WO2003068653A2 - Vorrichtung zur steuerung und/oder regelung eines aufzugs - Google Patents

Vorrichtung zur steuerung und/oder regelung eines aufzugs Download PDF

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WO2003068653A2
WO2003068653A2 PCT/CH2003/000083 CH0300083W WO03068653A2 WO 2003068653 A2 WO2003068653 A2 WO 2003068653A2 CH 0300083 W CH0300083 W CH 0300083W WO 03068653 A2 WO03068653 A2 WO 03068653A2
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Inventor
Daniel Moser
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Bucher Hydraulics Ag
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Publication date
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66B—ELEVATORS; ESCALATORS OR MOVING WALKWAYS
    • B66B1/00—Control systems of elevators in general
    • B66B1/24—Control systems with regulation, i.e. with retroactive action, for influencing travelling speed, acceleration, or deceleration
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66B—ELEVATORS; ESCALATORS OR MOVING WALKWAYS
    • B66B9/00—Kinds or types of lifts in, or associated with, buildings or other structures
    • B66B9/04—Kinds or types of lifts in, or associated with, buildings or other structures actuated pneumatically or hydraulically

Definitions

  • the invention relates to a device for controlling and / or regulating an elevator according to the preamble of claim 1.
  • Elevator car is connected, is driven by an electric motor, and those with a hydraulic drive.
  • EP 0 631 976 A2 shows an example of the first type
  • WO 99/32388 AI an example of the second type.
  • the compressibility problem is even greater.
  • the counterweight is often dimensioned so that it corresponds to the weight of the cabin with half the payload.
  • the hydraulic column is loaded either under tension or pressure, depending on whether the effective weight of the cabin is greater or less than the weight of the cabin with half the payload. The compressibility of the hydraulic oil is greatest in this area.
  • a hydraulic elevator is also known from DE-Al-196 01 724, the control device for the working cylinder of which has a position controller, a pressure controller and a speed controller.
  • the position controller acts on the one hand directly on a variable displacement pump and on the other hand on the speed and pressure regulator, which are both also acted upon by other elements of the control device, so that a complex control algorithm results.
  • the pressure regulator or the speed regulator acts on a proportional valve, which is important for controlling the flow of the hydraulic oil. At the moment of switching, discontinuities in the control cannot be ruled out.
  • the flow of the hydraulic oil is also influenced by the variable displacement pump.
  • the solution only concerns hydraulic lifts.
  • the invention is therefore based on the object of eliminating the problem of deflection in a simple and safe manner by control technology, regardless of the type of elevator.
  • FIG. 1 shows a hydraulic diagram of an elevator
  • Fig. 2 is a diagram of a control and regulating device
  • Fig. 3 shows such a scheme with advantageous features.
  • the reference numeral 1 denotes a car of an elevator, which can be moved by a hydraulic drive 2.
  • the power transmission from the hydraulic drive 2 to the cabin 1 takes place in a known manner by means of a rope 3, which is deflected via a roller 5 attached to the hydraulic drive 2.
  • One end of the rope 3 is fastened to a building part 4, but can also be fastened to the guide rails (not shown) for the cabin 1.
  • Known deviating arrangements of rope 3 and rollers 5 are possible, as are hydraulic drives of different design, such as pull and push cylinders.
  • FIG. 1 shows only one example.
  • the direct drive of the cabin 1 by the hydraulic drive as shown for example in WO 98/34868 AI, is also possible.
  • the hydraulic drive 2 consists of a cylinder 6, in which a piston 8 fastened to a piston rod 7 can be moved.
  • the end of the piston rod 7 opposite the piston 8 carries the roller 5.
  • the interior of the cylinder 6 is divided by the piston 8 into a first pressure chamber 9 and a second pressure chamber 10.
  • the drive 2 of the exemplary embodiment shown is a so-called plunger cylinder, in which the two pressure chambers 9 and 10 are connected. So there is no seal on the piston 8 against the inner wall of the cylinder 6. At the point where the piston rod 7 emerges from the hydraulic drive 2, there is a seal so that the pressure chamber 10 is sealed.
  • the hydraulically effective cross section corresponds to the cross section of the piston rod 7.
  • a cylinder line 11 is connected to the first pressure chamber 9 and connects this pressure chamber 9 to a cylinder line shut-off valve 12.
  • This cylinder line shut-off valve 12 is an electrically controllable OPEN-CLOSE valve, for example a solenoid valve.
  • the cylinder line shutoff valve 12, on the other hand, is connected to a pump 13, which is driven by an electric motor 14.
  • a storage line shut-off valve 15 is connected, which is also an electrically controllable OPEN-CLOSE valve.
  • This storage line shut-off valve 15 is followed by a storage line 16 which leads to a pressure accumulator 17 which consists of at least one pressure accumulator 17.1.
  • shown is a further pressure accumulator 17.2, which is connected in parallel to the first pressure accumulator 17.1.
  • the number of pressure accumulators 17.1, 17.2, 17.n contained in the pressure accumulator 17 advantageously depends, for example, on the required storage volume, which is related to the maximum distance to be covered by the cabin 1. The larger the maximum possible path, the more
  • Pressure accumulators 17.1, 17.2, 17.n are contained in the pressure accumulator 17. Both bladder accumulators and piston accumulators can be considered as pressure accumulators 17.
  • a branch of the storage line 16 leads to a charge pump 18 which is driven by an electric motor 19.
  • the charge pump 18 is also connected to a tank 21 via a tank line 20. Hydraulic oil can be conveyed from the tank 21 into the pressure accumulator 17 by means of the charge pump 18.
  • the electric motor 19 driving the charge pump 18 is advantageously automatically controlled by a pressure switch 22.
  • the pressure switch 22 rests on the storage line 16, thus detects its pressure, which is denoted by Ps.
  • the pressure switch 22 switches the electric motor 19 on, so that the charging pump 18 then pumps hydraulic oil from the tank 21 into the pressure accumulator 17, as a result of which the pressure P s is increased until the pressure P s reaches a predetermined upper value, after which the charge pump 18 is then switched off again.
  • the charge pump 18 must therefore only run when the pressure P s in the pressure accumulator 17 is too low.
  • the pressure Ps can drop on the one hand because of unavoidable leakage losses via the charge pump 18, and on the other hand due to a drop in the temperature of the hydraulic oil due to environmental influences. If the temperature of the hydraulic oil rises as a result of such environmental influences, the pressure P s increases . Since such a temperature increase never happens very quickly, it would not be necessary for this reason to provide a pressure relief valve between the pressure accumulator 17 and the tank 21, through which hydraulic oil increases in the pressure P s in the
  • Tank 20 can be drained.
  • the leakage losses of the charge pump 18 are sufficient in themselves to prevent the pressure P s from increasing too much. Nevertheless, such a pressure relief valve can be present for safety reasons.
  • a check valve 23 is advantageously arranged between the charge pump 18 and the pressure accumulator 17. This check valve 23 prevents leakage through the charge pump 18. Then the already mentioned pressure relief valve is definitely necessary.
  • Other safety-relevant system parts such as pipe burst protection and are not drawn and described Emergency release because such elements are not relevant to the essence of the invention.
  • the pressure accumulator 17 is a bubble or a piston accumulator. Its pressure Ps changes as a function of the movement of the cabin 1. However, this does not have a disadvantageous effect on the control or regulation of the path and speed of the cabin 1. The control of the path and speed of the cabin 1 is carried out by the control device.
  • the predetermined values at which the pressure switch 22 switches the electric motor 19 on or off can advantageously be changeable by a control and regulating device 25.
  • a pressure Pz prevails in the cylinder line 11, which corresponds to the pressure in the first pressure chamber 9 of the hydraulic drive 2. This pressure correlates with the load of the cabin 1.
  • the electrical drive energy required to operate the pump 13 for the motor 14 driving the pump 13 accordingly correlates with the pressure difference P z - P s when the pump 13 pumps hydraulic oil from the pressure accumulator 17 into the hydraulic drive 2, or with the pressure difference Ps - Pz when the pump 13 pumps hydraulic oil from the hydraulic drive 2 to the pressure accumulator 17.
  • the pressure difference Ps - Pz or P z - Ps can be negative, so that the pump 13 is then driven by the pressure difference in turn.
  • the motor 14 can act as a generator, as is already known. So that such energy recovery is advantageously possible, the motor 14 is operated in a known manner by a power divider 24, which is a frequency converter, for example.
  • the power divider 24 is controlled by the control and regulating device 25 controlled, which in turn receives commands from an elevator control, not shown here. Only one control line 26 is shown, via which the commands are transmitted from the control panels of the elevator system to the control and regulating device 25.
  • the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15, both controllable by the control and regulating device 25, are closed. They are therefore not activated when the cabin 1 is at a standstill.
  • the control device 25 opens the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15 and the motor 14 operates in its first direction of rotation so that the pump 13 hydraulic oil from the pressure chamber 9 into the pressure accumulator 17 promotes.
