oil from the
  • Cylinder chamber 65 is led to a pressure line 72.
  • This pressure line 72 is connected to an injection nozzle of an internal combustion engine and supplies this fuel under high pressure.
  • the amount of fuel which is pumped by the pump piston 63 and ejected into the pressure line 72 per working stroke is metered volumetrically.
  • the end face 68 of the pump piston 63 abuts the lower end 67 of the valve body 66 and holds the valve seat 77 open in this position.
  • the position of the top dead center is thus precisely determined and remains the same in all operating states.
  • the position of the bottom dead center of the pump piston 63 is variable depending on the size of the desired fuel output volume, specifically with the aid of the method of operation of the linear drive according to the invention described in FIG.
  • FIG. 4 shows the device by means of which the camshaft 11 used as the active element can be connected to the actuator and the lifting movement of the cam 12 can be controlled.
  • a control element 80 is connected between the cams 12 of the camshaft 11 and the end 56 of the actuator 7.
  • the control element 80 has a roller 81, which rests on the control surfaces of the camshaft 11 or the cam 12.
  • the end 56 of the actuator 7 rests on the opposite sliding surface 85 of the control element 80.
  • the control element 80 can be pivoted about the pivot point 84 and is supported in this pivot point 84 via a roller 83 in the bearing 82.
  • the control element 80 can be displaced transversely to the actuator axis 60 by means of a rod 86.
  • the control element 80 In the position shown, the control element 80 is fully moved into the active position, and the deflection movement of the cam 12 on the camshaft 11 acts on the actuator 7 to the full extent. If the control element 80 is moved in the direction of arrow 87, this causes it the obliquely arranged part of the surface 85 that the camshaft is decoupled from the end 56 of the actuator 7 when the element 80 is fully deflected. If the control element 80 is not completely uncoupled or is moved in the hydraulic unit 1 during the lifting process of the piston 2 in one of the two directions of the arrows 87 and 88, the piston movement is modulated, since the control piston 6 immediately responds to the axial movements of the actuator ⁇ member 7 reacts.
  • the roller 81 lies on the base circle of the cam .
  • an earlier stroke movement can be generated, for example, by shifting the control element 80 in the direction of the arrow 88, ie in the example shown against the cam rotation direction. This forward movement of the stroke can be achieved by suddenly moving the Control element 80 in the direction of arrow 87 are interrupted during the movement.
  • the roller 81 is shifted with the control element 80 until it touches the base circle or a desired lower point on the camshaft 11 again.
  • An adjustable stop 89 is provided for the exact determination of the main stroke movement.
  • the control element 80 is moved to the stop 89, and the cam 12 can carry out the main stroke or residual stroke movement via the roller 81.
  • Modulations of the stroke movement of the piston 2 of the hydraulic unit 1 can also be achieved in the exemplary embodiments shown in the figures if the camshaft 11 is not present or is not in operative connection by actuating the other active elements of the actuator 9.
  • the piston 10 shown in FIG. 1 can perform additional movements in the direction of the actuator axis 60 and thereby effect modulation movements of the control piston 6.
  • the corresponding control commands are fed to the actuator 9 via the electro-hydraulic control elements 33, which in turn are controlled by corresponding position controls. It is obvious that the device according to the invention shown allows movement modulations to a large extent. Nevertheless, the stroke movement of the piston 2 and its bottom dead center always remain precisely dimensionable and positionable.
  • an additional hydraulic control slide 95 is arranged parallel to the electro-hydraulic control element 33.
  • the control piston of this control slide 95 is provided with a switching element 98, which interacts with the control element 80 and the camshaft 11.
  • the control slide 95 is not shown by fed and controls the inflow of oil to the pressure medium outlets 96 and 97. These lines 96 and 97 lead into the cylinder bore 34 and act on each side of the piston 10 of the piston / cylinder unit 32. Because the mass of the control piston in the control slide 95 is very small, the camshaft 11 can also be made very small and thin. This means that all active forces can be reduced considerably and faster switching operations can be carried out.
  • the control element 33 and the control slide 95 are combined in a known manner in one assembly. In any case, the arrangement of the mechanical cam slide 11 outside the longitudinal axis 60 results in a reduction in the overall length.

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Description

Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung
Die Erfindung betrifft einen Linearantrieb mit hydrau¬ lischer Verstärkung bestehend aus einem Hydraulikzylinder, dessen Kolben mit einem ersten Schraubgetriebe, welches eine mechanische Rückführung bildet, verbunden ist, einem in der Längsachse des ersten Schraubtriebes angeordneten Steuerventil für das Druckmedium, wobei der Steuerventil¬ kolben über ein Stellglied verschiebbar und dieses Stell¬ glied an einem Ende über einen zweiten Schraubtrieb mit dem ersten verbunden ist, und einem auf das Stellglied einwir- kenden Stellantrieb sowie eine Verwendung dieses Linearan¬ triebes für den Antrieb einer Brennstoffeinspritzpumpe und eine Verwendung für den Antrieb der Ein- und Auslassventile an Verbrennungskraftmaschinen.
Aus der CH-PS 594 141 ist ein derartiger Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung bekannt, wobei die dargestellte Einrichtung als Linearverstärker bezeichnet wird. Dieser Antrieb weist einen Hydraulikzylinder auf, dessen Kolben¬ stange Kräfte direkt auf zu bewegende Maschinenteile über- trägt. Im Kolben des Hydraulikzylinders ist ein Schraub¬ trieb angeordnet, dessen Mutter mit dem Kolben und dessen Spindel mit dem Steuerkolben eines Steuerventils verbunden ist. In einer der dargestellten Ausführungsformen ist die Spindel des Schraubtriebes zweiteilig ausgeführt, wodurch sich eine Reduktion der rotierenden Massen ergibt und der zweite Schraubtrieb gleichzeitig eine Ueberlastsicherung bildet. Die Steuerbewegungen werden durch einen elektrisch angetriebenen Schrittschaltmotor erzeugt, welcher die Spin- del des Schraubtriebes in Rotation versetzt. Die rotierende Spindel schraubt sich in die Mutter hinein oder heraus und bewegt dadurch den auf ihr gelagerten Steuerkolben des Steuerventils. Dadurch wird der Oel-Zu- bzw. -Abfluss zum Hydraulikzylinder geregelt und der Hydraulikkolben in
Bewegung versetzt. Die Erzeugung der Drehbewegung am Elek¬ tromotor benötigt nur geringe Energie und bewirkt trotzdem am Hydraulikkolben grosse Kräfte. Zum Ausgleich der Axial¬ bewegungen zwischen dem Rotor des elektrischen Schrittmo- tores und der Spindel des Schraubtriebes muss eine Kupplung zwischen diese Elemente geschaltet werden, welche Axialver¬ schiebungen der Spindel zulässt. Diese Kupplung hat den Nachteil, dass die Masse, welche vom Motor in Rotation ver¬ setzt werden muss, erheblich erhöht wird. Damit die Genau- igkeit der üebertragung der Schaltbewegung vom Motor auf die Spindel gewährleistet bleibt, muss die Kupplung gegen Verdrehung möglichst starr ausgebildet sein, was mit erheb¬ lichen Schwierigkeiten verbunden ist. Durch die raschen und häufigen Schaltvorgänge wird die Kupplung sehr stark bela- stet, was zu einer raschen Abnützung und zu einem Verlust der Genauigkeit der Bewegungsübertragung führt. Bei schnel¬ len Antriebsvorgängen, wie sie z.B. beim Antrieb von Brenn¬ stoffeinspritzpumpen und Ventilen bei Verbrennungskraft¬ maschinen auftreten, und Schaltzeiten im Bereiche von Se- kundenbruchteilen vermögen die elektrischen Schrittschalt¬ motoren in vielen Fällen die Schaltzeiten nicht einzuhal¬ ten. Verbesserungen sind durch aufwendige technische Mass- nahmen möglich, führen jedoch zu sehr teuren Antrieben, welchen weiterhin der Nachteil der geringen Lebensdauer anhaftet.
