WO1995024565A1 - Hydraulische antriebseinheit - Google Patents

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WO1995024565A1
WO1995024565A1 PCT/EP1995/000884 EP9500884W WO9524565A1 WO 1995024565 A1 WO1995024565 A1 WO 1995024565A1 EP 9500884 W EP9500884 W EP 9500884W WO 9524565 A1 WO9524565 A1 WO 9524565A1
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control valve
piston
main control
drive
valve
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Application number
PCT/EP1995/000884
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English (en)
French (fr)
Inventor
Eckehart Schulze
Original Assignee
Eckehart Schulze
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Filing date
Publication date
Application filed by Eckehart Schulze filed Critical Eckehart Schulze
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Priority to EP95913076A priority patent/EP0749535B1/de
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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 hydraulic drive unit with a hydraulic motor designed as a power drive for high drive power and accordingly - if necessary - high throughput of hydraulic oil, a main control valve, by means of which an inflow of high-pressure hydraulic oil to the power drive and the outflow of at least one Part of the hydraulic oil supplied to the power drive, for example to the unpressurized reservoir of the pressure supply unit, can be controlled, a hydraulic servo drive designed as a double-acting linear cylinder for the actuation of the main control valve and with an electromotively controlled specification of the setpoint of the position and the control of the servo drive Movement speed of the movable element of the power hydraulic motor and mechanical feedback of the corresponding actual values of the follow-up control valve, which assumes a blocking position corresponding to the setpoint and actual value of the entered position, corresponding to the standstill of the power drive , which can be controlled by the position setpoint specification for taking the alternative drive directions of the power hydromotor assigned alternative flow positions, in which the effective flow cross-section varies monoton
  • the follow-up control valve has an elongated rod-shaped piston which can be displaced in a pressure-tight manner in a central axially continuous bore of the piston of the main control valve and which, viewed in the axial direction, on both sides of the main control valve piston arranged drive pressure spaces penetrates, by means of whose alternative pressure application and relief, which can be controlled by means of the follow-up control valve, the servo drive of the main control valve piston is achieved, the piston of the follow-up control valve also in the axial limits of these two which are fixed to the housing End end walls of the housing of the main control valve forming drive pressure spaces must be displaceably guided in a pressure-tight manner.
  • One end of the piston of the overrun control valve protrudes from the housing of the main control valve and is firmly connected at this end to a rack with which a pinion of the electromechanical position setpoint specification and actual value Feedback combs, which can be driven by means of a differential gear, which mediates the phase comparison required for the follow-up control between the setpoint specification and the actual value setting.
  • the assembly of the assembly formed by the main control valve and the follow-up control valve is extremely complex in terms of the precision required for reliable function, since the respective end sections of the piston of the follow-up control valve receive bores in the housing of the main control valve and the central one Bore his valve pistons with the required, exactly aligned arrangement are very difficult to manufacture, and also the exact arrangement of control edges of the piston of the follow-up control valve to control edges of the piston of the main control valve, insofar as these have the most exact O-coverage possible in the locked position of the follow-up control valve should be, is very complex, with the result that the known drive unit is associated with high manufacturing costs.
  • Another disadvantage is that the large-area limitations of the drive pressure spaces of the servo drive for the piston of the main control valve, which are each formed by one of the ring end faces of the piston itself, inevitably lead to large amounts of the control oil flows, which is particularly the case in highly dynamic operation of the servo motor is disadvantageous because a lot of energy is then required for the servo circuit.
  • the object of the invention is therefore to improve a drive unit of the type mentioned at the outset such that a precise configuration of control edges of the follow-up control valve on the valve piston side and on the housing side can be achieved with significantly reduced outlay and the need for hydraulic control energy is considerably reduced .
  • the follow-up control valve has two piston elements which are received from a through bore of the main control valve piston parallel to the central longitudinal axis of the main control valve piston, this bore being arranged at a radial distance from the central longitudinal axis of the main control valve;
  • the axial distance between these piston elements is used to set a defined overlap of piston Control edges and housing-side control edges of the follow-up control valve arranged within the through bores of the piston of the main control valve, in particular for setting the O-coverage of such control edges suitable for sensitive control operation.
  • the piston of the main control valve is provided with a central, axial through-hole, through which a setpoint input element, which is coupled in a rotationally fixed manner to the output shaft of the setpoint input motor but passes axially relative to the latter and the piston, passes through.
  • This setpoint specification element is connected to an actual value feedback element which, due to the movable part of the power hydromotor, has a form-fitting correlation with its - rotational or translational - movements with the same sense of rotation as the setpoint specification element, but can be driven axially is immovably mounted on the housing of the main control valve, in the manner of a spindle-nut drive in thread-free engagement.
  • the setpoint value element thereby experiences axial deflections with respect to a central position of the piston elements linked to the blocking position of the overrun control valve, these deflections being directly correlated with the difference between the setpoint and actual position of the movable part of the power hydraulic motor; these deflections convey the opening and closing operations of the overrun control valve via actuating elements which are rotationally decoupled from the setpoint input element, but which also carry out its axial movements.
  • the drive cylinders thus implemented within the wall thickness of the main control valve piston, which together with their axially supported piston each form a single-acting hydraulic cylinder and, as a pair of cylinders, result in a double-acting hydraulic cylinder, are of relatively small control oil volume for carrying out the required Deflection strokes of the main control valve piston can be controlled and, using the operating pressure of the supply source, can easily develop the actuating forces required for highly dynamic operation of the main control valve.
  • the hydraulic drive unit according to the invention is suitable both for volumetrically controlled rotary hydraulic motors such as Axial piston motors as well as for precise control of hydraulic linear motors, regardless of the speed at which they are operated, and is therefore also very suitable as a positioning drive.
  • the advantageous properties of the drive unit according to the invention in this regard can be achieved by means of a structure that is provided according to claim 2 and its basic structure
  • the design provided with two piston elements arranged in an axially continuous bore of the valve piston of the main control valve, which are arranged in an axially continuous bore of the valve piston of the main control valve, can be displaced in a pressure-tight manner , can be integrated in a simple manner, the adjustability of its axial distance, which is required for setting a specific, small positive overlap of the fine control valve desired in the basic position 0, being ensured in a preferred embodiment by the features of claim 4.
  • the fine control valve is constructed by means of the two piston elements in a construction, as it were, as seen in claim 5, as two jointly operable 2/3-way valves, which are preferred in the piston of the main control valve with the feature specified in claim 6 Arrangement are provided diametrically opposite the follow-up control valve.
  • the features of claim 7 indicate a design of the actuating cylinder provided for actuating both the main control valve and the fine control valve, with which, as indicated by the features of claim 8, it can in turn be integrated into the piston of the main control valve.
  • the piston of the main control valve is provided with two from the opposite end faces of the main control valve piston in the blind bores, in which to limit one of its drive chambers relative to its bottom side, a piston is displaceable in a pressure-tight manner ⁇ is arranged on a on the housing of the main control valve If the fixed, optionally axially adjustable stop pin can be axially supported, these pistons can be inserted into these bores as free pistons, ie without a return element.
  • the actuating cylinder can also have the characteristics of the claim
  • the design of the actuating cylinder, or an actuating cylinder arrangement, possibly comprising several pairs of bores and pistons, as a differential cylinder unit or combination, has the advantage that the overrun control valve provided for actuating it / its control is a structurally simple 3 / 3-way valve can be formed, which in turn can be realized by two 2/3-way valves which can be actuated at the same time.
  • the design of the piston of the main control valve which is provided according to claim 15, is particularly favorable in terms of production technology if the follower control valve, the fine control valve and also the actuating cylinder are in the main control valve piston are largely integrated and, if necessary, elements of the feedback device and the setpoint input device are received from a central bore of the central piston part, as a result of which small lengths of the oil columns which determine the hydraulic rigidity of the drive unit and high values of the control loop gain can be achieved .
  • Position sensors provided and designed according to claims 16 to 18 can be used both for the adjustment of the main control valve and the fine control valve and of the follow-up control valve, and during operation of the drive unit also for the continuous detection of the follow-up travel of the control elements, i.e. be used to continuously determine the loop gain of the control loop.
  • FIG. 1 is a hydraulic equivalent circuit diagram of a drive unit according to the invention with a double-acting linear hydraulic cylinder designed as a differential cylinder as a power drive, a main control valve and a fine control valve which can be actuated by means of an actuator also designed as a double-acting differential cylinder and with a follow-up control valve working with an electromotive-controlled setpoint specification and mechanical actual value feedback of the position of the drive piston of the power drive,
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the main control valve and the integrated follow-up control valve and the actuating cylinder in two mutually right 4 and the power drive in a cutting plane containing its central longitudinal axis and the central longitudinal axis of the main control valve,
  • FIG. 3 shows a longitudinal sectional view analogous to the representation of FIG. 2, which contains the central longitudinal axis of the fine control valve, along the trace line C-C of FIG. 4,
  • FIGS. 2 and 3 shows the arrangement of bores of the piston of the main control valve provided for receiving pistons and actuating elements of the valves of the drive unit according to FIGS. 2 and 3 with respect to the central longitudinal axis of the main control valve in a sectional plane at right angles thereto along the line AA of FIG Fig. 2 and
  • FIGS. 1 to 4 details of the arrangement and design of control channels and 5b th of the main control valve of the drive unit according to FIGS. 1 to 4 in a greatly enlarged sectional view along a line containing the central axis of the main control valve and the central axis of the power drive Radial plane of the main control valve.
  • each designated 10 hydraulic drive unit consists of a hydraulic motor 11 designed for the development of high drive forces and a high drive power and a drive 12 provided for its drive control, designated overall 12
  • Electrohydraulic control unit which is arranged in a housing shown in FIG. 1 as a frame 14 which is firmly connected to the housing 13 of the hydraulic motor 11 and which forms the geometric basis for the arrangement of a main control valve 16, a fine control valve 17 of a hydraulic actuator 18 and a follow-up control valve 19, from which the electro-hydraulic control unit 12 is constructed.
  • the drive unit 10 is intended for applications in which high driving forces and high driving powers are important, in which correspondingly high hydraulic oil flows also occur and must be controllable as precisely as possible.
  • possible uses of the drive unit 10 are, for example, the drive of punching, pressing and / or stamping tools and the positioning and displacement of heavy workpieces with respect to a machining station of a machining center, on which, for example, machining the workpiece while displacing it relative to a machine-fixed one arranged tool takes place.
  • the hydraulic motor 11 provided as a power drive is designed as a double-acting linear cylinder with a piston rod 21 emerging from the housing on one side.
  • the hydraulic cylinder 11 is switched as a differential cylinder which, when pressure is applied to both the rod-side drive chamber 22 of the hydraulic cylinder 11 and the bottom-side drive chamber 24, which is delimited so as to be movable in a pressure-tight manner by the piston 23, with the outlet pressure of the pressure supply unit 26, the outward stroke executes and, when pressurizing only the rod-side drive chamber 22 and relieving pressure on the bottom-side drive chamber 24, executes the pull-in stroke of the piston rod 21.
  • the hydraulic cylinder 11 is controlled only by pressurizing and relieving its bottom drive chamber 24, while the stationary The drive chamber 22 on the opposite side is permanently acted upon by the outlet pressure of the pressure supply unit.
  • the ratio ⁇ 1 / ⁇ 2 of the piston surface F ] _ on the bottom side, which can be pressurized, to the annular, rod-side piston surface F2 of the drive piston 23 of the hydraulic cylinder 11 is in the embodiment shown, in that in both alternative directions of movement of the piston 23 same feed forces should be able to be developed, 2/1.
  • the pressurization and relief of the rod-side drive chamber 24 of the hydraulic cylinder 11 takes place by means of the main control valve 16 and the fine control valve 17, which are connected hydraulically in parallel and can be actuated together by means of the hydraulic actuator 18, which in turn is designed as a double-acting linear differential cylinder, the piston rod 28 emerging from its housing 27 on one side is rigidly connected to the movable valve elements of the main control valve 16 and the fine control valve 17, which can thus be pushed back and forth together along parallel axes 29 and 31.
  • control valve 19 works with electrical, e.g. pulsed control of a stepper motor 36, which can be driven by rotation, controllable specification of the desired position of the piston 23 of the power hydraulic cylinder 11 and mechanical feedback of the actual position of the drive cylinder piston 23, on the one hand, and mechanical feedback of the position of the piston 32 of the actuating cylinder 18, on the other hand , which is achieved in that, in the exemplary embodiment shown, the housing 37 of the follow-up control valve
  • the actuating device 42 of the follow-up control valve 19 comprises in a coaxial arrangement with respect to a common central longitudinal axis 43, which also includes the axis of rotation of the output shaft 44 of the stepping motor arranged on the right housing wall 46 as shown in FIG. 1 and the axis of rotation of one marks the opposite "left" housing wall 47 rotatably but axially immovably mounted threaded spindle 48, a hollow shaft 49 serving as a position setpoint specification element, which at its stepper motor end has a parallel toothing of the output shaft 44 of the stepper motor 36 in Intermeshing engagement and can thus be driven in rotation by means of the stepping motor 36.
  • the hollow shaft 49 is provided with an internal thread 51, via which it is in meshing engagement with the thread 52 of the threaded spindle 48.
  • the threaded spindle 48 can be driven in alternative directions of rotation by means of a toothed belt drive, designated overall by 53, which is assumed to be free of play.
  • the toothed belt 54 is self-contained and runs over a toothed roller 56 connected to the threaded spindle 48 in a rotational test, and over a further toothed roller 57 which is rotatably mounted about an axis 58 fixed to the housing and running parallel to the axis of rotation 43 of the threaded spindle 48, the axis 58 of which is in the direction
  • the central longitudinal axis 59 of the linear cylinder 11 provided as a power drive is significantly greater than the maximum stroke that the piston 23 of the drive cylinder 11 can carry out between its possible end positions from the axis of rotation 43 of the threaded spindle 48.
  • the toothed belt drive 53 has a run 61 which runs exactly parallel to the central longitudinal axis 59 of the linear cylinder 11 and which is coupled in motion by means of a mechanically rigid connecting element 62 to the piston 21 of the drive cylinder 11 and experiences the same deflections as this.