  • the pressure difference Ps - Pz- acts on the pump 13.
  • a control valve is not necessary, there is no corresponding pressure loss. This has a positive effect on the overall efficiency, thus enabling the elevator to be operated in an energy-saving manner.
  • control and regulating device 25 also opens the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15 and operates the motor 14 in its second direction of rotation so that the pump 13 hydraulic oil from the pressure accumulator 17 into the Pressure room 9 promotes.
  • the pressure difference P z - Ps- acts on the pump 13. At the same time, this means that electrical energy for operating the motor 14 only has to be used as long as the pressure Ps is less than the pressure P z .
  • tank 21 can be small. It actually only serves to absorb a differential amount of hydraulic oil that corresponds to the leakage losses. These leakage losses can flow through a leakage line 30 into the tank 21.
  • the pressure Pz in the cylinder line 11 can be detected with the aid of a load pressure sensor 31. It is transmitted to the control and regulating device 25.
  • the pressure switch 22 already mentioned evaluates the pressure Ps in the storage line 16.
  • the pressure switch 22 also contains the functionality of a pressure sensor.
  • the pressure in the storage line 16 determined by him is also transmitted to the control and regulating device 25.
  • the control and regulating device 25 thus knows the two pressures Pz and Ps and is thus able to take these pressures into account when controlling or regulating the elevator.
  • the hydraulic circuit described has the remarkable advantage that no proportionally pilot-controllable valve is required to operate the hydraulic elevator. Many conventional hydraulic elevator systems have separate pilot-controllable valves for ascending and descending. This solution avoids this effort.
  • the control chain is therefore also very simple and clear, because the speed of the cabin 1 is controlled or regulated only by means of a single element, namely by means of the motor 14.
  • the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15 must be open when the elevator is operating, namely when the car 1 is moving. If the cabin 1 is to be moved from a standstill, the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15 must be opened. This operating situation, ie the opening of the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15, is critical with regard to the pressure conditions and requires special measures for control. The reasons for this are explained below. When the cabin 1 is at a standstill, the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15 are closed.
  • the pressure Pz is present on the cylinder line shut-off valve 12 on the side facing the drive 2, and the pressure Ps on the storage line shut-off valve 15 on the side facing the pressure accumulator 17.
  • the pressure at the other connections, that is to say those at the pump 13 facing is not clearly defined. After a long standstill of the cabin 1, the pressure has decreased due to the leakage losses of the pump 13. On the one hand, a previously existing pressure difference between the two sides of the pump 13 has decreased, so that the same pressure prevails at the connections of the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15 facing the pump 13.
  • the pressure has decreased due to the hydraulic oil flowing out through the leakage line 30 into the tank 21, in the extreme case almost completely, so that only a pressure prevails within the pump 13 and at its two connections to the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15 which is hardly different from the atmospheric pressure.
  • the existing means such as pump 13, motor 14, pressure switch 22, power divider 24 and the control and regulating device 25 are also used to avoid the sudden pressure changes. However, this is not the subject of the present invention and is therefore not described here.
  • the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15 are closed and the electric motor 14 of the pump 13 is at a standstill. If the cabin 1 is to start moving, the electric motor 14 of the pump 13 is activated in a first method step controlled so that it builds up a pressure at the pump-side connection of the storage line shut-off valve 15. This pressure build-up occurs in that the motor 14 and pump 13 rotate slowly in the direction of rotation that hydraulic oil is pumped towards the storage line shut-off valve 15. However, the amount of hydraulic oil delivered is minimal because the cylinder line shutoff valve 12 and the storage line shutoff valve 15 are closed. Nevertheless, the desired pressure build-up takes place.
  • the motor 14 is driven only for a very short time. This time period is referred to as the first compensation time tAi. It has been shown that a running time of approximately 100 to 300 msec at a reduced speed n red is sufficient to build up a pressure which corresponds approximately to the pressure Ps in the storage line 16. If the storage line shut-off valve 15 is now opened in a second method step, there is no sudden change in pressure, so that the problem described above does not exist when the storage line shut-off valve 15 is opened.
  • the motor 14 and thus also the pump 13 stop again.
  • the motor 14 remains magnetized, which is achieved by the control unit 25 controlling the power controller 24 accordingly.
  • the pump 13 is thereby able to absorb torque without starting to rotate.
  • the pressure Ps in the storage line 16 is present on the side of the pump 13 facing the storage line shut-off valve 15, while a more or less undefined pressure prevails on the side of the pump 13 facing the cylinder line shut-off valve 12, which pressure originally exists
  • the initial state was hardly different from the atmospheric pressure and was then reduced indefinitely by the running of the motors 14 for the duration of the compensation time tAi.
  • the length of time during which the motor 14 remains magnetized without rotating is referred to as the second compensation time t A2 .
  • the pressure difference between the two sides of the pump 13 can now decrease, which is a consequence of the internal leakage losses within the pump 13. It has been shown that this second compensation time t A2 should be approximately 200 msec.
  • the pressure on the side of the cylinder line shutoff valve 12 facing the pump 13 now corresponds approximately to the pressure Ps in the storage line 16, while on the other side of the cylinder line shutoff valve 12 the pressure Pz in the Cylinder line 11 prevails. Since the pressures Ps and Pz are of the same order of magnitude, the cylinder line shut-off valve 12 can now be opened without there being an abrupt change in pressure of such a magnitude that problems caused by pressure surges and noises arise.
  • the compensation time t A3 can be approximately 200 msec, but is not really necessary.
  • FIG. 2 shows an inventive scheme of the control and regulating device 25. It should be emphasized here that this embodiment according to the invention is very suitable with regard to the hydraulic circuit of FIG. 1, but is not limited to the application together with this hydraulic circuit. Rather, the control and regulating device 25 according to the invention can be used in all conceivable hydraulic circuits and, moreover, also in cable lifts. Does that happen
  • the previously mentioned elevator control which is now provided with the reference number 40, supplies information to the control and regulating device 25 via the control line 26 about the destination.
  • the control and regulating device 25 receives the information about the actual position of the cabin 1 (FIG. 1), specifically from a position encoder 41.
  • This is advantageously an incremental encoder of high resolution, for example an absolute value encoder with a step size of 0.25 mm.
  • the control and regulating device 25 receives information from the load pressure sensor 31 if it is a hydraulic elevator.
  • the power controller 24 is connected to the control and regulating device 25 and acts on the pump 13 (FIG. 1) via the electric motor 14 (FIG. 1), in the case of a cable lift on its motor. As already described, this controls the travel of the cabin 1 (FIG. 1).
  • the control and regulating device 25 also controls the two switching valves, namely the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15.
  • the control and regulating device 25 contains a position controller 42. This is followed by a further controller 43 which, as indicated in FIG. 2, can consist of individual stages 43.1 and 43.2. Its output acts on the power divider 24. Part of the control and regulating device 25 is also a driving curve generator 45 and a speed sensor 46.
  • the speed sensor 46 calculates the speed of the car 1 in a known manner from the change in the position of the car 1 over time
  • Driving curve generator 45 which at the same time contains the control control, generates a target value for the position to be reached from the travel destination supplied by the elevator control 40 and delivers this to the input of the position controller 42.
  • the position controller 42 designed as a PID controller can thus be used with the Generate control deviation correlating signal and deliver it to the downstream further controller 43.
  • This downstream further controller 43 also receives the actual speed v st from the speed sensor 46 and the target speed vs 0 u and the target acceleration bs 0 n from the driving curve generator 45.
  • the position controller 42 generates an actuating signal for the further controller 43 from the actual position value Posi st supplied by the position transmitter 41 and the setpoint position value Poss o ii supplied by the driving curve generator 45, which generates this actuating command when generating the actuating command for the power controller 24 considered. According to the invention, this also takes place when the cabin 1 (FIG. 1) is at a standstill, that is to say not only during travel control.
  • the controller 43 does not have to regulate the difference between the target speed vs 0 n and the actual speed v actual , so that it only responds to the command from the position controller 42. If, when the cabin 1 (FIG. 1) is at a standstill, its load changes as a result of passengers boarding or alighting and / or loading or unloading, a change in location would result in itself due to the compressibility of the hydraulic oil or because of the changing rope load the cabin 1 occur. However, this is immediately recognized by position controller 42 and corrected by it. The object of the invention is thus achieved in a very simple manner without the need for additional elements.
  • the two switching valves namely the cylinder line shut-off valve 12 and the storage line shut-off valve 15, are only closed when the cabin 1 is at a standstill if all cabin entrances are closed.
  • the two switching valves 12, 15 must be open.
  • the solution according to the invention is at the same time a measure for preventing accidents.
  • the controller 43 in the exemplary embodiment the controller 43.2 contained therein, has the signal of the load pressure sensor 31 available, a correction of the deflection per se would also be possible on the basis of the pressure change to be detected with the load pressure sensor 31, because a change in the load also leads to a change in pressure.