Die Verwendung eines Linearantriebes mit hydraulischer Ver¬ stärkung zum hydraulischen Antrieb einer Brennstoffein¬ spritzpumpe an einer Verbrennungskraftmaschine ist aus der deutschen Offenlegungsschrift 31 00 725 bekannt. Bei diesem Antrieb wird im Linearantrieb eine einteilige Spindel ver¬ wendet, wodurch der Antrieb ausserordentlich störanfällig wird. Wenn der Hydraulikkolben infolge Ueberlast oder Aus¬ nutzung des gesamten Bewegungsweges ansteht, wird der elek¬ trische Antriebsmotor überlastet und eventuell die Spindel oder der Motor beschädigt. Steht der Hydraulikkolben still, so kann der Steuerkolben des Steuerventiles nur mittels des elektrischen Antriebsmotores, bzw. durch Rotation der Spin¬ del in eine andere Schaltstellung gebracht werden, und eine selbsttätige Rückstellung z.B. in die O-Lage ist nicht mög¬ lich. Diese Anordnung ist insbesondere bei Hubbewegungen des Hydraulikkolbens gegen einen festen Anschlag ungeeig¬ net, da sie den Steuerantrieb unzulässigen Belastungen aus¬ setzt.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung zu schaf¬ fen, bei welchem die Bewegungswege der Steuerelemente ög- liehst klein sind, zwischen Stellantrieb und Spindel keine Kupplung mit Axialausgleich notwendig ist, Stellantriebe mit hoher Lebensdauer und sehr kurzen Schaltintervallen einsetztbar sind, und bei welchem der Hydraulikkolben gegen feste Anschläge gefahren werden kann. Der Antrieb soll im weiteren eine mechanische Begrenzung der oberen und unteren Haltestellung des Hydraulikkolbens ohne elektrische Posi¬ tionsmessung ermöglichen.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass der Stellantrieb ein translatorisch bewegtes Wirkelement aufweist, dieses Wirkelement mit dem Stellglied verbunden und gemeinsam mit diesem in Richtung der Stellgliedachse verschiebbar, das Stellglied unabhängig vom Stellantrieb um die Achse drehbar, am Stellglied ein mit diesem um die Ach¬ se drehbarer Hebel befestigt und am Gehäuse des Linearan¬ triebes ein im Drehbereich des Hebels verstellbares An¬ schlagselement angeordnet ist.
Bei diesem erfindungsgemässen Linearantrieb wird vom Stell¬ antrieb bzw. von dessen translatorisch bewegtem Wirkelement eine in Richtung der Achse des Linearantriebes wirkende Kraft erzeugt, welche auf das Stellglied wirkt. Infolge dieser Kraft dreht sich die Spindel des zweiten Schraub¬ triebes und bewirkt dadurch eine Verschiebung des Stell- gliedes in der Längsachse und gleichzeitig eine Verschie¬ bung des Steuerventilkolbens. Der Steuerventilkolben gibt den Zufluss von Drucköl zum Hydraulikkolben frei, wodurch dieser ebenfalls axial in Bewegung gesetzt wird. Die axiale Bewegung des Hydraulikkolbens bewirkt eine Drehbewegung des ersten Schraubtriebes, wobei diese Drehbewegung des ersten Schraubtriebes auf den zweiten Schraubtrieb übergeführt wird. Da das Stellglied unabhängig vom Stellantrieb um sei¬ ne Längsachse drehbar ist, dreht sich das Stellglied mit der Spindel des ersten Schraubtriebes solange die vom Stellantrieb erzeugte Axialkraft aufrecht erhalten wird. Sobald diese Axialkraft weggenommen wird, bewirkt die Dre¬ hung des ersten Schraubtriebes über den zweiten Schraub¬ trieb eine Rückstellung des Stellgliedes und damit des Steuerventilkörpers in die Ausgangslage. Dadurch bleibt der Hydraulikkolben selbsttätig in seiner Position stehen.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist der zweite Schraubtrieb ein Kugelgewindetrieb, wobei die drehbar im Antriebsgehäuse gelagerte Mutter dieses Kugelgewindetriebes einerseits fest mit der Spindel des ersten Schraubtriebes verbunden ist und anderseits das Ende des Stellgliedes mit der an diesem Ende angeordneten Kugelgewindespindel auf¬ nimmt. Der Kugelgewindetrieb ermöglicht eine besonders leichtgängige translatorische und rotative Bewegung des Stellgliedes. Dadurch müssen vom Stellantrieb nur sehr geringe Axialkräfte in Richtung der Stellgliedachse aufge¬ wendet werden, um eine Drehbewegung der Spindel des zweiten Schraubtriebes zu erzeugen.
Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass am Stellglied als Stellantrieb eine doppeltwirkende Kolbenzylindereinheit angeordnet ist und diese Einheit Axialbewegungen des Stellgliedes erzeugt. In¬ folge der geringen Axialkräfte, welche für die Verschiebung des Stellgliedes notwendig sind, kann diese Kolbenzylinder¬ einheit sehr klein ausgeführt werden, wodurch ausserordent- lieh kurze Schaltintervalle ermöglicht werden und trotzdem die für derartige Steuerventile bekannten hohen Lebens¬ dauerwerte erhalten bleiben. Die Ansteuerung der doppelt¬ wirkenden Kolbenzylindereinheit erfolgt in bekannter Weise durch ein elektrohydraulisches Steuerventil, welches Steu- erimpulse von bekannten Einrichtungen erhält.
