WO2000068578A1 - Vorrichtung zur umwandlung von pneumatischer energie in hydraulische energie - Google Patents

Vorrichtung zur umwandlung von pneumatischer energie in hydraulische energie Download PDF

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WO2000068578A1
WO2000068578A1 PCT/AT2000/000119 AT0000119W WO0068578A1 WO 2000068578 A1 WO2000068578 A1 WO 2000068578A1 AT 0000119 W AT0000119 W AT 0000119W WO 0068578 A1 WO0068578 A1 WO 0068578A1
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pressure
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PCT/AT2000/000119
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Markus Preinfalk
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Tcg Unitech Aktiengesellschaft
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    • F15B2211/71—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders

Definitions

  • the present invention relates to a device for converting pneumatic energy into hydraulic energy according to the preamble of claim 1.
  • Piston machines which are designed to relax the compressed air and to convey a hydraulic medium in order to supply a corresponding drive.
  • the pressure of the compressed air drops continuously during a single working stroke.
  • constant pressure is required in the hydraulic circuit. If, therefore, the cross-sectional area of the pistons and the mechanical transmission ratio between them are set up in such a way that the pressure force applied to the pneumatic piston is still sufficient at the end of the working stroke of the pneumatic piston to move the hydraulic piston, then the corresponding one at the beginning of the working stroke depends on the one used Pressure levels many times larger. This excess pressure is basically unusable and ultimately lost.
  • circuits and devices described above are complex and yet can only increase the efficiency within certain limits, since losses also occur when pressure multipliers are used, which are caused by the differences between the pressure levels and the pressures actually present.
  • the object of the present invention is to avoid these disadvantages and to provide a device of the type described above which has a high degree of efficiency with a simple structure.
  • the gear arrangement Has gear ratio, which is different depending on the position of the pistons. It is essential to the present invention that the pneumatic piston and the hydraulic piston are not directly coupled to one another, but are connected by a gear arrangement which has a variable transmission ratio. This means that a displacement of the pneumatic piston by a certain distance depending on the position of the pneumatic piston causes a displacement of the hydraulic piston to a different extent.
  • the transmission ratio is determined as possible so that the pressure falling during the expansion of the pneumatic medium is compensated.
  • the transmission ratio decreases continuously with increasing working stroke of the pneumatic piston, it being large in the area of the top dead center of the pneumatic piston and small in the area of the bottom dead center of the pneumatic piston. In this way it can be ensured that during the entire working stroke the force exerted on the hydraulic piston via the gear arrangement is greater than the counterforce exerted on it by the hydraulic medium under the system pressure, so that the device can function continuously. On the other hand, the difference between these forces is kept as small as possible in order to minimize the losses.
  • an adjusting device is provided for changing the gear ratio of the gear arrangement.
  • the falling system pressure in the pneumatic circuit can also be taken into account when pneumatic medium such as compressed air is increasingly removed.
  • the gear arrangement comprises a lever which is connected on the one hand to the pneumatic piston and on the other hand to the hydraulic piston.
  • a particularly good adaptation to the pressure curve is possible in that the lever is connected to the pneumatic piston via a sliding guide.
  • the effective lever arms that determine the transmission ratio are determined by the design of the geometry of the sliding surface.
  • a roller guide can also be used, in which a rolling element, which is fastened to the piston rod, rolls on a corresponding surface on the lever.
  • a rolling movement of the lever on a correspondingly shaped counter surface is also possible if the pressures that occur are mastered.
  • a pneumatic piston is connected to two levers, each of which is connected to a hydraulic piston.
  • the stability is particularly increased in that the levers are interlocked in the area of the sliding surfaces.
  • an adjusting device which is designed as a mechanism for displacing the pivot point of the lever. det. In this W ⁇ else also adapting to the falling pressure can be easily made in the pneumatic system.
  • FIG. 1 schematically shows the basic structure of the present invention
  • FIG. 2 shows a diagram for explaining the pressure curve and the gear ratio in a first embodiment of the invention
  • FIGS. 3 and 4 show an embodiment of the invention in a partial side section
  • Fig. 5 is a view of the embodiment of Fig. 3 and 4
  • Fig. 6 is a circuit diagram of a device according to the invention
  • Fig. 7 is a diagram for explaining the pressure curve and the gear ratio in such an embodiment of the invention
  • Fig. 8 is a schematic diagram the structure of this embodiment variant
  • FIG. 9 schematically shows a further embodiment variant of the invention.
  • the 1 shows a pneumatic cylinder 1 with a pneumatic piston 2 arranged movably therein.
  • the pneumatic cylinder 1 is supported on a joint 3.
  • the piston rod 4 of the pneumatic piston 2 is connected to a two-armed lever 6 via a joint 5.
  • a hydraulic cylinder 7 with a hydraulic piston 8 movably arranged therein is supported in an analogous manner via a joint 9.
  • a piston rod 10 of the hydraulic piston 8 is connected to the lever 6 via a joint 11.