  • the toothed belt drive 53 thus converts the axial movements of the piston 21 into rotary feedback movements of the threaded spindle 48.
  • the direction of rotation of the rotational position setpoint specification movements of the hollow shaft 49 by means of which a certain displacement speed of the piston 21, 23 of the drive cylinder 11 in the predetermined direction is to be achieved, and the direction of rotation by the feedback of the position Actual values of the drive cylinder piston 21, 23 resulting rotations of the feedback spindle 48 are selected such that, when the setpoint and actual values are identical, no displacement of the hollow shaft 49 with respect to the threaded spindle 48 occurs, whereas both at the beginning of the input Control of a position setpoint, which is accompanied by an enlargement of the difference between the setpoint and actual value, and upon completion of a change in the setpoint specification, which is accompanied by a reduction in the difference between the setpoint and actual value, relative opposite movements of the hollow shaft 49 and the threaded spindle 48 are linked such that the hollow shaft 49 experiences axial displacements in the two alternative directions.
  • the follow-up control valve is in its function a 3/3-way valve which, as it were, is constructed by two 2/3-way valves 19 '. , 19 '' is realized, whose valve bodies 39 and 41, which are designed as pistons and are each represented by the valve symbol in FIG. 1, are guided so that they can be displaced in a pressure-tight manner in a through bore 63 of the valve housing 37.
  • the two valve bodies 39 and 41 of the follow-up control valve 19 are pushed apart by a centrally arranged spring 64 and clamped between adjusting screws 66 and 67, which are screwed into threads of actuating arms 68 and 69 running radially to the central longitudinal axis 43 of the actuating device 42, which are connected axially displaceably to the hollow shaft 49 via a ball bearing 71 or 72, but are decoupled from their rotational movements.
  • the two valve bodies 39, 41 of the two sub-valves 19, 19 ′′ of the follow-up control valve 19 can be adjusted by means of the adjusting screws 66, 67 in such a way that the axial distance from the control edges 73, 74 of the valve body of the valve body shown in FIG 1 and 2 "right” partial valve 19 'and the "left” partial valve 19''of the follow-up control valve 19 equal to the axial distance from the control edges 76, 77 of the valve tilgehause 37 of the follow-up control valve 19, through the relative movements of which in alternative directions, either a flow path 78 (FIG.
  • the main control valve 16 is in the exemplary embodiment selected for explanation, in which the power drive cylinder 11 is operated as a differential cylinder, the rod-side drive chamber 22 of which is permanently acted upon by the output pressure of the pressure supply unit 26, as a 3/3-way Slider valve formed, the housing 86 is fixedly connected to the housing 13 of the drive cylinder 11.
  • the piston 87 of the main control valve 16, which is represented in FIG. 1 by the 3/3-way valve symbol and in FIG. 2 and in FIG. 3, to which details are also referred to, in a technically realistic configuration of the main control valve 16 and the follow-up control valve 19 (FIG. 2) and the fine control valve 17 (FIG.
  • the control output 94 of the main control valve 16 is formed by a radial housing channel which connects directly to the connecting channel 96 which is aligned with it and through which hydraulic oil can flow into the bottom-side drive chamber 24 of the drive cylinder and flow out of it again.
  • the control channel 96 of the housing 86 of the main control valve 16 starts from an inner annular groove 97 of the valve housing 86, which between an annular groove 98 of the housing 86, which with the P-connection 83 is permanently in communication and an annular groove 99 of valve housing 86 is arranged, which is in permanent communication with T-connection channel 91.
  • the piston 87 of the main control valve 16 is provided with a first outer annular groove 101, which always remains in communicating connection with the P-groove 98 of the valve housing 86 within the possible displacement range of the valve piston 87 and for coupling pressure into the bottom-side drive chamber 24 of the Drive cylinder 11 can be brought into overlap with the cross-sectional area of the central annular groove 97 of the housing 86 of the main control valve by displacing the valve body 87 as shown in FIG. 2 to the left, as a result of which the main control valve reaches the functional position I, in which the T-slot 99 is blocked against the control connection channel 94 of the main control valve 16.
  • the piston 87 is provided with a second outer annular groove 102, which always remains in communicating connection with the T-groove 99 of the valve housing 86 of the main control valve and within the possible displacement range of the valve piston 87 and through axial displacement of the valve piston 87 2 to the right, can also be brought into a cross-sectional overlap with the central annular groove 97 of the valve housing 86, as a result of which hydraulic oil can flow out of the bottom-side drive chamber 24 of the drive cylinder 11 to the reservoir 92 of the pressure supply unit 26.
  • the T-groove 94 is shut off against the control channel 94 of the main control valve 16.
  • “Positive overlap” here means that, starting from the basic position 0 of the main control valve 16, the valve piston 87 must first be shifted in the axial direction by the amount e of the overlap before, depending on the shifting direction, that in the Flow path 112 or 113 to be released in the respective functional position I or II begins to open and, with increasing displacement, releases an increasing overflow cross section.
  • a displacement of the valve piston 87 to the left is required, ie a pressure relief of the bottom-side drive chamber 33 of the actuating cylinder 18, which in turn has an - introductory - Displacement of the pistons 39 and 41 of the follow-up control valve 19 to the left requires that the partial valve 19 ′′ of the follow-up control valve 19 releases the flow path 82 which mediates the connection of the bottom-side drive chamber 33 of the actuating cylinder 18 to the unpressurized reservoir 92 of the pressure supply unit .
  • the required displacement of the valve pistons 39 and 41 of the follow-up control valve 19 is achieved by the stepping motor 36, seen in the direction of the arrow 114 in FIG Is driven clockwise, in which the hollow shaft 49 also rotates and thereby experiences a displacement to the left due to your thread engagement with the threaded spindle 48, which the valve pistons 39 and 41 of the follow-up control valve 19 also carry out.
  • the actuating cylinder 18 is thereby driven in the sense of a reduction in the previously released cross section of the flow path 112 of the main control valve 16, whereby on the one hand the inflow of hydraulic oil into the bottom-side drive chamber 24 of the drive cylinder 11 is reduced so that its extension speed decreases and on the other hand the housing 37 of the follow-up control valve is shifted again in the direction - to the right - in which the flow path 78 of the partial valve 19 'of the follow-up control valve 19 is blocked again and the inflow of hydraulic oil into the bottom-side drive chamber 33 of the actuating cylinder 18 is interrupted.
  • the piston 32 of the actuating cylinder 18 then remains in a position corresponding to a reduced flow cross-section of the flow path 112 of the main control valve 16 which is still released and with which the lower movement speed v of the drive piston 23 of the hydraulic cylinder 11 is linked.
  • the stroke that the piston 23 of the drive cylinder 11 is to perform in total is coded in the number of electrical control pulses with which the stepper motor 36 is used until the piston stroke has been completed must be controlled, the speed at which the piston executes this stroke, the frequency of the control pulses and the direction of rotation in which the stepper motor rotates, for example by the polarity of its control pulses or the phase relationship of two or more control pulse sequences with one another, with which excitation windings of the stepper motor, which is driven in a typical design to execute a 360 ° rotation of its drive shaft 44 with 400 step pulses, each of which leads to a rotation of the output shaft 44 by 0.9 °.
  • the hydraulic drive unit 10 which is summarized in terms of its structure and function, contains two control loops coupled to one another via the overrun control valve 19, one of which is to be understood as a follow-up control loop for the actuator 18 and the second as a follow-up control loop for the drive cylinder 11.
  • the control loop acting on the drive cylinder 11 here has a control loop gain K v , which is due to the relationship
  • v denotes the - constant - speed of movement of the drive piston 23 in the steady - steady - state of the control
  • s denotes a stopping distance which represents the "distance" difference - between the target, which was controlled, for example, by means of the stepping motor 36 -
  • the value of the position of the piston 23 and its actual value are designated.
  • a typical value for the loop gain K v of the power control loop is, for example, a value of 10 s _1 .
  • the loop gain corresponding to the relationship (1) should not be greater than the natural frequency f 0 to be assumed for the fictitious damping-free case, taking into account a damping that is always present, which is caused by the relationship
  • ⁇ 1 (2) is given, in which c denotes the hydraulic rigidity, which is essentially determined by the rigidity of the oil columns enclosed, while m denotes the mass driven by the drive circuit, for example the press bar of a press. From the relationship (2), on the other hand, it follows that the circuit gain of the actuator 18, the pressurization and relief of which is controlled by means of the follow-up control valve 19, can be very high because of the short length of the oil column enclosed the hydraulic rigidity of this control circuit is high and the mass to be moved, essentially the mass of the piston 87 of the main control valve 16, is low.
  • the overrun control loop of the actuator can be operated with a loop gain K v2 , which can be 50 to 100 times higher than that of the drive control loop .
  • FIG. 4 shows the arrangement of the through bore 63 of the follow-up control valve 19, a through valve bore 117 of the fine control valve 17 and two chamber bores 118 of the hydraulic actuator 18 inside the piston 87 of the main control valve 16, which in turn is received by the through bore 88 of the housing 86 of the main control valve 16.
  • the central longitudinal axis 38 of the bore 63, the central longitudinal axes 119 of the two bores 118 for the actuator 18 and the central longitudinal axis 121 of the through bore 117 of the piston 87 of the main control valve 16 forming the housing for the overrun control valve 19 and the fine control valve 17 lie on a bore circle concentric with the central longitudinal axis 43 of a longitudinal bore 122 with the same diameter, apart from a small clearance, receiving the hollow shaft 49 of the actuating device 42 of the follower control valve and are along the same at equal azimuthal intervals of 90 ° arranged, the bores 63 and 117 for the follow-up control valve 19 and the fine control valve 17 being arranged diametrically opposite one another with respect to the central longitudinal axis 43 of the central bore 122 receiving the hollow shaft 49, likewise the bores 118 for the actuator 18.
  • the purpose of the fine control valve 17 hydraulically connected in parallel with the main control valve 16 is to enable a high positioning accuracy of the power drive hydraulic motor 11 even if the piston-side control edges 107 and 108 of the piston 87 and the housing-side control edges 109 and 111 of the main control valve 16, seen in its basic position, have a relatively large positive overlap e, as explained above with reference to FIGS. 2 and 3 and shown on an enlarged scale in FIG. 5a, to which reference should also be made.
  • the fine control valve 17 is designed such that it has a flow path 112 'which corresponds functionally to the flow path 112 of the main control valve 116 and via which the outlet pressure of the pressure supply unit 26 can be coupled into the bottom-side drive chamber 24 of the power hydraulic motor 11, or already opens a flow path 113 'corresponding to the flow path 113 of the main control valve 16 when the main control valve 16 assumes its function position I or its function position lung II is controlled.
  • the fine control valve 17 is formed in analogy to the overflow control valve 19 as consisting of two sub-valves 17 'and 17'', each of which has a basic shape according to cylindrical pistons 129 and 131, respectively, from the through bore 117 of the through the piston 87 of the main control valve 16 formed "housing" of the fine control valve 17 are received.
  • pistons 129 and 131 each have an annular groove 132 and 133, the radial groove cheeks of which are at a distance from one another and connect via the piston-side control edges 124 and 126 to the cylinder jacket surfaces, which are pressure-tight and slidable from the through bore 117 of the piston part forming the housing of the fine control valve of the main control valve piston 87 are received.
  • the pistons 129 and 131 of the two fine control valve elements 17 'and 17 are urged by a preloaded, centrally arranged, preloaded spring 134 against a stop pin 136 or 137, which is coaxial with the central longitudinal axis 121 of the through bore 117 of the piston 87 of the main control valve, which forms the housing of the fine control valve 17.
  • These stop pins 131 and 137 are designed as set screws which can be screwed into threaded bores of the housing 86 of the main control valve and by means of which the positions of the piston-side control edges 124 are formed and 126 the pistons 129 and 131 of the fine control valve can be adjusted with respect to the housing 86 of the main control valve 16.
  • the fine control valve 17 can therefore, with the piston 87 of the main control valve 16 held, always adjusted such that the overlap of its piston-side control edges 124 and 126 with its housing-side control edges 127 and 128 is 0 or corresponds to any desired - small - value when the fine control valve 17 is in its basic position.
  • the piston 87 which can be pushed back and forth in the housing 86, is constructed in two parts for manufacturing reasons and comprises an outer, thick-walled, jacket-shaped piston part 87 ', which is provided with the piston-side P and T grooves 101 and 102, and one inner, cylinder-block-shaped piston part 87 ", which has the central through-bore 122 penetrated by the hollow shaft 49 of the actuating device 42 of the follow-up control valve 19, the through-bore 63 of the follow-up control valve 19, the through-bore 117 of the fine control valve 17 and the cam ⁇ holes 118 is provided for the actuator 18.
  • each designated 118 are formed as blind bores which, according to the representations of FIGS. 2 and 3, are introduced into the inner piston part 87 "from the right end face thereof Bores 118 each have a cylindrical piston 138, which can be moved in a pressure-tight manner relative to the piston element 87 ′′ of the main control valve piston 87 and which is located on one along the central longitudinal axis 119 of the respective bore 118 extending, housing-fixed slim stop pin 139 is axially supported.
  • blind bores 118 ' are also made in the inner piston part 87' of the piston 87 of the main control valve 16, into each of which a cylindrical piston 138 'relative to the piston element 87 ′′ is slidably inserted, which is in turn axially supported on a stop pin 139 ′ fixed to the housing and extending along the central longitudinal axis 121 of the respective bore 118 ′.
  • the drive unit 10 is equipped with an only schematically illustrated electronic position sensor 141, the output signal of which is a precise measure of deflections of the actuating device 42 of the follow-up control valve 19 in the direction of the central longitudinal axis 43 of the actuating device 42.
  • the position sensor 141 is realized by a magnetic field sensor which is fixedly mounted on the housing 86 of the main control valve 16 and which detects the field strength of a permanent magnet 142 which is fixedly mounted on one of the actuating arms 68 or 69 of the follow-up control valve 19 and is arranged in this way that, under the occurring axial displacements of the actuating device 42, the field strength at the location of the magnetic field sensor varies linearly to a very good approximation, so that the output signal of the magnetic field sensor 141 directly corresponds to the deflection stroke of the actuating device 42, for example the hollow shaft 49 is proportional.