Eine weitere Verbesserung des Linearantriebes lässt sich dadurch erreichen, dass das Wirkelement des Stellantriebes eine Nockenwelle ist und das dem Schraubtrieb entgegenge- setzte Ende des Stellgliedes mindestens teilweise an der Steuerfläche der Nockenwelle anliegt. Im weiteren ist am Stellglied eine Feder angeordnet, welche in Achsrichtung entgegen der vom zweiten Schraubgetriebe durch das Ein¬ schrauben erzeugten Linearbewegung wirkt und diese Feder einerseits am Stellglied und anderseits an einem festen Auflager angelenkt ist. Da die axialen Schaltwege des Steuerventilkolbens und die Kräfte, welche für die 'Erzeu¬ gung dieser axialen Bewegungen notwendig sind, relativ klein sind, kann die Nockenwelle klein und mit geringer Masse ausgebildet werden. Bei Verwendung einer Nockenwelle als einziges Wirkelement ist die Schaltfunktion des Steuer¬ ventilkolbens durch die Form des Nockens und die Geschwin¬ digkeit der Drehbewegung der Nockenwelle mechanisch vorge¬ geben. Wird zwischen Nockenwelle und Stellglied ein zusätz- liches Schaltelement eingebaut, dient die Nockenwelle neben der auf das Stellglied als Stellantrieb doppeltwirkenden Kolbenzylindereinheit als Notantrieb oder kann als allei¬ niges Stellantrieb dienen. Dieser Notantrieb wird dann ein¬ geschaltet, wenn die elektrische Steuerung der Kolbenzylin- dereinheit ausfällt. Die am Stellglied angeordnete Feder ist so bemessen, dass das Stellglied bei Wegnahme der Axialkraft mechanisch zurückgefahren wird. Dabei wird der Steuerventilkolben so verschoben, dass der Hydraulikkolben zurückfährt, wobei die Spindeln des ersten und des zweiten Schraubtriebes gemeinsam in gleiche Richtung drehen. Dabei dreht sich der am Stellglied angeordnete Hebel um die Stellgliedachse, bis er am verstellbaren Anschlagselement ans össt. Von diesem Moment an erzeugt der zweite Schraub¬ trieb eine Axialbewegung des Stellgliedes, durch welche der Steuerventilkolben in seine neutrale Lage gebracht wird. Dadurch wird auch der Hydraulikkolben gestoppt und in dieser Position gehalten.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist zwischen der Nockenwelle und dem Ende des Stellelementes ein zusätz¬ liches quer zur Achse verschiebbares Schalt- und Steuer- element eingebaut und dieses Schaltelement liegt mit einer Laufrolle auf der Steuerfläche der Nockenwelle auf. Dieses Steuerelement ermöglicht einerseits die Zu- und Wegschal- fcung der Nockenwelle und anderseits die Modulation der Steuerbewegung, welche durch den Nocken an der Nockenwelle erzeugt wird. Dazu weist das quer zur Achse verschiebbare Schalt- und Steuerelement einen Bereich mit zu- bzw. ab¬ nehmender Dicke auf. Durch das Verschieben des Schaltele¬ mentes quer zur Achse wird auch die Laufrolle und damit deren Auflagepunkt am Nocken verschoben. Die Folge ist eine Veränderung der vom Nocken erzeugten Axialbewegung, d.h. eine Modulation.
Eine weitere bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass das Stellglied und die Hydrau- likeinheit mit je einer Messeinrichtung zur Feststellung der Position in Achsrichtung verbunden sind. Diese Messein¬ richtungen ermöglichen die Kontrolle der momentanen Be- triebszustände und eine Anpassung an allfällige Erforder¬ nisse über die Stelleinrichtung.
Eine Verbesserung des Linearantriebes lässt sich auch da¬ durch erreichen, dass parallel zum Steuerelement ein mecha- nisch angesteuerter Steuerschieber angeordnet ist, die beiden Druckmittelausgänge dieses Schiebers in die Zylin¬ derbohrung münden und den Kolben der Kolben-/Zylinderein¬ heit mit Druckmittel beaufschlagen und das mechanische Schaltelement dieses Steuerschiebers mit dem Steuerelement und der Nockenwelle zusammenwirkt. Diese Ausführungsform ist eine noch kompaktere Konstruktion und ermöglicht die Einsparung von Baulänge. Zudem wird die Masse, welche vom Nocken bewegt werden muss weiter reduziert, was zu einer zusätzlichen und erheblichen Reduktion der Nockenkräfte führt.
Eine weitere Verbesserung der Bewegungsabläufe des An¬ schlagelementes im Linearantrieb lässt sich dadurch erwir- ken, dass das Anschlagelement über eine Zahnstange ver¬ stellbar ist, an der Zahnstange mindestens ein federbela¬ stetes Bremsmittel angeordnet ist, in der Position in wel¬ cher der Hebel am Anschlagelement anliegt das Bremsmittel die Zahnstange blockiert, und das Bremsmittel mit einem Kolben und dessen Kolbenraum mit der Druckmittelbohrung zur Zylinderbohrung verbunden ist.
Weitere bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung stellen die Verwendung des erfindungsgemässen Linearantriebes für den Antrieb von Brennstoffeinspritzpumpen oder Ein- bzw. Auslassventilen an Verbrennungskraftmaschinen dar. Bei dieser Verwendung sind sehr kurze Schaltzeiten bei gleich¬ zeitig ausserordentlich langer Lebensdauer der Einrichtung gefordert. Bei Ausfall der elektrischen Steuerung sind mechanische Notlaufsteuerungen vorteilhaft, welche beim erfindungsgemässen Linearantrieb gegeben sind. Das Steuer¬ ventil und der Hydraulikkolben sind dabei in bekannter Weise an die Bedürfnisse der Verwendung anzupassen.
Der erfindungsgemässe Linearantrieb findet im weiteren
Anwendung bei Maschinen und Antrieben, bei welchen bereits der als Stand der Technik beschriebene Antrieb gemäss CH-PS 594 141 Verwendung findet. Die beschriebenen Vorteile las¬ sen sich auch bei diesen weiteren Verwendungen ausnutzen.