  • the pressure of the pneumatic medium in the pneumatic cylinder 1 exerts a force on the left lever arm 6a of the lever 6 which essentially corresponds to the product of the pressure and the cross-sectional area of the pneumatic piston 2.
  • a moment is generated on the lever 6, which is supported at point 13, which corresponds to the product of this force with the effective distance a.
  • the second lever arm 6b of the lever 6 is inclined relative to the imaginary extension of the lever arm 6a by an angle ⁇ which is approximately 20 ° to 30 °.
  • a force is exerted on the hydraulic piston 8 in the joint 11 which corresponds to the torque described above broken by the effective length b of the lever arm 6b.
  • the pressure exerted on the hydraulic medium in the hydraulic cylinder 7 corresponds to this force broken by the cross-sectional area of the hydraulic piston 8.
  • Fig. 1 the lever arrangement is shown approximately in a central position. It is clear that at the beginning of the working stroke of the pneumatic piston 2 the lever arm 6b is approximately horizontal, and thus the transmission ratio i, which is proportional to b / a, is large. In the course of the working stroke of the pneumatic piston 2 from top dead center to bottom dead center, the effective length b of the lever arm 6b becomes increasingly smaller, while the effective length a is only subjected to a slight change. In the area of bottom dead center, the effective length b becomes very small, so that the transmission ratio i also becomes very small.
  • the mode of operation of the invention is explained in the simplest case of a one-stage relaxation using a diagram.
  • the piston is on the horizontal axis applied s of the pneumatic piston 2.
  • the pressure p in the pneumatic cylinder 1 or the transmission ratio i are plotted on the vertical axis, wherein i, as explained above, is defined as a differential change in the path of the hydraulic piston 8 broken by a differential change in the position of the pneumatic piston 2.
  • the upper curve drawn in solid lines in FIG. 2 is labeled 100 and represents the pressure curve in the pneumatic piston 2 during the working cycle.
  • a valve (not shown) is opened and the pneumatic cylinder 1 is connected to a compressed air source which has a first working pressure p t provides.
  • This connection remains in a first section of the work cycle until the pneumatic piston 2 is at a point s. Therefore, between the top dead center and s, the working pressure pl is in the pneumatic cylinder 1. In the case of a compressed air powered vehicle, this could be the maximum pressure of the pressure vessel of 300 bar.
  • the connection to the pressure vessel is interrupted and the pneumatic medium is further expanded.
  • the point S 1 is chosen so that the pressure p e is present in the bottom dead center UT of the pneumatic piston 2, which corresponds to a lower system pressure of, for example, 15 bar.
  • the lower curve 110 drawn in solid lines represents the pressure curve when the pressure p in the pressure vessel has dropped to the pressure p 2 .
  • the connection of the pneumatic cylinder 1 to the pressure vessel is maintained longer, namely up to point s 2 .
  • This point is selected such that the pressure p e is also reached in the bottom dead center UT during the subsequent relaxation.
  • the transmission ratio i is plotted over the path s of the pneumatic piston 2.
  • the scale is chosen so that the required pressure in the hydraulic cylinder 7 is reached when the respective point on the curve 120 lies above the corresponding point on the curve 100. It can be seen from the illustration in FIG. 2 that the course of the transmission ratio i (curve 120) is adapted to the pressure course corresponding to curve 100 so that the hydraulic pressure is always reached or exceeded, but the extent of the exceeding remains limited.
  • a further curve 130 for the transmission ratio i is plotted below curve 120, which curve is designed for the pressure curve in accordance with curve 110.
  • This transmission ratio can be realized by displacing the pivot point 13 of the lever 6 in such a way that the lever arm 6a becomes longer and the lever arm 6b becomes shorter.
  • a double-acting pneumatic cylinder la is connected as a low-pressure cylinder to two high-pressure cylinders lb and lc.
  • the pneumatic cylinder la is with a piston 2a Mistake. which has a piston rod 4, via which it is connected to pistons 2b and 2c, not shown in FIG. 3.
  • sliding blocks 15 are pivotally arranged.
  • the sliding blocks 15 are supported on sliding surfaces 17 of two levers 16.
  • a hydraulic cylinder 7 is attached to each of the levers 16.
  • 3 shows the state of the device at the top dead center of the pneumatic pistons 2a, 2b, 2c. It can be seen that the effective length a on the pneumatic side is small compared to the effective length b on the hydraulic side. Therefore, the gear ratio i is large.
  • 4 shows the state at the bottom dead center of the pneumatic pistons 2a, 2b, 2c.
  • the sliding blocks 15 are already at the end of the sliding surface 17, so that the effective length a on the pneumatic side is large. As a result, the transmission ratio i is small.
  • the characteristic shown in FIG. 2 is achieved in this way.
  • the course of the transmission ratio can be optimally adapted to the respective circumstances by a corresponding curvature of the sliding surface and the other design of the geometry of the lever 16.
  • an adjusting device 18 is shown with an adjusting motor 18a, with which the pivot point 13 of the lever 16 can be moved. In this way, it is possible to change the course of the transmission ratio i, for example to get from curve 120 in FIG. 2 to curve 130.
