Hydraulik: Grundlagen, Komponenten, Schaltungen, 5. Auflage

Hydraulik Dieter Will • Norbert Gebhardt (Hrsg.) Hydraulik Grundlagen, Komponenten, Schaltungen Unter Mitarbeit von ...

Author: Dieter Will | Norbert Gebhardt | Reiner Nollau | Dieter Herschel

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Hydraulik

Dieter Will • Norbert Gebhardt (Hrsg.)

Hydraulik Grundlagen, Komponenten, Schaltungen Unter Mitarbeit von Reiner Nollau und Dieter Herschel 5., neu bearbeitete und erweiterte Auflage

1C

Herausgeber Professor Dr.-Ing. habil. Dieter Will Ingenieurbüro Renate Will Fluidtechnik Software Jessener Straße 4 01257 Dresden Deutschland [email protected] Mitarbeiter Professor Dr.-Ing. habil. Reiner Nollau HAWK Hochschule für angewandte Wissenschaft und Kunst FH Hildesheim/Holzminden/Göttingen Fakultät Naturwissenschaften und Technik Von-Ossietzky-Straße 99 37085 Göttingen Deutschland [email protected]

Professor Dr.-Ing. habil. Norbert Gebhardt Hochschule für Technik und Wirtschaft (HTW) Fakultät Maschinenbau/Verfahrenstechnik Friedrich-List-Platz 1 01069 Dresden Deutschland [email protected] Professor Dr. paed. Dieter Herschel Hochschule Zittau/Görlitz (FH) Fakultät Maschinenwesen Theodor-Körner-Allee 16 02763 Zittau Deutschland [email protected]

Professor Dr.-Ing. habil. Hubert Ströhl †

ISBN 978-3-642-17242-7 e-ISBN 978-3-642-17243-4 DOI 10.1007/978-3-642-17243-4 Springer Heidelberg Dordrecht London New York Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.d-nb.de abrufbar. © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1999, 2004, 2007, 2008, 2011 Dieses Werk ist urheberrechtlich geschützt. Die dadurch begründeten Rechte, insbesondere die der Übersetzung, des Nachdrucks, des Vortrags, der Entnahme von Abbildungen und Tabellen, der Funksendung, der Mikroverfilmung oder der Vervielfältigung auf anderen Wegen und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen, bleiben, auch bei nur auszugsweiser Verwertung, vorbehalten. Eine Vervielfältigung dieses Werkes oder von Teilen dieses Werkes ist auch im Einzelfall nur in den Grenzen der gesetzlichen Bestimmungen des Urheberrechtsgesetzes der Bundesrepublik Deutschland vom 9. September 1965 in der jeweils geltenden Fassung zulässig. Sie ist grundsätzlich vergütungspflichtig. Zuwiderhandlungen unterliegen den Strafbestimmungen des Urheberrechtsgesetzes. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Werk berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zu der Annahme, dass solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung als frei zu betrachten wären und daher von jedermann benutzt werden dürften. Einbandentwurf: WMXDesign GmbH, Heidelberg Gedruckt auf säurefreiem Papier Springer ist Teil der Fachverlagsgruppe Springer Science+Business Media (www.springer.com)