  • the position sensor 141 can be calibrated in a simple manner by recording its path / output signal level characteristic and moving to the basic positions of the overrun control valve 19 and the fine control valve 17 or the main control valve 16 and can be used for a continuous determination of the overrun path s.
  • a position sensor (not shown) can also be provided, which detects the deflections of the valve piston 87 of the main control valve 16 relative to its housing 86.

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Abstract

Bei einer hydraulischen Antriebseinheit mit einem auf hohe Antriebsleistung ausgelegten Hydromotor als Leistungsantrieb, einem Hauptsteuerventil, einem hydraulischen Servo-Antrieb für die Betätigung des Hauptsteuerventils und mit einem zur Ansteuerung des Servo-Antriebes vorgesehen, mit elektromotorisch gesteuerter Positions-Sollwert-Vorgabe und mechanischer Rückmeldung der entsprechenden Ist-Werte arbeitenden Nachlaufregelventil, sind das Nachlaufregelventil (19) und das Hauptsteuerventil (16) als Kolben-Schieber-Ventile ausgebildet, wobei der Kolben (87) des Hauptsteuerventils (16) das Gehäuse des Nachlaufregelventils bildet, das zwei Kolbenelemente (39, 41) umfaßt, deren axialer Abstand von kolbenseitigen Steuerkanten (73, 74) und gehäuseseitigen Steuerkanten (76, 77) des Nachlaufregelventils (19) einstellbar ist; der Kolben (87) des Hauptsteuerventils (16) ist mit einer axialen Durchgangsbohrung (122) versehen, durch die ein Betätigungselement des Nachlaufregelventils (19) hindurchtritt, das durch die mechanische Istwert-Rückmeldung im Sinne der Einnahme der Sperrstellung (0) des Nachlaufregelventils (19) verschiebbar ist, wobei dessen Öffnungsbetätigung durch rotatorischen Antrieb eines Sollwert-Vorgabelements (49) mittels des elektromotorischen Antriebs (36) und die Schließbetätigung des Nachlaufregelventils (19) durch rotatorischen Antrieb eines Istwert-Rückmeldelements (48) erfolgt; der Servo-Antrieb (18) ist als doppelt wirkender Hydrozylinder ausgebildet, dessen Antriebsdruckräume (33, 34) durch axiale Sackbohrungen (118, 118') des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) und von diesen aufgenommene, am Gehäuse (86) des Hauptsteuerventils (16) ortsfest abgestützte Kolben (138, 138') begrenzt sind.

Description

Hydraulische Antriebseinheit
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Antriebseinheit mit einem auf hohe Antriebsleistung und dementsprechend - be¬ darfsweise - hohen Durchsatz von Hydrauliköl ausgelegten Hydromotor als Leistungsantrieb, einem Hauptsteuerventil, mittels dessen ein Zustrom von unter hohem Druck stehendem Hydrauliköl zu dem Leistungsantrieb sowie der Abfluß minde¬ stens eines Teils des dem Leistungsantrieb zugeführten Hy¬ drauliköls, z.B. zum drucklosen Vorratsbehälter des Druck¬ versorgungsaggregates hin, steuerbar ist, einem als doppelt wirkender Linearzylinder ausgebildeten hydraulischen Servo- Antrieb für die Betätigung des Hauptsteuerventils und mit einem zur Ansteuerung des Servo-Antriebes vorgesehenen, mit elektromotorisch gesteuerter Vorgabe des Sollwertes der Po¬ sition sowie der Bewegungsgeschwindigkeit des beweglichen Elements des Leistungs-Hydromotors und mechanischer Rückmel¬ dung der entsprechenden Ist-Werte arbeitenden Nachlauf-Re¬ gelventil, das bei Gleichheit von Soll- und Ist-Wert der eingesteuerten Position eine - dem Stillstand des Leistungs¬ antriebes entsprechende - Sperrstellung einnimmt, das durch die Positions-Sollwert-Vorgabe zur Einnahme den alternativen Antriebsrichtungen des Leistungs-Hydromotors zugeordneter alternativer Durchflußstellungen ansteuerbar ist, in denen der jeweils wirksame Durchflußquerschnitt mit dem Betrag der Auslenkung des Ventils monoton variiert, und das durch die Positions-Ist-Wert-Rückmeldung im Sinne der Einnahme der Sperrstellung ansteuerbar ist, wobei das Nachlauf-Regelven¬ til und das Hauptsteuerventil als durch axiale Relativ-Ver- schiebungen ihrer Ventilkolben und -gehäuseelemente, die entlang zueinander paralleler Achsen erfolgen, betätigbare Kolben-Schieb-Ventile ausgebildet sind und der Kolben des Hauptsteuerventils das Gehäuse des Nachlauf-Regelventils
ORIGINALUNTERLAGEN bildet.
Bei einer bekannten hydraulischen Antriebseinheit dieser Art (US-PS 4,162,905) hat das Nachlauf-Regelventil einen in ei¬ ner zentralen axial durchgehenden Bohrung des Kolbens des Hauptsteuerventils druckdicht verschiebbaren, langgestreck¬ ten stabförmigen Kolben, der, in axialer Richtung gesehen, beidseits des Hauptsteuerventilkolbens angeordnete Antriebs¬ druckräume durchsetzt, durch deren mittels des Nachlauf-Re¬ gelventils steuerbare alternative Druck-Beaufschlagung und - entlastung der Servo-Antrieb des Hauptsteuer-Ventilkolbens erzielt wird, wobei der Kolben des Nachlauf-Regelventils auch in den die gehäusefesten axialen Begrenzungen dieser beiden Antriebsdruckräume bildenden Endstirnwänden des Ge¬ häuses des Hauptsteuerventils druckdicht verschiebbar ge¬ führt sein muß. Das eine Ende des Kolbens des Nachlauf-Re- gelventils ragt aus dem Gehäuse des Hauptsteuerventils heraus und ist an diesem Ende mit einer Zahnstange fest ver¬ bunden, mit der ein Ritzel der elektromechanischen Posi¬ tions-Sollwert-Vorgabe und -Ist-Wert-Rückmeldung kämmt, das mittels eines Differentialgetriebes antreibbar ist, welches den für die Nachlaufregelung erforderlichen Phasenvergleich zwischen Sollwert-Vorgabe und Istwert-Einstellung vermit¬ telt.
Die bekannte Antriebseinheit ist aufgrund ihres insoweit geschilderten Aufbaues mit zumindest den folgenden Nachtei¬ len behaftet:
Die Fertigung der durch das Hauptsteuerventil und das Nach¬ lauf-Regelventil gebildeten Baugruppe ist in der für eine zuverlässige Funktion erforderlichen Präzision äußerst auf¬ wendig, da die jeweils Endabschnitte des Kolbens des Nach¬ lauf-Regelventils aufnehmenden Bohrungen des Gehäuses des Hauptsteuerventils und die zentrale Bohrung seines Ventil- kolbens mit der erforderlichen, exakt fluchtenden Anordnung sehr schwierig herstellbar sind, und auch die genaue Anord¬ nung von Steuerkanten des Kolbens des Nachlauf-Regelventils zu Steuerkanten des Kolbens des Hauptsteuerventils, soweit diese in der Sperrstellung des Nachlauf-Regelventils eine möglichst exakte O-Überdeckung haben sollten, ist sehr auf¬ wendig, mit der Folge, daß die bekannte Antriebseinheit mit hohen Herstellungskosten behaftet ist.
Nachteilig ist weiter, daß die großflächigen Begrenzungen der Antriebsdruckräume des Servoantriebes für den Kolben des Hauptsteuerventils, die durch jeweils eine der Ringstirnflä¬ chen des Kolbens selbst gebildet sind, zwangsläufig zu gro¬ ßen Beträgen der Steuer-Ölströme führt, was insbesondere bei einem hochdynamischen Betrieb des Servomotors nachteilig ist, da dann sehr viel Energie für den Servokreis benötigt wird.
Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine Antriebseinheit der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, daß eine präzise Konfiguration ventilkolbenseitiger und gehäuseseiti- ger Steuerkanten des Nachlauf-Regelventils mit deutlich ver¬ mindertem Aufwand realisierbar ist und der Bedarf an hydrau¬ lischer Steuerenergie erheblich reduziert ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Hiernach hat das Nachlauf-Regelventil zwei von einer zur zentralen Längsachse des Hauptsteuerventilkolbens paralle¬ len, durchgehenden Bohrung des Hauptsteuerventilkolbens auf¬ genommene Kolbenelemente, wobei diese Bohrung in radialem Abstand von der zentralen Längsachse des Hauptsteuerventil angeordnet ist; der axiale Abstand dieser Kolbenelemente ist zur Einstellung einer definierten Überdeckung von kolbensei- tigen Steuerkanten und gehäuseseitigen, innerhalb der durch¬ gehenden Bohrungen des Kolbens des Hauptsteuerventils ange¬ ordneten Steuerkanten des Nachlauf-Regelventils, insbesonde¬ re zur Einstellung der für einen empfindlichen Regelbetrieb geeigneten O-Überdeckung solcher Steuerkanten, einstellbar. Hierdurch wird mit einfachen Mitteln erreicht, daß Ferti¬ gungstoleranzen der Kolbenelemente durch deren Justierung perfekt ausgeglichen werden können und eine Herstellungs¬ technik möglich, die kostenträchtigen Ausschuß und hohen Fertigungsaufwand weitgehend ausschließt.
Des weiteren ist der Kolben des Hauptsteuerventils mit einer zentralen, axialen Durchgangsbohrung versehen, durch die ein mit der Abtriebswelle des Sollwert-Vorgabemotors drehfest gekoppeltes, gegenüber dieser und dem Kolben jedoch axial verschiebbares Sollwert-Vorgabeelement hindurchtritt. Dieses Sollwert-Vorgabeelement steht mit einem Istwert-Rückmelde¬ element, das durch das bewegliche Teil des Leistungshydromo¬ tors in formschlüssiger Korrelation mit dessen - rotatori¬ schen oder translatorischen - Bewegungen mit gleichem Dreh¬ sinn wie das Sollwert-Vorgabeelement rotatorisch antreibbar, jedoch axial unverschiebbar am Gehäuse des Hauptsteuerven¬ tils gelagert ist, in der Art eines Spindel-Muttertriebes in spielfreiem Gewindeeingriff. Das Sollwert-Vorgabeelement erfährt dadurch axiale Auslenkungen gegenüber einer mit der Sperrstellung des Nachlauf-Regelventils verknüpften Mittel¬ stellung der Kolbenelemente, wobei diese Auslenkungen mit dem Unterschied zwischen Soll- und Ist-Position des bewegli¬ chen Teils des Leistungs-Hydromotors direkt korreliert sind; diese Auslenkungen vermitteln über Betätigungselemente, die rotatorisch gegenüber dem Sollwert-Vorgabeelement entkoppelt sind, dessen axiale Bewegungen jedoch mit ausführen, die Öffnungs- und Schließbetätigungen des Nachlauf-Regelventils.
Bei dieser Bauweise ist eine Zentrierung relativ zueinander verschiebbarer Bauelemente jeweils nur bezüglich eines ein¬ stückig herstellbaren Teils erforderlich, wodurch ansonsten erforderlicher, erheblicher, Fertigungsaufwand entfällt. Dies gilt auch hinsichtlich des zur Betätigung des Haupt¬ steuerventils vorgesehenen Servoantriebs, dessen Antriebs¬ druckräume durch in radialem Abstand von der zentralen axi¬ alen Durchgangsbohrung des Kolbens angeordnete, zu dieser parallele Sackbohrungen des Hauptsteuerventilkolbens und von diesen aufgenommene, am Gehäuse des Hauptsteuerventils axial abgestützte Kolben begrenzt sind, die weder exakt mitein¬ ander fluchtend ausgerichtet noch fest mit dem Gehäuse ver¬ bunden sein müssen, sondern lediglich an diesem axial fest abstützbar sein müssen. Die solchermaßen innerhalb der Wand¬ dicke des Hauptsteuerventilkolbens realisierten Antriebszy¬ linder, die zusammen mit ihrem axial abgestützten Kolben je einen einfach wirkenden Hydrozylinder bilden und als Zylin¬ derpaar einen doppelt wirkenden Hydrozylinder ergeben, sind mit relativ kleinen Steueröl-Volu ina zur Ausführung der erforderlichen Auslenkungshübe des Hauptsteuerventilkolbens ansteuerbar und können unter Ausnützung des Betriebsdruckes der Versorgungsquelle ohne weiteres die für einen hochdyna¬ mischen Betrieb des Hauptsteuerventils erforderlichen Stell¬ kräfte entfalten.
Die erfindungsgemäße hydraulische Antriebseinheit ist sowohl für volumetrisch gesteuerte rotatorische Hydromotoren wie z.B. Axialkolbenmotoren als auch für eine präzise Steuerung hydraulischer Linearmotoren geeignet, dies unabhängig von der Geschwindigkeit, mit der diese betrieben werden, und ist daher auch als Positionierungsantrieb sehr gut geeignet.
Die diesbezüglich vorteilhaften Eigenschaften der erfin¬ dungsgemäßen Antriebseinheit können durch ein gemäß Anspruch 2 vorgesehenes und seinem grundsätzlichen Aufbau nach umrissenes Feinsteuerventil noch deutlich verbessert werden, das in der gemäß Anspruch 3 vorgesehene Getaltung mit zwei in einer axial durchgehenden Bohrung des Ventilkol¬ bens des Hauptsteuerventils druckdicht verschiebbar angeord¬ neten Kolbenelementen, die in einer axial durchgehenden Boh¬ rung des Ventilkolbens des Hauptsteuerventils angeordnet sind, auf einfache Weise in diesen integrierbar ist, wobei die zur Einstellung einer bestimmten, in der Grundstellung 0 des Feinsteuerventils erwünschten geringen positiven Über¬ deckung desselben erforderliche Einstellbarkeit ihres axia¬ len Abstandes in bevorzugter Gestaltung durch die Merkmale des Anspruchs 4 gewährleistet ist.