  • FIG. 6 shows a basic circuit diagram for the device according to the invention.
  • Compressed air is taken from a compressed air tank 20 and supplied to the pneumatic cylinders 1b and 1c and subsequently also to la via pneumatic control valves (not shown).
  • the hydraulic cylinders 7 are actuated via the arrangement of the levers 16 already described above. These are connected via hydraulic lines 21 to a rectifier circuit 22, which consists of four check valves 23. Minor pressure fluctuations are collected in a high-pressure expansion tank 24 and a low-pressure expansion tank 25.
  • a hydraulic working machine such as e.g. a hydraulic motor.
  • Fig. 8 the circuit of the above embodiment is shown in more detail on the pneumatic side.
  • Compressed air is alternately applied to first spaces 32b, 32c of the high-pressure cylinders 1b and 1c via connections 30b and 30c, which have switching valves (not shown).
  • a further space 31b of the cylinder 1b behind the piston 2b communicates with the first space 32c of the high-pressure cylinder 1c via a connection (not shown) in the piston rod 4.
  • the same applies to a space 31c behind the piston 2c which is only indicated in FIG. 8 and which is connected to the first space 32b of the cylinder 1b. 8 shows a position in which the movement of the pistons 2a, 2b, 2c to the right begins.
  • Compressed air is introduced into the first space 32b of the cylinder 1b and flow into the space 31c of the cylinder lc via the piston rod 4. This pushes the pistons 2b and 2c to the right.
  • the further space 31b of the cylinder 1b is connected to the cylinder 1a via a valve 33b which is actuated via a switching element 34b.
  • there is compressed air in this space 31b which is under an average pressure of, for example, 80 bar.
  • the piston 2a is pressed to the right, as a result of which an additional force is exerted on the piston rod 4.
  • the cylinder 2a is designed so that its contents have a predetermined minimum pressure of, for example, 15 bar at the end of a working stroke.
  • the relaxed compressed air is pushed out via valves 35b, 35c, which are actuated via switching elements 36b, 36c.
  • FIG. 7 shows the force F exerted on the piston rod 4 in a diagram.
  • the force F is the sum of the forces exerted on the pistons 2a, 2b, 2c, which in turn can be derived from the product of the respective cross-sectional area and the applied pressure.
  • Curve 200 represents the course of the force at full storage pressure. Up to point s, the curve runs flat, since a constant pressure is present on the high-pressure side of piston 3b or 3c, as has been explained in connection with FIG. 2 . Overall, however, the force k decreases since the force exerted on the piston 2a decreases in proportion to the pressure in the cylinder la. Between point s and UT, curve 200 initially falls more steeply. The curve 210 applies to a lower outlet pressure and meets the curve 200 at the point s 2 and from there runs essentially the same to UT.
  • lever 6 has a rolling surface 41 which rolls on a fixed surface 40.
  • the effective lever arms can be changed so that the corresponding transmission ratios are achieved.
  • the device according to the invention it is possible to convert the pressure of a pneumatic medium in a piston machine in such a way that a constant working pressure can be achieved in a corresponding hydraulic circuit. Losses can be largely avoided by optimally adapting the gear ratio and the corresponding pressures. The use of pressure multipliers and the like is not necessary. It is obvious that the device of the type described above can also be used for a multi-stage expansion of the hydraulic medium. As a result, the pressure levels can be reduced and heat can be added to the pneumatic medium between the levels in order to reduce the losses due to non-isothermal expansion.

Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Umwandlung von pneumatischer Energie in hydraulische Energie mit mindestens einem Pneumatikzylinder (1) zur Entspannung eines unter Druck stehenden Gases und mit mindestens einem Hydraulikzylinder (7), der in einem Hydraulikkreislauf angeordnet ist, wobei der Pneumatikzylinder (1) und der Hydraulikzylinder (7) durch eine Getriebeanordnung miteinander verbunden sind, die einen im Pneumatikzylinder (1) angeordneten Pneumatikkolben (2) mit einem im Hydraulikzylinder (1) angeordneten Hydraulikkolben (8) koppelt. Eine Verbesserung des Wirkungsgrades kann dadurch erreicht werden, daß die Getriebeanordnung ein Übersetzungsverhältnis (i) aufweist, das in Abhängigkeit von der Stellung der Kolben (2, 8) unterschiedlich ist.

Description

Vorrichtung zur Umwandlung von pneumatischer Energie in hydraulische Energie
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Umwandlung von pneumatischer Energie in hydraulische Energie gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1.
In einer Vielzahl von Anwendungsbereichen besteht das Bedürfnis, die Energie eines unter Druck stehenden Gases dazu zu verwenden, einem Hydraulikkreislauf Energie zuzuführen. Druckluft ist beispielsweise als Energiespeicher für Fahrzeuge sehr gut geeignet. Für den Antrieb von Fahrzeugen sind jedoch Hydraulikmotoren besser geeignet als Pneumatikmotoren, so daß eine Umwandlung der pneumatischen Energie in hydraulische Energie notwendig ist.