Vorwort zur 5. Auflage

In allen Bereichen der Antriebs- und Steuerungstechnik, besonders im MaschinenAggregate-, Anlagen- und Fahrzeugbau, sind Einsatz und Anwendung der Hydraulik auch in jüngster Zeit sehr weit verbreitet. Die Ursache dafür liegt besonders in der ständigen Weiterentwicklung der Komponenten und des Zubehörs sowie der zunehmenden Verbindung der Hydraulik mit der Sensorik und Rechentechnik im Sinn der Mechatronik und der Erschließung neuer Einsatzgebiete der Fluidtechnik. Vor dem Hindergrund dieser stürmischen Entwicklung war die 4. Auflage innerhalb kürzester Zeit vergriffen. Deshalb entschieden Verlag und Herausgeber, möglichst schnell eine 5. Auflage herauszubringen, welche die aktuellen Ergebnisse dieser rasanten Entwicklung der Hydraulik berücksichtigt. Die bewährte Gliederung des Stoffes wurde auch in dieser Auflage beibehalten, wobei alle Kapitel bearbeitet, aktualisiert und ergänzt wurden. Das Grundanliegen der Überarbeitung war die durchgehende Berücksichtigung energetischer Gesichtspunkte bei der Auswahl und beim Einsatz hydraulischer Komponenten und Systeme. So wurden bei der Behandlung der Druckflüssigkeiten der energetisch optimierte Einsatz von Hydraulikölen ebenso wie rheologische Flüssigkeiten neu aufgenommen. Im Kapitel Berechnungsgrundlagen werden weitere Möglichkeiten zur Reduzierung der Energieverluste betrachtet und die Grundlagen zur Modellierung und Simulation komplexer Hydrauliksysteme wurden neu aufgenommen. Das Kapitel Pumpen und Motoren enthält weitere Anwendungen von Simulationsprogrammen und behandelt den aktuellen Einsatz von Regelsystemen und Aggregaten zur Verringerung der Verlustenergie. Die im Kapitel Arbeitszylinder enthaltenen Dichtungen wurden so strukturiert, dass die Auswahl der Dichtelemente für den Anwender leichter möglich ist. Im gleichen Kapitel wurden neueste Forschungsprojekte berücksichtigt, die bei der Qualitätssicherung von Zylindern nutzbar sind. Das Kapitel Ventile wurde aktualisiert und das dynamische Verhalten der Ventile stärker berücksichtigt. Die Messtechnik in der Hydraulik wurde durch neueste Trends in der Sensorik und ausgeführte Messgeräte erweitert und der Kalibrierung der Messketten mehr Raum eingeräumt. Das Buch soll für die in der Praxis tätigen Ingenieure, die als Konstrukteur, Anwender und Betreiber hydraulischer Anlagen wirken sowie für Studierende eine Hilfe bei der Einarbeitung in das Fachgebiet Hydraulik sein. Die Herausgeber und die Mitautoren stützen sich dabei auf ihre langjährige Erfahrung als Hochschullehrer.

VI

Vorwort zur 5. Auflage

Die Herausgeber danken allen, die am Zustandekommen der 5. Auflage des Buches beteiligt waren. Das gilt besonders für Herrn Professor Dr.-Ing. habil. R. Nollau und Herrn Professor Dr. paed. D. Herschel. Wir danken allen Firmen und Unternehmen, die durch Bereitstellung von Bild- und Informationsmaterial das Buchvorhaben unterstützten. Die sehr gute Zusammenarbeit mit Herrn Lehnert und Frau Cuneus vom Springer-Verlag hat es ermöglicht, dass auch diese Auflage schnell und in bewährter Qualität erscheinen konnte. Dresden, im Februar 2011

Die Herausgeber

Inhaltsverzeichnis

1

Einleitung (D. Will, N. Gebhardt).........................................................

1

2

Aufbau und Darstellung hydraulischer Anlagen (D. Will) ...............

5

3

Druckflüssigkeiten (D. Herschel).........................................................

13

3.1 3.2 3.3

13 13 16 16 20 23 27 29 32

Anforderungen............................................................................ Einteilung.................................................................................... Eigenschaften und Kennwerte von Druckflüssigkeiten .............. 3.3.1 Viskosität...................................................................... 3.3.2 Dichte und Kompressibilität ......................................... 3.3.3 Luft und Wasser in der Druckflüssigkeit ...................... 3.3.4 Umweltverträglichkeit und Entsorgung........................ 3.3.5 Technologische und ökonomische Anforderungen....... Charakteristik der marktüblichen Druckflüssigkeiten ................ 3.4.1 Mineralölbasische Flüssigkeiten (Mineralöle, Hydrauliköle)................................................................ 3.4.2 Schwerentflammbare Druckflüssigkeiten..................... 3.4.3 Biologisch schnell abbaubare Druckflüssigkeiten ........ 3.4.4 Rheologische Flüssigkeiten .......................................... 3.4.5 Wasser .......................................................................... Einsatzkriterien und Auswahl.....................................................

32 33 35 36 37 38

Berechnungsgrundlagen (D. Will, R. Nollau)......................................

41

3.4

3.5 4

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9

Druckentstehung und -fortpflanzung .......................................... Kontinuitätsgesetz, Masse und Volumen.................................... Bernoulli-Gleichung und Impulssatz .......................................... Strömungswiderstände................................................................ 4.4.1 Druckverluste................................................................ 4.4.2 Leckverluste.................................................................. Hydraulische Kapazität und Induktivität .................................... Verknüpfung von Strömungswiderständen................................. Strömungsbedingte Kräfte an Kolben hydraulischer Ventile ..... Arbeit, Leistung, Wirkungsgrad und Wärmeentwicklung .......... Modellierung und Simulation des dynamischen Verhaltens....... 4.9.1 Methodik der Modellermittlung und Modellbehandlung 4.9.2 Modellierung und Simulation eines Antriebszustandes.. 4.9.3 Übertragungsfunktion eines linearen Antriebsmodells...