  • Such a conceivable solution is also very imprecise, because the resolution of the load pressure sensor 31 is much worse than the resolution of the position sensor 41.
  • such a conceivable solution does not take into account that the compressibility of the hydraulic oil is not constant, but is pressure-dependent on the one hand and temperature-dependent on the other ,
  • the solution according to the invention offers a much better quality of the regulation of the deflection due to the compressibility of the hydraulic oil.
  • it is in the range of less than 1 mm. This ensures that there is no disadvantage compared to cable-driven elevators with regard to the deflection by changing the load on the car 1.
  • FIG. 3 shows a detailed diagram of the control and regulating device 25, in which the same elements as shown in FIG. 2 are shown, and also a number of advantageous embodiments are shown.
  • the basic structure of the position controller 42 and the further controller 43 connected downstream is the same.
  • the position controller 42 is supplied with the actual and setpoint values of the position of the cabin 1 (FIG. 1), namely the actual position value Pos ⁇ st , which comes from the position transmitter 41, at the “-” input, and the position setpoint Possoii, the from the driving curve generator 45 comes to the "+" input.
  • the position controller 42 is a PID controller that can be parameterized, which is indicated in FIG. 3 by an arrow with an arrow Para.
  • the parameter or parameters originate from the driving curve generator 45, where this value or these values are stored. This is indicated on the driving curve generator 45 by an arrow Para pointing outwards.
  • the output of the position controller 42 which supplies the positioning command of the position controller 42, does not lead directly to an input of the downstream controller 43, but to a first input of a control element 50 for the downstream controller 43 3 between the output of the position controller 42 and the first input of a
  • Control element 50 shown switching element 51 is temporarily not considered here. This is an optionally available element according to a further advantageous embodiment, which will be described later.
  • the control element 50 is supplied with the target speed vs 0 n at a second input.
  • the controller 50 internally includes a multiplier 50M and a summer 50S. In the multiplier 50M the multiplier 50M the
  • controller 43 can regulate with a larger proportional component and a smaller integral component, as a result of which it responds faster on the one hand and also the The tendency to overshoot and undershoot is significantly reduced. This improves control stability. This measure is particularly advantageous because this is a control chain of the two controllers, position controller 42 and controller 43, wherein controller 43, as shown in FIG. 2, can itself consist of a chain of controllers 43.1, 43.2. With two or more controllers connected in series, the risk of instability is much greater.
  • This switching element 51 can switch the forwarding of the control command generated by the position controller 42 on and off.
  • the switching element 51 is controlled by a comparator 58.
  • the current actual position value Pos actual and a target position for starting the position control, which is designated as Possoiistart, are on the input side.
  • the output signal of the comparator 58 is either "high” or "low”, which means that the switching element 51 driven with this output signal is switched on or off.
  • the position controller 42 can be active in all phases of the operation of the elevator. But this is not necessary. If the car 1 (FIG. 1) starts to move after a standstill, first with an acceleration phase which then changes to constant travel, the position of the car 1 need not be regulated at all. It is sufficient to drive the cabin 1 solely on the basis of the target values for speed and acceleration, namely
  • Target acceleration bs o ii and target speed vs 0 ⁇ to regulate. Only when the cabin 1 approaches its destination does it really take into account the position of the cabin 1. It is therefore advantageous to take the control command generated by the position controller 42 into account in the cruise control only when the cabin 1 is approaching its destination.
  • the target position Possoiistart for the start of the position control is a position value that describes the position of the cabin 1 at which the deceleration phase is to begin.
  • the comparator 58 switches on the switching element 51. From this moment on, the control command of the position controller 42 is taken into account when regulating the travel of the cabin 1.
  • the stopping position of the cabin 1 (FIG.
  • the invention enables the cabin (1) to be entered directly into a stopping position, regardless of whether the elevator is an electrically operated cable elevator or a hydraulic elevator.
  • the hydraulic scheme is also irrelevant. For example, it is applicable to hydraulic elevators according to WO 99/32388 AI, where a single control valve 28 is to be controlled in addition to the power divider 24. In the same way it can be used in hydraulic elevators in which there are separate control valves for the lifting and lowering movements. In such a case, a second control valve 28 ′ is actuated in addition to the control valve 28.
  • the power divider 24 is controlled in such a way that it compensates for the movement of the cabin 1 resulting from the loading or unloading of the cabin 1. This includes that it also changes the direction of rotation of the electric motor 14 if a load occurs after relieving the load on the cabin 1, which is regularly the case when people first leave the cabin 1 and then people again the cabin 1 at a stop position to enter.
  • the invention enables an extremely simple solution to master the problem of deflection by changing the load on the cabin 1 in elevators of any design.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Steuervorrichtung für einen hydraulischen Aufzug. Erfindungsgemäß enthält die Steuervorrichtung einen Positionsregler (42) , der aufgrund eines von einem Positionsgeber (41) generierten Positions-Istwert PosIst und einem von einem Fahrkurven-Generator (45) gelieferten Positions-Sollwert PosSoll ein Stellsignal erzeugt, das auf den Leistungssteller (24) wirkt. Damit wird erreicht, daß die Einfederung der Kabine (1) durch Laständerung, die infolge der Kompressibilität des Hydrauliköls oder infolge Längenänderung des Seite auftreten würde, vom Positionsregler 42 ausregelbar ist.Durch die Erfindung kann auf zusätzliche Aggregate zum Ausgleich der kompressibilitätsbedingten Einfederung bei hydraulischen Aufzügen verzichtet werden. Bei Seilaufzügen ist sie gleichfalls anwendbar.

Description

Vorrichtung zur Steuerung und/oder Regelung eines Aufzugs
Die Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung zur Steuerung und/oder Regelung eines Aufzugs gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Bei Aufzügen unterscheidet man grundsätzlich zwei Bauarten, nämlich sogenannte Seilaufzüge, bei denen eine Seiltrommel, über die ein Seil läuft, mit dem die
Aufzugskabine verbunden ist, mittels eines elektrischen Motors angetrieben wird, und solche mit einem hydraulischen Antrieb.
EP 0 631 976 A2 zeigt ein Beispiel für die erstgenannte Bauart, WO 99/32388 AI ein Beispiel für die zweitgenannte Bauart.
Grundsätzlich besteht bei beiden Bauarten das Problem, daß die Aufzugskabine bei einem Stillstand an einer Halteposition ihre Position etwas ändert, wenn sich die Belastung der Aufzugskabine ändert. Bei Aufzügen der erstgenannten Bauart ändert sich die Belastung des Seils und entsprechend der zunehmenden oder abnehmenden Belastung ändert sich die Länge des Seils infolge seiner durch den Elastizitätsmodul gegebenen Elastizität. Bei Aufzügen der zweitgenannten Bauart kommt die Elastizität der hydraulischen Säule hinzu. Hier spielt vor allem die Kompressibilität des Hydrauliköls eine große Rolle.
Die Firma Fluidon Gesellschaft für Fluidtechnik mbH hat im Oktober 2001 unter www.fluidon.com auf eine Lösung hingewiesen, die als deutsche Patentanmeldung 100 36 646.5 eingereicht worden ist, aber noch nicht publiziert war. Das bestehende Problem bei hydraulischen Aufzügen, nämlich die Einfederung unter Last infolge der Kompressibilität der Druckflüssigkeit, wird danach dadurch gelöst, daß aus dem gemessenen Druckverlauf in einem Verdrängervolumen des Antriebs der Kompressionsvolumenstrom berechnet wird. Mittels eines kleinen, sehr dynamischen Kolbenantriebs, der an den Verdrängerraum angeschlossen ist, wird dieser Volumenstrom ausgeglichen. Der zur Verhinderung der Einfederung nötige Aufwand ist erheblich.
Aus WO 00/46138 AI und der daraus hervorgegangenen US-A-6, 142,259 ist bekannt, daß aus der Regelabweichung des Druckverlaufs in der Zylinderleitung gegenüber einer Soll-Fahrkurve Stellbefehle für eine Steuerventileinheit zur Regelung der Fahrt an sich erzeugt werden können. Diese Druckänderungen während der Fahrt sind aber kaum durch die Kompressibilität verursacht.
Der Fachmann kann somit zur Überzeugung kommen, daß zwischen diesen beiden Lösungen ein gewisser Widerspruch besteht.
Bei einer Bauart gemäß WO 99/32388 AI ist das Kompressibilitätsproblem noch größer. Hier ist aus Gründen der Energieersparnis das Gegengewicht oft so bemessen, das es dem Gewicht der Kabine mit halber Nutzlast entspricht. Hier wird die hydraulische Säule entweder auf Zug oder auf Druck belastet, je nach dem, ob das effektive Gewicht der Kabine größer oder kleiner ist als das Gewicht der Kabine mit halber Nutzlast. In diesem Bereich ist die Kompressibilität des Hydrauliköls am größten.