Es sind Kolbenmaschinen bekannt, die dazu ausgebildet sind, die Druckluft zu entspannen und ein Hydraulikmedium zu fördern, um damit einen entsprechenden Antrieb zu versorgen. Bei einer solchen Umwandlung treten jedoch verschiedene Probleme auf. Zum einen sinkt der Druck der Druckluft während eines einzelnen Arbeitshubes kontinuierlich ab. Im Hydraulikkreislauf ist jedoch ein konstanter Druck erforderlich. Wenn daher die Querschnittsfläche der Kolben und die mechanische Übersetzung zwischen ihnen so eingerichtet wird, daß die am Pneumatikkolben anliegende Druckkraft auch am Ende des Arbeitshubes des Pneumatikkolbens noch ausreicht, um den Hydraulikkolben zu bewegen, dann ist die entsprechende am Beginn des Arbeitshubes je nach den verwendeten Druckniveaus um ein Vielfaches größer. Diese überschüssige Druckkraft ist im Grunde nicht nutzbar und letztlich verloren. Um diese Probleme zu mildern, sind mehrstufige Druckmultiplikatoren vorgeschlagen worden, die es ermöglichen, einen schwankenden Hydraulikdruck zuzulassen, so daß die entsprechenden Drücke wenigstens in Stufen aneinander angepaßt werden können. Andererseits besteht beim Betrieb eines Fahrzeugs, dessen Antriebsenergie in Druckluftflaschen gespeichert ist, das Problem, daß mit zunehmender Fahrstrecke der Druck in den Vorratsbehältern absinkt. Da es in Hinblick auf die Fahrleistungen unerwünscht ist, den Druck im Hydrauliksystem ebenfalls absinken zu lassen, sind auch hier Maßnahmen, wie etwa Druckmultiplikatoren, erforderlich, um die Funktion eines solchen Antriebs auch bei absinkendem Pneumatikdruck sicherzustellen.
Die oben beschriebenen Schaltungen und Vorrichtungen sind aufwendig und können dennoch den Wirkungsgrad nur in gewissen Grenzen anheben, da auch bei der Verwendung von Druckmultiplikatoren Verluste auftreten, die durch die Unterschiede zwischen den Druckstufen und den tatsächlich vorliegenden Drücken bedingt sind.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden und eine Vorrichtung der oben beschriebenen Art zu schaffen, die bei einem einfachen Aufbau einen hohen Wirkungsgrad aufweist. Erfindungsgemäß ist vorgesehen, daß die Getriebeanordnung ein Übersetzungsverhältnis aufweist, das in Abhängigkeit von der Stellung der Kolben unterschiedlich ist. Wesentlich an der vorliegenden Erfindung ist, daß der Pneumatikkolben und der Hydraulikkolben nicht direkt miteinander gekoppelt sind, sondern durch eine Getriebeanordnung verbunden sind, die ein veränderliches Übersetzungsverhältnis aufweist. Dies bedeutet, daß eine Verschiebung des Pneumatikkolbens um eine bestimmte Wegstrecke in Abhängigkeit von der jeweiligen Stellung des Pneumatikkolbens eine Verschiebung des Hydraulikkolbens in jeweils unterschiedlichem Ausmaß bewirkt. Das Übersetzungsverhältnis wird dabei möglichst so festgelegt, daß der während der Entspannung des Pneumatikmediums absinkende Druck kompensiert wird. Vorzugsweise ist daher vorgesehen, daß das Übersetzungsverhältnis mit zunehmendem Arbeitshub des Pneumatikkolbens kontinuierlich abnimmt, wobei es im Bereich des oberen Totpunkts des Pneumatikkolbens groß und im Bereich des unteren Totpunkts des Pneumatikkolbens klein ist. Auf diese Weise kann sichergestellt werden, daß während des gesamten Arbeitshubs die über die Getriebeanordnung auf den Hydraulikkolben ausgeübte Kraft größer ist als die Gegenkraft, die von dem unter dem Systemdruck stehenden Hydraulikmedium auf ihn ausgeübt wird, so daß eine kontinuierliche Funktion der Vorrichtung möglich ist. Andererseits wird der Unterschied zwischen diesen Kräften möglichst klein gehalten, um die Verluste zu minimieren.
In einer besonders begünstigten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, daß eine VerStelleinrichtung zur Änderung des Übersetzungsverhältnisses der Getriebeanordnung vorgesehen ist. Auf diese Weise kann auch der abfallende Systemdruck im Pneumatikkreislauf berücksichtigt werden, wenn zunehmend Pneumatikmedium wie etwa Druckluft entnommen wird.