41 46 48 55 56 68 73 77 83 88 94 94 98 104

VIII

5

Inhaltsverzeichnis

Grundstrukturen hydraulischer Kreisläufe (D. Will) ....................... 107 5.1 5.2. 5.3 5.4 5.5

6

107 107 109 110 111 113 114 116 116 118 119

Pumpen und Motoren (N. Gebhardt) .................................................. 121 6.1 6.2 6.3 6.4 6.5

6.6 6.7 6.8 7

Volumenstrom- und Druckquellen ............................................. 5.1.1 Volumenstromquellen .................................................. 5.1.2 Druckquellen ................................................................ Offener und geschlossener Kreislauf.......................................... 5.2.1 Offener Kreislauf.......................................................... 5.2.2 Geschlossener Kreislauf ............................................... Parallel- und Reihenschaltung von Verbrauchern ...................... Drosselkreisläufe ........................................................................ 5.4.1 Drosselkreisläufe mit Druckquelle ............................... 5.4.2 Drosselkreisläufe mit Volumenstromquelle ................. Passive und aktive Lasten........................................................... Einteilung ................................................................................... Kenngrößen ................................................................................ Maßnahmen zur Pulsationsminderung........................................ Simulation von Hydromaschinen ............................................... Bauarten von Hydromaschinen................................................... 6.5.1 Zahnradmaschinen........................................................ 6.5.2 Schraubenmaschinen .................................................... 6.5.3 Flügelzellenmaschinen ................................................. 6.5.4 Kolbenmaschinen ......................................................... Stelleinheiten von Hydromaschinen ........................................... 6.6.1 Steuereinrichtungen...................................................... 6.6.2 Regeleinrichtungen....................................................... Antriebseinheiten........................................................................ 6.7.1 Aggregate ..................................................................... 6.7.2 Power Packs ................................................................. Prüfung von Hydromaschinen ....................................................

121 123 132 138 141 141 146 147 150 158 159 162 172 172 174 175

Arbeitszylinder (N. Gebhardt) ............................................................. 177 7.1

7.2

7.3

Bauarten...................................................................................... 7.1.1 Einfachwirkende Zylinder ............................................ 7.1.2 Doppeltwirkende Zylinder............................................ 7.1.3 Schwenkmotoren .......................................................... Berechnung von Zylindern ......................................................... 7.2.1 Hubkraft und Arbeitsgeschwindigkeit.......................... 7.2.2 Reibungskräfte und Wirkungsgrad ............................... 7.2.3 Knickung ...................................................................... 7.2.4 Auslegung..................................................................... Zusatzelemente an Zylindern...................................................... 7.3.1 Dichtungen ................................................................... 7.3.2 Endlagendämpfung....................................................... 7.3.3 Befestigungsmöglichkeiten der Zylinder......................

177 178 179 180 181 182 185 188 190 191 191 197 199

Inhaltsverzeichnis

7.4 8

IX

7.3.4 Wegmesssysteme.......................................................... 200 Überprüfung von Zylindern ........................................................ 202

Ventile (H. Ströhl, R. Nollau, N. Gebhardt) .......................................... 207 8.1

Druckventile ............................................................................... 8.1.1 Druckbegrenzungsventile ............................................. 8.1.2 Druckreduzierventile .................................................... 8.1.3 Druckdifferenzventile ................................................... 8.1.4 Druckverhältnisventile.................................................. Stromventile................................................................................ 8.2.1 Drosselventile ............................................................... 8.2.2 Stromregelventile.......................................................... 8.2.3 Stromteilventile ............................................................ Sperrventile................................................................................. 8.3.1 Absperrventile .............................................................. 8.3.2 Rückschlagventile......................................................... 8.3.3 Entsperrbare Rückschlagventile ................................... 8.3.4 Wechselventile.............................................................. Wegeventile ................................................................................ 8.4.1 Kolbenlängsschieberventile .......................................... 8.4.2 Drehschieberventile ...................................................... 8.4.3 Zwei-Wege-Einbauventile als gesteuerte Einzelwiderstände............................................................................ Elektrisch betätigte Stetigventile ................................................ 8.5.1 Servoventile .................................................................. 8.5.2 Proportionalventiltechnik ............................................. 8.5.3 Vergleich Servo- und Proportionalventile .................... 8.5.4 Regelventile .................................................................. Verkettungstechnik und Montageformen für Ventile ................. 8.6.1 Rohrleitungseinbau ....................................................... 8.6.2 Mehrventilblockbauweise............................................. 8.6.3 Anschlussplattenverkettung .......................................... 8.6.4 Einschraub- bzw. Einsteckverkettung...........................