Aus DE-Al-196 01 724 ist außerdem ein hydraulischer Aufzug bekannt, dessen Steuereinrichtung für den Arbeitszylinder einen Positionsregler, einen Druckregler und einen Geschwindigkeitsregler aufweist. Der Positionsregler wirkt einerseits direkt auf eine Verstellpumpe und andererseits auf den Geschwindigkeits- und den Druckregler, die aber beide auch von anderen Elementen der Steuereinrichtung beaufschlagt werden, so daß sich ein komplexer Steueralgorithmus ergibt. Je nach Betriebszustand wirkt der Druckregler oder der Geschwindigkeitsregler auf ein Proportionalventil, das für die Steuerung des Flusses des Hydrauliköls bedeutsam ist. Im Moment des Umschaltens sind Unstetigkeiten der Regelung nicht auszuschließen. Der Fluß des Hydrauliköls wird außerdem durch die Verstellpumpe beeinflußt. Die Lösung betrifft ausschließlich hydraulische Aufzüge.
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, das Problem der Einfederung unabhängig von der Bauart des Aufzugs auf einfache und sichere Weise regeltechnisch zu beheben.
Die genannte Aufgabe wird erfindungsgemaß durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert.
Es zeigen: Fig. 1 ein hydraulisches Schema eines Aufzugs, Fig. 2 ein Schema eines Steuer- und Regelgeräts und
Fig. 3 ein solches Schema mit vorteilhaften Ausgestaltungen.
In der Fig. 1 ist mit der Bezugszahl 1 eine Kabine eines Aufzugs bezeichnet, die von einem hydraulischen Antrieb 2 bewegbar ist. Die Kraftübertragung vom hydraulischen Antrieb 2 auf die Kabine 1 erfolgt in bekannter Weise mittels eines Seiles 3, das über eine am hydraulischen Antrieb 2 befestigte Rolle 5 umgelenkt wird. Das eine Ende des Seiles 3 ist an einem Gebäudeteil 4 befestigt, kann aber auch an den nicht dargestellten Führungsschienen für die Kabine 1 befestigt sein. Bekannte abweichende Anordnungen von Seil 3 und Rollen 5 sind möglich, ebenso anders gestalte hydraulische Antriebe, so etwa Zug- und Druckzylinder. Diesbezüglich zeigt die Fig. 1 lediglich ein Beispiel. Auch der direkte Antrieb der Kabine 1 durch den hydraulischen Antrieb, wie beispielsweise in WO 98/34868 AI gezeigt, ist möglich.
Der hydraulische Antrieb 2 besteht aus einem Zylinder 6, in dem ein an einer Kolbenstange 7 befestigter Kolben 8 bewegbar ist. Das dem Kolben 8 gegenüber liegende Ende der Kolbenstange 7 trägt die Rolle 5. Der Innenraum des Zylinders 6 wird durch den Kolben 8 unterteilt in einen ersten Druckraum 9 und einen zweiten Druckraum 10. Der Antrieb 2 des dargestellten Ausfuhrungsbeispiels ist ein sogenannter Plungerzylinder, bei dem die beiden Druckräume 9 und 10 verbunden sind. Am Kolben 8 ist also keine Dichtung gegen die Innenwand des Zylinders 6 vorhanden. An der Stelle, wo die Kolbenstange 7 aus dem hydraulischen Antrieb 2 heraustritt, befindet sich eine Dichtung, so daß der Druckraum 10 abgedichtet ist. Bei dieser Zylinderbauart entspricht der hydraulisch wirksame Querschnitt dem Querschnitt der Kolbenstange 7.
An den ersten Druckraum 9 ist eine Zylinderleitung 11 angeschlossen, die diesen Druckraum 9 mit einem Zylinderleitungs- Absperrventil 12 verbindet. Dieses Zylinderleitungs- Absperrventil 12 ist ein elektrisch ansteuerbares AUF-ZU- Ventil, also beispielsweise ein Magnetventil. Das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 ist andererseits mit einer Pumpe 13 verbunden, die von einem elektrischen Motor 14 angetrieben wird. Am anderen Anschluß der Pumpe 13 ist ein Speicherleitungs- Absperrventil 15 angeschlossen, das ebenfalls ein elektrisch ansteuerbares AUF-ZU-Ventil ist. An dieses Speicherleitungs- Absperrventil 15 schließt sich eine Speicherleitung 16 an, die zu einem Druckspeicher 17 führt, der aus mindestens einem Druckspeicher 17.1 besteht. Dargestellt ist ein weiterer Druckspeicher 17.2, der parallel zum ersten Druckspeicher 17.1 angeschlossen ist. Die Zahl der im Druckspeicher 17 enthaltenen Druckspeicher 17.1, 17.2, 17.n richtet sich in vorteilhafter Weise beispielsweise nach dem benötigten Speichervolumen, das mit dem von der Kabine 1 zurückzulegenden maximalen Weg zusammenhängt. Je größer der maximal mögliche Weg ist, desto mehr
Druckspeicher 17.1, 17.2, 17.n sind im Druckspeicher 17 enthalten. Als Druckspeicher 17 kommen sowohl Blasenspeicher als auch Kolbenspeicher in Betracht.
Ein Zweig der Speicherleitung 16 führt zu einer Ladepumpe 18, die vom einem Elektromotor 19 angetrieben wird. Die Ladepumpe 18 ist außerdem über eine Tankleitung 20 mit einem Tank 21 verbunden. Mittels der Ladepumpe 18 ist Hydrauliköl vom Tank 21 in den Druckspeicher 17 förderbar. Vorteilhaft wird der die Ladepumpe 18 antreibende Elektromotor 19 durch einen Druckschalter 22 automatisch gesteuert. Der Druckschalter 22 liegt an der Speicherleitung 16 an, erfaßt also deren Druck, der mit Ps bezeichnet ist. Sinkt der Druck Ps unter einen vorgegebenen unteren Wert, so schaltet der Druckschalter 22 den Elektromotor 19 ein, so daß dann die Ladepumpe 18 Hydrauliköl vom Tank 21 in den Druckspeicher 17 fördert, wodurch der Druck Ps so lange erhöht wird, bis der Druck Ps einen vorgegebenen oberen Wert erreicht, wonach dann die Ladepumpe 18 wieder ausgeschaltet wird. Die Ladepumpe 18 muß also nur dann laufen, wenn der Druck Ps im Druckspeicher 17 zu klein ist. Der Druck Ps kann einerseits wegen unvermeidlicher Leckverluste über die Ladepumpe 18 absinken, andererseits durch Absinken der Temperatur des Hydrauliköls durch Umgebungseinflüsse. Steigt durch solche Umgebungseinflüsse die Temperatur des Hydrauliköls an, so steigt der Druck Ps an. Da ein solcher Temperaturanstieg nie sehr schnell geschieht, wäre es aus diesem Grund nicht zwingend, zwischen dem Druckspeicher 17 und dem Tank 21 ein Überdruckventil vorzusehen, durch das Hydrauliköl bei steigendem Druck Ps in den
Tank 20 abgelassen werden kann. Die Leckageverluste der Ladepumpe 18 reichen an sich aus, um den Druck Ps nicht zu stark ansteigen zu lassen. Gleichwohl kann aus Sicherheitsgründen ein solches Überdruckventil vorhanden sein. Vorteilhaft ist zwischen Ladepumpe 18 und Druckspeicher 17 ein Rückschlagventil 23 angeordnet. Durch dieses Rückschlagventil 23 wird ein Leckageverlust durch die Ladepumpe 18 verhindert. Dann ist das schon erwähnte Überdruckventil auf jeden Fall nötig. Nicht gezeichnet und beschrieben sind weitere sicherheitsrelevante Anlagenteile wie Rohrbruchsicherung und Notablaß, weil solche Elemente nicht relevant im Hinblick auf das Wesen der Erfindung sind.
Der Druckspeicher 17 ist, wie schon zuvor erwähnt, ein Blasen- oder ein Kolbenspeicher. Dessen Druck Ps ändert sich in Abhängigkeit von der Bewegung der Kabine 1. Für die Steuerung bzw. Regelung von Weg und Geschwindigkeit der Kabine 1 wirkt sich dies aber nicht nachteilig aus. Die Regelung von Weg und Geschwindigkeit der Kabine 1 erfolgt durch die Steuervorrichtung.
Die vorgegebenen Werte, bei denen der Druckschalter 22 den Elektromotor 19 ein- bzw. ausschaltet, können vorteilhaft durch ein Steuer- und Regelgerät 25 veränderbar sein.
In der Zylinderleitung 11 herrscht ein Druck Pz, der dem Druck im ersten Druckraum 9 des hydraulischen Antriebs 2 entspricht. Dieser Druck korreliert mit der Last der Kabine 1.