Als besonders einfache und konstruktiv günstige Lösung hat es sich herausgestellt, wenn die Getriebeanordnung einen Hebel umfaßt, der einerseits mit dem Pneumatikkolben und andererseits mit dem Hydraulikkolben in Verbindung steht. Dabei ist eine besonders gute Anpassung an den Druckverlauf dadurch möglich, daß der Hebel mit dem Pneumatikkolben über eine Gleitführung verbunden ist. Durch die Gestaltung der Geometrie der Gleitfläche werden die jeweils wirksamen Hebelarme festgelegt, die das Übersetzungsverhältnis bestimmen. Anstelle einer Gleitführung kann auch eine Rollenfuhrung eingesetzt werden, bei der ein Wälzkörper, der an der Kolbenstange befestigt ist, auf einer entsprechenden Fläche am Hebel abrollt. Alternativ zu diesen Lösungen ist auch eine Abrollbewegung des Hebels auf einer entsprechend geformten Gegenfläche möglich, wenn die auftretenden Pressungen beherrscht werden.
Das Auftreten seitlicher Kräfte an Gleitführungen kann weitgehend dadurch vermindert werden, daß ein Pneumatikkolben mit zwei Hebeln in Verbindung steht, die jeweils mit einem Hydraulikkolben in Verbindung stehen. Dabei wird die Stabilität insbesonders dadurch erhöht, daß die Hebel im Bereich der Gleitflächen miteinander verzahnt sind.
In Zusammenhang mit der obigen Ausführung ist es günstig, wenn eine Versteileinrichtung vorgesehen ist, die als Mechanismus zur Verschiebung des Drehpunkts des Hebels ausgebil- det ist. Auf diese Wτeise kann auch die Anpassung an den abfallenden Druck im Pneumatiksystem leicht vorgenommen werden.
In der Folge wird die vorliegende Erfindung anhand der in den Figuren dargestellten Ausfuhrungsbeispiele näher erläutert. Es zeigen die Fig. 1 schematisch den grundsätzlichen Aufbau der vorliegenden Erfindung, die Fig. 2 ein Diagramm zur Erläuterung des Druckverlaufs und des Übersetzungsverhältnisses bei einer ersten Ausführungsvariante der Erfindung, die Fig. 3 und 4 eine Ausführungsvariante der Erfindung in einem seitlichen Teilschnitt, die Fig. 5 eine Ansicht der Ausführungsvariante von Fig. 3 und 4, die Fig. 6 ein Schaltungsdiagramm einer erfindungsgemäßen Vorrichtung, die Fig. 7 ein Diagramm zur Erläuterung des Druckverlaufs und des Übersetzungsverhältnisses bei einer solchen Ausführungsvariante der Erfindung, die Fig. 8 eine Prinzipskizze des Aufbaus dieser Ausführungsvariante und die Fig. 9 schematisch eine weitere Ausfuhrungsvariante der Erfindung.
Die Fig. 1 zeigt einen Pneumatikzylinder 1 mit einem darin beweglich angeordneten Pneumatikkolben 2. Der Pneumatikzylinder 1 ist an einem Gelenk 3 abgestützt. Die Kolbenstange 4 des Pneumatikkolbens 2 ist über ein Gelenk 5 mit einem zweiarmigen Hebel 6 verbunden.
Ein Hydraulikzylinder 7 mit einem darin beweglich angeordneten Hydraulikkolben 8 ist in analoger Weise über ein Gelenk 9 abgestützt. Eine Kolbenstange 10 des Hydraulikkolbens 8 ist über ein Gelenk 1 1 mit dem Hebel 6 verbunden.
Der Druck des Pneumatikmediums im Pneumatikzylinder 1 übt auf den linken Hebelarm 6a des Hebels 6 eine Kraft aus, die im wesentlichen dem Produkt aus dem Druck und der Quer- schnittsfläche des Pneumatikkolbens 2 entspricht. Dadurch wird an dem Hebel 6, der im Punkt 13 abgestützt ist, ein Moment erzeugt, das dem Produkt dieser Kraft mit dem wirksamen Abstand a entspricht. Der zweite Hebelarm 6b des Hebels 6 ist gegenüber der gedachten Verlängerung des Hebelarms 6a um einen Winkel α geneigt, der etwa 20° bis 30° beträgt. In dem Gelenk 1 1 wird eine Kraft auf den Hydraulikkolben 8 ausgeübt, die dem oben beschriebenen Moment gebrochen durch die wirksame Länge b des Hebelarms 6b entspricht. Der auf das Hydraulikmedium im Hydraulikzylinder 7 ausgeübte Druck entspricht dieser Kraft gebrochen durch die Querschnittsfläche des Hydraulikkolbens 8.
In der Fig. 1 ist die Hebelanordnung etwa in einer Mittelstellung gezeigt. Es ist einsichtig, daß am Beginn des Arbeitshubes des Pneumatikkolbens 2 der Hebelarm 6b etwa waagrecht ist, und somit das Übersetzungsverhältnis i, das proportional b/a ist, groß ist. Im Zuge des Arbeitstaktes des Pneumatikkolbens 2 vom oberen Totpunkt zum unteren Totpunkt wird die wirksame Länge b des Hebelarms 6b zunehmend kleiner, während die wirksame Länge a nur einer geringen Veränderung unterworfen ist. Im Bereich des unteren Totpunkts wird die wirksame Länge b sehr klein, so daß das Übersetzungsverhältnis i ebenfalls sehr klein wird.
