Vorrichtung und Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität bei hydraulischen Antrieben

Beschreibung

[0001] Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung und ein Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit bei hydraulischen Antrieben mit wenigstens einem Verdrängerraum.

[0002] Bei hydraulischen Antrieben besteht das Problem, dass die jeweils verwendete Hydraulikflüssigkeit in gewissen Grenzen kompressibel ist, was zu einer gegenüber mechanischen Antrieben deutlich verringerten Laststeife führt: bei plötzlich auftretenden Druckveränderungen in dem wenigstens einen Verdrängerraum sind die bekannten Regelungen zu träge, um durch entsprechendes Zu- oder Abführen von Hydraulikflüssigkeit in den Verdrängerraum die gewünschte Solllage eines zusammen mit einem Zylinder den Verdrängerraum bildenden Kolbens oder eine gewünschte Sollgeschwindigkeit des Kolbens zu halten.

[0003] Zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit sind verschiedene Vorrichtungen und Verfahren bekannt, z.B. aus der DE 44 20 619 A1, die ein Antriebssystem mit einer ersten und einer zweiten hydrostatischen Maschine beschreibt, wobei die zweite Maschine über eine Drehzahlregeleinrichtung mit einem Signalgeber verfügt und wobei zur Verbesserung der Laststeife an jede Seite des Signalgebers jeweils ein hydraulisches Ausgleichsvolumen angeschlossen ist.

[0004] Aus der US 3,805,530 ist ein Hydrauliksystem bekannt, bei dem zwei Hydraulikmotoren in Serie geschaltet sind, und der zweite Motor zum Zuführen einer kleinen Menge Hydraulikflüssigkeit zum ersten Motor dient, womit Volumenverluste aufgrund der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit ausgeglichen werden sollen.

[0005] Die DE 42 28 308 A1 beschreibt die Kompensation der Kompressibilität durch Piezo-Elemente. Die Piezo-Elemente können zwar sehr hohe Kräfte innerhalb kürzester Zeit erzeugen, aber die resultierenden Wege sind sehr kurz. Hinzu kommt, dass ein Piezo-Element selbst eine Feder darstellt. Wenn es gegen einen Druck arbeitet wird der Weg weiter reduziert, da es unter dem Druck einfedert. Dies hat zur Folge, dass in der Praxis nur geringe Laständerungen, die maximal 5 bis 7 bar Druckänderung entsprechen, kompensiert werden. In der Regel sind jedoch je nach Versorgungsdruck Druckänderungen im Bereich von 100 bar und mehr erforderlich. Die in der DE 42 28 308 beschriebene Steuerung ist daher nicht dazu geeignet, den in der Praxis auftretenden Anforderungen gerecht zu werden.

[0006] Weitere Verfahren und Vorrichtungen zur Erhöhung der Laststeife von hydraulischen Antrieben sind zum Beispiel aus der DE 42 27 565, die die Verwendung eines Differentialzylinders vorschlägt, und der DE 35 32 931 bekannt, die eine spezielle Regelungssteuerung zeigt. Ein anderes Beispiel ist im Dokument US 4 630 523 offenbart. Die bekannten Lösungen zum Kompressionskompensation sind jedoch teils konstruktiv sehr aufwendig, wartungsanfällig und teuer in der Herstellung, teils viel zu träge, um auf Laständerungen im Millisekundenbereich reagieren zu können.

[0007] Davon ausgehend liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung und ein Verfahren anzugeben, welche es ermöglichen, die Laststeife hydraulischer Antriebe zuverlässig zu erhöhen und innerhalb weniger Millisekunden auf Lastwechsel zu reagieren, um kompressionsbedingte Lage- oder Geschwindigkeitsabweichungen eines hydraulischen Antriebs zu kompensieren.

[0008] Die Erfindung wird gelöst von einer Vorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 bzw. von einem Verfahren mit den Merkmalen des Anspruchs 15. Vorteilhafte Aus- bzw. Durchführungsformen sind Gegenstand der abhängigen Unteransprüche. Der nebengeordnete Anspruch 21 betrifft einen hydraulischen Antrieb mit einer erfindungsgemäßen Kompensationsvorrichtung.

[0009] Während der Ausgleich im Stand der Technik gesteuert erfolgt, das heißt, ohne eine Rückführung oder eine Rückmeldung, erfolgt der Ausgleich des Kompressionsvolumens erfindungsgemäß in einem geschlossenen Volumenstromregelkreis.