Das Feinsteuerventil ist mittels der beiden Kolbenelemente in gleichsam aufgelöster Bauweise, wie gemäß Anspruch 5 vor¬ gesehen, als zwei gemeinsam betätigbare 2/3-Wege-Ventile ausgebildet, die in dem Kolben des Hauptsteuerventils bevor¬ zugt mit der dem Merkmal des Anspruchs 6 angegebenen Anord¬ nung dem Nachlauf-Regelventil diametral gegenüberliegend vorgesehen sind.
Durch die Merkmale des Anspruchs 7 ist eine Bauweise des zur Betätigung sowohl des Hauptsteuerventils als auch des Fein¬ steuerventils vorgesehenen Stellzylinders angegeben, mit der dieser, wie durch die Merkmale des Anspruchs 8 angegeben, wiederum in den Kolben des Hauptsteuerventils integrierbar ist.
Wenn hierbei der Kolben des Hauptsteuerventils, wie gemäß Anspruch 9 vorgesehen, mit zwei von den einander gegenüber¬ liegenden Stirnseiten des Hauptsteuerventilkolbens her in diesen eingebrachten Sackbohrungen versehen ist, in denen zur Begrenzung je einer seiner Antriebskammern relativ zu deren Bodenseite druckdicht verschiebbar je ein Kolben ange¬ ordnet ist, der an einem am Gehäuse des Hauptsteuerventils fest angeordneten, gegebenenfalls axial verstellbaren An¬ schlagstift axial abstützbar ist, so können diese Kolben als Freikolben, d.h. ohne Rückstellelement in diese Bohrungen eingesetzt sein.
Soweit mit einem nur ein einziges Bohrungs- und Kolbenpaar umfassenden Stellzylinder die erforderlichen Stellkräfte zur Betätigung des Hauptsteuerventils nicht erzielbar sind, kann der Stellzylinder auch wie durch die Merkmale des Anspruchs
11 angegeben, mit zwei Bohrungs- und Kolbenpaaren realisiert sein, wobei es wiederum zweckmäßig ist, diese gemäß Anspruch
12 so anzuordnen, daß sich ein Ausgleich der Stellkraft-Mo¬ mente ergibt, der, allgemein, durch eine axialsymmetrische Gruppierung der Bohrungs- und Kolbenpaare um die zentrale Längsachse des Hauptsteuerventilkolbens erzielbar ist.
Die gemäß Anspruch 13 vorgesehene Gestaltung des Stellzylin- ders bzw. einer gegebenenfalls mehrere Bohrungs- und Kolben¬ paare umfassenden Stellzylinderanordnung als Differentialzy- lindereinheit oder -kombination hat den Vorteil, daß das zu dessen/ deren Ansteuerung vorgesehene Nachlauf-Regelventil als konstruktiv einfach realisierbares 3/3-Wege-Ventil aus¬ gebildet sein, kann, das in wiederum aufgelöster Bauweise durch zwei gleichzeitig betätigbare 2/3-Wege-Ventile reali¬ sierbar ist.
Die Auslegung des Differentialzylinders mit einem Flächen¬ verhältnis von 2/1 seiner größeren und seiner kleineren wirksamen Kolbenfläche ergibt in beiden Betätigungsrichtun¬ gen dieselbe Betätigungskraft.
Die gemäß Anspruch 15 vorgesehene Gestaltung des Kolbens des Hauptsteuerventils ist fertigungstechnisch dann besonders günstig, wenn in den Hauptsteuerventilkolben das Nachlaufre- gelventil, das Feinsteuerventil und auch der Stellzylinder weitgehend integriert sind und gegebenenfalls auch Elemente der Rückmeldeeinrichtung und der Sollwert-Vorgabeeinrichtung von einer zentralen Bohrung des zentralen Kolbenteils aufge¬ nommen sind, wodurch sich auch geringe Längen der die hy¬ draulische Steifigkeit der Antriebseinheit bestimmenden Öl- säulen und hohe Werte der Regelkreisverstärkung erzielen lassen.
Gemäß den Ansprüchen 16 bis 18 vorgesehene und gestaltete Positionssensoren können sowohl für die Justage des Haupt¬ steuerventils und des Feinsteuerventil sowie des Nachlaufre¬ gelventils, und im Betrieb der Antriebseinheit auch zur fort¬ laufenden Erfassung des Nachlaufweges der Stellelemente, d.h. zu einer fortlaufenden Ermittelung der Kreisverstärkung des Regelkreises ausgenutzt werden.
Weitere Einzelheiten der erfindungsgemäßen Antriebseinheit ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines Aus¬ führungsbeispiels anhand der Zeichnung. Es zeigen:
Fig. 1 ein hydraulisches Ersatzschaltbild einer erfindungs¬ gemäßen Antriebseinheit mit einem als Differential- zylinder ausgebildeten, doppelt wirkenden linearen Hydrozylinder als Leistungsantrieb, einem Hauptsteu¬ erventil und einem Feinsteuerventil, die mittels eines ebenfalls als doppelt wirkender Differential- zylinder ausgebildeten Stellantriebs betätigbar sind und mit einem mit elektromotorisch gesteuerter Soll¬ wert-Vorgabe und mechanischer Istwert-Rückmeldung der Position des Antriebskolbens des Leistungsan¬ triebes arbeitenden Nachlaufregelventil,
Fig. 2 eine Längsschnittdarstellung des Hauptsteuerventils und des in dieses integrierten Nachlaufregelventils sowie des Stellzylinders in zwei zueinander recht- winkligen Ebenen längs der Spurenlinie B-B der Fig. 4 sowie des Leistungs-Antriebs in einer dessen zen¬ trale Längsachse sowie die zentrale Längsachse des Hauptsteuerventils enthaltenden Schnittebene,
Fig. 3 eine zur Darstellung der Fig. 2 analoge Längsschnitt¬ darstellung, die die zentrale Längsachse des Fein¬ steuerventils enthält, längs der Spurenlinie C-C der Fig. 4,
Fig. 4 die Anordnung von zur Aufnahme von Kolben und Betä¬ tigungselementen der Ventile der Antriebseinheit gemäß den Fig. 2 und 3 vorgesehenen Bohrungen des Kolbens des Hauptsteuerventils bezüglich der zentra¬ len Längsachse des Hauptsteuerventils in einer zu dieser rechtwinkligen Schnittebene längs der Linie A-A der Fig. 2 und
Fig. 5a Details der Anordnung und Ausbildung von Steuerkan- und 5b ten des Hauptsteuerventils der Antriebseinheit gemäß den Fig. 1 bis 4 in einer stark vergrößerten Schnitt¬ darstellung längs einer die zentrale Achse des Haupt¬ steuerventils und die zentrale Achse des Leistungs¬ antriebes enthaltenden Radialebene des Hauptsteuer¬ ventils.
Die in den Fig. 1, 2 und 3 jeweils mit 10 bezeichnete hy¬ draulische Antriebseinheit besteht aus einem auf die Ent- faltbarkeit hoher Antriebskräfte und einer hohen Antriebs¬ leistung ausgelegten Hydromotor 11 und einer zu dessen An¬ triebssteuerung vorgesehenen, insgesamt mit 12 bezeichneten elektrohydraulischen Steuereinheit, die in einem in der Fig. 1 als mit dem Gehäuse 13 des Hydromotors 11 fest verbundenen Rahmen 14 dargestellten Gehäuse angeordnet ist, das die geo¬ metrische Basis für die Anordnung eines Hauptsteuerventils 16, eines Feinsteuerventils 17 eines hydraulischen Stellan¬ triebes 18 und eines Nachlauf-Regelventils 19 bildet, aus denen die elektrohydraulische Steuereinheit 12 aufgebaut ist. Die Antriebseinheit 10 ist für Einsatzfälle gedacht, bei denen es auf hohe Antriebskräfte und hohe Antriebslei¬ stungen ankommt, bei denen auch entsprechend hohe Hydraulik- öl-Ströme auftreten und möglichst präzise steuerbar sein müssen. Diesbezügliche Einsatzmöglichkeiten der Antriebsein¬ heit 10 sind z.B. der Antrieb von Stanz-, Preß- und/oder Prägewerkzeugen sowie die Positionierung und Verschiebung von schweren Werkstücken bezüglich einer Bearbeitungsstation eines Bearbeitungszentrums, an der eine z.B. spanabhebende Bearbeitung des Werkstückes unter Verschiebung desselben relativ zu einem maschinenfest angeordneten Werkzeug erfolgt.
Der als Leistungsantrieb vorgesehene Hydromotor 11 ist beim dargestellten Ausführungsbeispiel als doppeltwirkender Line¬ arzylinder mit einseitig aus dem Gehäuse austretender Kol¬ benstange 21 ausgebildet.
Der Hydrozylinder 11 ist als Differentialzylinder geschal¬ tet, der bei Druckbeaufschlagung sowohl der stangenseitigen Antriebskammer 22 des Hydrozylinders 11 als auch der gegen¬ über dieser durch den Kolben 23 druckdicht beweglich abge¬ grenzten bodenseitigen Antriebskammer 24 mit dem Ausgangs¬ druck des Druckversorgungsaggregats 26 den Auswärtshub aus¬ führt und bei Druckbeaufschlagung lediglich der stangensei¬ tigen Antriebskammer 22 und Druckentlastung der bodenseiti¬ gen Antriebskammer 24 den Einzugshub der Kolbenstange 21 ausführt.
Entsprechend dem bei der Antriebseinheit 10 vorgesehenen Differentialbetriebsmodus des Hydrozylinders 11 wird dieser lediglich durch Druckbeaufschlagung und -entlastung seiner bodenseitigen Antriebskammer 24 gesteuert, während die stan- genseitige Antriebskammer 22 permanent mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats beaufschlagt ist.
Das Verhältnis ^1/^2 der bodenseitigen, mit Druck beauf¬ schlagbaren Kolbenfläche F]_ zu der ringförmigen, stangensei- tigen Kolbenfläche F2 des Antriebskolbens 23 des Hydrozylin¬ ders 11 beträgt beim dargestellten Ausführungsbeispiel, bei dem in beiden alternativen Bewegungsrichtungen des Kolbens 23 gleiche Vorschub-Kräfte entfaltbar sein sollen, 2/1.
Die Druckbeaufschlagung und -entlastung der stangenseitigen Antriebskammer 24 des Hydrozylinders 11 erfolgt mittels des Hauptsteuerventils 16 und des Fein-Steuerventils 17, die hydraulisch parallel geschaltet sind und gemeinsam mittels des hydraulischen Stellantriebes 18 betätigbar sind, der seinerseits als doppeltwirkender linearer Differentialzylin- der ausgebildet ist, dessen einseitig aus seinem Gehäuse 27 austretende Kolbenstange 28 starr mit den beweglichen Ven¬ tilelementen des HauptSteuerventils 16 und des Feinsteuer¬ ventils 17 verbunden ist, die somit gemeinsam entlang paral¬ leler Achsen 29 und 31 hin- und herverschiebbar sind.
Auch bei dem Stellzylinder 18 beträgt das Verhältnis f /f2 der Fläche f-^ seines Kolbens 32, die die bodenseitige An¬ triebskammer 33 des Stellzylinders 18 beweglich begrenzt, zu der Ringfläche f seines Kolbens 32, die die einseitig be¬ wegliche Abgrenzung seiner stangenseitigen Antriebskammer 34 bildet, in die permanent der hohe Ausgangsdruck des Druck¬ versorgungsaggregats 26 eingekoppelt ist, 2/1, so daß auch die in den beiden alternativen Bewegungsrichtungen des Stell- zylinderkolbens 32 entfaltbaren, auf die beweglichen Elemen¬ te des Hauptsteuerventils 16 und des Feinsteuerventils 17 ausübbaren Stellkräfte, die durch Druckbeaufschlagung und -entlastung der bodenseitigen Steuerkammer 33 des Stellzy¬ linders 18 steuerbar sind, denselben Betrag haben. Das zur diesbezüglichen BewegungsSteuerung des Stellantriebs
18 vorgesehene Nachlaufregelventil 19 arbeitet mit elek¬ trisch, z.B. gepulster Ansteuerung eines rotatorisch an¬ treibbaren Schrittmotors 36 steuerbarer Vorgabe der Soll- Position des Kolbens 23 des Leistungs-Hydrozylinders 11 und mechanischer Rückmeldung der Ist-Position des Antriebszylin¬ derkolbens 23, einerseits und mechanischer Rückmeldung der Position des Kolbens 32 des Stellzylinders 18, andererseits, die dadurch erzielt wird, daß beim dargestellten Ausfüh¬ rungsbeispiel auch das Gehäuse 37 des Nachlaufregelventils
19 starr mit der Kolbenstange 28 des Stellzylinders 18 be¬ wegungsgekoppelt ist und demgemäß entlang einer weiteren, zur zentralen Längsachse 29 des Stellantriebes 18 parallel verlaufenden zentralen Längsachse 38 des Nachlaufregelven¬ tils 19 hin- und herverschiebbar ist, entlang derer zwei Ventilkörper 39 und 41 relativ zu dem Ventilgehäuse 37 ver¬ schiebbar sind, an denen die zur Positions-Sollwert-Vorgabe sowie zur Positions-Istwert-Rückmeldung vorgesehene, insge¬ samt mit 42 bezeichnete Betätigungseinrichtung des Nachlauf- regelventils 19 angreift.
Die Betätigungseinrichtung 42 des Nachlauf-Regelventils 19 umfaßt in koaxialer Anordnung bezüglich einer gemeinsamen zentralen Längsachse 43, die auch die Drehachse der Ab¬ triebswelle 44 des an der einen, gemäß der Darstellung der Fig. 1 rechten Gehäusewand 46 angeordneten Schrittmotors und die Drehachse einer an der gegenüberliegenden "linken" Ge¬ häusewand 47 drehbar jedoch axial unverrückbar gelagerten Gewindespindel 48 markiert, eine als Positions-Sollwert-Vor¬ gabeelement dienende Hohlwelle 49, die an ihrem schrittmo- torseitigen Ende mit einer Parallelverzahnung der Abtriebs¬ welle 44 des Schrittmotors 36 in kämmendem Eingriff steht und dadurch mittels des Schrittmotors 36 rotatorisch an¬ treibbar ist. An ihrem gegenüberliegenden Ende ist die Hohl- welle 49 mit einem Innengewinde 51 versehen, über das sie in kämmendem Eingriff mit dem Gewinde 52 der Gewindespindel 48 steht.