In der Fig. 2 wird anhand eines Diagramms die Wirkungsweise der Erfindung im einfachsten Fall einer einstufigen Entspannung erklärt. Auf der waagrechten Achse ist dabei der Kolben- weg s des Pneumatikkolbens 2 aufgetragen. Auf der senkrechten Achse sind der Druck p im Pneumatikzylinder 1 bzw. das Übersetzungsverhältnis i aufgetragen, wobei i, wie oben erklärt, als differentielle Wegänderung des Hydraulikkolbens 8 gebrochen durch eine differen- tielle Wegänderung des Pneumatikkolbens 2 definiert ist.
Die obere in durchgezogenen Linien gezeichnete Kurve in Fig. 2 ist mit 100 bezeichnet und stellt den Druckverlauf im Pneumatikkolben 2 während des Arbeitstaktes dar. Im oberen Totpunkt OT wird ein nicht dargestelltes Ventil geöffnet und der Pneumatikzylinder 1 mit einer Druckluftquelle verbunden, die einen ersten Arbeitsdruck pt zur Verfügung stellt. Diese Verbindung bleibt in einem ersten Abschnitt des Arbeitstaktes aufrecht, bis sich der Pneumatikkolben 2 an einem Punkt s, befindet. Daher liegt zwischen dem oberen Totpunkt und s, der Arbeitsdruck pl im Pneumatikzylinder 1 vor. Im Falle eines druckluftbetriebenen Fahrzeuges könnte dies der maximale Druck des Druckbehälters von 300 bar sein. In dem vorbestimmten Punkt s, wird die Verbindung mit dem Druckbehälter unterbrochen und das Pneumatikmedium wird weiter entspannt. Der Punkt S 1 ist dabei so gewählt, daß im unteren Totpunkt UT des Pneumatikkolbens 2 der Druck pe vorliegt, der einem unteren Systemdruck von beispielsweise 15 bar entspricht.
Die untere in durchgezogenen Linien gezeichnete Kurve 1 10 stellt den Druckverlauf dar, wenn der Druck p im Druckbehälter auf den Druck p2 abgesunken ist. In einem solchen Fall wird die Verbindung des Pneumatikzylinders 1 mit dem Druckbehälter länger aufrecht erhalten, nämlich bis zum Punkt s2. Dieser Punkt ist so gewählt, daß bei der nachfolgenden Entspannung ebenfalls im unteren Totpunkt UT etwa der Druck pe erreicht wird.
In der oberen Kurve 120, die mit unterbrochenen Linien gezeichnet ist, ist das Übersetzungsverhältnis i über den Weg s des Pneumatikkolbens 2 aufgetragen. Der Maßstab ist dabei so gewählt, daß der erforderliche Druck im Hydraulikzylinder 7 dann erreicht wird, wenn der jeweilige Punkt auf der Kurve 120 über dem entsprechenden Punkt auf der Kurve 100 liegt. Aus der Darstellung der Fig. 2 ist ersichtlich, daß der Verlauf des Übersetzungsverhältnisses i (Kurve 120) dem Druckverlauf entsprechend der Kurve 100 so angepaßt ist, daß der Hydraulikdruck stets erreicht oder überschritten wird, das Ausmaß der Überschreitung jedoch begrenzt bleibt.
Unterhalb der Kurve 120 ist eine weitere Kurve 130 für das Übersetzungsverhältnis i aufgetragen, das für den Druckverlauf entsprechend der Kurve 1 10 ausgebildet ist. Dieses Übersetzungsverhältnis kann realisiert werden, indem der Drehpunkt 13 des Hebels 6 so verschoben wird, daß der Hebelarm 6a länger wird und der Hebelarm 6b kürzer wird.
In den Fig. 3 und 4 ist eine konstruktive Ausfuhrungsform einer Ausführungsvariante der erfindungsgemäßen Vorrichtung dargestellt. Dabei ist zur zweistufigen Entspannung der Druckluft ein doppeltwirkender Pneumatikzylinder la als Niederdruckzylinder zwei Hochdruckzylindern lb und lc nachgeschaltet. Der Pneumatikzylinder la ist mit einem Kolben 2a versehen. der eine Kolbenstange 4 aufweist, über die er mit in der Fig. 3 nicht dargestellten Kolben 2b und 2c in Verbindung steht.