[0010] Das heißt, der durch den Druckanstieg resultierende Volumenstrom wird berechnet, wobei der Kompressionskoeffizient und das Volumen unter Druck berücksichtigt wird, und stellt die Führungsgröße in dem Regelkreis dar. Der durch den Kompensationskolben erzeugte Kompensationsvolumenstrom wird ständig mit der Sollgröße (Kompressionsvolumenstrom) verglichen und über den Stellkreis (Dreipunktregler und schnelle Stellventile) diesem nachgeführt. Das Ergebnis ist, dass genau das Volumen dem Arbeitszylinder zugeführt wird, was durch Kompression im Verdrängerraum fehlt. Der Antriebszylinder bleibt weitgehend in seiner Position stehen.

[0011] Die Kompensation erfolgt über den gesamten Druckbereich bis zur Maximallast. Sie ist sowohl bei gesteuerten als auch bei lagegeregelten Systemen wirksam. Bei lagegeregelten Antrieben überlagern sich die Funktionen der Lageregelung und die der Kompressibilitätskompensation.

[0012] Weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden rein beispielhaften und nicht beschränkenden Beschreibung verschiedener Ausführungsbeispiele erfindungsgemäß ausgestatteter hydraulischer Antriebe in Verbindung mit der Zeichnung entsprechender Prinzipschaltbilder, wobei

Fig. 1

das Prinzipschaltbild eines hydraulischen Antriebs mit einem translatorisch bewegten Kolben zeigt, der zwei Verdrängerräume in einem Zylinder voneinander trennt und über einen geschlossenen Lageregelkreis mit stetigem Ventil verfügt, wobei eine erfindungsgemäße Kompensationsvorrichtung zur Erhöhung der Laststeife sowohl bei stillstehendem als auch bei bewegtem Kolben vorgesehen ist,

Fig. 1a

das Prinzipschaltbild einer zur Erhöhung der Laststeife nur bei stillstehendem Antrieb ausgebildeten Kompensationsvorrichtung wiedergibt,

Fig. 2

die Anwendung einer erfindungsgemäßen Vorrichtung bei einem Differentialzylinder verdeutlicht,

Fig. 3

einen stetig ausgeführten Volumenstromregelkreis für den zur Kompensation des Kompressibilitätsverlustes dienenden Ausgleichsstrom zeigt und

Fig. 4

die Anwendung der erfindungsgemäßen Vorrichtung bei einem Drehantrieb zeigt.

[0013] Der hydraulische Antrieb in Fig. 1 besteht aus einem Zylinder 1 und einem darin geführten Kolben 2, der zwei Verdrängerräume 3 und 4 voneinander trennt. Um den Kolben gegen eine äußere Last 5 nach einem (meistens) elektrisch gegebenen Signal X_soll positionieren zu können oder einem zeitlich veränderlichen Signal X_soll =f(t) nachfahren zu können, wird der Zylinderkolbenantrieb mit dem stetigen Ventil 6 im geschlossenen Lageregelkreis gesteuert, indem mit einer Wegmesseinrichtung 7 der Kolbenweg X_ist gemessen und mit dem Sollwert X_soll verglichen wird. Die Differenz X_soll - X_ist ist der momentane Fehler der eingefahrenen Position. Dieser wird durch einen Regler 9 nach modernen Reglerkonzepten modifiziert, indem z.B. ein differenzierender und/oder integrierender Anteil erzeugt wird, der über ein Verstärkerelement 10 dem stetigen Ventil 6 zugeleitet wird, das die Kolben-Zylinder-Einheit über die Leitungen 11 und 12 so steuert, dass der Fehler X_soll - X_ist möglichst schnell zu Null gemacht wird.