208 209 222 228 228 230 231 234 239 241 241 242 243 246 247 249 258

9

Druckflüssigkeitsspeicher (D. Herschel)............................................. 9.1 Anwendungen ............................................................................. 9.2 Wirkungsprinzip ......................................................................... 9.3 Bauarten...................................................................................... 9.4 Auslegung von Druckflüssigkeitsspeichern................................ 9.4.1 Problemstellung und Kenngrößen ................................ 9.4.2 Auslegungspraxis.......................................................... 9.5 Sicherheitsvorschriften ............................................................... 9.6 Einbau, Inbetriebnahme und Wartung ........................................

293 293 295 296 300 300 303 307 309

10

Zubehör (D. Herschel).......................................................................... 311

8.2

8.3

8.4

8.5.

8.6

260 263 264 275 284 284 285 285 286 288 292

X

Inhaltsverzeichnis

10.1 10.2 10.3

10.4

11

Montage...................................................................................... 335 Inbetriebnahme ........................................................................... 338 Vorbeugende Instandhaltung (Wartung) .................................... 339

Messtechnik in der Hydraulik (N. Gebhardt)..................................... 343 12.1

Messgrößen................................................................................. 12.1.1 Allgemeines.................................................................. 12.1.2 Druck ............................................................................ 12.1.3 Temperatur ................................................................... 12.1.4 Kombisensoren ............................................................. 12.1.5 Volumenstrom .............................................................. 12.1.6 Drehzahl ....................................................................... 12.1.7 Schallpegel ................................................................... 12.2 Hydraulikmessgeräte .................................................................. 12.2.1 Digitalanzeigegeräte ..................................................... 12.2.2 Hydrotester ................................................................... 12.2.3 Sensoren und Messgeräte zur Analyse des Fluids ........ 12.2.4 Der PC als Messgerät ................................................... 12.3 Software...................................................................................... 13

344 345 350 358 361 362 372 373 376 376 377 379 388 391

Diagnose und Zuverlässigkeit (N. Gebhardt)...................................... 393 13.1 13.2 13.3

14

311 316 317 317 319 326 327 327 331 333

Montage, Inbetriebnahme und Instandhaltung (D. Herschel) ......... 335 11.1 11.2 11.3

12

Flüssigkeitsbehälter (Tank) ........................................................ Flüssigkeitskühler und Vorwärmer............................................. Leitungen und Leitungsverbindungen ........................................ 10.3.1 Rohrleitungen ............................................................... 10.3.2 Rohrverschraubungen................................................... 10.3.3 Schlauchleitungen......................................................... Filter ........................................................................................... 10.4.1 Funktion und Kenngrößen ............................................ 10.4.2 Filterarten und Filterkonzept ........................................ 10.4.3 Anordnung der Filter im Kreislauf ...............................

Allgemeine Grundlagen.............................................................. 393 Hydraulikdiagnose...................................................................... 397 Anwendung der Hydraulikdiagnose ........................................... 401

Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen (R. Nollau) ............. 405 14.1 14.2 14.3

Projektierungsgrundlagen ........................................................... Kreislaufkonzepte....................................................................... Kreisläufe mit Druckquellen konstanten Drucksollwertes ......... 14.3.1 Kreislaufstrukturen, Teilsysteme.................................. 14.3.2 Antriebsschaltungen ..................................................... 14.3.3 Druckquellen ................................................................

405 407 412 412 414 426

Inhaltsverzeichnis

14.4

14.5

14.6 14.7

14.3.4 Leitungssystem ............................................................. 14.3.5 Dynamisches Verhalten ................................................ Kreisläufe mit Load-Sensing-System ......................................... 14.4.1 Grundstruktur des Kreislaufes ...................................... 14.4.2 Strukturmodifikationen................................................. 14.4.3 Dynamisches Verhalten ................................................ Kreisläufe mit Volumenstromquellen......................................... 14.5.1 Kreislaufstrukturen, Steuerungsprinzipien ................... 14.5.2 Kreislaufvarianten ........................................................ 14.5.3 Dynamisches Verhalten ................................................ Vergleich der Kreislaufkonzepte ................................................ 14.6.1 Aufwand an Komponenten, Verlustleistungen ............. 14.6.2 Dynamisches Verhalten ................................................ Der Projektierungsprozess .......................................................... 14.7.1 Zuordnung der Antriebe zu Kreislaufstrukturen........... 14.7.2 Druckniveaufestlegung ................................................. 14.7.3 Projektierung eines Kreislaufes mit Druckquelle ......... 14.7.4 Projektierung eines Kreislaufes mit Volumenstromquelle ............................................................................ 14.7.5 Projektierung weiterer Komponenten ...........................