Im folgenden wird die Erfindung anhand von Ausführungsbei- spielen unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen Längsschnitt durch einen Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung und Stellantrieb in vereinfachter Darstellung, Fig. 2 einen Teilschnitt quer zur Längsachse des Stell¬ antriebes gemäss Figur 1 im Bereiche des An¬ schlagelementes, Fig. 3 einen vereinfachten Längsschnitt durch eine Ein¬ spritzpumpe einer Wärmekraftmaschine mit ange- bautem Linearantrieb,
Fig. 4 den Endbereich des Linearantriebes gemäss Figur 1 mit einem zusätzlichen Steuerelement zwischen Nockenwelle und Stellglied in vereinfachter Dar¬ stellung. Fig. 5 den unteren Endbereich des Linearantriebes mit einem Teilschnitt und einem zusätzlichen Steuer¬ element.
Der in Figur 1 dargestellte Linearantrieb besteht aus einer Hydraulikeinheit 1 mit einem Kolben 2 und einem Zylinder 3. Eine Kolbenstange 15 ist aus dem Hydraulikzylinder 3 her¬ ausgeführt und wirkt mit dem zu bewegenden Maschinenelement zusammen. Diese Maschinenelemente, welche von der Kolben¬ stange 15 betätigt werden, sind in Figur 1 nicht darge- stellt. An der Wandung der Zylinderbohrung 16 ist eine Ver¬ drehsicherung 17 angeordnet, welche den Kolben 2 in Axial¬ richtung führt und dessen Drehung um die Längsachse verhin¬ dert. Im Zentrum des Hydraulikkolbens 2 ist ein erstes Schraubgetriebe 4 angeordnet, welches aus der Mutter 18 und der Spindel 19 besteht. Die Mutter 18 ist verdrehsicher im Kolben 2 befestigt. An den Hydraulikzylinder 3 anschliessend ist ein an sich bekanntes Steuerventil 5 angeordnet. Die Endfläche 20 dieses Steuerventiles 5 bildet im gezeigten Beispiel den Abschlussflansch der Zylinderbohrung 16 des Zylinders 3. Im Gehäuse des Steuerventiles 5 ist ein in axialer Richtung verschiebbarer mit Ringnuten und Steuerkanten versehener Steuerkolben 6 angeordnet. Eine mit einer nicht darge¬ stellten Druckölquelle verbundene Eingangsleitung 21 führt über die Bohrungen 22 und 23 Drucköl in das Steuerventil 5 hinein und von dort je nach der Lage des Steuerkolbens 6 über die Bohrung 24 in die durch die Zylinderbohrung 16 ge¬ bildete Druckkammer der Hydraulikeinheit 1. üeber die Boh¬ rung 25 und die Ausgangsleitung 26 kann bei der richtigen Stellung des Steuerkolbens 6 Druckmittel aus der Zylinder- bohrung 16 über die Bohrung 24 abfliessen. Der Steuerkolben
6 ist auf einem Stellglied 7 gelagert, welches durch das Zentrum des Steuerkolbens 6 geführt ist. Dieses Stellglied
7 kann um seine Längsachse rotieren, wogegen der Steuerkol¬ ben 6 mittels der Verdrehsicherung 27 gegen Verdrehungen um die Achse gesichert ist. In axialer Richtung ist der Steu¬ erkolben 6 spielfrei am Stellglied 7 gelagert. An dem gegen die Hydraulikeinheit 1 gerichteten Ende des Steuerventils 5 ist die Mutter 28 eines Kugelgewindetriebes drehbar und ge¬ gen axiale Verschiebungen gesichert gelagert. Diese Mutter 28 ist Bestandteil eines zweiten Schraubtriebes 8 und ist fest mit der Spindel 19 des ersten Schraubtriebes 4 ver¬ bunden. Die zum zweiten Schraubtrieb 8 gehörende Kugelge¬ windespindel 29 ist am oberen Ende des Stellgliedes 7 be¬ festigt und fest mit diesem verbunden. Der Zwischenraum 30 zwischen dem Steuerkolben 6 und der Mutter 28 steht in Ver¬ bindung mit einer Bohrung 31, welche in eine nicht darge¬ stellte Leckageleitung führt. Am anderen Ende des Steuer¬ kolbens 6 ist das Stellglied 7 verlängert herausgeführt und wirkt mit den Wirkelementen des Stellantriebes 9 zusammen.
Der Stellantrieb 9 besteht im dargestellten Beispiel aus einer doppeltwirkenden Kolbenzylindereinheit 32 und einem Steuerelement 33. Die Einheit 32 weist eine Zylinderbohrung 34, einen Kolben 10, welcher mit einer Kolbenstange 35 ver¬ bunden ist, sowie Bohrungen 36, 37 für die Zu- und Abfüh¬ rung von Druckmittel auf. Die Kolbenstange 35 ist am oberen Ende über ein Lager 38 spielfrei mit dem Stellglied 7 ver¬ bunden, und zwar so, dass sich das Stellglied 7 unabhängig von der Kolbenstange 35, welche das Wirkelement des Stell¬ antriebes 9 bildet, um die Längsachse drehen kann. Neben der Kolbenstange 35 ist ein Messensor 39 angeordnet, wel- eher die Position in Achsrichtung dieser das Wirkelement bildenden Kolbenstange 35 bzw. des Stellgliedes 7 fest¬ stellt und an das Steuerelement 33 übermittelt. Weitere Steuerimpulse werden dem Steuerelement 33 über die Steuer¬ leitung 40 zugeführt, üeber die Druckölleitungen 41 und 42 wird das zur Bewegung des Kolbens 10 benötigte Oel zu- und weggeführt. Ein weiterer Messensor 43 befindet sich an der Hydraulikeinheit 1, mittels welchem die Position des Hyd¬ raulikkolbens 2 festgestellt und die entsprechenden Mess¬ werte über die Leitung 44 an das Steuerelement 33 übermit- telt werden.
Zwischen dem Stellantrieb 9 und dem Steuerventil 5 ist am Stellglied 7 ein Element 45 mit einem sich radial er¬ streckenden Hebel 13 befestigt. Unterhalb dieses Elementes 45 ist im Gehäuse 46 eine um die Achse drehbare Büchse 47 mit einem Anschlagelement 14 gelagert. Diese Büchse 47 liegt auf dem Lager 48 auf und ist am Umfang mit einem Zahnrad 49 versehen, in welches eine Zahnstange 50 ein¬ greift. Diese Zahnstange 50 wird von einer in Figur 2 dargestellten Steuereinheit 51 angetrieben.
Ueber dem Element 45 ist eine Federführungstasse 52 ange¬ ordnet, welche auf dem Lager 53 so aufliegt, dass sie sich nicht um die Längsachse des Stellgliedes 7 dreht. An dieser Federführungstasse 52 ist eine Druckfeder 54 angeordnet, welche einerseits an der Tasse 52 und anderseits am festen Auflager 55 des Gehäuses anliegt. Sofern auf das Stellglied 7 keine Axialkraft einwirkt, stösst diese Feder 54 das Stellglied 7 und damit den Steuerkolben 6 in Achsrichtung von der Hydraulikeinheit 1 weg.