[0014] Wenn die Last F 5 sich im Stillstand des Antriebes ändert, dann würde das zu Änderungen der Drücke p₁ und p₂ führen, da die Gleichgewichtsgleichung gilt F =p₁A₁ - p₂A₂. Dabei sind A₁ und A₂ die Flächen des Kolbens, auf die p₁ bzw. p₂ wirken. Bei langsamen Laständerungen kann das Ventil 6 durch eine kleine Verschiebung bewirken, dass der Antrieb nahe seiner Sollposition stehen bleibt. Allerdings ist ein kleiner Positionsfehler X_soll - X_ist erforderlich, um das Ventil etwas auszulenken. Durch einen integralen Anteil im Regler kann man den Fehler zu Null machen. Wenn aber die Kraft F 5 sich sehr schnell ändert, dann wird die erforderliche Druckdifferenz dadurch erzeugt, dass z.B. das Druckmedium in der Kammer 3 komprimiert und in der Kammer 4 dekomprimiert wird. Der Kolben 2 wird durch die Kraftänderung verschoben, ehe das Ventil 6 der Verschiebung entgegenwirken kann, da einige Zeit vergeht, ehe das Ventil 6 einem Steuersignal folgt. Diese Erscheinung des Zurückweichens bei einer schnell ansteigenden Last bezeichnet man als dynamische Laststeife.

[0015] Die Erfindung soll nach Fig. 1 bewirken, dass trotz schneller Änderung der Belastung F 5 der Kolben 2 in seiner Position stehen bleibt bzw. bei einer konstanten Geschwindigkeit des Antriebes kein Geschwindigkeitseinbruch erfolgt.

[0016] Das wird dadurch erreicht, dass ein Zylinder 14 über die Leitung 13 mit dem Kolbenraum 3 verbunden wird.

[0017] In dem Zylinder 14 ist ein Kolben 15 angeordnet, der durch die Federn 18 und 19 in der Mitte gehalten wird. Der Kolben 15 trennt zwei Verdrängerkammem 16 und 17. Der Druck in Kammer 3 des hydraulischen Antriebes wird über dem Drucksensor 21 gemessen und über die elektrische Leitung 22 weitergeleitet. Druckoszillationen des Drucksensors werden durch das Dämpferelement 23 gedämpft. In dem Differentiator 24 wird der zeitliche Druckgradient errechnet. Aus dem Druckgradienten dp₁/dt kann der Kompressionsstrom Q_Kompr errechnet werden, der durch die zeitliche Druckänderung im Verdrängerraum 3 verschwindet bzw. bei Drnckabnahme frei wird.

[0018] Es gilt:

[0019] Dabei ist V_o das in den Verdrängerräumen 3, 16, 17 unter dem Druck p₁ stehende Ölvolumen, E_öl ist der Volumen-Kompressions-Koeffizienz der Ölfüllung V_o, wobei auch die Elastizität der umgebenden Zylinder 1 und 14 berücksichtigt werden. Die Ölfüllung V_o ist vom Kolbenweg X_ist abhängig und der Kompressionsmodul E_öl ist eine Funktion des Druckes p₁. Beide Einflüsse werden in dem Block 25 in das Ergebnis für Q_Kompr eingerechnet.

[0020] Dieser errechnete Volumenstrom Q_Kompr, der bei Druckanstieg in dem Verdrängerraum 3 fehlt und daher eine Verschiebung des Kolbens 3 bei plötzlichen Laständerungen bewirken würde, dient als Führungsgröße in einem Regelkreis, der den Kompressionsstrom Q_Kompr mit einem Volumenstrom Q_Ausgl =a . y' abgleicht. Dabei wird y' mit einem im Kolbenraum 17 integrierten Geschwindigkeitsaufnehmer 20 ermittelt. Es kann auch der Weg y des Kolbens 15 gemessen werden und durch das Differenzierglied 26 zur Geschwindigkeit y' gewandelt werden. Der Ausgleichsvolumenstrom ergibt sich zu: Q_Ausgl = a . y'. Das Ergebnis der Differenzbildung Q_Kompr - Q_Ausgl wird einem Dreipunktregler 27 zugeführt. Ist Q_Kompr größer als Q_Ausgl. wird über ein sehr schnell schaltendes Ventil 28 mit Schaltzeiten von 1 bis 2 Millisekunden der Verdrängerraum 17 mit der Druckquelle P über die Leitung 29 verbunden. Dadurch wird innerhalb von Millisekunden gerade soviel Volumenstrom dem Verdrängerraum 3 zugeführt, wie bei Druckanstieg durch Kompression des Volumens V_o verschwindet.