Die Gewindespindel 48 ist mittels eines insgesamt mit 53 bezeichneten Zahnriementriebes, der als spielfrei vorausge¬ setzt ist, in alternativen Drehrichtungen antreibbar. Der Zahnriemen 54 ist in sich geschlossen und läuft über eine mit der Gewindespindel 48 drehtest verbundene Zahnrolle 56 sowie über eine weitere Zahnrolle 57, die um eine parallel zur Drehachse 43 der Gewindespindel 48 verlaufende, gehäuse¬ feste Achse 58 drehbar gelagert ist, deren in Richtung der zentralen Längsachse 59 des als Leistungsantrieb vorgesehe¬ nen Linearzylinders 11 gemessener Abstand von der Drehachse 43 der Gewindespindel 48 deutlich größer ist als der maxima¬ le Hub, den der Kolben 23 des Antriebszylinders 11 zwischen seinen möglichen Endstellungen ausführen kann.
Der Zahnriementrieb 53 hat ein zu der zentralen Längsachse 59 des Linearzylinders 11 exakt parallel verlaufendes Trum 61, das mittels eines mechanisch starren Verbindungselements 62 mit dem Kolben 21 des Antriebszylinders 11 bewegungsge¬ koppelt ist und dieselben Auslenkungen erfährt wie dieser. Durch diesen Zahnriementrieb 53 werden somit die axialen Bewegungen des Kolbens 21 in rotatorische Rückmelde-Bewegun¬ gen der Gewindespindel 48 umgesetzt. Der Drehsinn der rota¬ torischen Positions-Sollwert-Vorgabe-Bewegungen der Hohlwel¬ le 49, durch die eine bestimmte Verschiebe-Geschwindigkeit des Kolbens 21,23 des Antriebszylinders 11 in vorgegebener Richtung erzielt werden soll und der Drehsinn der durch die Rückmeldung des Positions-Istwertes des Antriebszylinderkol¬ bens 21,23 resultierenden Drehungen der Rückmeldespindel 48 sind so gewählt, daß bei Gleichheit von Soll- und Istwert keinerlei Verschiebung der Hohlwelle 49 gegenüber der Gewin¬ despindel 48 auftritt, wohingegen sowohl am Beginn der Ein- Steuerung eines Positions-Sollwertes, mit der eine Vergröße¬ rung der Differenz zwischen Soll- und Istwert einhergeht, als auch mit Beendigung einer Änderung der Sollwert-Vorgabe, womit eine Verringerung der Differenz zwischen Soll- und Istwert einhergeht, jeweils gegensinnige Relativbewegungen der Hohlwelle 49 und der Gewindespindel 48 verknüpft sind, derart, daß die Hohlwelle 49 axiale Verschiebungen in den beiden alternativen Richtungen erfährt.
Das Nachlauf-Regelventil, zu dessen weiterer Erläuterung ergänzend auch auf die Fig. 2 verwiesen sei, ist seiner Funktion nach ein 3/3-Wege-Ventil, das in gleichsam aufgelö¬ ster Bauweise durch zwei 2/3-Wege-Ventile 19',19'' reali¬ siert ist, deren als Kolben ausgebildete Ventilkörper 39 und 41, die in der Fig. 1 jeweils durch das Ventil-Symbol reprä¬ sentiert sind, in einer durchgehenden Bohrung 63 des Ventil¬ gehäuses 37 druckdicht verschiebbar geführt sind.
Die beiden Ventilkörper 39 und 41 des Nachlauf-Regelventils 19 sind durch eine zentral angeordnete Feder 64 auseinander¬ gedrängt und zwischen Stellschrauben 66 und 67 eingespannt, die in Gewinden von radial zur zentralen Längsachse 43 der Betätigungseinrichtung 42 verlaufenden Betätigungsarmen 68 und 69 schraubbar geführt sind, welche über je ein Kugella¬ ger 71 bzw. 72 axial verschiebefest mit der Hohlwelle 49 verbunden, gegenüber deren Drehbewegungen jedoch entkoppelt sind.
Die beiden Ventilkörper 39,41 der beiden Teilventile 19 , 19'' des Nachlauf-Regelventils 19 sind mittels der Stell¬ schrauben 66,67 derart justierbar, daß der axiale Abstand von Steuerkanten 73,74 der Ventilkörper des gemäß der Dar¬ stellung der Fig. 1 und 2 "rechten" Teilventils 19' und des "linken" Teilventils 19'' des Nachlauf-Regelventils 19 gleich dem axialen Abstand von Steuerkanten 76,77 des Ven- tilgehauses 37 des Nachlauf-Regelventils 19 ist, durch deren Relativbewegungen in alternativen Richtungen entweder ein Strömungspfad 78 (Fig. 1) des "rechten" Teilventils 19' freigegeben wird, über den der mit der bodenseitigen An¬ triebskammer 33 des Stellzylinders 18 verbundene Steueraus¬ gang 79 des Nachlauf-regelventils 19 mit dem Druck (P)-Aus¬ gang 81 des Druckversorgungsaggregats 26 verbunden ist oder ein Durchflußpfad 82 des "linken" Teilventils 19" des Nach¬ lauf-Regelventils 19 freigegeben ist, über den der - druck¬ lose - Tankanschluß 83 des Druckversorgungsaggregats 26 mit dem Steueranschluß 79 des Nachlauf-Regelventils 19 verbunden ist, der über den Steuerpfad 84 in permanent-kommunizieren¬ der Verbindung mit der bodenseitigen Antriebskammer 33 des hydraulischen Stellantriebs 18 gehalten ist. Diesen Durch¬ flußstellungen I der beiden Teilventile 19',19'' des Nach¬ lauf-Regelventils 19 entspricht eine absolute Sperrstellung II des jeweils anderen Teilventils 19'' bzw. 19', so daß diese beiden Teilventile 19',19'', nachdem ihre Ventilkörper auf Gleichheit des Abstandes ihrer Steuerkanten 73,74 mit dem Abstand der Steuerkanten 76,77 des gemeinsamen Ventilge¬ häuses 37 eingestellt sind, die Funktion eines 3/3-Wege-Ven- tils vermitteln, das aus seiner Grundstellung 0 heraus, die einem Wert 0 der Überdeckung der Steuerkanten 73 und 74 der Ventilkörper 39,41 mit den Steuerkanten 76,77 des Ventilge¬ häuses 37 entspricht, wobei in dieser Grundstellung 0 sowohl der Hochdruckausgang 81 des Druckversorgungsaggregats 26 als auch dessen Tank-Anschluß 83 gegen den Steueranschluß 79 des Nachlauf-Regelventils 19 abgesperrt sind, durch eine Ver¬ schiebung beider Ventilkörper 39,41 relativ zu dem Gehäuse 37 des Nachlauf-Regelventils 19 nach rechts in eine Funk¬ tionsstellung bringbar ist, in welcher die bodenseitige An¬ triebskammer 33 des Stellzylinders 18 mit dem hohen Auε- gangsdruck des Druckversorgungsaggregats 26 beaufschlagt ist und gegen den drucklosen Tankanschluß 83 des Druckversor¬ gungsaggregats 26 abgesperrt ist und durch eine Verschiebung relativ zu dem Ventilgehäuse 37 nach links in eine Funk¬ tionsstellung bringbar ist, in welcher die bodenseitige An¬ triebskammer 33 des Stellzylinders 18 mit dem drucklosen Tankanschluß 83 des Druckversorgungsaggregats 26 verbunden und gegen den Hochdruckausgang 81 des Druckversorgungsaggre¬ gats 26 abgesperrt ist.
Das Hauptsteuerventil 16 ist bei dem zur Erläuterung gewähl¬ ten Ausführungsbeispiel, bei dem der Leistungs-Antriebszy- linder 11 als Differentialzylinder betrieben wird, dessen stangenseitige Antriebskammer 22 permanent mit dem Ausgangs¬ druck des Druckversorgungsaggregats 26 beaufschlagt ist, als 3/3-Wege-Schieberventil ausgebildet, dessen Gehäuse 86 fest mit dem Gehäuse 13 des Antriebszylinders 11 verbunden ist. Der Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16, der in der Fig. 1 durch das 3/3-Wege-Ventilsymbol repräsentiert ist und in der Fig. 2 sowie in der Fig. 3, auf deren Einzelheiten ergänzend ebenfalls verwiesen sei, in einer technisch realistischen Konfiguration des Hauptsteuerventils 16 sowie des Nachlauf¬ regelventils 19 (Fig. 2) und des Feinsteuerventils 17 (Fig. 3) dargestellt ist, ist in einer Gehäusebohrung 88 druck¬ dicht verschiebbar geführt, in die radial der P-Anschlußka- nal 89 für die Druckmittelzufuhr vom Druckversorgungsaggre¬ gat 26 und der T-Anschlußkanal 91, an dem die zum Vorratsbe¬ hälter 92 des Druckversorgungsaggregats 26 führende Rück¬ laufleitung 93 angeschlossen ist, münden. Der Steuerausgang 94 des Hauptsteuerventils 16 ist durch einen radialen Gehäu¬ sekanal gebildet, der unmittelbar an den mit ihm fluchtenden Anschlußkanal 96 anschließt, über den Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders ein¬ strömen und aus dieser wieder abfließen kann.
Der Steuerkanal 96 des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils 16 geht von einer inneren Ringnut 97 des Ventilgehäuses 86 aus, die zwischen einer Ringnut 98 des Gehäuses 86, die mit dem P-Anschluß 83 permanent in kommunizierender Verbindung steht und einer Ringnut 99 des Ventilgehäuses 86 angeordnet ist, die mit dem T-Anschlußkanal 91 in permanent kommunizierender Verbindung steht, angeordnet ist.
Der Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16 ist mit einer ersten äußeren Ringnut 101 versehen, die innerhalb des möglichen Verschiebebereiches des Ventilkolbens 87 stets in kommuni¬ zierender Verbindung mit der P-Nut 98 des Ventilgehäuses 86 bleibt und zur Einkopplung von Druck in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 durch Verschie¬ bung des Ventilkörpers 87 gemäß der Darstellung der Fig. 2 nach links in Überlappung mit dem Querschnittsbereich der zentralen Ringnut 97 des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils bringbar ist, wodurch das Hauptsteuerventil in die Funk¬ tionsstellung I gelangt, in der gleichzeitig die T-Nut 99 gegen den Steueranschlußkanal 94 des Hauptsteuerventils 16 abgesperrt ist. Desweiteren ist der Kolben 87 mit einer zweiten äußeren Ringnut 102 versehen, die innerhalb des mög¬ lichen Verschiebebereichs des Ventilkolbens 87 stets in kom¬ munizierender Verbindung mit der T-Nut 99 des Ventilgehäuses 86 des Hauptsteuerventils bleibt und durch axiale Verschie¬ bung des Ventilkolbens 87, gemäß der Darstellung der Fig. 2 nach rechts, ebenfalls in Querschnitts-Überlappung mit der zentralen Ringnut 97 des Ventilgehäuses 86 bringbar ist, wodurch Hydrauliköl aus der bodenseitigen Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 zum Vorratsbehälter 92 des Druck¬ versorgungsaggregats 26 abströmen kann. In dieser Funktions¬ stellung II des Hauptsteuerventils 16 ist die T-Nut 94 gegen den Steuerkanal 94 des Hauptsteuerventils 16 abgesperrt.
In der als Grundstellung 0 genutzten Zwischenstellung des Ventilkolbens 87 zwischen seinen Funktionsstellungen I und II ist sowohl der P-Anschlußkanal 89 als auch der T-An¬ schlußkanal 91 des Hauptsteuerventils 16 gegen dessen Steu- erausgang 94 abgesperrt, wobei in dieser Grundstellung 0 die Ringnut 97 des Ventilgehäuses 86 durch die zwischen den bei¬ den Außennuten 101,102 des Ventilkolbens 87 verbleibende Ringrippe 103 vollständig verschlossen ist und durch deren radiale Wangen 104 und 106 gebildete kolbenseitige Steuer¬ kanten 107 und 108 zu gehäuseseitigen Steuerkanten 109 und 111 (Fig. 3, 5a und 5b), die durch die kreisförmigen Über¬ gangskanten gebildet sind, mit denen die radialen Nutwangen 110 und 115 der zentralen Gehäusenut 97 an die zentrale Boh¬ rung 88 des Ventilgehäuses 86 anschließen, in positiver und dem Betrage nach etwa gleicher Überdeckung e stehen.
"Positive Überdeckung" bedeutet hierbei, daß der Ventilkol¬ ben 87, ausgehend von der Grundstellung 0 des Hauptsteuer¬ ventils 16 erst einmal um dem Betrag e der Überdeckung in axialer Richtung verschoben werden muß, bevor, je nach Ver¬ schieberichtung, der in der jeweiligen Funktionsstellung I oder II freizugebende Durchflußpfad 112 bzw. 113 sich zu öffnen beginnt und mit zunehmender weiterer Verschiebung einen zunehmenden Überströmquerschnitt freigibt.