An einem Ende der Kolbenstange 4 sind Gleitsteine 15 schwenkbar angeordnet. Die Gleitsteine 15 stützen sich auf Gleitflächen 17 zweier Hebel 16 ab. An dem Hebel 16 ist jeweils ein Hydraulikzylinder 7 befestigt. In der Fig. 3 ist der Zustand der Vorrichtung im oberen Totpunkt der Pneumatikkolben 2a, 2b, 2c dargestellt. Es ist ersichtlich, daß die wirksame Länge a auf der Pneumatikseite klein ist gegenüber der wirksamen Länge b auf der Hydraulikseite. Daher ist das Übersetzungsverhältnis i groß. In der Fig. 4 ist der Zustand im unteren Totpunkt der Pneumatikkolben 2a, 2b, 2c dargestellt. Die Gleitsteine 15 befinden sich dabei bereits am Ende der Gleitfläche 17, so daß die wirksame Länge a auf der Pneumatikseite groß ist. Dadurch ist das Übersetzungsverhältnis i klein. Auf diese Weise wird die in der Fig. 2 dargestellte Charakteristik erreicht. Durch eine entsprechende Krümmung der Gleitfläche und die sonstige Ausbildung der Geometrie des Hebels 16 kann der Verlauf des Übersetzungsverhältnisses optimal an die jeweiligen Gegebenheiten angepaßt werden.
Weiters ist in den Fig. 3 und 4 eine VerStelleinrichtung 18 mit einem Verstellmotor 18a gezeigt, mit der der Drehpunkt 13 des Hebels 16 verschoben werden kann. Auf diese Weise ist es möglich, den Verlauf des Übersetzungsverhältnisses i zu verändern, um so beispielsweise von der Kurve 120 der Fig. 2 auf die Kurve 130 zu kommen.
In der Fig. 5 ist ein verzahnter Bereich 19 ersichtlich, in dem die Hebel 16 miteinander eingreifen. Auf diese Weise wird eine besondere Stabilität der Vorrichtung erreicht.
In der Fig. 6 ist ein grundsätzliches Schaltungsdiagramm für die erfindungsgemäße Vorrichtung dargestellt. Aus einem Druckluftbehälter 20 wird Druckluft entnommen und über nicht dargestellte Steuerventile den Pneumatikzylindern lb und lc und in der Folge auch la zugeführt. Über die oben bereits beschriebene Anordnung der Hebel 16 werden die Hydraulikzylinder 7 betätigt. Diese stehen über Hydraulikleitungen 21 mit einer Gleichrichterschaltung 22 in Verbindung, die aus vier Rückschlagventilen 23 besteht. Geringfügige Druckschwankungen werden in einem Hochdruckausgleichsbehälter 24 und einem Niederdruckausgleichsbehälter 25 aufgefangen. Mit 26 ist schematisch eine hydraulische Arbeitsmaschine, wie z.B. ein Hydraulikmotor, bezeichnet.
In der Fig. 8 ist die Schaltung der obigen Ausführungsvariante auf der Pneumatikseite näher dargestellt. Über Anschlüsse 30b und 30c, die nicht dargestellte Schaltventile aufweisen, werden erste Räume 32b, 32c der Hochdruckzylinder lb bzw. lc abwechselnd mit Druckluft beaufschlagt. Über eine nicht dargestellte Verbindung in der Kolbenstange 4 steht ein weiterer Raum 31b des Zylinders lb hinter dem Kolben 2b mit dem ersten Raum 32c des Hochdruckzylinders lc in Verbindung. Gleiches gilt für einen in der Fig. 8 nur angedeuteten Raum 31c hinter dem Kolben 2c, der mit dem ersten Raum 32b des Zylinders lb in Verbindung steht. In der Fig. 8 ist eine Stellung gezeigt, in der die Bewegung der Kolben 2a, 2b, 2c nach rechts beginnt. Über den Anschluß 30b wird Druckluft in den ersten Raum 32b des Zylinders lb und über die Kolbenstange 4 in den Raum 31c des Zylinders lc einströmen gelassen. Dadurch werden die Kolben 2b und 2c nach rechts gedrückt. Gleichzeitig wird über ein Ventil 33b, das über ein Schaltorgan 34b betätigt wird, der weitere Raum 31b des Zylinders lb mit dem Zylinder la verbunden. In diesem Raum 31b liegt zu diesem Zeitpunkt Druckluft vor, die unter einem mittleren Druck von beispielsweise 80 bar steht. Dadurch wird der Kolben 2a nach rechts gedrückt, wodurch eine zusätzliche Kraft auf die Kolbenstange 4 ausgeübt wird. Der Zylinder 2a ist so ausgelegt, daß sein Inhalt am Ende eines Arbeitshubes einen vorbestimmten Minimaldruck von beispielsweise 15 bar aufweist. Über Ventile 35b, 35c, die über Schaltorgane 36b, 36c betätigt werden, wird die entspannte Druckluft ausgeschoben.