[0021] Da das Schaltventil 28 innerhalb von wenigen Millisekunden nur den geringen Kompressionsstrom Q_Kompr schaltet, ist seine Reaktion wesentlich schneller als die des stetigen Ventils 6, das den vollen Volumenstrom für den Antrieb steuern muss. Das Ergebnis ist, dass der Kolben in seiner Position gehalten wird und nicht bei Lastanstieg zurückweicht. Da der Druck



sowohl eine Funktion der Kraft F als auch des Druckes p₂ im

[0022] Kolbenraum 4 ist, ist die Zuführung eines Ausgleichsvolumenstromes nur zu einem Verdrängerraum notwendig.

[0023] Bei plötzlicher Lastabnahme bewirkt der Dreipunktregler 27, dass über das Schaltventil 28 der Kolben 15 in negativer y-Richtung verfährt, und damit ein entsprechender Ausgleichs-Volumenstrom aus Raum 17 und damit Raum 3 abgeführt wird.

[0024] Die Federn 18 und 19 bewirken in Phasen, in denen sich die Belastung F 5 nicht ändert, dass durch Öffnen eines kleinen Schaltventils 30 der Kolben 15 in Mittelstellung fährt. Damit wird vermieden, dass er im Laufe der Zeit in eine Endlage fährt. Da an dem Kolben 15 nur eine sehr geringe Druckdifferenz

anliegt, ist für die Abdichtung dieses Kolbens kein Aufwand erforderlich. Dabei ist C die Gesamtfedersteifigkeit der Federn und a die Fläche des Kolbens 15. Das Schaltventil 30 kann gegebenenfalls durch ein erhöhtes Spiel zwischen Kolben 15 und Zylinder 14 ersetzt werden, wodurch eine Zentrierung des Kolbens 15 erfolgt.

[0025] Soll ein Zurückweichen des lagegeregelten oder gesteuerten Kolbenantriebes unter Last nur im Stillstand vermieden werden, dann ist eine Erxmittlung des Kompressionsstromes nicht erforderlich.

[0026] In diesem Fall kann nach Fig. 1a, die am Kolben gemessene Wegänderung Δ_Xist benutzt werden, um über das schnelle Schaltventil 28 durch die Verstellung des Kolbens 15 nach dem Algorithmus

das Zurückweichen zu verhindern.

[0027] Gleichfalls können bei Bewegungen mit konstanter Geschwindigkeit Abweichungen Δx' von dieser Geschwindigkeit durch Laständerungen kompensiert werden, indem der Kolben 15 im geschlossenen Geschwindigkeitsregelkreis nach dem Algorithmus:

angesteuert wird. Damit wird ein Abweichen von der Sollgeschwindigkeit verhindert. Die Geschwindigkeitsabweichung kann durch Differenzieren der Lageabweichung (X_soll - X_ist) nach der Zeit erhalten werden.

[0028] Die Vorrichtung zur Erhöhung der dynamischen Laststeife ist auf alle Zylinderarten anwendbar, nicht nur auf gleichflächige Zylinder, wie in Fig. 1.

[0029] In Fig. 2 ist die Anwendung in einem Differentialzylinder gezeigt. Auch Plungerzylinder mit nur einem Verdrängerraum können damit ausgerüstet werden. Fig. 2 zeigt zwei Besonderheiten. Der Ausgleichszylinder 14 mit Kolben 15 kann direkt in den Zylinderdeckel 33 einer Kolbenseite integriert werden. Außerdem können in dem Zylinderdeckel statt des 3/3-Schaltventils 28 in Fig. 1 zwei 2/2-Schaltventile 31 und 32 integriert werden. Diese zeichnen sich durch sehr kleine Bauweise und äußerst geringe Schaltzeiten im Bereich 1 ms aus.

[0030] Fig. 3 zeigt, dass man den Volumenstromregelkreis für den Ausgleichsstrom auch stetig ausführen kann. Dabei wird durch die Differenz aus Kompressionsstrom Q_Kompr und Ausgleichsstrom Q_Ausgl über die Blöcke 34 und 35 das stetige Ventil 36 angesteuert. Durch Beaufschlagen des Verdrängerraumes 17 wird ein dem Kompressionsstrom Q_Kompr entsprechender Ausgleichstrom Q_Ausgl dem unter Druck p₁ stehenden Verdrängerraum 3 zugeführt.

[0031] Fig. 4 zeigt, dass das Prinzip der Erfindung auch auf Drehantriebe 38 anwendbar ist. Bei plötzlichen Änderungen des Lastmomentes T 37 bewirkt die Einrichtung, dass der Drehwinkel ϕ_ist bei Stillstand nicht nachgibt bzw. bei einer konstanten Drehzahl ein Drehzahleinbruch vermieden wird. Da das Volumen V_o zwischen Ventil und Motor (bis auf die internen Pulsaktionen) konstant ist, ist bei der Berechnung des Kompressionsstromes in Block 24 a nur der Druck p zu berücksichtigen.