Als zusätzliches Wirkelement des Stellantriebes 9 ist un¬ terhalb der Kolbenzylindereinheit 32 eine Nockenwelle 11 mit einem Nocken 12 angeordnet. Die Kolbenstange 35 ist in diesem Bereiche aus dem Element 32 herausgeführt und bildet dadurch ein verlängertes Ende des Stellgliedes 7. Wird die Nockenwelle 11 betätigt, d.h. um ihre Achse verdreht, so liegt das Ende 56 der Kolbenstange 35 an der Steuerfläche des Nockens 12 auf und wird von diesem in axialer Richtung ausgelenkt. Dadurch wird auch das Stellglied 7 und der Steuerkolben 6 nach oben verschoben und in der Folge eine Hubbewegung des Hydraulikkolbens 2 eingeleitet.
Die Funktionsweise des Linearantriebes lässt sich anhand der Figur 1 in folgender Weise beschreiben. Der Steuerkol¬ ben 6 und der Hydraulikkolben 2, bzw. die Kolbenstange 15 befinden sich in der unteren Ausgangsstellung einer Hubbe¬ wegung. Ueber die Steuerleitung 40 erhält das Steuerelement 33 ein Startsignal für die Einleitung einer Bewegung. Das elektrohydraulische Steuerelement 33 öffnet den Zufluss von Druckδl zur Bohrung 37 und damit zum unteren Teil der Zy- linderbohrung 34 in der Kolbenzylindereinheit 32. Die auf den Kolben 10 und die Kolbenstange 35 wirkende Axialkraft ist in Richtung der Hydraulikeinheit 1 gerichtet. Diese Axialkraft wird über das Lager 38 auf das Stellglied 7 übertragen und wirkt damit auf die Spindel 29 des Kugelge- windetriebes 8. Die aufgebrachte Axialkraft wird hier min¬ destens teilweise in ein auf das Stellglied 7 wirkendes Drehmoment umgewandelt, da die Mutter 28 des Kugelgewinde¬ triebes 8 still steht. Als Folge der im Kugelgewindetrieb 8 herrschenden Kräfteverhältnisse schraubt sich die Spindel 29 in die Mutter 28 hinein und folgt damit der vom Kolben 10 im Stellglied 9 erzeugten translatorischen Bewegung. Da der Steuerventilkolben 6 spielfrei auf dem Stellglied 7 ge- lagert ist, verschiebt sich dieser ebenfalls in Richtung der Hydraulikeinheit 1 und gibt dadurch den Zufluss von Drucköl aus den Bohrungen 22 und 23 zur Bohrung 24 und da¬ mit zur Zylinderbohrung 16 frei. Das auf den Hydraulikkol- ben 2 wirkende, unter Druck stehende Oel bewirkt eine Hub- bewegung der Kolbenstange 15. Dieser Bewegung in Axialrich¬ tung folgt auch die Mutter 18 des ersten Schraubtriebes 4, welche im Kolben 2 befestigt ist. Die in Axialrichtung fest gelagerte Spindel 19 wird dadurch in Rotation versetzt und dreht die Mutter 28 um die Längsachse. Die Steigungen der beiden Spindeln 19 und 29 sind gegenläufig, so dass sich der Hydraulikkolben 2 und der Steuerkolben 6 bei frei dre¬ henden Spindeln 19 und 29 in entgegengesetzter Richtung bewegen. Während der Hubbewegung des Kolbens 2 drückt je- doch das Wirkelement, bzw. der Kolben 10 des Stellgliedes 9, weiterhin gegen das Stellglied 7 und damit auf die Spindel 29 in der Mutter 28. Diese Kraft ist so gross, dass sich die Spindel 29 nicht zurückdrehen kann, wodurch auch der Steuerkolben 6 in der ausgelenkten Position verbleibt. Die Spindel 29 des Kugelgewindetriebes 8 dreht somit mit gleicher Geschwindigkeit wie die Mutter 28 um die Längs¬ achse. Dies wird durch die Lagerung des Stellgliedes 7 am Steuerkolben 6 und das Lager 38 am Ende der Kolbenstange 35 ermöglicht.
Im dargestellten Beispiel wird als Hydraulikkolben 2 ein einseitig wirkender Kolben verwendet. An der oberen Fläche des Kolbens sowie an der oberen Endfläche der Zylinderboh¬ rung 16 befindet sich eine Dämpfungsanordnung 57. Kurz bevor die Kolbenstange 15 vollständig ausgefahren ist, tritt diese Dämpfungsanordnung 57 in Funktion und bewirkt durch die Verdrängung des eingeschlossenen Oeles eine rasche Bremsung und Dämpfung des Kolbens 2. Erreicht der Kolben 2 den Bereich des oberen Totpunktes der Hubbewegung, wird die auf den Kolben 10 der Stelleinrichtung 9 wirkende Kraft abgebaut, indem die Druckbeaufschlagung unterbrochen, und die Bohrung 37 mit dem Rücklauf 42 verbunden wird. In- folge einer Restdrehbewegung der Spindel 19, bzw. Mutter 28 und/oder infolge der Rückstellkraft der Feder 54, welche auf das Stellglied 7 wirkt, wird der Steuerkolben 6 vorerst in seine neutrale Position, und dann in die Rücklaufposi- tion gestellt. Dabei wird die Bohrung 24 mit der Bohrung 25 verbunden, und das sich in der Zylinderbohrung 16 befindli¬ che Oel kann in die Ausgangsleitung 26 abströmen. Mit der Kolbenstange 15 wirkt im gezeigten Beispiel eine Luftfeder zusammen, welche in Figur 1 nicht dargestellt ist, jedoch in Figur 3 ersichtlich ist. Diese Luftfeder drückt die
Kolbenstange 15, und damit den Kolben 2, in den Zylinder 3 zurück, d.h. gegen den Bereich des unteren Totpunktes. Durch diese Axialbewegung wird wiederum die Spindel 19 ver¬ dreht, wobei jetzt die von der Feder 54 erzeugte und auf das Stellglied 7 wirkende Axialkraft so bemessen ist, dass die Spindel 29 im Gleichlauf mit der Mutter 28 mitdreht. Dadurch wird gewährleistet, dass der Steuerkolben 6 in der¬ jenigen Position verbleibt, in welcher der Rücklauf offen ist. Gleichzeitig mit dem Stellglied 7 dreht sich auch das fest mit dem Stellglied 7 verbundene Element 45 mit dem
Hebel 13 um die Stellgliedachse. Diese Bewegung setzt sich so lange fort, bis der Hebel 13 am Anschlagelement 14 an¬ steht, und damit die Drehbewegung des Stellgliedes 7 unter¬ brochen wird. Sobald das Stellglied 7 nicht mehr synchron mit der.Mutter 28 des Kugelgewindetriebes 8 mitdrehen kann, schraubt sich die Spindel 29 in die Mutter 28 hinein und verschiebt dadurch den Steuerkolben 6 in seine Ausgangs¬ lage. In der Ausgangslage des Steuerkolbens 6 sind sowohl die Eingangsleitung 21, wie auch die Ausgangsleitung 26 von der Bohrung 24 getrennt, und der Kolben 2 bleibt stehen, da aus der Zylinderbohrung 16 kein Druckmittel-Zu- oder -Weg- fluss mehr möglich ist. Da der Kolben 2 im Gegensatz zur Hubbewegung relativ langsam und unter geringer Krafteinwir¬ kung zurückfährt, können der Hebel 13 und das Anschlagele- ment 14 einfach und starr gestaltet sein. Infolge der di¬ rekten mechanischen Rückkoppelung über die Spindel 19 und das Stellglied 7 ist die Positionierung des Kolbens 2 sehr genau und beliebig wiederholbar. Im gezeigten Beispiel wird der Hub des Kolbens 2, bzw. der Kolbenstange 15, vom oberen Totpunkt her bemessen, wobei der untere Totpunkt des Kol¬ bens 2 variabel ist. Dadurch ergibt sich für den Gesamthub des Kolbens 2 eine rein volumetrische Bemessung, welche weder von einem Zeitglied, noch von anderen fehlerbehafte¬ ten Messmitteln abhängig ist.