Bevor nachfolgend weitere bauliche und funktionelle Einzel¬ heiten der Antriebseinheit 10 erläutert werden, sei zunächst auf die Funktion der bislang erweiterten Funktionselemente der Antriebseinheit 10 eingegangen:
Soll der Kolben 23 des Antriebszylinders 11, ausgehend von einer als bekannt voraussetzbaren Ausgangsposition, z.B. der in der Fig. 3 dargestellten dem vollständig eingefahrenen Zustand des Kolbens 23 entsprechenden Endstellung heraus einen Ausfahr-Hub h definierten Betrages ausführen, so muß hierzu die bodenseitige Steuerkammer 24 des Antriebszylin¬ ders 11 mit Druck beaufschlagt werden, d.h. das Hauptsteuer¬ ventil 16 so lange in seine in der Fig. 2 dargestellte Funk¬ tionsstellung I gebracht werden, bis die der Ausführung des Hubes h entsprechende Soll-Position erreicht ist und mit dem Erreichen dieser Position wieder in seine in der Fig. 3 dar¬ gestellte Grundstellung gelangt sein. Um das Hauptsteuerven¬ til 16 in diese Funktionsstellung zu bringen, bedarf es ge¬ mäß den Darstellungen der Fig. 1 bis 3 einer Verschiebung des Ventilkolbens 87 nach links, d.h. einer Druckentlastung der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18, die ihrerseits eine - einleitende - Verschiebung der Kolben 39 und 41 des Nachlaufregelventils 19 nach links erfordert, so daß das Teilventil 19'' des Nachlauf-Regelventils 19 den die Verbindung der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stell¬ zylinders 18 mit dem drucklosen Vorratsbehälter 92 des Druck¬ versorgungsaggregats vermittelnden Durchflußpfad 82 freigibt. Die dargestellte Gestaltung der Gewindespindel 48 mit Rechts¬ gewinde vorausgesetzt, wird die erforderliche Verschiebung der Ventilkolben 39 und 41 des Nachlauf-Regelventils 19 da¬ durch erreicht, daß der Schrittmotor 36, gesehen in Richtung des Pfeils 114 der Fig. 2 zu einer Rotation im Uhrzeigersinn angesteuert wird, in dem sich auch die Hohlwelle 49 dreht und dadurch wegen Ihres Gewindeeingriffes mit der Gewinde¬ spindel 48 eine Verrückung nach links erfährt, die die Ven¬ tilkolben 39 und 41 des Nachlaufregelventils 19 mit ausfüh¬ ren. Durch die hieraus resultierende Freigabe des Strömungs¬ pfades 82 des Nachlaufregelventils 19, über den nunmehr Hy¬ drauliköl aus der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stell¬ zylinders 18 abfließen kann, erfährt dessen Kolben 32 eine Verschiebung nach links, die von dem Kolben 87 des Haupt¬ steuerventils 16 mit ausgeführt wird, welches dadurch in seine Funktionsstellung I gelangt. Diese Verschiebung wird auch von dem Gehäuse 37 des Nachlaufregelventils mit ausge¬ führt, wodurch dieses gleichsam wieder in die Grunstellungen 0 seiner Teilventile 19' und 19'' zurückgeführt wird, mit der Folge, daß der Abfluß von Hydrauliköl aus der bodensei¬ tigen Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 wieder unter¬ brochen wird, wodurch der Kolben 32 des Stellzylinders 18 in einer mit einem bestimmten Öffnungsquerschnitt des freigege¬ benen Strömungspfades 112 des Hauptsteuerventils verknüpften Position stehenbleibt und mit diesem auch das Gehäuse 37 des Nachlaufregelventils 19. Mit dem Einsetzen der Auswärtsbewe¬ gung des Kolbens 23 des Antriebszylinders 11 wird über den Zahnriementrieb 53 auch die Gewindespindel 48, in Richtung des Pfeils 116 der Fig. 1 bis 3 gesehen, im Gegenuhrzeiger¬ sinn rotatorisch angetrieben. Dadurch wird die in der ein¬ leitenden Phase der Sollwert-Einsteuerung nach links ver¬ rückte Hohlwelle 49 nunmehr nach rechts gedrängt, wodurch auch die Kolben 39 und 41 des Nachlaufregelventils 19 rela¬ tiv zu dessen Gehäuse 37 nach rechts geschoben werden, mit der Folge, daß der Durchflußpfad 78 des Teilventils 19' des Nachlaufregelventils 19 geöffnet und dadurch wieder Hydrau¬ liköl in die bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellzylin¬ ders 18 verdrängt wird. Der Stellzylinder 18 wird dadurch im Sinne einer Verringerung des zuvor freigegebenen Quer¬ schnitts des Durchflußpfades 112 des Hauptsteuerventils 16 angetrieben, wodurch einerseits der Zustrom von Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 verringert wird, so daß dessen Ausfahrgeschwindigkeit abnimmt und andererseits das Gehäuse 37 des Nachlaufregel¬ ventils wieder in diejenige Richtung - nach rechts - ver¬ schoben wird, in der der Durchflußpfad 78 des Teilventils 19' des Nachlaufregelventils 19 wieder gesperrt ist und der Zustrom von Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 unterbrochen wird. Der Kolben 32 des Stellzylinders 18 bleibt danach in einer einem verrin¬ gerten Durchflußquerschnitt des weiterhin freigegebenen Strömungspfades 112 des Hauptsteuerventils 16 entsprechenden Position stehen, mit der die geringere Bewegungsgeschwindig- keit v des Antriebskolbens 23 des Hydrozylinders 11 ver¬ knüpft ist.
Die Folge hiervon ist, daß auch die Gewindespindel 48 über den Zahnriementrieb 53 nunmehr mit einer geringeren Rota¬ tionsgeschwindigkeit angetrieben wird, wobei sich, eine ei¬ ner konstanten Bewegungsgeschwindigkeit v des Antriebskol¬ bens 23 des AntriebsZylinders 11 entsprechende Sollwert-Ein- steuerung durch den Schrittmotor 36 mit konstanter Ände- rungsrate des Positions-Sollwertes vorausgesetzt, schlie߬ lich nach wenigen Regelspielen der geschilderten Art ein "eingeschwungener" Gleichgewichtszustand ergibt, in dem sich die Hohwelle 49 und die mit deren Gewinde 51 in kämmendem Eingriff stehende Gewindespindel 48 mit gleicher Winkelge¬ schwindigkeit drehen, mit der Folge, daß die Kolben 39 und 41 der beiden Teilventile 19' und 19" des Nachlaufregelven¬ tils 19 in den den Grunstellungen 0 dieser Teilventile 19' und 19'' entsprechenden Positionen verharren bzw. nur ge¬ ringfügige alternierende Auslenkungen gegenüber diesen Posi¬ tionen ausführen und der in der Grundstellung I des Haupt¬ steuerventils freigegebene Durchflußpfad 112 auf einen Öff¬ nungsquerschnitt eingestellt ist, bei dem unter dem herr¬ schenden Betriebsdruck diejenige Hydraulikölmenge in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 ein¬ strömen - und aus dessen stangenseitiger Antriebskammer 22 verdrängt werden - kann, die dem erwünschten Soll-Wert die¬ ser Geschwindigkeit entspricht.
Bei der vorausgesetzten Art der schrittmotor-gesteuerten Positions- und Geschwindigkeits-Sollwert-Vorgabe ist der Hub, den der Kolben 23 des Antriebszylinders 11 insgesamt ausführen soll, in die Anzahl der elektrischen Steuerimpulse codiert, mit denen der Schrittmotor 36 bis zur vollständigen Ausführung des Kolbenhubes angesteuert werden muß, die Ge¬ schwindigkeit, mit der der Kolben diesen Hub ausführt, in die Frequenz der AnSteuerimpulse und der Drehsinn, in dem der Schrittmotor rotiert, z.B. durch die Polarität seiner AnSteuerimpulse oder die Phasenlage zweier oder mehrerer Ansteuerimpulsfolgen zueinander, mit denen Erregerwicklungen des Schrittmotors angesteuert werden, der in einer typischen auslegung zur Ausführung einer 360° Umdrehung seiner An¬ triebswelle 44 mit 400 Schrittimpulsen angesteuert wird, die jeweils zu einer Drehung der Abtriebswelle 44 um 0,9° füh¬ ren.
Die insoweit nach Aufbau und Funktion zusammenfassend erläu¬ terte hydraulische Antriebseinheit 10 beinhaltet hiernach zwei über das Nachlaufregelventil 19 miteinander gekoppelte Regelkreise, deren einer als Nachlauf-Regelkreis für den Stellantrieb 18 und deren zweiter als Nachlauf-Regelkreis für den Antriebszylinder 11 aufzufassen sind.
Der auf den Antriebszylinder 11 wirkende Regelkreis hat hierbei eine Regelkreisverstärkung Kv, die durch die Bezie¬ hung
Figure imgf000024_0001
gegeben ist, in welcher mit v die - konstante - Bewegungsge¬ schwindigkeit des Antriebskolbens 23 im eingeschwungenen - stationären - Zustand der Regelung bezeichnet ist und mit s ein Nachlaufweg, der den "Abstand" - Unterschied - zwischen dem z.B. mittels des Schrittmotors 36 eingesteuerten Soll- Wert der Position des Kolbens 23 und deren Ist-Wert bezeich¬ net. Ein typischer Wert für die Kreisverstärkung Kv des Lei¬ stungsregelkreises ist z.B. ein Wert von 10 s_1.
Aus Gründen einer guten Stabilität der Regelung sollte die der Beziehung (1) entsprechende Kreisverstärkung unter Be¬ rücksichtigung einer stets vorhandenen Dämpfung nicht größer sein als die für den fiktiven dämpfungsfreien Fall anzuneh¬ mende Eigenfrequenz f0, die durch die Beziehung
Figure imgf000024_0002
Λ 1 (2) gegeben ist, in welcher mit c die hydraulische Steifigkeit bezeichnet ist, die im wesentlichen durch die Steifigkeit der eingeschlossenen Ölsäulen bestimmt ist, während mit m die mit dem Antriebskreis angetriebene Masse bezeichnet ist, z.B. der Pressenbär einer Presse. Aus der Beziehung (2) er¬ gibt sich andererseits, daß die Kreisverstärkung des Stell¬ antriebs 18, dessen Druckbeaufschlagung und -entlastung mit¬ tels des Nachlauf-Regelventils 19 gesteuert wird, sehr hoch sein kann, da wegen der geringen Länge der eingeschlossenen Ölsäule die hydraulische Steifigkeit dieses Regelkreises hoch ist und die zu bewegende Masse, im wesentlichen die Masse des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 gering ist. Verglichen mit dem Hauptantriebs-Regelkreis, für den eine Kreisverstärkung Kvl von 10 s-1 ein typischer Wert sein mag, ist der Nachlaufregelkreis des Stellantriebes mit einer Kreisverstärkung Kv2 betreibbar, die um einen Faktor 50 bis 100 höher sein kann als diejenige des Antriebsregelkreises.
Hierdurch ist es möglich, mit sollwertseitig geringer Ein¬ gangsleistung - im wesentlichen der elektrischen Antriebs¬ leistung des Sollwert-Vorgabe-Motors 36 hohe hydraulische Nutzleistungen zu steuern.
Zur Erläuterung des in der Fig. 1 schematisch und in der Fig. 3 in baulichen Einzelheiten wiedergegebenen Feinsteuer¬ ventils 17 sei nunmehr auch auf die Querschnittsdarstellung der Fig. 4 verwiesen, die die Anordnung der durchgehenden Bohrung 63 des Nachlaufregelventils 19, einer durchgehenden Ventilbohrung 117 des Feinsteuerventils 17 sowie zweier Kam¬ merbohrungen 118 des hydraulischen Stellantriebes 18 inner¬ halb des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 zeigt, der seinerseits von der durchgehenden Bohrung 88 des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils 16 aufgenommen ist. Die zentrale Längsachse 38 der Bohrung 63, die zentralen Längsachsen 119 der beiden Bohrungen 118 für den Stellan¬ trieb 18 und die zentrale Längsachse 121 der durchgehenden Bohrung 117 des das Gehäuse für das Nachlaufregelventil 19 und das Feinsteuerventil 17 bildenden Kolbens 87 des Haupt¬ steuerventils 16 liegen auf einem mit der zentralen Längs¬ achse 43 einer die Hohlwelle 49 der Betätigungseinrichtung 42 des Nachlaufregelventils aufnehmenden, mit dieser, abge¬ sehen von einem kleinen Spiel durchmessergleichen Längsboh¬ rung 122 konzentrischen Bohrungskreis und sind entlang des¬ selben in gleichen azimutalen Abständen von 90° angeordnet, wobei die Bohrungen 63 und 117 für das Nachlaufregelventil 19 bzw. das Feinsteuerventil 17 bezüglich der zentralen Längsachse 43 der die Hohlwelle 49 aufnehmenden zentralen Bohrung 122 einander diametral gegenüberliegend angeordnet sind, desgleichen die Bohrungen 118 für den Stellantrieb 18.
Zweck des zu dem Hauptsteuerventil 16 hydraulisch parallel geschalteten Feinsteuerventils 17 ist es, eine hohe Posi¬ tioniergenauigkeit des Leistungsantriebs-Hydromotors 11 auch dann zu ermöglichen, wenn die kolbenseitigen Steuerkanten 107 und 108 des Kolbens 87 und die gehäuseseitigen Steuer¬ kanten 109 und 111 des Hauptsteuerventils 16, gesehen in dessen Grundstellung, eine relativ große positive Über¬ deckung e haben, wie anhand der Fig. 2 und 3 vorstehend er¬ läutert und in vergrößertem Maßstab in der Fig. 5a darge¬ stellt, auf die ergänzend verwiesen sei.
Wird, ausgehend von dieser Grundstellung 0 des Hauptsteuer¬ ventils 16 dessen Kolben 87 als Folge seiner Ansteuerung über das Nachlauf-Regelventil 19 gesteuerten Betätigung in Richtung des Pfeils 114' verschoben, d.h. gemäß Fig. 5a nach links, so setzt eine zunehmende Freigabe des Strömungspfades 112 des Hauptsteuerventils 116 erst dann ein, wenn sein Kol¬ ben 87 die in der Fig. 5b, auf die ebenfalls ergänzend ver- wiesen sei, gestrichelt dargestellte Position erreicht hat, d.h. seine eine - rechte - kolbenseitige Steuerkante 108 und die rechte gehäuseseitige Steuerkante 109 einander mit der Überlappung 0 gegenüberstehend angeordnet sind. Erst durch weitere Verschiebung des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuer¬ ventils 16 wird mit zunehmendem Öffnungsquerschnitt der Strömungspfad 112 des Hauptsteuerventils, d.h. dessen Funk¬ tionsstellung I freigegeben. Eine hiermit verknüpfte Aus¬ wärtsbewegung des Kolbens 23 des Leistungsantriebs-Hydromo¬ tors 11 setzt daher in praxi erst zu demjenigen Moment ein, zu dem die Überlappung dieser beider Steuerkanten 108 und 109 negativ zu werden beginnt.