[0032] Entsteht neben dem Kompressionsvolumen in den Kolbenverdrängem in Fig. 1 und 2 sowie in dem Rotationsmotor in Fig. 4 durch den Druckanstieg bei Lastanstieg eine Änderung des Leckölstromes aus Raum 3: ΔQ_Leck =f (p_1-p₂), so muss der Ausgleichsvolumenstrom um diesen Wert höher ausgelegt werden : Q_Ausgl =Q_Kompr +ΔQ_Leck.

Ansprüche

1. Vorrichtung zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit bei hydraulischen Antrieben mit wenigstens einem Verdrängerraum (3), wobei die Vorrichtung über eine Leitung (13) für Hydraulikflüssigkeit mit dem Verdrängerraum (3) des hydraulischen Antriebs koppelbar ist, umfassend Mittel (21) zum Messen des Druckes in dem Verdrängerraum (3), Mittel (24, 25) zum Berechnen des bei Druckänderungen im Verdrängerraum aufgrund der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit auftretenden Kompressionsstromes Q_Kompr der Hydraulikflüssigkeit und Mittel zum Zu- oder Abführen eines anhand des berechneten Kompressionsstroms geregelten Ausgleichsvolumenstroms Q_Ausgl von Hydraulikflüssigkeit zum Verdrängerraum.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Regelung des Ausgleichsvolumenstroms Q_Ausgl ein Dreipunktregler (27) vorgesehen ist.

3. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Zu- oder Abführen des Ausgleichsvolumenstroms Q_Ausgl einen Zylinder (14), einen in dem Zylinder (14) geführten Kolben (15) und wenigstens ein Ventil (28; 31, 32; 36) umfassen, wobei der Zylinder (14) über die Leitung (13) mit dem Verdrängerraum (3) des hydraulischen Antriebs koppelbar ist und der Kolben (15) über das wenigstens eine Ventil (28; 31, 32; 36) mit Über- oder Unterdruck beaufschlagbar ist.

4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ventil ein Ventil (28; 31, 32; 36) mit Schaltzeiten im Millisekundenbereich ist.

5. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil ein 3/3-Schaltventil (28) ist.

6. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass zwei 2/2-Schaltventile (31, 32) vorgesehen sind.

7. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil ein stetiges Ventil (36) ist.

8. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass ein Geschwindigkeitsaufnehmer (20) zur Messung der Geschwindigkeit des Kolbens (15) vorgesehen ist.

9. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (15) durch elastische Elemente, insbesondere zwei Federn (18, 19) in eine Ruheposition vorgespannt wird.

10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Messen des Druckes in dem Verdrängerraum (3) einen Drucksensor (21) und ein Dämpferelement (23) zur Dämpfung von Druckoszillationen des Drucksensors (21) umfassen.

11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ventil (28; 31, 32) und die Mittel (21) zum Messen des Drucks über eine Leitung (22) zur Leitung elektromagnetischer Signale gekoppelt sind.

12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Berechnen des Kompressionsstromes Q_Kompr einen Differentiator (24) zur Bestimmung des zeitlichen Druckgradienten umfassen.

13. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Berechnen des Kompressionsstromes Q_Kompr einen zur Berücksichtigung des in dem Verdrängerraum (3) momentan vorhandenen Volumens V₀ und des von dem im Verdrängerraum herrschenden Druck p₁ abhängigen Kompressionsmoduls E_Öl ausgebildeten Block (25) umfassen.

14. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass zur Regelung des Ausgleichsvolumenstroms Q_Ausgl ein stetiges Ventil (36) über zwei Blöcke (34, 35) ansteuerbar ist.

15. Verfahren zum Ausgleichen der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit bei hydraulischen Antrieben mit wenigstens einem Verdrängerraum (3), dadurch gekennzeichnet, dass der Druck p₁ in dem Verdrängerraum gemessen wird, dass der bei Druckänderungen im Verdrängerraum aufgrund der Kompressibilität der Hydraulikflüssigkeit auftretende Kompressionsstrom Q_Kompr der Hydraulikflüssigkeit berechnet wird und dass der Kompressionsstrom Q_Kompr mit einem dem Verdrängerraum zugeführten Volumenstrom Q_Ausgl abgeglichen wird.