Das Anschlagelement 14 ist an der Büchse 47 angeordnet, welche um die Längsachse des Stellgliedes 7 verdrehbar ist. Dazu ist die Büchse 47 im Gehäuse 46 gelagert und liegt auf einem Lager 48 auf. Am Umfang der Büchse 47 befindet sich ein Zahnkranz 49, in welchen eine Zahnstange 50 eingreift. Wie aus Figur 2 ersichtlich ist, wird diese Zahnstange über -"__>eine Steuereinheit 51 angetrieben, welche am Gehäuse 46 ge¬ lagert ist. Die Steuereinheit 51 enthält einen entsprechen¬ den- bekannten Antrieb. Die- Steuereinheit 51 erhält die entsprechenden Steuersignale von einer nicht dargestellten zentralen Steuereinrichtung. An der Rückseite der Zahnstan- ge 50 ist ein Bremsmittel 92 angeordnet, mit welchem die Bewegung der Zahnstange 50 blockiert werden kann. Das Bremsmittel 92 wird durch die Tellerfeder 91 an die Zahn¬ stange 50 gepresst, so dass die Steuereinheit 51, welche limitierte Vorschubkräfte hat, die Zahnstange 50 während dem Anliegen des Hebels 13 am Anschlagelement 14 nicht ver¬ schieben kann. Sobald der Steuerkolbeπ 6 den Druck in die Bohrung 24 freigibt, wird über die Bohrung 94 auch der Kol¬ benraum 93 mit Druck beaufschlagt, so dass der Kolben 90 den Bremsstift von der Zahnstange 50 abhebt und die Steuer- einheit 51 bis zum Rückhub die neue Position des Anschlag¬ elementes 14 einstellen kann. Normalerweise ist die Stei¬ gung der Spindel 19 und der Hub des Kolbens 2 so bemessen, dass das Anschlagelement 14 im Bereiche von einer Umdrehung um die Achse- verstellbar ist. Bei grδsseren Hubbewegungen, oder bei anders gewählten Uebersetzungsverhältnissen im
Schraubtrieb 4, kann die Büchse 47 mit Hilfe der Steuerein¬ heit 51 auch Teile von, oder mehrere zusätzliche Umdrehun- gen durchführen, um in der gewünschten Position wieder festgestellt zu werden.
Die in Figur 1 dargestellten Messensoren 43 und 39 dienen der Ueberwachung der korrekten Position des Hydraulikkol¬ bens 2 und des als translatorisches Wirkelement wirkenden Kolbens 10 in der Stelleinrichtung 9. Diese Einrichtungen dienen der Optimierung un zusätzlichen Verfeinerung des Funktionsablaufes dieser Einrichtung. Im Notfalle kann die hier dargestellte Einrichtung auch bei Ausfall der elektri¬ schen Mess- und Steuereinrichtungen betrieben werden, wenn wie in Figur 1 dargestellt eine Nockenwelle 11 mit einem Nocken 12 zur Ansteuerung eingebaut wird. Dabei wirkt der Steuernocken 12 mit der Steuerfläche auf das Ende 56 der Kolbenstange 35, welche eine Verlängerung des Stellgliedes 7 bildet. Der Nocken 12 lenkt das Stellglied 7 nach oben aus, und die auf die Spindel 29 des Kugelgewindetriebes 8 wirkende Kraft bewirkt ein Einschrauben des Stellgliedes 7, und damit eine Verstellung des Steuerkolbens 6 in diejenige Position, in welcher Drucköl in die Hydraulikeinheit 1 ein¬ gebracht wird. Der übrige Funktionsablauf entspricht den oben beschriebenen Schritten. Sobald der Nocken 12 nicht mehr am Ende 56 der Kolbenstange 35 anliegt, d.h. dessen Bewegung wieder freigibt, bewirkt die Druckfeder 54 wie ebenfalls bereits weiter oben beschrieben, die Rückstellung des Steuerkolbens 6, und damit den Rückhub des Hydraulik¬ kolbens 2. Diese Arbeitszyklen lassen sich beliebig oft wiederholen, wobei auch die Hubverstellung über die Steuer¬ einheit 51 mechanisch möglich ist.
In Figur 3 ist eine Verwendung des erfindungsgemässen Linearantriebes gemäss Figur 1 in Verbindung mit einer Brennstoffeinspritzpumpe 61 für eine Wärmekraftmaschine dargestellt. Die Brennstoffeinspritzpumpe 61 besteht dabei aus einem Pumpenkolben 63, welcher in einer Zylinderbüchse 64 geführt ist. Die Zylinderbüchse 64 ist ihrerseits im Gehäuse 62 der Einspritzpumpe 61 angeordnet und abgestützt. Das untere Ende 75 des Pumpenkolbens 63 ist mit einem Kol¬ ben 74 verbunden, welcher Bestandteil der Luftfeder 58 ist. Diese Luftfeder 58 verfügt über bekannte Druckluftzulei¬ tungen und Druckbegrenzungseinrichtungen, welche nicht dar- gestellt sind. An den Kolben 74 der Druckluftfeder 58 ist die Kolbenstange 15 der Hydraulikeinheit 1 des Linearan¬ triebes angelenkt. Das Gehäuse 62 der Einspritzpumpe 61 ist fest und starr mit dem Zylinder 3 der Hydraulikeinheit 1 verbunden. Dadurch ist gewährleistet, dass Bewegungen der Kolbenstange 15 ohne Fehler auf den Kolben 74 und damit auf den Pumpenkolben 63 der Einspritzpumpe 61 übertragen wer¬ den.