Weil die Pumpe 13 zwischen der Zylinderleitung 11 und der Speicherleitung 16 angeordnet ist, wirkt dann, wenn sich beim Betrieb des Aufzugs das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 in der Stellung "AUF" befindet, auf die Pumpe 13 einerseits unmittelbar der Druck Pz in der Zylinderleitung 11 und somit im hydraulischen Antrieb 2 und, wenn sich beim Betrieb des Aufzugs auch das Speicherleitungs- Absperrventil 15 in der Stellung "AUF" befindet, andererseits unmittelbar der Druck Ps in der Speicherleitung 16 und somit im Druckspeicher 17. Gegenüber dem vorbekannten Stand der Technik sind also Regelventile zur Regelung der Geschwindigkeit nicht erforderlich. Die hydraulische
Schaltung ist also gegenüber diesem Stand der Technik vereinfacht. Die zum Betrieb der Pumpe 13 nötige elektrische Antriebsenergie für den die Pumpe 13 antreibenden Motor 14 korreliert demgemäß mit der Druckdifferenz Pz - Ps, wenn die Pumpe 13 Hydrauliköl vom Druckspeicher 17 in den hydraulischen Antrieb 2 fördert, bzw. mit der Druckdifferenz Ps - Pz, wenn die Pumpe 13 Hydrauliköl vom hydraulischen Antrieb 2 zum Druckspeicher 17 fördert. Die Druckdifferenz Ps - Pz bzw. Pz - Ps kann durchaus negativ sein, so daß dann die Pumpe 13 durch die Druckdifferenz ihrerseits angetrieben wird. Dadurch kann der Motor 14 als Generator wirken, wie dies schon bekannt ist. Damit eine solche Energierückgewinnung vorteilhaft möglich ist, wird der Motor 14 in bekannter Weise durch einen Leistungssteiler 24 betrieben, der beispielsweise ein Frequenzumrichter ist. Der Leistungssteiler 24 wird vom Steuer- und Regelgerät 25 angesteuert, welches seinerseits von einer hier nicht dargestellten Aufzugssteuerung Befehle erhält. Dargestellt ist lediglich eine Steuerleitung 26, über die die Befehle von den Bedientableaus der Aufzugsanlage an das Steuer- und Regelgerät 25 übermittelt werden.
Steht die Kabine 1 des Aufzugs still, so sind das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15, beide ansteuerbar vom Steuer- und Regelgerät 25, geschlossen. Sie sind also beim Stillstand der Kabine 1 nicht angesteuert.
Soll sich die Kabine 1 abwärts bewegen, so werden durch das Steuer- und Regelgerät 25 das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 geöffnet und der Motor 14 in seiner ersten Drehrichtung betrieben, daß die Pumpe 13 Hydrauliköl vom Druckraum 9 in den Druckspeicher 17 fördert. Dabei wirkt über der Pumpe 13 die Druckdifferenz Ps - Pz- Das bedeutet gleichzeitig, daß elektrische Energie für den Betrieb des Motors 14 nur so lange aufgewendet werden muß, solange der Druck Pz kleiner ist als der Druck Ps. Weil ein Regelventil verzichtbar ist, entsteht auch ein entsprechender Druckverlust nicht. Dies wirkt sich positiv auf den Gesamtwirkungsgrad aus, ermöglicht also einen energiesparenden Betrieb des Aufzugs.
Soll sich die Kabine 1 aufwärts bewegen, so werden durch das Steuer- und Regelgerät 25 das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 ebenfalls geöffnet und der Motor 14 in seiner zweiten Drehrichtung betrieben, daß die Pumpe 13 Hydrauliköl vom Druckspeicher 17 in den Druckraum 9 fördert. Dabei wirkt über der Pumpe 13 die Druckdifferenz Pz - Ps- Das bedeutet gleichzeitig, daß elektrische Energie für den Betrieb des Motors 14 nur so lange aufgewendet werden muß, solange der Druck Ps kleiner ist als der Druck Pz.
Da grundsätzlich nur eine der jeweiligen Druckdifferenz Ps - Pz bzw.
Pz - Ps entsprechende elektrische Antriebsleistung aufgewendet werden muß, kann der elektrische Anschlußwert für den Motor 14 sehr viel kleiner sein als bei herkömmlichen hydraulischen Schaltungen. Folglich ist auch der zum Betrieb der Pumpe 13 nötige Motor 14 auf eine kleinere Nennleistung auszulegen. Damit entstehen Kostenvorteile für den Motor 14 selbst, bei Anschlußwert-Tarifierung durch den kleineren Anschlußwert und bei Leistungs-Tarifierung durch den kleineren Verbrauch an elektrischer Energie. Es wird auch vermieden, daß einmal mittels einer Pumpe auf hohen Druck gebrachtes Hydrauliköl wieder in Richtung Tank 21 entspannt wird und dabei seine potentielle Energie nutzlos abgibt bzw. verliert.
Vorteilhaft ist weiter, daß der Tank 21 klein bemessen sein kann. Er dient eigentlich nur dazu, eine Differenzmenge an Hydrauliköl aufzunehmen, die den Leckageverlusten entspricht. Diese Leckageverluste können durch eine Leckageleitung 30 in den Tank 21 abfließen.
Der Druck Pz in der Zylinderleitung 11 ist mit Hilfe eines Lastdrucksensors 31 erfaßbar. Er wird an das Steuer- und Regelgerät 25 übermittelt. Der schon erwähnte Druckschalter 22 wertet den Druck Ps in der Speicherleitung 16 aus. Der Druckschalter 22 enthält auch die Funktionalität eines Drucksensors. Der so von ihm ermittelte Druck in der Speicherleitung 16 wird ebenfalls an das Steuer- und Regelgerät 25 übermittelt. Somit kennt das Steuer- und Regelgerät 25 die beiden Drücke Pz und Ps und ist so in der Lage, diese Drücke bei der Steuerung bzw. Regelung des Aufzugs zu berücksichtigen.
Die beschriebene hydraulische Schaltung hat den bemerkenswerten Vorteil, daß zum Betrieb des hydraulischen Aufzugs kein proportional vorsteuerbares Ventil erforderlich ist. Bei vielen herkömmlichen hydraulischen Aufzugsanlagen sind getrennte vorsteuerbare Ventile für die Aufwärts- und die Abwärtsfahrt vorhanden. Dieser Aufwand wird durch diese Lösung vermieden. Die Steuer- bzw. Regelkette ist damit auch sehr einfach und übersichtlich, weil nur mittels eines einzigen Elements, nämlich mittels des Motors 14, die Geschwindigkeit der Kabine 1 gesteuert bzw. geregelt wird.
Es wurde erwähnt, daß beim Betrieb des Aufzugs, nämlich bei der Fahrt der Kabine 1, das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 geöffnet sein müssen. Soll also die Kabine 1 aus dem Stillstand bewegt werden, müssen das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 geöffnet werden. Diese Betriebssituation, also das Öffnen des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 und des Speicherleitungs- Absperrventils 15, ist hinsichtlich der Druckverhältnisse kritisch und verlangt nach besonderen Maßnahmen zur Steuerung. Die Gründe dafür werden nachfolgend erläutert. Beim Stillstand der Kabine 1 sind zunächst das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 geschlossen. Am Zylinderleitungs-Absperrventil 12 liegt auf der dem Antrieb 2 zugewandten Seite der Druck Pz an, am Speicherleitungs- Absperrventil 15 auf der dem Druckspeicher 17 zugewandten Seite der Druck Ps- Der Druck an den jeweils anderen Anschlüssen, also an jenen, die der Pumpe 13 zugewandt sind, ist nicht eindeutig festgelegt. Nach einem längeren Stillstand der Kabine 1 hat sich der Druck wegen der Leckverluste der Pumpe 13 abgebaut. Einerseits hat sich eine zuvor vorhandene Druckdifferenz zwischen den beiden Seiten der Pumpe 13 abgebaut, so daß an den der Pumpe 13 zugewandten Anschlüssen des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 und des Speicherleitungs-Absperrventils 15 der gleiche Druck herrscht. Andererseits hat sich der Druck wegen des über die Leckageleitung 30 in den Tank 21 abfließenden Hydrauliköls vermindert, im Extremfall annähernd vollständig, so daß innerhalb der Pumpe 13 und an deren beiden Anschlüssen zum Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und zum Speicherleitungs- Absperrventil 15 nur ein Druck herrscht, der kaum verschieden ist vom atmosphärischen Druck.
Daraus folgt nun, daß beim Öffnen des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 und des Speicherleitungs- Absperrventils 15 schlagartige Druckänderungen auftreten, die sich auch durch Geräusche unangenehm bemerkbar machen. Die schlagartigen Druckänderungen belasten außerdem die Pumpe 13 ganz erheblich, was nachteilig für deren Betrieb und Lebensdauer sein kann. Diese Probleme sind offenbar auch beim Gegenstand der WO-A-99/33740 vorhanden, wo insgesamt vier Ventil zu schalten sind. Durch das nachfolgend geschilderte Steuerungsverfahren werden die dadurch hervorgerufenen Probleme beseitigt und ein komfortabler Betrieb ermöglicht.