16. Verfahren nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Volumenstrom Q_Ausgl anhand des berechneten Kompressionsstroms Q_Kompr geregelt wird.

17. Verfahren nach Anspruch 15 oder 16, wobei zum Erzeugen des Volumenstroms Q_Ausgl eine Kolben-Zylindereinheit (14, 15) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Geschwindigkeit ý des Kolbens (15) direkt oder indirekt gemessen und zur Messung des Volumenstroms Q_Ausgl nach der Beziehung Q_Ausgl = ýa verwendet wird, wobei a die Querschnittsfläche des Zylinders (14) ist.

18. Verfahren nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass Q_Ausgl kontinuierlich mit dem berechneten Kompressionsstroms Q_Kompr verglichen und das Ergebnis des Vergleichs einem Dreipunktregler (27) zugeführt wird, der in Abhängigkeit von dem Ergebnis des Vergleichs den Kolben (15) über ein Schaltventil (28) mit einem Über- oder Unterdruck beaufschlagt.

19. Verfahren nach einem der Ansprüche 15 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass bei der Berechnung des Kompressionsstromes Q_Kompr die Abhängigkeit des Kompressionsmoduls vom momentanen Druck im Verdrängerraum berücksichtigt wird.

20. Verfahren nach einem der Ansprüche 15 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass bei der Regelung des Ausgleichvolumenstroms Q_Ausgl ein Leckölstrom ΔQ_Leck berücksichtigt wird.

21. Hydraulischer Antrieb mit einer Vorrichtung zum Ausgleichen der Kompressibilität der von dem Antrieb verwendeten Hydraulikflüssigkeit bei Lastwechseln nach einem der Ansprüche 1 bis 14.

22. Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 21 mit einer Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (15) der Vorrichtung in einen Zylinderdeckel (33) einer Kolbenseite des Antriebs integriert ist.

Revendications

1. Dispositif pour compenser la compressibilité du liquide hydraulique de commandes hydrauliques ayant au moins une chambre de déplacement (3), le dispositif étant couplable à la chambre de déplacement (3) de la commande hydraulique par l'intermédiaire d'un conduit (13) pour le liquide hydraulique, comprenant des moyens (21)pour mesurer la pression dans la chambre de déplacement (3), des moyens (24, 25) pour calculer le flux de compression Q_Kompr de liquide hydraulique apparaissant lors de changements de pression, dus à la compressibilité du liquide hydraulique, dans la chambre de déplacement, ainsi que des moyens d'amenée ou d'évacuation d'un débit volumétrique de compensation Q_Ausgl de liquide hydraulique dans la chambre de déplacement, régulé au moyen du flux de compensation calculé.

2. Dispositif selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'un régulateur à trois positions (27) est prévu pour réguler le débit volumétrique de compensation Q_Ausgl.

3. Dispositif selon la revendication 1, caractérisé en ce que les moyens d'amenée ou d'évacuation du débit volumétrique de compensation Q_Ausgl comprennent un cylindre (14), un piston (15) guidé dans le cylindre (14) et au moins une valve (28 ; 31, 32 ; 36), le cylindre (14) étant couplable à la chambre de déplacement (3) de la commande hydraulique par l'intermédiaire du conduit (13) et le piston (15) étant susceptible d'être soumis à une surpression ou une dépression par l'intermédiaire de l'au moins une valve (28 ; 31, 32 ; 36).

4. Dispositif selon la revendication 3, caractérisé en ce que l'au moins une valve est une valve (28 ; 31, 32 ; 36) ayant un temps de commutation de l'ordre de quelques millisecondes.

5. Dispositif selon la revendication 4, caractérisé en ce que la valve est une soupape de commutation à trois voies (28).

6. Dispositif selon la revendication 4, caractérisé en ce que sont prévues deux soupapes de commutation à deux voies (31, 32).

7. Dispositif selon la revendication 4, caractérisé en ce que la valve est une servovalve proportionnelle (36).

8. Dispositif selon l'une quelconque des revendications 3à 7, caractérisé en ce qu'est prévu un capteur de vitesse (20) pour mesurer la vitesse du piston (15).