Wird, nachdem sich zwischenzeitlich durch die erläuterte Nachlaufregelung eine konstante Vorschubgeschwindigkeit des Kolbens 23 des Leistungs-Hydromotors 11 eingestellt hat, die der in der Fig. 5b in ausgezogenen Linien dargestellten Po¬ sition des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 rela¬ tiv zu seinem Gehäuse 86 entspricht, die Ansteuerung des Schrittmotors 16 mit Positions-Sollwert-Vorgabeimpulsen be¬ endet, so führt dies zu einer in Richtung des Pfeils 116' gerichteten Verschiebung des Kolbens 87 des Hauptsteuerven¬ tils 16 relativ zu seinem Ventilgehäuse 86 und damit schon dann zu einer Sperrung des in der Funktionsstellung I des Hauptsteuerventils 16 freigegebenen Strömungspfades 112, wenn die kolbenseitige Steuerkante 108 und die gehäuseseiti¬ ge Steuerkante 109 wieder in die der Überdeckung 0 entspre¬ chende, in der Fig. 5b gestrichelt eingezeichnete Position gelangt sind, mit der Folge, daß ab Erreichen dieser Posi¬ tion durch eine Bewegung des Kolbens 87 in Richtung des Pfeils 116' der Antriebskolben 23 des Leistungs-Hydromotors 11 stehen bleibt, d.h. bevor das Hauptsteuerventil 16 wieder in seine in der Fig. 5a dargestellte Grundstellung 0 gelangt ist. Die hierdurch bedingte Hysterese des Hauptsteuerventils 16 gegenüber den Funktionsstellungen 0 und I bzw. 0 und II der Teilventile 19' und 19" des Nachlaufregelventils 19 würde hinsichtlich der Endpositionen des Antriebskolbens 23 des Leistungs-Hydromotors 11 zu einer Ungenauigkeit führen, die umso größer wäre, je größer die positive Überdeckung der kolbenseitigen Steuerkanten 107 und 108 mit den gehäusesei- tigen Steuerkanten 111 und 109 in der Grundstellung des Hauptsteuerventils 16 ist.
Um eine derartige Ungenauigkeit mit dem Kolben 23 des Lei- stungs-Hydromotors 11 anfahrbarer Positionen zu vermeiden, ist das Feinsteuerventil 17 dahingehend ausgebildet, daß es einen funktionell dem Durchflußpfad 112 des Hauptsteuerven¬ tils 116 entsprechenden Durchflußpfad 112' , über den der Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 26 in die boden¬ seitige Antriebskammer 24 des Leistungs-Hydromotors 11 ein- koppelbar ist, oder einen funktioneil dem Durchflußpfad 113 des Hauptsteuerventils 16 entsprechenden Durchflußpfad 113' schon dann freigibt, wenn das HauptSteuerventil 16 zur An¬ nahme seiner Funktionsstellung I oder seiner Funktionsstel¬ lung II angesteuert wird.
Dies bedeutet, daß ventilkörperseitige Steuerkanten 124 und 126 und gehäuseseitige Steuerkanten 127 und 128 des Fein¬ steuerventils 17, durch deren Relativbewegungen entweder der eine Durchflußpfad 112' oder der andere Durchflußpfad 113' des Feinsteuerventils 17 mit veränderbarem Strömungsquer¬ schnitt freigebbar sind, in der Grundstellung des Feinsteu¬ erventils 17 die Überdeckung 0 haben müssen oder eine von 0 allenfalls geringfügig verschiedene - positive - Überdeckung haben dürfen, und daß die Grundstellungen 0 sowohl des Fein¬ steuerventils 17 als auch des Hauptsteuerventils 16 exakt, d.h. in einem weitestmöglichen Maß übereinstimmen müssen. Zu diesem Zweck ist das Feinsteuerventil 17 in Analogie zu dem Nachlaufregelventil 19 als aus zwei Teilventilen 17' und 17'' bestehend ausgebildet, die je einen der Grundform nach zylindrischen Kolben 129 bzw. 131 haben, die von der durch¬ gehenden Bohrung 117 des durch den Kolben 87 des Hauptsteu¬ erventils 16 gebildeten "Gehäuses" des Feinsteuerventils 17 aufgenommen sind.
Diese Kolben 129 und 131 haben je eine Ringnut 132 bzw. 133, deren voneinander entfernte radiale Nutwangen über die kol- benseitigen Steuerkanten 124 und 126 an die Zylindermantel¬ flächen anschließen, die druckdicht-gleitfähig von der Durchgangsbohrung 117 des das Gehäuse des Feinsteuerventils bildenden Kolbenteils des Hauptsteuer-Ventilkolbens 87 auf¬ genommen sind.
Die Kolben 129 und 131 der beiden Feinsteuer-Ventilelemente 17' und 17" werden durch eine vorgespannte, zentral ange¬ ordnete, vorgespannte Feder 134 gegen je einen Anschlagstift 136 bzw. 137 gedrängt, die koaxial mit der zentralen Längs¬ achse 121 der durchgehenden Bohrung 117 des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils angeordnet sind, der das Gehäuse des Feinsteuerventils 17 bildet. Diese Anschlagstifte 131 und 137 sind als in Gewindebohrungen des Gehäuses 86 des Haupt¬ steuerventils schraubbar geführte Stellschrauben ausgebil¬ det, mittels derer die Positionen der kolbenseitigen Steuer¬ kanten 124 und 126 der Kolben 129 und 131 des Feinsteuerven¬ tils bezüglich des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils 16 einstellbar sind. Dadurch ist es möglich, den entlang der zentralen Achse 121 der Durchgangsbohrung 117 des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 gemessenen Abstand der Steuerkan¬ ten 124 und 126 der Ventilkörper 129 und 131 der Teilventile 17' und 17" des Feinsteuerventils 17 exakt auf denjenigen Abstand einzustellen, den dessen gehäuseseitige - am beweg¬ lichen Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16 angeordnete Steu- erkanten 127 und 128 - konstruktiv bedingt voneinander haben.
Das Feinsteuerventil 17 kann daher, bei festgehaltenem Kol¬ ben 87 des Hauptsteuerventils 16, stets dahingehend justiert werden, daß die Überdeckung seiner kolbenseitigen Steuerkan¬ ten 124 und 126 mit seinen gehäuseseitigen Steuerkanten 127 und 128 0 ist oder einem beliebigen gewünschten - kleinen - Wert entspricht, wenn sich das Feinsteuerventil 17 in seiner Grundstellung befindet.
Schon allein hierdurch ist es möglich, gleichsam experimen¬ tell, d.h. durch Versuche, eine Position der Kolbenelemente 129 und 131 des Feinsteuerventils 17 zu ermitteln, der eine Grundstellung 0 des Hauptsteuerventils 16 entspricht, in der die Steuerkanten 107 und 108 seines Ventilkolbens 87 mit den für das Hauptsteuerventil maßgeblichen gehäuseseitigen Steu¬ erkanten 109 bzw. 111 dieselbe - positive - Überdeckung gleichen Betrages haben und dadurch das Feinsteuerventil 17 auf die genannte Position seiner Ventilkolben-Elemente 129 und 131 einzustellen.
Durch diese Justierbarkeit der Kolben-129 und 131 der das Feinsteuerventil 17 bildenden Teilventile 17' und 17", die ihrer Funktion nach gemeinsam gesteuerte 2/3-Wegeventile mit einer der Überdeckung 0 oder einer sehr kleinen - positiven - Überdeckung ihrer Steuerkanten 124 und 127 bzw. 126 und 128 entsprechenden Grundstellung 0, einer Durchflußstellung I und einer Sperrstellung II sind, wobei das eine Teilvenil 17' oder 17'' jeweils in seine Sperrstellung II gelangt, wenn das andere Teilventil 17" bzw. 17' in seine Durchflu߬ stellung I gelangt, wird erreicht, daß mit jeder Auslenkung des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 und der mit dieser einhergehenden Verschiebung des durch diesen Kolben 87 gebildeten Gehäuses des Feinsteuerventils 17 eine defi¬ nierte Veränderung des wirksamen Durchflußquerεchnittes ver- knüpft ist, unter den Hydrauliköl in die bodenseitige An- triebskammer 24 des Antriebshydromotors 11 hinein verdräng¬ bar ist oder aus diesem abströmen kann, und daß mit der Sperrung dieses Strömungspfades, d.h. der Stillstands-Posi¬ tion des Kolbens 23 des Antriebs-Hydromotors 11 stets eine genau definierte Position des Kolbens 87 des Hauptsteuerven¬ tils 16 sowie des Gehäuses des Feinsteuerventils 17 ver¬ knüpft ist, die durch die gehäusefeste Anordnung seiner Ven¬ tilkolben 129 und 131 vorgebbar ist. Mit der hydraulischen Antriebseinheit 10 ist daher ein sehr genaues und feinfühli¬ ges Einhalten einer vorgegebenen Position des Kolbens 23 des Hydromotors 11 mit nur geringer Steuerenergie möglich, die mittels des Schrittmotors 36 und das Nachlaufregelventil 19, wie im einzelnen schon erläutert, einsteuerbar ist.
Der in dem Gehäuse 86 hin- und herverschiebbar gelagerte Kolben 87 ist aus fertigungstechnischen Gründen zweiteilig ausgebildet und umfaßt ein äußeres, dickwandig-mantelför- miges Kolbenteil 87', das mit den kolbenseitigen P- und T- Nuten 101 und 102 versehen ist, und ein inneres, zylin- drisch-blockförmiges Kolbenteil 87", das mit der zentralen, von der Hohlwelle 49 der Betätigungseinrichtung 42 des Nach¬ laufregelventils 19 durchsetzten Durchgangsbohrung 122, der Durchgangsbohrung 63 des Nachlauf-Regelventils 19, der Durchgangsbohrung 117 des Feinsteuerventils 17 und den Kam¬ merbohrungen 118 für den Stellantrieb 18 versehen ist.
Die in den Fig. 2, 3 und 4 jeweils mit 118 bezeichneten Kam¬ merbohrungen sind als Sackbohrungen ausgebildet, die gemäß den Darstellungen der Fig. 2 und 3 von der rechten Stirnsei¬ te des inneren Kolbenteils 87" in dieses eingebracht sind. In diese Bohrungen 118 ist je ein zylindrischer Kolben 138, relativ zu dem Kolbenelement 87'' des Hauptsteuerventilkol¬ bens 87 druckdicht beweglich eingesetzt, der an einem sich entlang der zentralen Längsachse 119 der jeweiligen Bohrung 118 erstreckenden, gehäusefesten schlanken Anschlagstift 139 axial abgestützt ist.
Die durch die beiden Sackbohrungen 118 und die beiden Kolben 138 begrenzten Kammern, die über radiale Kanäle des inneren Kolbenelements 87'' und des äußeren Kolbenelements 87' in kommunizierender Verbindung mit dessen äußerer P-Nut 101 stehen, bilden insgesamt die im Betrieb der Antriebseinheit permanent unter dem Ausgangsdruck P des Druckversorgungsag¬ gregats gehaltene Antriebskammer 34 des Stellantriebes 18, die in der Fig. 1 als stangenseitige Kammer des doppelt wir¬ kenden Stell-Antriebszylinders 18 dargestellt ist.
In koaxialer Anordnung mit der zentralen Längsachse 119 der Sackbohrungen 138 sind in das innere Kolbenteil 87' des Kol¬ bens 87 des Hauptsteuerventils 16 auch von der linken Stirn¬ seite her eingebrachte Sackbohrungen 118' angebracht, in die je ein zylindrischer Kolben 138' relativ zu dem Kolbenele¬ ment 87'' druckdicht verschiebbar eingesetzt ist, der wie¬ derum an einem sich entlang der zentralen Längsachse 121 der jeweiligen Bohrung 118' erstreckenden gehäusefesten An¬ schlagstift 139' axial abgestützt ist.
Diese beiden Sackbohrungen 118' und die beiden Kolben 138', deren Querschnittfläche jeweils um den Faktor 2 größer ist als diejenige der durch die axial gegenüberliegend angeord¬ neten Sackbohrungen 118 und Kolben 138, begrenzten Kammern, die über das Nachlauf-Regelventil 19 alternativ mit dem drucklosen Vorratsbehälter 92 des Druckversorgungsaggregatε oder dessen Hochdruckausgang 81 verbindbar sind, bilden ins¬ gesamt die in der Fig. 1 als bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellantriebs 18 dargestellte Antriebskammer desselben.
Durch die geschilderte Ingetration des Nachlauf-Regelventils 19, des Feinsteuerventils 17 und des insgesamt durch zwei Kolben- und -Bohrungspaare gebildeten Stellantriebes 18 in den Kolben 87 des Hauptsteuerventils wird eine besonders raumsparende Bauweise des elektrohydraulischen Steuerteils der Antriebseinheit 10 insgesamt erzielt, die wegen der ge¬ ringen Längen der Hydrauliköl-Strömungspfade auch eine hohe hydraulische Steifigkeit ergibt und dadurch zu hohen Werten der erreichbaren Kreisverstärkung Kv beiträgt.
Die Antriebseinheit 10 ist mit einem lediglich schematisch dargestellten elektronischen Positionssensor 141 ausgerü¬ stet, dessen Ausgangssignal ein genaues Maß für Auslenkungen der Betätigungseinrichtung 42 des Nachlauf-Regelventils 19 in Richtung der zentralen Längsachse 43 der Betätigungsein¬ richtung 42 sind.
In spezieller Gestaltung ist der Positionssensor 141 durch einen fest am Gehäuse 86 des Hauptsteuerventils 16 montier¬ ten Magnetfeld-Sensor realisiert, der die Feldstärke eines an einem der Betätigungsarme 68 oder 69 des Nachlaufregel¬ ventils 19 fest montierten Permantmagneten 142 erfaßt, der so angeordnet ist, daß unter den auftretenden axialen Ver¬ rückungen der Betätigungseinrichtung 42 die Feldstärke am Ort des Magnetfeld-Sensors in sehr guter Näherung linear variiert, so daß das Ausgangssignal des Magnetfeldsensors 141 direkt dem Auslenkungshub der Betätigungseinrichtung 42, z.B. deren Hohlwelle 49 proportional ist.
Der Positionssensor 141 kann auf einfache Weise durch Auf¬ nahme seiner Weg/Ausgangssignalpegel-Kennlinie und Anfahren der Grundstellungen des Nachlauf-Regelventils 19 und des Feinsteuerventils 17 bzw. des Hauptsteuerventils 16 geeicht und zu einer fortlaufenden Bestimmung des Nachlaufweges s genutzt werden.