Die vorhandenen Mittel wie Pumpe 13, Motor 14, Druckschalter 22, Leistungssteiler 24 und das Steuer- und Regelgerät 25 werden auch dazu benutzt, die schlagartigen Druckänderungen zu vermeiden. Das ist jedoch nicht Gegenstand der vorliegenden Erfindung und wird deshalb hier nicht beschrieben.
Im Ausgangszustand bei Stillstand der Kabine 1 sind, wie schon erwähnt, das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 geschlossen und der elektrische Motor 14 der Pumpe 13 steht still. Soll sich die Kabine 1 in Bewegung setzen, so wird in einem ersten Verfahrensschritt der elektrische Motor 14 der Pumpe 13 so angesteuert, daß er am pumpenseitigen Anschluß des Speicherleitungs- Absperrventils 15 einen Druck aufbaut. Dieser Druckaufbau geschieht dadurch, daß Motor 14 und Pumpe 13 langsam in jener Drehrichtung drehen, daß Hydrauliköl in Richtung zum Speicherleitungs- Absperrventil 15 gefördert wird. Die geförderte Menge an Hydrauliköl ist allerdings minimal, weil das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geschlossen sind. Gleichwohl erfolgt der gewünschte Druckaufbau. Der Antrieb des Motors 14 erfolgt dabei nur sehr kurze Zeit. Diese Zeitdauer wird als erste Ausgleichszeit tAi bezeichnet. Es hat sich gezeigt, daß etwa 100 bis 300 msec Laufzeit bei einer reduzierten Drehzahl nred ausreichen, um einen Druck aufzubauen, der etwa dem Druck Ps in der Speicherleitung 16 entspricht. Wenn nun in einem zweiten Verfahrensschritt das Speicherleitungs-Absperrventil 15 geöffnet wird, entsteht keine schlagartige Druckänderung, so daß das zuvor geschilderte Problem beim Öffnen des Speicherleitungs- Absperrventils 15 nicht existiert.
Nach dem Ablauf der Ausgleichszeit tAi steht der Motor 14 und damit auch die Pumpe 13 wieder still. In einem dritten Verfahrensschritt, der mit dem Ablauf der Ausgleichszeit tAi beginnt, bleibt der Motor 14 magnetisiert, was durch entsprechende Ansteuerung des Leistungsstellers 24 durch das Steuer- und Regelgerät 25 erreicht wird. Die Pumpe 13 ist dadurch in der Lage, Drehmoment aufzunehmen, ohne daß sie sich zu drehen beginnt. In dem Moment steht nämlich auf der dem Speicherleitungs-Absperrventil 15 zugewandten Seite der Pumpe 13 der Druck Ps in der Speicherleitung 16 an, während auf der dem Zylinderleitungs-Absperrventil 12 zugewandten Seite der Pumpe 13 ein mehr oder weniger Undefinierte Druck herrscht, der im ursprünglichen Ausgangszustand kaum verschieden war vom atmosphärischen Druck und dann durch den Lauf der Motors 14 für die Dauer der Ausgleichszeit tAi noch in unbestimmter Weise vermindert worden ist.
' Die Zeitdauer, während der der Motor 14 magnetisiert bleibt, ohne daß er sich dreht, wird als zweite Ausgleichszeit tA2 bezeichnet. Während dieser Ausgleichszeit tA2 kann sich nun die Druckdifferenz zwischen den beiden Seiten der Pumpe 13 abbauen, was eine Folge der internen Leckverluste innerhalb der Pumpe 13 ist. Es hat sich gezeigt, daß diese zweite Ausgleichszeit tA2 etwa 200 msec betragen sollte. Am Ende der zweiten Ausgleichszeit tA2 entspricht nun der Druck auf der der Pumpe 13 zugewandten Seite des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 etwa dem Druck Ps in der Speicherleitung 16, während auf der anderen Seite des Zylinderleitungs- Absperrventils 12 der Druck Pz in der Zylinderleitung 11 herrscht. Da die Drücke Ps und Pz die gleiche Größenordnung haben, kann nun das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 geöffnet werden, ohne daß es zu einer schlagartigen Druckänderung einer solchen Größe kommt, daß Probleme durch Druckschläge und Geräusche entstehen.
Nun sind also das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15 geöffnet. Durch Ansteuerung des Motors 14 der Pumpe 13 über den Leistungssteiler 24 kann nun, allenfalls nach einer weiteren Ausgleichszeit tA3, die Fahrt der Kabine 1 beginnen. Die Ausgleichszeit tA3 kann etwa 200 msec betragen, ist aber nicht wirklich erforderlich.
In der Fig. 2 ist ein erfindungsgemäßes Schema des Steuer- und Regelgeräts 25 gezeigt. Es sei schon hier betont, daß diese erfindungsgemäße Ausgestaltung zwar im Hinblick auf die hydraulische Schaltung der Fig. 1 bestens geeignet ist, aber nicht auf die Anwendung zusammen mit dieser hydraulischen Schaltung beschränkt ist. Vielmehr läßt sich das erfindungsgemäße Steuer- und Regelgerät 25 bei allen denkbaren hydraulischen Schaltungen und darüber hinaus auch bei Seilaufzügen anwenden. Erfolgt die
Bewegungssteuerung der Kabine 1 ohne Mitwirkung eines Regelventils allein durch den Betrieb der Pumpe 13, dann wird vom Steuer- und Regelgerät 25 allein der Leistungssteiler 24 angesteuert. Bei Seilaufzügen wird ebenfalls nur der Leistungssteiler 24 angesteuert. Erfolgt hingegen die Bewegungssteuerung der Kabine 1 entsprechend WO 99/32388 AI durch Steuerung bzw. Regelung einer Pumpe 13 und eines Regelventils, so wird vom Steuer- und Regelgerät 25 neben dem Leistungssteller 24 auch dieses Regelventil angesteuert. Das ist in der Fig. 2 damit angedeutet, daß auch ein Regelventil 28 ansteuerbar ist.
Im Falle eines hydraulischen Aufzugs nach dem Schema der Fig. 1 erfolgt die Bewegungssteuerung der Kabine 1 ohne Mitwirkung eines solchen Regelventils 28 durch den Betrieb der Pumpe 13, welche mittels des elektrischen Motors 14 angetrieben wird, der seinerseits vom Leistungssteiler 24 betrieben wird. Das Steuer- und Regelgerät 25 erzeugt also Stellbefehle für diesen Leistungssteiler 24, womit dann allein die Steuerung bzw. Regelung der Fahrt der Kabine 1 erfolgt.
An das Steuer- und Regelgerät 25 liefert die zuvor schon erwähnte Aufzugssteuerung, die hier nun mit der Bezugszahl 40 versehen ist, über die Steuerleitung 26 eine Information über das Fahrtziel. Gleichzeitig erhält das Steuer- und Regelgerät 25 die Information über die Ist-Position der Kabine 1 (Fig. 1), und zwar von einem Positionsgeber 41. Dieser ist vorteilhaft ein Inkrementalgeber hoher Auflösung, beispielsweise ein Absolutwertencoder mit 0,25 mm Schrittweite. Darüber hinaus erhält das Steuer- und Regelgerät 25 Informationen vom Lastdrucksensor 31 , sofern es sich um einen hydraulischen Aufzug handelt.
Ausgangsseitig ist an das Steuer- und Regelgerät 25 der Leistungsteller 24 angeschlossen, der über den elektrischen Motor 14 (Fig. 1) auf die Pumpe 13 (Fig. 1) wirkt, im Falle eines Seilaufzugs auf dessen Motor. Damit wird, wie schon beschrieben wurde, die Fahrt der Kabine 1 (Fig. 1) gesteuert. Daneben steuert im Falle eines hydraulischen Aufzugs gemäß Fig. 1 das Steuer- und Regelgerät 25 auch die beiden Schaltventile an, nämlich das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15.
Erfindungsgemäß enthält das Steuer- und Regelgerät 25 einen Positionsregler 42. Auf diesen folgt ein weiterer Regler 43, der, wie in der Fig. 2 angedeutet, aus einzelnen Stufen 43.1 und 43.2 bestehen kann. Dessen Ausgang wirkt auf den Leistungssteiler 24. Bestandteil des Steuer- und Regelgeräts 25 ist weiterhin ein Fahrkurven-Generator 45 und ein Geschwindigkeitsgeber 46. Der Geschwindigkeitsgeber 46 berechnet in bekannter Weise aus der zeitlichen Änderung der Position der Kabine 1 die Geschwindigkeit der Kabine 1. Der Fahrkurven-Generator 45, der gleichzeitig die Regelungskontrolle beinhaltet, generiert aus dem von der Aufzugssteuerung 40 gelieferten Fahrtziel einen Sollwert für die zu erreichende Position und liefert diese an den Eingang des Positionsreglers 42. Damit kann der als PID-Regler gestaltete Positionsregler 42 ein mit der Regelabweichung korrelierendes Signal erzeugen und an den nachgeschalteten weiteren Regler 43 liefern. Dieser nachgeschaltete weitere Regler 43 erhält außerdem vom Geschwindigkeitsgeber 46 die Istgeschwindigkeit vιst und vom Fahrkurven-Generator 45 die Sollgeschwindigkeit vs0u und die Sollbeschleunigung bs0n-
Erfindungsgemäß erzeugt der Positionsregler 42 aus dem vom Positionsgeber 41 gelieferten Positions-Istwert Posist und dem vom Fahrkurven-Generator 45 gelieferten Positions-Sollwert Possoii ein Stellsignal für den weiteren Regler 43, der diesen Stellbefehl bei der Generierung des Stellbefehls für den Leistungssteller 24 berücksichtigt. Erfindungsgemäß erfolgt dies auch bei Stillstand der Kabine 1 (Fig. 1), also nicht nur während der Fahrtsteuerung.