Der Pumpenkolben 63 der Einspritzpumpe 61 ist in Richtung der Längsachse 76 der Einspritzpumpe verschiebbar, wobei die Endfläche 68 den Zylinderraum 65 begrenzt. In diesen Zylinderraum 65 ragt das untere Ende 67 eines Ventilkörpers 66. Der Ventilkörper 66 verfügt über einen Ventilsitz 77, über welchen der Zylinderraum 65 mit der Einlassbohrung 69 bzw. der Auslassbohrung 70 verbunden oder von diesen abge¬ trennt wird. Im oberen Teil 73 der Einspritzpumpe 61 sind weiter nicht dargestellte, jedoch bekannte Einrichtungen angeordnet, welche der Steuerung und der Bewegung des Ven¬ tilkörpers 66 dienen. Im Zentrum des Ventilkörpers 66 ist eine Bohrung 71 angeordnet, über welche Drucköl aus dem
Zylinderraum 65 zu einer Druckleitung 72 geführt wird. Die¬ se Druckleitung 72 ist mit einer Einspritzdüse eines Ver- brennungskraftmotores verbunden und führt dieser Brennstoff unter hohem Druck zu. Die Brennstoffmenge, welche pro Ar- beitshub vom Pumpenkolben 63 gefördert und in die Drucklei¬ tung 72 ausgestossen wird, wird dabei volumetrisch dosiert. Im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens 63 stösst die Endflä¬ che 68 des Pumpenkolbens 63 an das untere Ende 67 des Ven¬ tilkörpers 66 und hält in dieser Lage den Ventilsitz 77 of- fen. Die Position des oberen Totpunktes ist somit genau be¬ stimmt und bleibt sich bei allen Betriebszuständen gleich. Die Position des unteren Totpunktes des Pumpenkolbens 63 ist je nach der Grosse des gewünschten Ausstossvolumens von Brennstoff variabel, und zwar mit Hilfe der zu Figur 1 be¬ schriebenen Funktionsweise des erfindungsgemässen Linearan¬ triebes.
In Figur 4 ist die Einrichtung dargestellt, mittels welcher die als Wirkelement eingesetzte Nockenwelle 11 dem Stell¬ antrieb zugeschaltet und die Hubbewegung des Nockens 12 gesteuert werden kann. Dazu ist zwischen den Nocken 12 der Nockenwelle 11 und das Ende 56 des Stellgliedes 7 ein Steu¬ erelement 80 eingeschaltet. Das Steuerelement 80 verfügt über eine Laufrolle 81, welche an den Steuerflächen der Nockenwelle 11 bzw. des Nockens 12 aufliegt. An der gegen¬ über liegenden Gleitfläche 85 des Steuerelementes 80 liegt das Ende 56 des Stellgliedes 7 auf. Das Steuerelement 80 ist um den Drehpunkt 84 schwenkbar und in diesem Drehpunkt 84 über eine Rolle 83 im Lager 82 abgestützt. Mittels einer Stange 86 ist das Steuerelement 80 quer zur Stellgliedachse 60 verschiebbar. In der dargestellten Position ist das Steuerelement 80 vollständig in die Wirkposition einge¬ rückt, und die Auslenkbewegung des Nockens 12 an der Nocken¬ welle 11 wirkt in vollem Umfange auf das Stellglied 7. Wird das Steuerelement 80 in Richtung des Pfeiles 87 verschoben, so bewirkt der schräg angeordnete Teil der Fläche 85, dass die Nockenwelle bei vollständig ausgelenktem Element 80 vom Ende 56 des Stellgliedes 7 abgekoppelt wird. Wird das Steu¬ erelement 80 nicht vollständig ausgekoppelt oder während des Hubvorganges des Kolbens 2 in der Hydraulikeinheit 1 in eine der beiden Richtungen der Pfeile 87 und 88 bewegt, so ergibt sich eine Modulation der Kolbenbewegung, da der Steuerkolben 6 sofort auf die Axialbewegungen des Stell¬ gliedes 7 reagiert. Liegt die Rolle 81 auf dem Grundkreis des Nockens .12 auf, lässt sich beispielsweise durch eine Verschiebung des Steuerelementes 80 in Richtung des Pfeiles 88, d.h. im dargestellten Beispiel gegen die Nockendreh¬ richtung, eine frühere Hubbewegung erzeugen. Diese vorver¬ schobene Hubbewegung kann durch plötzliches Verschieben des Steuerelementes 80 in Richtung des Pfeiles 87 während des Bewegungsablaufes unterbrochen werden. Dabei wird die Rolle 81 mit dem Steuerelement 80 so weit verschoben, bis sie wieder den Grundkreis oder einen gewünschten tieferen Punkt an der Nockenwelle 11 berührt. Zur genauen Bestimmung der Haupthubbewegung ist ein verstellbarer Anschlag 89 vorgese¬ hen. Das Steuerelement 80 wird an den Anschlag 89 gefahren, und der Nocken 12 kann über die Rolle 81 die Haupthub-, bzw. Resthubbewegung ausführen. Bei Verwendung eines Li- nearantriebes mit dieser Zusatzeinrichtung an einer Brenn¬ stoffeinspritzpumpe 61, erzeugt der beschriebene Bewegungs¬ ablauf einen Einspritzverlauf mit Voreinspritzung, und zwar durch mechanische Ansteuerung.
Modulationen der Hubbewegung des Kolbens 2 der Hydraulik¬ einheit 1 lassen sich bei nicht vorhandener oder nicht in Wirkverbindung stehender Nockenwelle 11 bei den in den Fi¬ guren dargestellten Ausführungsbeispielen auch durch Betä¬ tigung der anderen Wirkelemente des Stellgliedes 9 erwir- ken. So kann dazu der in Figur 1 dargestellte Kolben 10 zusätzliche Bewegungen in Richtung der Stellgliedachse 60 ausführen und dadurch Modulationsbewegungen des Steuerkol¬ bens 6 erwirken. Die entsprechenden Steuerbefehle werden dem Stellantrieb 9 über die elektro-hydraulischen Steuer- elemente 33 zugeführt, welche ihrerseits von entsprechenden Positionssteuerungen gesteuert werden. Es ist offensicht¬ lich, dass die dargestellte erfindungsgemässe Einrichtung Bewegungsmodulationen in weitem Umfange zulässt. Trotzdem bleibt die Hubbewegung des Kolbens 2 sowie dessen unterer Totpunkt immer genau bemessbar und positionierbar.