9. Dispositif selon l'une quelconque des revendications 3 à 8, caractérisé en ce que le piston (15) est maintenu en précontrainte dans une position de repos par des éléments élastiques, notamment deux ressorts (18, 19).

10. Dispositif selon l'une quelconque des revendications 1 à 9, caractérisé en ce que les moyens pour mesurer la pression dans la chambre de déplacement (3) comprennent un détecteur de pression (21) et un élément amortissant (23) pour amortir les oscillations de pression du détecteur de pression (21).

11. Dispositif selon l'une quelconque des revendications 1 à 10, caractérisé en ce que l'au moins une valve (28 ; 31, 32) et les moyens (21) pour mesurer la pression sont couplés par l'intermédiaire d'une conduite (22) destinée à transmettre des signaux électromagnétiques.

12. Dispositif selon l'une quelconque des revendications 1 à 11, caractérisé en ce que les moyens pour calculer le flux de compression Q_Kompr comprennent un différentiateur (24) pour déterminer le gradient de pression temporel.

13. Dispositif selon l'une quelconque des revendications 1 à 12, caractérisé en ce que les moyens pour calculer le flux de compression Q_Kompr comprennent un bloc (25) conformé de manière à prendre en compte le volume V₀ momentanément présent dans la chambre de déplacement (3) et le module de compression E_Öl dépendant de la pression p₁ régnant dans la chambre de déplacement.

14. Dispositif selon l'une quelconque des revendications 1 à 13, caractérisé en ce qu'une vanne permanente (36) est susceptible d'être activée par l'intermédiaire de deux blocs (34, 35) afin de réguler le débit volumétrique de compensation Q_Ausgl.

15. Procédé pour compenser la compressibilité du liquide hydraulique de commandes hydrauliques ayant au moins une chambre de déplacement (3), caractérisé en ce que la pression p₁ est mesurée dans la chambre de déplacement, que le flux de compression Q_Kompr de liquide hydraulique apparaissant lors de changements de pression, dus à la compressibilité du liquide hydraulique, dans la chambre de déplacement est calculé et que le flux de compression Q_Kompr est compensé par un débit volumétrique Q_Ausgl amené dans la chambre de déplacement.

16. Procédé selon la revendication 15, caractérisé en ce que le débit volumétrique Q_Ausgl est régulé au moyen du flux de compression Q_Kompr calculé.

17. Procédé selon la revendication 15 ou 16, un ensemble piston cylindre (14, 15) étant prévu pour générer le débit volumétrique Q_Ausgl, caractérisé en ce que la vitesse ý du piston (15) est mesurée directement ou indirectement et est utilisée pour mesurer le débit volumétrique Q_Ausgl selon la relation Q_Ausgl = ýa, a étant la superficie de la coupe transversale du cylindre (14).

18. Procédé selon la revendication 17, caractérisé en ce que Q_Ausgl est continuellement comparé au flux de compression Q_Kompr calculé et que le résultat de la comparaison est acheminé jusqu'à un régulateur à trois positions (27) qui applique une surpression ou une dépression au piston par l'intermédiaire d'une soupape de commutation (28).

19. Procédé selon l'une quelconque des revendications 15 à 18, caractérisé en ce que le fait que le module de compression dépend de la pression momentanée dans la chambre de déplacement est pris en compte lors du calcul du flux de compression Q_Kompr.

20. Procédé selon l'une quelconque des revendications 15 à 19, caractérisé en ce qu'un flux de fuite d'huile ΔQ_Leck est pris en compte lors de la régulation du débit volumétrique de compensation Q_Ausgl.

21. Commande hydraulique avec un dispositif pour compenser la compressibilité du liquide hydraulique utilisé par la commande lors de changements de charge selon l'une quelconque des revendications 1 à 14.

22. Commande hydraulique selon la revendication 21 avec un dispositif selon l'une quelconque des revendications 2 à 14, caractérisé en ce que le piston (15) du dispositif est intégré dans un couvercle de cylindre (33) d'un côté du piston de la commande.

Claims

1. A device for compensating the compressibility of the hydraulic fluid in hydraulic drives with at least one displacement chamber (3), the device being coupleable via a passage (13) for hydraulic fluid with the displacement chamber (3) of the hydraulic drive, including means (21) for measuring the pressure in the displacement chamber (3), means (24, 25) for calculating the compression flow Q_Kompr of the hydraulic fluid appearing with pressure changes in the displacement chamber due to the compressibility of the hydraulic fluid, and means for supplying or removing a compensating volume flow Q_Ausgl of hydraulic fluid, regulated in the light of the calculated compression flow, to the displacement chamber.