XI

433 434 451 451 453 456 459 459 459 470 475 475 478 479 481 483 483 489 489

Literatur................................................................................................ 491 Sachverzeichnis .................................................................................... 505

1 Einleitung

Das Fachgebiet Hydraulik ist ein Teilgebiet der Hydromechanik, welche die Hydrostatik und die Hydrodynamik umfasst. Ursprünglich wurden in der Technik unter dem Begriff „Hydraulik“ alle hydrostatischen und hydrodynamischen Kraft-, Bewegungs- und Strömungsvorgänge sowie die zugehörigen Geräte und Anlagen verstanden, die mit dem Übertragungsmedium Wasser arbeiten (griechisch: hydor = das Wasser). Die ersten hydraulischen Einrichtungen wurden folglich ausschließlich mit Wasser betrieben. Erst im Laufe der Entwicklung kamen zunehmend andere, überwiegend selbstschmierende, Flüssigkeiten als Übertragungsmedien zum Einsatz. Dadurch ist heute die Wasserhydraulik nur ein Teilgebiet der Hydraulik. Die Hydraulik ist der Antriebstechnik zuzuordnen. Aufgabe der Antriebstechnik ist es, den Antrieb einer Maschine oder einer Einrichtung so zu gestalten, dass deren technologische Aufgaben optimal erfüllt werden können. Das gilt für das Fahrwerk eines Kraftfahrzeuges ebenso wie für den Antrieb einer Seilwinde, einer Presse u. a.m.

Motor

Me,Ze

Getriebe (Wandler)

Ma,Za; Fa,va

anzutreibende Einrichtung (Maschine)

Abb. 1.1 Prinzipdarstellung eines Antriebes

Den grundsätzlichen Aufbau eines Antriebes zeigt Abb. 1.1. Die Antriebsleistung wird von einem Elektromotor oder einem Verbrennungsmotor zur Verfügung gestellt. Die Ausgangsgrößen Me und Ze des Motors müssen durch einen Wandler in die von der Maschine geforderten Eingangsgrößen Ma und Za bei rotatorischen bzw. Fa und va bei translatorischen Antrieben transformiert werden. Diese Aufgabe übernimmt das Getriebe. Dem Konstrukteur bzw. Projekteur von Antrieben stehen dafür unterschiedliche Getriebebauformen zur Verfügung, aus denen er die für das vorliegende Antriebsproblem geeignete Variante auswählen muss. Die Getriebe können nach der Art der Elemente zur Wandlung der Eingangs- in die Ausgangsparameter eingeteilt werden in:

D. Will, N. Gebhardt (Hrsg.), Hydraulik, DOI 10.1007/978-3-642-17243-4_1, © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 2011