Gemäss Figur 5 ist parallel zum elektrohydraulischen Steuerelement 33 ein zusätzlicher hydraulischer Steuer¬ schieber 95 angeordnet. Der Steuerkolben dieses Steuer- Schiebers 95 ist mit einem Schaltelement 98 versehen, wel¬ ches mit dem Steuerelement 80 und der Nockenwelle 11 zusam¬ menwirkt. Der Steuerschieber 95 wird von nicht dargestell- ten Druckmittelleitungen gespiesen und steuert den Zufluss von Oel zu den Druckmittelausgängen 96 und 97. Diese Lei¬ tungen 96 und 97 führen in die Zylinderbohrung 34 und be¬ aufschlagen je eine Seite des Kolbens 10 der Kolben-/Zylin- dereinheit 32. Da die Masse des Steuerkolbens im Steuer¬ schieber 95 sehr klein ist, kann auch die Nockenwelle 11 sehr klein und dünn ausgestaltet werden. Dadurch lassen sich alle Wirkkräfte erheblich reduzieren und schnellere Schaltvorgänge durchführen. Je nach Ausgestaltung der Ein- richtung sind das Steuerelement 33 und der Steuerschieber 95 in bekannter Weise in einer Baugruppe zusammengefasst. In jedem Falle ergibt sich durch die Anordnung des mechani¬ schen Nockenschiebers 11 ausserhalb der Längsachse 60 eine Reduktion der Baulänge.

Claims

Patentansprüche
1. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung bestehend aus einem Hydraulikzylinder, dessen Kolben mit einem ersten Schraubgetriebe, welches eine mechanische Rück¬ führung bildet, verbunden ist, einem in der Längsachse des ersten Schraubtriebes angeordneten Steuerventil für das Druckmedium, wobei der Steuerventilkolben über ein Stellglied verschiebbar und dieses Stellglied an einem Ende über einen zweiten Schraubtrieb mit dem ersten verbunden ist und einem auf das Stellglied einwirkenden Stellantrieb, dadurch gekennzeichnet, dass der Stellan¬ trieb (9) ein translatorisch bewegtes Wirkelement (10, 11) aufweist, dieses Wirkelement (10, 11) mit dem Stell¬ glied (7) verbunden und gemeinsam mit diesem in Richtung der Stellgliedachse (60) verschiebbar, das Stellglied (7) unabhängig vom Stellantrieb (9) um die Achse (60) drehbar, am Stellglied (7) ein mit diesem um die Achse (60) drehbarer Hebel (13) befestigt und am Gehäuse des Linearantriebes ein im Drehbereich des Hebels (13) ver¬ stellbares Anschlagelement (14) angeordnet ist.
2. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach Patent¬ anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Schraubtrieb (8) ein Kugelgewindetrieb ist, wobei die drehbar im Antriebsgehäuse gelagerte Mutter (28) dieses Kugelgewindetriebes (8) einerseits fest mit der Spindel (19) des ersten Schraubtriebes (4) verbunden ist und an¬ derseits das Ende des Stellgliedes (7) mit der an diesem Ende angeordneten Kugelgewindespindel (29) aufnimmt.
3. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach einem der Patentansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass am Stellglied (7) als Stellantrieb (9) eine dop¬ peltwirkende Kolben-/Zylindereinheit (32) angeordnet ist und diese Einheit (32) Axialbewegungen des Stellgliedes (7) erzeugt.
4. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach einem der Patentansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Wirkelement des Stellantriebes (9) eine Nocken¬ welle (11) ist und das dem Schraubtrieb (8) entgegenge- setzte Ende des Stellgliedes (7) mindestens teilweise an der Steuerfläche der Nockenwelle (11) anliegt.
5. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach einem der Patentansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass am Stellglied (7) eine Feder (54) angeordnet ist, welche in Achsrichtung entgegen der vom zweiten Schraub¬ trieb (8) durch das Einschrauben erzeugten Linearbewe¬ gung wirkt und diese Feder (54) einerseits am Stellglied (7) und anderseits an einem festen Auflager (55) ange- lenkt ist.
6. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach einem der Patentansprüche 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Nockenwelle (11) und dem Ende des Stellgliedes (7) ein zusätzliches quer zur Achse ver¬ schiebbares Schalt- und Steuerelement (80) eingebaut ist und dieses Schaltelement (80) mit einer Laufrolle (81) auf der Steuerfläche des Nockens (12) aufliegt.
7. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach einem . der Patentansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Stellglied (7) und die Hydraulikeinheit (1) mit je einer Messeinrichtung (39, 43) zur Feststellung der Position in Achsrichtung verbunden sind.
8. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach einem der Patentansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass parallel zum Steuerelement (33) ein mechanisch angesteuerter Steuerschieber (95) angeordnet ist, die beiden Druckmittelausgänge (96, 97) dieses Schiebers
(95) in die Zylinderbohrung (34) münden und den Kolben (10) der Kolben-/Zylindereinheit (32) mit Druckmittel beaufschlagen und das mechanische Schaltelement (98) dieses Steuerschiebers (95) mit dem Steuerelement (80) und der Nockenwelle (11) zusammenwirkt.
9. Linearantrieb mit hydraulischer Verstärkung nach einem der Patentansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Anschlagelement (14) über eine Zahnstange (50) verstellbar ist, an der Zahnstange (50) mindestens ein federbelastetes Bremsmittel (92) angeordnet ist, in der Position, in welcher der Hebel (13) am Anschlagelement (14) anliegt das Bremsmittel (92) die Zahnstange (50) blockiert und das Bremsmittel (92) mit einem Kolben (90) und dessen Kolbenraum (93) mit der Druckmittelbohrung (24) zur Zylinderbohrung (16) verbunden ist.
10. Verwendung des Linearantriebes mit hydraulischer Ver¬ stärkung gemäss Patentanspruch 1 für den Antrieb 'einer Brennstoffeinspritzpumpe bei einer Verbrennungskraft- maschine.
11. Verwendung des Linearantriebes mit hydraulischer Ver¬ stärkung gemäss Patentanspruch 1 für den Antrieb der Ein- und Auslassventile an einer Verbrennungskraft¬ maschine.
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