Steht die Kabine 1 (Fig. 1) still, dann gilt, daß Sollgeschwindigkeit vs0n und Istgeschwindigkeit vIst sowie Sollbeschleunigung bsoii Null sind. Der Regler 43 muß also keine Regelung hinsichtlich einer Differenz von Sollgeschwindigkeit vs0n und Istgeschwindigkeit vlst vornehmen, so daß er allein auf den Stellbefehl des Positionsreglers 42 reagiert. Wenn sich nun im Stillstand der Kabine 1 (Fig. 1) deren Belastung durch Ein- oder Aussteigen von Passagieren und/oder von Be- oder Entladung ändert, so würde an sich wegen der Kompressibilität des Hydrauliköls bzw. wegen der sich verändernden Seilbelastung eine Ortsveränderung der Kabine 1 auftreten. Diese wird aber sofort vom Positionsregler 42 erkannt und von ihm ausgeregelt. Damit ist die Aufgabe der Erfindung in ganz einfacher Weise gelöst, ohne daß es zusätzlicher Elemente bedarf.
Voraussetzung ist dabei allerdings, daß auch beim Stillstand der Kabine 1 die beiden Schaltventile, nämlich das Zylinderleitungs-Absperrventil 12 und das Speicherleitungs- Absperrventil 15, geöffnet sind, die ansonsten, wie zuvor erwähnt, bei Stillstand der Kabine 1 geschlossen sind. Das gilt aber nur für die Anwendung der erfindungsgemäßen Lösung bei einem Aufzug nach dem hydraulischen Schema der Fig. 1.
Es ist also essentiell, daß die beiden Schaltventile, nämlich das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15, beim Stillstand der Kabine 1 nur dann geschlossen sind, wenn alle Kabinenzugänge geschlossen sind. Sobald aber auf einer der Etagen eine Kabinentür offen ist, also der Zugang zur Kabine 1 möglich ist, müssen die beiden Schaltventile 12, 15 geöffnet sein. Dies gilt aber nur im Zusammenhang mit dem hydraulischen Schema der Fig. 1, weshalb das Zylinderleitungs- Absperrventil 12 und das Speicherleitungs-Absperrventil 15 und deren Ansteuerung in der Fig. 2 gestrichelt dargestellt sind.
Wenn also nach einem Stillstand der Kabine 1 , bei dem alle Kabinenzugänge geschlossen sind, eine Fahrtanforderung eintrifft, was zum Öffnen einer Kabinentür führt, so muß die zuvor geschilderte Prozedur des Druckausgleichs über den beiden Schaltventilen 12, 15 durch Ansteuerung des Motors 14 ablaufen. Ist die Kabinentür dann offen, sind die beiden Schaltventile 12, 15 geöffnet, so daß dann der Positionsregler 42 auf jede Laständerung bei stillstehender Kabine 1 reagieren kann. Die Einfederung der Kabine 1 durch Laständerung, die infolge der Kompressibilität des Hydrauliköls auftreten würde, wird also vom Positionsregler 42 ausgeregelt.
Damit wird die sehr nachteilige Einfederung der Kabine 1 infolge Laständerung sicher verhindert. Weil eine solche Einfederung auch eine Unfallgefahr bildet, indem Personen wegen des Niveauunterschieds zwischen Kabinenboden und Türschwelle stolpern können, ist die erfindungsgemäße Lösung gleichzeitig eine Maßnahme zur Unfallverhütung.
Da dem Regler 43, im Ausführungsbeispiel dem in diesem enthaltenen Regler 43.2, das Signal des Lastdrucksensors 31 zur Verfügung steht, wäre an sich auch eine Korrektur der Einfederung aufgrund der mit dem Lastdrucksensor 31 zu erfassenden Druckänderung möglich, denn eine Änderung der Belastung führt auch zu einer Druckänderung. Eine solche denkbare Lösung ist außerdem sehr ungenau, weil die Auflösung des Lastdrucksensors 31 sehr viel schlechter ist als die Auflösung des Positionsgebers 41. Zudem berücksichtigt eine solche denkbare Lösung nicht, daß die Kompressibilität des Hydrauliköls nicht konstant ist, sondern einerseits druckabhängig und andererseits temperaturabhängig ist.
Hier bietet die erfindungsgemäße Lösung eine sehr viel bessere Qualität der Ausregelung der Einfederung infolge der Kompressibilität des Hydrauliköls. Sie liegt bei Verwendung eines genügend genauen Positionsgebers 41 im Bereich kleiner 1 mm. Damit wird erreicht, daß hinsichtlich der Einfederung durch Belastungsänderung der Kabine 1 kein Nachteil gegenüber seilgetriebenen Aufzügen besteht.
Die Erfindung wurde hier im wesentlichen anhand des hydraulischen Schemas nach der Fig. 1 beschrieben. Es wurde aber schon erwähnt, daß die Erfindung nicht darauf beschränkt ist, denn sie läßt sich in gleicher Weise auch bei anderen hydraulischen Schaltungen sowie bei elektrisch angetriebenen Seilaufzügen anwenden. Bei solchen Seilaufzügen ist der Lastdrucksensor 31 nicht vorhanden. Deshalb ist auch er sowie die zugehörige Verbindungsleitung gestrichelt dargestellt.
In der Fig. 3 ist ein detailliertes Schema des Steuer- und Regelgeräts 25 gezeigt, in dem die gleichen Elemente wie in der Fig. 2 gezeigt sind, und darüber hinaus eine Reihe von vorteilhaften Ausgestaltungen dargestellt sind. Der grundsätzliche Aufbau der mit Positionsregler 42 und dem nachgeschalteten weiteren Regler 43 ist gleich. Dem Positionsregler 42 werden Ist- und Sollwert der Position der Kabine 1 (Fig. 1) zugeführt, nämlich der Positions-Istwert Posιst, der vom Positionsgeber 41 stammt, auf den "-"-Eingang, und der Positions-Sollwert Possoii, der vom Fahrkurven-Generator 45 stammt auf den "+"-Eingang. Der Positionsregler 42 ist ein PID-Regler, der parametrierbar ist, was in der Fig. 3 durch einen mit einem Pfeil Para angedeutet ist. Der bzw. die Parameter stammt bzw. stammen vom Fahrkurven-Generator 45, wo dieser Wert bzw. diese Werte abgelegt sind. Das ist am Fahrkurven-Generator 45 durch einen nach außen zeigen Pfeil Para angedeutet.
Nach einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung führt der Ausgang des Positionsreglers 42, der den Stellbefehl des Positionsreglers 42 liefert, im Gegensatz zur Fig. 2 nicht direkt zu einem Eingang des nachgeschalteten Reglers 43, sondern auf einen ersten Eingang eines Steuerglieds 50 für den nachgeschalteten Regler 43. Ein in der Fig. 3 zwischen dem der Ausgang des Positionsreglers 42 und dem ersten Eingang eines
Steuerglieds 50 eingezeichnetes Schaltelement 51 bleibt hier vorläufig außer Betracht. Dies ist ein optional vorhandenes Element nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung, die später beschrieben wird. Dem Steuerglied 50 wird an einem zweiten Eingang die Sollgeschwindigkeit vs0n zugeführt. Das Steuerglied 50 enthält intern einen Multiplizierer 50M und einen Summierer 50S. Im Multiplizierer 50M wird die
Sollgeschwindigkeit vs0n mit einem Parameter multipliziert, was wiederum durch einen Pfeil Para gekennzeichnet ist. Auch dieser Parameter stammt vom Fahrkurven- Generator 45. Das Produkt aus Parameter und Sollgeschwindigkeit vs0ιι gelangt zum Summierer 50M und wird dort zum Stellbefehl des Positionsreglers 42 addiert. Dieses addierte Signal, das einen korrigierten Stellbefehl des Positionsreglers 42 darstellt, gelangt auf den "+"- Eingang des nachgeschalteten weiteren Reglers 43. Der Vorteil dieser Maßnahme, den Stellbefehl des Positionsreglers 42 zu korrigieren, besteht nun darin, daß der das Verhalten des Reglers 43 beeinflussende Sollwert durch eine Vorsteuerung beeinflußt ist. Ziel ist es dabei, den durch die Vorsteuerung gebildeten Sollwert so zu gestalten, daß der Regler 43 eine kleinere Regeldifferenz bewältigen muß. Daraus folgt dann, daß der Regler 43 mit einem größeren Proportionalanteil und einem kleineren Integralanteil regeln kann, wodurch er einerseits schneller reagiert und außerdem die Neigung zu Über- und Unterschwingen deutlich reduziert wird. Somit wird die Regelstabilität verbessert. Diese Maßnahme ist deshalb besonders vorteilhaft, weil es sich hier um eine Regelkette der zwei Regler Positionsregler 42 und Regler 43 handelt, wobei der Regler 43, wie in der Fig. 2 dargestellt, seinerseits aus einer Kette von Reglern 43.1, 43.2 bestehen kann. Bei zwei oder mehr hintereinander geschalteten Reglern ist die Gefahr der Instabilität sehr viel größer.