2

1 Einleitung

Mechanische Getriebe. Die Übertragungselemente sind Zahnräder, Riemen, Koppelgetriebe u. a. Eine stufenlose Veränderung des Übersetzungsverhältnisses ist nur begrenzt möglich. Mechanische Getriebe verlangen eine feste räumliche Zuordnung zwischen Antriebsmotor und Maschine. Elektrische Antriebe. Die Drehzahl elektrischer Antriebsmotoren kann heute in einem großen Bereich stufenlos verändert werden. Damit wird bei elektrischen Antrieben ein Teil der Getriebefunktion vom Motor und seiner Steuerung erfüllt. Elektrische Antriebe erfordern in vielen Fällen ein mechanisches Getriebe mit konstanter Übersetzung zur Anpassung von Drehmoment und Drehzahl an die von der anzutreibenden Einrichtung geforderten Parameter. Auch bei elektrischen Antrieben ist eine feste räumliche Zuordnung zwischen Antriebsmotor und Maschine erforderlich. Hydraulische Getriebe. Zur Übertragung der Leistung dient eine Flüssigkeit. Je nachdem, ob die potentielle oder die kinetische Energie des Flüssigkeitsstromes genutzt wird, unterscheidet man zwischen hydrostatischen und hydrodynamischen Getrieben. Hydrostatische Getriebe arbeiten nach dem Verdrängerprinzip. Im einfachsten Falle liefert eine mechanisch angetriebene Pumpe einen Volumenstrom, der im Motorteil (Hydromotor oder Arbeitszylinder) eine Abtriebsbewegung hervorruft. Auf Grund der Belastung am Motorteil entsteht ein Druck, der mit dem Volumenstrom die übertragene Leistung bildet, die als mechanische Abtriebsleistung an die anzutreibende Maschine abgegeben wird. Das hydrostatische Getriebe zeigt in seiner Kennlinie Nebenschlussverhalten, d. h., die Abtriebsdrehzahl bzw. -geschwindigkeit ist praktisch unabhängig von der Belastung. Durch die Möglichkeit, Pumpe und Motor räumlich zu trennen und flexible Leitungen zu verwenden, ist eine feste räumliche Zuordnung zwischen Antriebsmotor und anzutreibender Einrichtung nicht erforderlich. Eine stufenlose Veränderung des Übersetzungsverhältnisses ist in einem großen Bereich möglich. Als Übertragungsmedium werden heute Mineralöle, schwerentflammbare Flüssigkeiten auf wasserhaltiger oder synthetischer Basis oder Öle auf natürlicher Basis verwendet Hydrodynamische Getriebe bestehen aus einem Pumpenteil und einem Motorteil (Turbine). Die Drehzahl- und Drehmomentwandlung erfolgt mittels kinetischer Energie der Flüssigkeitsmasse. Das hydrodynamische Getriebe zeigt in seiner Kennlinie Hauptschlussverhalten, d. h., die Abtriebsdrehzahl nimmt mit zunehmendem Drehmoment ab. Beim Einsatz hydrodynamischer Getriebe ist wegen ihrer kompakten Bauweise eine feste räumliche Zuordnung zwischen Antriebsmotor und anzutreibender Einrichtung erforderlich. Weitere Gestaltungsmöglichkeiten für Antriebssysteme ergeben sich durch die Verwendung von Luft als Übertragungsmedium in pneumatischen Getrieben und durch die Kombination der oben beschriebenen Lösungen (z. B. Elektrohydraulik oder Pneumohydraulik). Derartige Kombinationen ermöglichen die sinnvolle Verbindung der Vorteile der jeweiligen Systemkomponenten.

1 Einleitung

3

In diesem Buch werden physikalische und fachspezifische Grundlagen, Komponenten und Geräte sowie Schaltungen behandelt, in denen das hydrostatische Übertragungsprinzip angewendet wird. Dynamische Vorgänge treten auch beim hydrostatischen Antrieb, insbesondere bei kritischen Strömungszuständen, Anlauf- oder Bremsvorgängen auf. Sie bilden im Leistungsbereich keine dominierende Rolle. Ihre Kenntnis und Behandlung ist jedoch eine wichtige Voraussetzung zur Optimierung des dynamischen Verhaltens hydraulischer Anlagen. Der Begriff Ölhydraulik wurde seit langem in der Technik geprägt und ist wegen des vorwiegenden Einsatzes von Mineralölen noch immer üblich. Da heute in zunehmendem Maße auch andere Flüssigkeiten eingesetzt werden, sollte er besser durch den Begriff Hydraulik ersetzt werden. Für die Gesamtheit der hydrostatischen und pneumostatischen Antriebe, Steuerungen und Regelungen wird zunehmend der Begriff Fluidtechnik verwendet. Nach DIN ISO 1219 wird in fluidtechnischen Anlagen (flüssig oder gasförmig) innerhalb eines Kreislaufes übertragen, gesteuert oder geregelt. Damit ist die Hydraulik ein Teilgebiet der Fluidtechnik. Die optimale Lösung einer Antriebs- und Steuerungsaufgabe ist immer davon abhängig, in welchem Maße die technischen, wirtschaftlichen und ergonomischen Forderungen erfüllt werden. Es gibt in der Technik eine Reihe typischer Anwendungsfälle und Anwendungsgebiete, bei denen auf Grund besonderer Vorteile einer Getriebe- bzw. Antriebsart ausschließlich diese zur Anwendung kommt. So werden Linearantriebe zur Bewältigung großer Kräfte auch bei kleinsten Geschwindigkeiten ausschließlich hydraulisch ausgeführt. Das gilt z. B. für bestimmte Pressen in der Automobilindustrie, für Kunststoffpressen, für Hubantriebe bei Gabelstaplern, Baggern, Schauflern, Ladern und Mobilkranen. Auch werden bei schweren Arbeitsmaschinen und Landmaschinen die Fahrantriebe hydraulisch ausgeführt. In Werkzeugmaschinen, in der Roboter- und Fertigungstechnik sowie in der Walzwerktechnik, im Schwermaschinenbau, im Schiffbau, in Flugzeugen und in Transportfahrzeugen ist die Hydraulik häufig anzutreffen. Zunehmend ist die Anwendung der Hydraulik in Kraftfahrzeugen zu beobachten. In der Antriebs-, Steuerungs- und Regelungstechnik werden neben der Hydraulik auch pneumatische, elektrisch/elektronische und mechanische Lösungen oder Kombinationen verwendet. Besonders hat sich der elektrohydraulische Antrieb verbreitet, wobei mit Mikrorechnern gekoppelte Antriebe, Steuerungen und Regelungen weiter an Bedeutung gewinnen. Die mit elektrohydraulischen Servoventilen erreichte hohe Dynamik und Genauigkeit bei Präzisions-Stellantrieben in Verbindung mit digitalen Regelungen hat durch den Einsatz von elektrohydraulischen Proportionalventilen einen wirtschaftlich vertretbaren Aufwandsbereich erreicht. Neuerdings sind elektrohydraulische Aktoren in der Entwicklung, die mit piezoelektrischer oder magnetostriktiver Ansteuerung arbeiten und eine Minimierung der hydraulischen Ventiltechnik erwarten lassen. Damit wird die Hydraulik zunehmend integraler Bestandteil der Mechatronik. In vielen Anwendungsfällen ist es erforderlich, aus vorhandenen Lösungsmöglichkeiten, auch verschiedener Energieformen, in einem Variantenvergleich die geeignetste Lösung zu ermitteln. Dazu ist die Kenntnis der Vor- und Nachteile