2. The device according to claim 1, characterized in that a three position controller (27) is provided to regulate the compensating volume flow Q_Ausgl.

3. The device according to claim 2, characterized in that the means for supplying or removing the compensating volume flow Q_Ausgl include a cylinder (14), a piston (15) moving in the cylinder (14) and at least one valve (28; 31, 32; 36), the cylinder (14) being coupleable via the passage (13) with the displacement chamber (3) of the hydraulic drive and the piston (15) being adapted to be impinged with overpressure or with a partial vacuum via the at least one valve (28; 31, 32; 36).

4. The device according to claim 3, characterized in that the at least one valve is a valve (28; 31, 32; 36) with response times in the range of milliseconds.

5. The device according to claim 4, characterized in that the valve is a three-way switching valve (28).

6. The device according to claim 4, characterized in that two two-way switching valves (31, 32) are provided.

7. The device according to claim 4, characterized in that the valve is a proportional servo valve(36).

8. The device according to one of the claims 3 to 7, characterized in that a speed transducer (20) is provided for measuring the speed of the piston (15).

9. The device according to one of the claims 3 to 8, characterized in that the piston (15) is preloaded in a resting position by means of elastic elements, more specifically two springs (18, 19).

10. The device according to one of the claims 1 to 9, characterized in that the means for measuring the pressure in the displacement chamber (3) include a pressure sensor (21) and a damping element (23) for damping pressure oscillations of the pressure sensor (21).

11. The device according to one of the claims 1 to 10, characterized in that the at least one valve (28; 31, 32) and the means (21) for measuring the pressure are coupled via a wire (22) for transmitting electromagnetic signals.

12. The device according to one of the claims 1 to 11, characterized in that the means for calculating the compression flow Q_Kompr include a differentiator (24) for determining the time-dependent pressure gradient.

13. The device according to one of the claims 1 to 12, characterized in that the means for calculating the compression flow Q_Kompr include a block (25) configured to take into account the volume V₀ momentarily present in the displacement chamber (3) as well as the compression module E_Öl dependent on the pressure p₁ prevailing in the displacement chamber.

14. The device according to one of the claims 1 to 13, characterized in that a continuous valve (36) is adapted to be activated via two blocks (34, 35) to regulate the compensating volume flow Q_Ausgl.

15. A method for compensating the compressibility of the hydraulic fluid in hydraulic drives with at least one displacement chamber (3), characterized in that the pressure p₁ is measured in the displacement chamber, that the compression flow Q_Kompr appearing with pressure changes in the displacement chamber due to the compressibility of the hydraulic fluid is calculated and that the compression flow Q_Kompr is compensated by a volume flow Q_Ausgl supplied to the displacement chamber.

16. The method according to claim 15, characterized in that the volume flow Q_Ausgl is regulated by means of the calculated compression flow Q_Kompr.

17. The method according to claim 15 or 16 a piston-cylinder unit (14, 15) being provided for generating the volume flow Q_Ausgl, characterized in that the speed ý of the piston (15) is measured directly or indirectly and is used for measuring the volume flow Q_Ausgl according to the equation Q_Ausgl = ýa, a being the area of the cross-section of the cylinder (14).

18. The method according to claim 17, characterized in that Q_Ausgl is continuously compared to the calculated compression flow Q_Kompr and the result of the comparison is supplied to a three position controller (27) that impinges the piston (15) with an overpressure or a partial vacuum via a switching valve (28) depending on the result of the comparison.

19. The method according to one of the claims 15 to 18, characterized in that the dependence of the compression module on the momentary pressure in the displacement chamber is taken into account for calculating the compression flow Q_Kompr.

20. The method according to one of the claims 15 to 19, characterized in that an oil leakage flow ΔQ_Leck is taken into account for regulating the compensating volume flow Q_Ausgl.

21. A hydraulic drive with a device for compensating the compressibility of the hydraulic fluid used by the drive in case of a change of load according to one of the claims 1 to 14.

22. A hydraulic drive according to claim 21 with a device according to one of the claims 2 to 14, characterized in that the piston (15) of the device is integrated in a cylinder cover (33) of a piston side of the drive.

Zeichnung