In der Fig. 7 ist in einem Diagramm der Verlauf der auf die Kolbenstange 4 ausgeübten Kraft F dargestellt. Die Kraft F ist die Summe der auf die Kolben 2a, 2b, 2c ausgeübten Kräfte, die wiederum aus dem Produkt des jeweiligen Querschnittsfläche und dem anliegenden Druck ableitbar sind. Die Kurve 200 stellt den Verlauf der Kraft bei vollem Speicherdruck dar. Bis zum Punkt s, verläuft die Kurve flach, da auf der Hochdruckseite des Kolbens 3b bzw. 3c ein konstante Druck anliegt, wie dies in Zusammenhang mit der Fig. 2 erklärt worden ist. Insgesamt nimmt die Kraft k jedoch ab, da die auf den Kolben 2a ausgeübte Kraft proportional zum Druck im Zylinder la abnimmt. Zwischen dem Punkt s, und UT fällt die Kurve 200 zunächst steiler ab. Die Kurve 210 gilt für einen geringeren Ausgangsdruck und trifft in dem Punkt s2 die Kurve 200 und verläuft von da an im wesentlichen gleich bis UT.
Durch die Entspannung in zwei Stufen kann eine geringere Belastung der Schaltelemente erreicht werden, so daß eine robustere und kostengünstigere Ausführung möglich ist.
In der Fig. 9 ist eine weitere mögliche Ausfuhrungsvariante der Erfindung dargestellt. Unterschiedlich zu der Ausführungsvariante der Fig. 1 ist, daß der Hebel 6 eine Abrollfläche 41 aufweist, die auf einer festen Fläche 40 abrollt. Durch die Gestaltung der Flächen 40 und 41 können die wirksamen Hebelarme so verändert werden, daß die entsprechenden Übersetzungsverhältnisse erreicht werden.
Mit der erfindungsgemäßen Vorrichtung ist es möglich, in einer Kolbenmaschine den Druck eines Pneumatikmediums so umzusetzen, daß in einem entsprechenden Hydraulikkreislauf ein konstanter Arbeitsdruck erzielbar ist. Durch die optimale Anpassung des Übersetzungsverhältnisses und der entsprechenden Drücke können Verluste weitgehend vermieden werden. Der Einsatz von Druckmultiplikatoren und dgl. ist nicht erforderlich. Es ist offensichtlich, daß die Vorrichtung der oben beschriebenen Art auch für eine mehrstufige Entspannung des Hydraulikmediums einsetzbar ist. Dadurch können die Druckstufungen verringert werden und es kann zwischen den Stufen dem Pneumatikmedium Wärme zugeführt werden, um die Verluste zufolge einer nicht isothermen Entspannung zu verringern.

Claims

P A T E N T A N S P R U C H E
1. Vorrichtung zur Umwandlung von pneumatischer Energie in hydraulische Energie mit mindestens einem Pneumatikzylinder (1, la, lb, lc) zur Entspannung eines unter Druck stehenden Gases und mit mindestens einem Hydraulikzylinder (7), der in einem Hydraulikkreislauf angeordnet ist. wobei der Pneumatikzylinder (1) und der Hydraulikzylinder (7) durch eine Getriebeanordnung miteinander verbunden sind, die einen im Pneumatikzylinder (1, la, lb. lc) angeordneten Pneumatikkolben (2, 2a, 2b, 2c) mit einem im Hydraulikzylinder (7) angeordneten Hydraulikkolben (8) koppelt, dadurch gekennzeichnet, daß die Getriebeanordnung ein Übersetzungsverhältnis (i) aufweist, das in Abhängigkeit von der Stellung der Kolben (2, 2a, 2b, 2c; 8) unterschiedlich ist.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Übersetzungsverhältnis (i) mit zunehmendem Arbeitshub des Pneumatikkolbens (2, 2a. 2b, 2c) kontinuierlich abnimmt, wobei es im Bereich des oberen Totpunkts (OT) des Pneumatikkolbens (2, 2a, 2b, 2c) groß und im Bereich des unteren Totpunkts (UT) des Pneumatikkolbens (2, 2a, 2b, 2c) klein ist.
3. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß eine VerStelleinrichtung (18) zur Änderung des Übersetzungsverhältnisses (i) der Getriebeanordnung vorgesehen ist.
4. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Getriebeanordnung einen Hebel (6, 16) umfaßt, der einerseits mit dem Pneumatikkolben (2, 2a, 2b, 2c) und andererseits mit dem Hydraulikkolben (8) in Verbindung steht.
5. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Hebel (16) mit dem Pneumatikkolben (2, 2a, 2b, 2c) über eine Gleitführung (17) verbunden ist.
6. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Hebel (16) mit dem Pneumatikkolben (2, 2a, 2b, 2c) über eine Rollenführung verbunden ist.
7. Vorrichtung nach einem Ansprüche 4 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein Pneuma- tikkolben (2, 2a, 2b, 2c) mit zwei Hebeln (16) in Verbindung steht, die jeweils mit einem Hydraulikkolben (8) in Verbindung stehen.
8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Hebel (16) im Bereich der Gleitflächen ( 17) miteinander verzahnt sind.
9. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß eine Verstell einrichtung (18) vorgesehen ist, die als Mechanismus zur Verschiebung des Drehpunkts (13) des Hebels (16) ausgebildet ist.
0. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9. dadurch gekennzeichnet, daß zwei oder mehr Pneumatikkolben (2a, 2b, 2c) zur mehrstufigen Entspannung des Pneumatikmediums fest miteinander verbunden sind.
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