4

1 Einleitung

der jeweiligen Antriebsart notwendig. Die wesentlichsten Vorteile und Nachteile der Hydraulik sind aus heutiger Sicht wie folgt darzustellen: Vorteile: einfache Erzeugung linearer Bewegungen, Erzeugung großer Kräfte und Drehmomente, hohe Energiedichte, stufenlose Änderung der Abtriebsbewegungen, einfache Umkehr der Bewegungsrichtung, Anfahren aus dem Stillstand unter Vollast, geringe Zeitkonstante durch niedrige Trägheitswiderstände der Hydraulikmotoren und Arbeitszylinder, einfacher Überlastungsschutz durch Druckbegrenzungsventile, einfache Anzeige der Belastung durch Druckmessgeräte, Freizügigkeit der Anordnung, variable Antriebsstrukturen der Hydraulikgeräte durch entsprechende Leitungsverlegung und Hochdruckschläuche, Mit elektrohydraulischen Komponenten besonders geeignet für den Einsatz in geregelten Antrieben und automatisierten Einrichtungen (Mechatronik). Nachteile: hohe Anforderung an die Filterung der Hydraulikflüssigkeit (Schmutzempfindlichkeit), Abhängigkeit der Viskosität und der Kompressibilität von Druck und Temperatur beeinflussen das Betriebsverhalten, durch Leckagen und Druckverluste vergleichsweise schlechter Wirkungsgrad (Drosselsteuerung), infolge hoher Leistungsdichte und geringer Dämpfung relativ hohe Schwingungsneigung (Regelstreckenproblem), Lärmentwicklung. Durch die gezielte Anwendung der physikalischen Grundlagen sowie der Kenntnis des Aufbaus und der Wirkungsweise der Hydraulikgeräte und -kreisläufe wird eine funktionsgerechte und wirtschaftliche Gestaltung zuverlässiger Hydraulikantriebe erreicht und es ergibt sich damit die Möglichkeit zur Erweiterung des Hydraulikanwendungsfeldes.

2 Aufbau und Darstellung hydraulischer Anlagen

Ausgehend von einem praktischen Beispiel werden nachfolgend Aufbau und Wirkungsweise einer einfachen hydraulischen Anlage erläutert. Die in Abb. 2.1 vereinfacht dargestellte hydraulische Transporteinrichtung ist u. a. zum Beschicken von Bearbeitungsmaschinen geeignet. Dabei muss die Last durch den Kolben des Zylinders 4 in eine bestimmte Position geschoben werden und in dieser über einen längeren Zeitraum verbleiben können. Last 4

2 6 3 5

2 2

1

6

9

7

8

Abb. 2.1 Hydraulisch betätigte Transporteinrichtung (ALMAT Fluid-Systeme). 1 Pumpe, 2 Leitungen, 3 Steuereinrichtung, 4 Arbeitszylinder, 5 Manometer, 6 Leitungen, 7 Filter, 8 Behälter, 9 Druckbegrenzungsventil

Wirkungsweise der Hydraulikanlage Die durch einen Elektromotor angetriebene Zahnradpumpe 1 saugt einen Volumenstrom aus dem Behälter 8 und fördert ihn über die Leitungen 2 und die Steuereinrichtung 3 auf die rechte Seite des Kolbens des als Linearmotor wirkenden