Alternativ oder zusätzlich zu dem die Position der Hohlwelle 49 der Betätigungseinrichtung 42 erfassenden Positionssensor 141 kann auch ein nicht dargestellter Positionsgeber vorge¬ sehen sein, der die Auslenkungen des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 relativ zu dessen Gehäuse 86 erfaßt.
In den Fig. 1 bis 5b sind bau- funktionsgleiche oder -analo¬ ge Elemente jeweils mit denselben Bezugszeichen belegt. So¬ weit in den Figuren l-5b Bezugszeichen für Elemente angege¬ ben sind, die bei der Erläuterung der jeweiligen Fig. nicht erwähnt, sondern anhand einer anderen Fig. beschrieben wor¬ den sind, soll dies den Verweis auf den diesbezüglichen Be¬ schreibungsteil beinhalten.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Antriebseinheit mit
a) einem auf hohe Antriebsleistung und dementsprechend - bedarfsweise - hohen Durchsatz von Hydrauliköl aus¬ gelegten Hydromotor als Leistungsantrieb
b) einem Hauptsteuerventil, mittels dessen ein Zustrom von unter hohem Druck stehendem Hydrauliköl zu dem Leistungsantrieb sowie der Abfluß mindestens eines Teils des dem Leistungsantrieb zugeführten Hydraulik¬ öls z.B. zum drucklosen Vorratsbehälter des Druckver¬ sorgungsaggregats steuerbar ist,
c) einem als doppelt wirkender Linearzylinder ausgebil¬ deten hydraulischen Servo-Antrieb für die Betätigung des Hauptsteuerventils und mit
d) einem zur Ansteuerung des Servo-Antriebes vorgesehe¬ nen, mit elektromotorisch gesteuerter Vorgabe des Sollwertes der Positionen und dadurch auch der Bewe¬ gungsgeschwindigkeit des beweglichen Elements des Leistungs-Hydromotors und mechanischer Rückmeldung der entsprechenden Ist-Werte arbeitenden Nachlauf-Re¬ gelventil, das bei Gleichheit von Soll- und Ist-Wert der eingesteuerten Position eine - dem Stillstand des Leistungsantriebes entsprechende - Sperrstellung ein¬ nimmt, durch die Positions-Sollwert-Vorgabe zur Ein¬ nahme den alternativen Antriebsrichtungen des Lei¬ stungs-Hydromotors zugeordneter alternativer Durch¬ flußstellungen ansteuerbar ist, in denen der jeweils wirksame Durchflußquerschnitt mit dem Betrag der Aus¬ lenkung des Ventils aus der Sperrstellung monoton va¬ riiert und durch die Positions-Ist-Wert-Rückmeldung im Sinne der Einnahme der Sperrstellung angesteuert wird, wobei
e) das Nachlauf-Regelventil und das Hauptsteuerventil als durch axiale Relativ-Verschiebungen ihrer Ventil¬ kolben und -gehäuseelemente, die entlang zueinander paralleler Achsen erfolgen, betätigbare Kolben-Schie¬ ber-Ventile ausgebildet sind und der Kolben des Haupt¬ steuerventils das Gehäuse des Nachlauf-Regelventils bildet,
gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
f) das Nachlauf-Regelventil (19) hat zwei von einer zur zentralen Längsachse (43) des Hauptsteuerventilkol¬ bens (87) parallelen, von dieser jedoch in radialem Abstand verlaufenden, durchgehenden Bohrung (63) des Hauptsteuerventilkolbens (67) aufgenommene Kolbenele¬ mente (39,41), deren axialer Abstand zur Einstellung einer definierten Überdeckung von kolbenseitigen Steuerkanten (73,74) und gehäuseseitigen, innerhalb der durchgehenden Bohrung (63) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) angeordneten Steuerkanten (76,77) des Nachlauf-Regelventils (19) einstellbar ist;
g) der Kolben (87) des Hauptsteuerventils (16) ist mit einer zentralen axialen Durchgangsbohrung (122) ver¬ sehen, durch die ein mit der Abtriebswelle (44) des Sollwert-Vorgabemotors (36) drehfest gekoppeltes, ge¬ genüber dieser und dem Kolben (87) jedoch axial ver¬ schiebbares Sollwert-Vorgabeelement (49) hindurch¬ tritt, das mit einem Ist-Wert-Rückmeldeelement (48) , das durch das bewegliche Teil (23) des Leistungs-Hy¬ dromotors (11) in formschlüssiger Korrelation mit dessen - rotatorischen oder translatorischen - Bewe¬ gungen mit gleichem Drehsinn wie das Sollwert-Vorga¬ beelement (49) rotatorisch antreibbar, jedoch axial unverschiebbar ist, in spielfreiem Gewindeeingriff steht, wodurch das Sollwert-Vorgabeelement (49) axia¬ le Auslenkungen gegenüber einer mit der Sperrstellung (0) des Nachlauf-Regelventils (19) verknüpften Mit¬ telstellung erfährt, die mit dem Unterschied zwischen Soll- und Ist-Position des beweglichen Teils (23) des Leistungs-Hydromotors (11) direkt korreliert sind und über rotatorisch gegenüber dem Sollwert-Vorgabeele¬ ment (49) entkoppelte, dessen axiale Bewegungen je¬ doch mit ausführende Betätigungselemente (68,69) die Öffnungs- und Schließbetätigungen des Nachlauf-Regel¬ ventils (19) vermitteln;
) die Antriebsdruckräume (33,34) des zur Betätigung des Hauptsteuerventils (16) vorgesehenen Servo-Antriebs
(18) sind durch in radialem Abstand von der zentralen axialen Durchgangsbohrung (122) des Kolbens (87) an¬ geordnete, zu dieser parallele Sackbohrungen (118, 118') des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) und von diesen aufgenommene, am Gehäuse (86) des Hauptsteuerventils (16) ortsfest abgestützte Kolben
(138,138') begrenzt.
Antriebseinheit nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich¬ net, daß ein zu dem HauptSteuerventil (16) hydraulisch parallel geschaltetes und zusammen mit diesem betätig¬ bares - aus seiner Grundstellung 0 in seine alternati¬ ven Funktionsstellungen (I und II) steuerbares, eben¬ falls als Kolben-Schieberventil ausgebildetes Feinsteu¬ erventil (17) vorgesehen ist, dessen gehäuseseitige und kolbenseitige Steuerkanten (124,126 und 127,128), durch deren Relativbewegungen die in den alternativen Funk- tionsstellungen wirksamen Durchflußpfade (112',113') mit zur Auslenkung seiner Kolbenelmente aus der Grund¬ stellung proportionalem Strömungsquerschnitt freigebbar sind auf eine in seiner Grundstellung vorhandene - vorzugsweise positive - Überdeckung einstellbar sind, die deutlich kleiner ist und nur 1/20 bis 1/5 der eben¬ falls positiven Überdeckung entspricht, die die funk¬ tionsentsprechenden Steuerkanten (107,108,109,111) des Hauptsteuerventils (16) in dessen Grundstellung haben.
Antriebseinheit nach Anspruch 2, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Kolbenanordnung (129,131) des Feinsteuer¬ ventils (17) zwei in einer axial durchgehenden Bohrung (117) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) druckdicht verschiebbar angeordnete Kolbenelemente (129 und 131) umfaßt, deren auf das Gehäuse (86) des Haupt¬ steuerventils (16) als Basis bezogene Position ein¬ stellbar ist.
Antriebseinheit nach Anspruch 3, dadurch gekennzeich¬ net, daß zwischen den beiden Kolbenelementen (129 und 131) des Feinsteuerventils (17) eine - geringfügig - vorgespannte Feder (134) angeordnet ist, die die Kol¬ benelemente (129,131) gegen je einen axialen Anschlag¬ stift (136 bzw. 137) drängt, deren Position in axialer Richtung einstellbar veränderbar ist.
Antriebseinheit nach Anspruch 3 oder Anspruch 4, da¬ durch gekennzeichnet, daß die beiden Kolbenelemente
(129 und 131) und die sie aufnehmenden Abschnitte der für das Feinsteuerventil (17) vorgesehenen Bohrung
(117) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) je ein 2/3-Wege-Ventil (17' und 17'') bilden, deren eines seine Sperrstellung einnimmt, wenn das andere seine Durchflußstellung einnimmt und denen dem Betrage nach jeweils gleiche positive und negative Überdeckungen ihrer Steuerkanten (124,127 und 126,128) entsprechen.
6. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 3 bis 5, da¬ durch gekennzeichnet, daß die die Kolbenelemente (129, 131) des Feinsteuerventils (17) aufnehmende Bohrung (117) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) und eine die kolbenförmigen Ventilkörper (39 und 41) des Nachlaufregelventils (19) aufnehmende durchgehende Boh¬ rung (63) des Hauptsteuerventilkolbens (87) bezüglich dessen zentraler Längsachse (43) diametral gegenüber¬ liegend angeordnet sind.
7. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 6, da¬ durch gekennzeichnet, daß der hydraulische Stellantrieb (18) ein durch alternative Druckbeaufschlagung und - entlastung mindestens einer Antriebskammer (33) axial hin- und her-verschiebbares Gehäuse hat.
8. Antriebseinheit nach Anspruch 7, dadurch gekennzeich¬ net, daß das Gehäuse des Stellantriebes (18) durch ei¬ nen Teil des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) gebildet ist.
9. Antriebseinheit nach Anspruch 8, dadurch gekennzeich¬ net, daß der Kolben (87) des Hauptsteuerventils (16) mindestens mit zwei von einander gegenüberliegenden Stirnseiten des Kolbens (87) her in diesen eingebrachte Sackbohrungen (118,118') versehen ist, in denen zur Begrenzung je einer Antriebskammer (33 und 34) je ein Kolben (138 bzw. 138') angeordnet ist, der an einem am Gehäuse (86) des Hauptsteuerventils (16) fest angeord¬ neten Anschlagstift (139 bzw. 139') axial abstützbar ist.
10. Antriebseinheit nach Anspruch 9, dadurch gekennzeich¬ net, daß die beiden Kolben (138 und 138') des Stellan¬ triebes (18) als Freikolben ausgebildet sind.
11. Antriebseinheit nach Anspruch 9 oder 10, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß zwei Bohrungs- und Kolbenpaare (118, 118',138,138') vorzugsweise gleicher Auslegung vorgese¬ hen sind, die koaxial bezüglich je einer gemeinsamen zentralen Achse (119,119') angeordnet sind.
12. Antriebseinheit nach Anspruch 11, dadurch gekennzeich¬ net, daß die beiden Bohrungsachsen (119,119') der je¬ weils ein Kolbenpaar (138,138') des Stellantriebs 818) aufnehmenden Bohrungen (118,118') des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) bezüglich dessen zentraler Längsachse (43) einander diametral gegenüberliegend angeordnet sind.
13. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 7 bis 12, da¬ durch gekennzeichnet, daß der hydraulische Stellantrieb (18) als Differentialzylinder mit Antriebsdruckräumen (33 und 34) unterschiedlicher wirksamer Querschnitts¬ fläche ausgebildet ist, wobei die der wirksamen Quer¬ schnittsfläche nach kleinere(n) Antriebskammer(n) (34) im Betrieb der Antriebseinheit (10) permanent dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats (26,92) ausgesetzt ist/sind.
14. Antriebseinheit nach Anspruch 13, dadurch gekennzeich¬ net, daß das Verhältnis fχ/f2 der wirksamen Quer¬ schnittsfläche f-^ der alternativ mit hohem Druck be¬ aufschlagbaren und druckentlastbaren Antriebskammer(n) (33) zur Fläche f2 der permanent mit dem hohen Aus¬ gangsdruck des Druckversorgungsaggregates beaufschlag¬ ten Antriebskammer(n) (34) des Stellantriebes (18) den Wert 2 hat.
15. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 14, da¬ durch gekennzeichnet, daß der Kolben (87) des Haupt¬ steuerventils (16) zweiteilig ausgebildet ist mit einem äußeren, hülsenförmigen Kolbenteil (87'), an dem äuße¬ re, die kolbenseitigen Steuerkanten (107 und 108) bil¬ dende Ringnuten (102 und 101) angeordnet sind und mit einem druckdicht und fest in das hülsenförmige Kolben¬ teil (87') eingesetzten, der Grundform nach kreiszy¬ lindrischen blockförmigen Kern (87"), in dem die axial durchgehenen Bohrungen (63 und/oder 117) für das Nach¬ laufregelventil (19) und/oder das Feinsteuerventil (17) angeordnet sind sowie gegebenenfalls die Sackbohrungen für die Antriebskammern (33 und 34) des Stellzylinders (18) und eine zentrale durchgehende Bohrung (122) zur Aufnahme der Betätigungseinrichtung (42) des Nachlauf- Regelventils (19) angeordnet ist/sind.
16. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 15, da¬ durch gekennzeichnet, daß ein elektronischer oder elek- tro echanischer Positionssensor (141,142) vorgesehen ist, der ein mindestens für die Grundstellung des Hauptsteuerventils (16) charakteristisches elektrisches Ausgangssignal erzeugt.
17. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 16, da¬ durch gekennzeichnet, daß ein Positionssensor (141,142) vorgesehen ist, der ein für die Position des Betäti¬ gungsgliedes (49,68,69) des Nachlaufregelventils (19) charakteristisches Ausgangssignal erzeugt, das in vor¬ zugsweise monotoner Relation mit der Position des Betä¬ tigungsgliedes variiert, und/oder ein Positionssensor, der ein für die Position des Kolbens (87) des Haupt¬ steuerventils (16) charakteristisches und in eindeuti- ger Korrelation mit dieser varierendes elektrisches Ausgangssignal erzeugt.
18. Antriebseinheit nach Anspruch 16 oder 17, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß der Positionssensor als ortsfest an¬ geordneter Magnetfeldsensor (141) ausgebildet ist, der die Magnetfeldänderung erfaßt, die aus der Bewegung eines mit dem positionsüberwachten Element fest verbun¬ denen Permantentmagneten (142) resultiert.
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