Nachfolgend wird die vorteilhafte Wirkung des zuvor schon erwähnten Schaltelements 51 beschrieben. Dieses Schaltelement 51 kann die Weiterleitung des vom Positionsregler 42 generierten Stellbefehls ein- und ausschalten. Angesteuert wird das Schaltelement 51 von einem Vergleicher 58. An diesem Vergleicher 58 stehen eingangsseitig an der jeweils aktuelle Positions-Istwert Poslst und eine Sollposition für den Start der Positionsregelung, die mit Possoiistart bezeichnet ist. Das Ausgangssignal des Vergleichers 58 ist entweder "High" oder "Low", was bedeutet, daß das mit diesem Ausgangssignal angesteuerte Schaltelement 51 ein- bzw. ausgeschaltet ist.
Der Hintergrund dieser vorteilhaften Lösung ist der folgende. Grundsätzlich kann der Positionsregler 42 in allen Phasen des Betrieb des Aufzugs aktiv sein. Dies ist aber nicht nötig. Wenn sich die Kabine 1 (Fig. 1) nach einem Stillstand in Bewegung setzt, zuerst mit einer Beschleunigungsphase, die dann in eine Konstantfahrt übergeht, so muß die Position der Kabine 1 gar nicht geregelt werden. Es reicht aus, die Fahrt der Kabine 1 allein aufgrund der Sollwerte für Geschwindigkeit und Beschleunigung, nämlich
Sollbeschleunigung bsoii und Sollgeschwindigkeit vs0ιι, zu regeln. Erst dann, wenn sich die Kabine 1 ihrem Fahrtziel nähert, kommt es tatsächlich auf die Berücksichtigung der Position der Kabine 1 an. Also ist es vorteilhaft, den vom Positionsregler 42 generierten Stellbefehl erst dann bei der Fahrtregelung zu berücksichtigen, wenn sich die Kabine 1 ihrem Fahrziel nähert. Die Sollposition Possoiistart für den Start der Positionsregelung ist ein Positionswert, der jene Position der Kabine 1 beschreibt, bei der die Verzögerungsphase beginnen soll. Sobald also der aktuelle Positions-Istwert Posιst den Wert für die Sollposition Possoiistart erreicht, schaltet der Vergleicher 58 das Schaltelement 51 ein. Ab diesem Moment wird der Stellbefehl des Positionsreglers 42 bei der Regelung der Fahrt der Kabine 1 berücksichtigt. Die Halteposition der Kabine 1 (Fig. 1) wird so ohne Schleichfahrt erreicht. Es sei hier aber betont, daß dies auch dann erreicht wird, wenn das Schaltelement 51 und der Vergleicher 58 nicht vorhanden sind, weil dann der Stellbefehl des Positionsreglers 42 dauernd bei der Fahrtregelung der Kabine 1 berücksichtigt wird. Der Vorteil, der durch das Schaltelement 51 und den Vergleicher 58 erreicht wird, ist der, daß dann, wenn die Positionsregelung nicht wirklich erforderlich ist, der Positionsregler 42 nicht wirksam ist. Dann ist also nur der weitere Regler der Regelkette, nämlich der Regler 43, wirksam. Statt zweier Regler ist also nur ein Regler am Regelungsprozeß beteiligt. Diese Maßnahme erhöht in vorteilhafter Weise die Stabilität der Regelung.
Die Erfindung ermöglicht die Direkteinfahrt der Kabine (1) in eine Halteposition, und zwar völlig unabhängig davon, ob der Aufzug ein elektrisch betriebener Seilaufzug oder ein hydraulischer Aufzug ist. Auch auf das hydraulische Schema kommt es nicht an. So ist sie beispielsweise anwendbar bei hydraulischen Aufzügen gemäß WO 99/32388 AI, wo ein neben dem Leistungssteiler 24 ein einziges Steuerventil 28 zu steuern ist. In gleicher Weise ist sie anwendbar bei solchen hydraulischen Aufzügen, bei denen für die Hubfahrt und für die Senkfahrt getrennte Steuerventile vorhanden sind. In einem solchen Fall wird neben dem Steuerventil 28 noch ein zweites Steuerventil 28' angesteuert.
Bei allen Anwendungen der erfindungsgemäßen Lösung wird der Leistungssteiler 24 so angesteuert, daß er die durch die Be- oder Entlastung der Kabine 1 sich ergebende Bewegung der Kabine 1 ausgleicht. Das schließt ein, daß er auch die Drehrichtung des elektrischen Motors 14 ändert, wenn nach einer Entlastung der Kabine 1 eine Belastung auftritt, was regelmäßig dann der Fall ist, wenn an einer Halteposition zunächst Personen die Kabine 1 verlassen und dann wieder Personen die Kabine 1 betreten.
Es wurde erwähnt, daß das Problem der Ortsveränderung der Kabine 1 durch Be- und Entlastung besonders bei hydraulischen Aufzügen auftritt. Bei Seilaufzügen kann das Problem aber dann auch sehr bedeutend werden, wenn die Fahrstrecke zwischen der untersten Halteposition und der obersten Halteposition groß ist, also bei hohen Gebäuden, denn es gilt, daß die Einfederung um so größer ist, je höher das Gebäude ist.
Die Erfindung ermöglicht eine außerordentlich einfache Lösung, bei Aufzügen beliebiger Bauart das Problem der Einfederung durch Belastungsänderung der Kabine 1 zu beherrschen.

Claims

Patentansprüche
1. Steuervorrichtung für einen Aufzug, mit der die Bewegung einer Kabine (1) durch einen auf einen Motor (14) wirkenden Leistungssteller (24) mittels eines Steuer- und Regelgeräts (25) steuerbar ist, dadurch gekennzeichnet, - daß das Steuer- und Regelgerät (25) einen Positionsregler (42) enthält,
- dessen einer Eingang mit einem einen Positions-Istwerts Posιst generierenden Positionsgeber (41) verbunden ist,
- dessen anderer Eingang mit einem einen Positions-Sollwert Possoii generierenden Fahrkurven-Generator (45) verbunden ist, - der aus dem Positions-Istwerts Posιst und dem Positions-Sollwert Possoii ein Stellsignal erzeugt, das an seinem Ausgang ansteht, und
- das dem Leistungssteller (24) zuführbar ist.
2. Steuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Ausgang des Positionsreglers (42) über einen weiteren Regler (43) dem Leistungssteller (24) zuführbar ist.
3. Steuervorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß dem Ausgang des Positionsreglers (42) ein Schaltelement (51) nachgeschaltet ist, mit dem die Zuführung des Stellsignals des Positionsreglers (42) zum Leistungssteller (24) ein- und abschaltbar ist.
4. Steuervorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Schaltelement (51) von einem Vergleicher (58) ansteuerbar ist, wobei der Vergleicher (58) den Positions-Istwert Posιst mit einer vom Fahrkurven-Generator (45) vorbestimmten Sollposition Possoiistart vergleicht und das Schaltelement (51) einschaltet, sobald der aktuelle Positions-Istwert Posιst den Wert für die Sollposition Possoiistart erreicht.
5. Steuervorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Ausgang des Positionsreglers (42) und einem Eingang des nachgeschalteten Reglers (43) ein Steuerglied (50) angeordnet ist, das den nachgeschalteten Regler (43) vorsteuert.
6. Steuervorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerglied (50) aus einem Multiplizierer (50M) und einem Summierer (50S) besteht, wobei der Multiplizierer (50M) eine Sollgeschwindigkeit vs0ιι mit einem vom Fahrkurven- Generator (45) vorbestimmten Parameter multipliziert und der Summierer (50S) das Produkt aus Sollgeschwindigkeit vs0n und Parameter zum vom Positionsregler (42) generierten Stellbefehl addiert und diese Summe einem "+"-Eingang des Reglers (43) zuführt.
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