6


Zylinders 4. Der Volumenstrom verdrängt den Kolben und schiebt mit der Kolbenstange die Last nach links. Der dabei auf der linken Seite des Kolbens verdrängte Volumenstrom fließt über die Leitungen 6, die Steuereinrichtung 3 und den Filter 7 zurück in den Behälter 8. Die durch das Verschieben der Last entstehende Widerstandskraft verursacht im Zylinderraum auf der rechten Seite des Kolbens und den mit diesem verbundenen Leitungen einen Druck, dessen Größe von der Widerstandskraft und der Kolbenfläche bestimmt wird. Der in der Hydraulikanlage herrschende Druck kann am Manometer 5 abgelesen werden. Das Druckbegrenzungsventil 9 begrenzt die Höhe des Druckes und schützt die Anlage vor Überlastung. Die Einstellung der Bewegungsrichtung der Last erfolgt durch Verschieben des Stellelementes im Gehäuse der Stelleinrichtung 3. Dadurch werden die für die jeweilige Bewegungsrichtung erforderlichen Zylinderanschlüsse mit der Pumpe 1 bzw. dem Behälter 8 verbunden. In der in Abb. 2.1 gezeigten Position des Stellelementes fließt der von der Pumpe geförderte Volumenstrom zum Behälter zurück und die beiden Anschlussleitungen zum Zylinder sind abgesperrt. Die Last befindet sich in der Ruhelage. Der in der Rückflussleitung angeordnete Filter 7 hat die Aufgabe, Verunreinigungen (z. B. Verschleißpartikel) aus dem Hydraulikfluid zu entfernen. Aus der dargestellten Funktions- und Wirkungsweise der hydraulischen Transportanlage folgt, dass Hydraulikanlagen Antriebssysteme sind, in welchen die vom Antriebsmotor abgegebene mechanische Leistung durch die Pumpe in hydraulische Leistung transformiert wird, welche der Hydromotor (Arbeitszylinder) wieder in mechanische Leistung zurücktransformiert. Aufbau der Hydraulikanlage Die für Hydraulikanlagen charakteristische Leistungswandlung mechanisch – hydraulisch – mechanisch führt zu dem in Abb. 2.2 dargestellten grundsätzlichen Aufbau einer Hydraulikanlage. Sie besteht aus den Hauptelementen: AntriebsMotor

anzutreibende Einrichtung

Schalt- und Steuersignale

Pan Flüssigkeitsstromerzeuger (Pumpe)

Pab QP,pP Steuer- und Qm,pm

Q0, p0

Regeleinrichtung (Ventile)

Flüssigkeitsstromverbraucher (Motor)

QR1, p0 Behälter

Abb. 2.2 Grundsätzlicher Aufbau hydraulischer Anlagen

QR2, p0

Hydraulikanlage


x x x x

7

Flüssigkeitsstromerzeuger (Pumpe), Flüssigkeitsstromverbraucher (Hydromotor), Steuer- und Regeleinrichtung und Zubehör.

Flüssigkeitsstromerzeuger wandeln die mechanische Leistung Pan des Antriebsmotors (Elektromotor oder Verbrennungsmotor) in hydraulische Leistung um, die durch den Volumenstrom Qp und den zu übertragenden Druck pp bestimmt wird. Sie sind Verdrängerpumpen, deren Volumenstrom Qp konstant oder veränderbar sein kann. Flüssigkeitsstromverbraucher wandeln die durch den zu ihnen fließenden Volumenstrom Qm und den vom Verbraucher erzeugten Druck pm bestimmte hydraulische Leistung in die mechanische Abtriebsleistung Pab. Sie sind Hydromotoren für rotierende oder translatorische Abtriebsbewegung. Steuer- und Regeleinrichtungen haben die Aufgabe, durch Schalt-, Steuer- und Regelvorgänge die Größen Druck p und Volumenstrom Q, welche die zu übertragende hydraulische Leistung Py bestimmen, zu beeinflussen. Die dazu erforderlichen Schalt-, Steuer- und Regelinformationen können von außen aufgegeben werden oder aus der hydraulischen Anlage selbst kommen. Steuer- und Regeleinrich-tungen sind grundsätzlich Ventile. Deren Durchflussquerschnitte sind stetig veränderbar oder sie realisieren nur die Schaltzustände „offen“ bzw. „geschlossen“. Steuer- und Regeleinrichtungen können auch aus Kombinationen mehrerer Ventile bestehen. In Abhängigkeit von den Aufgaben, welche die Ventile in hydraulischen Anlagen zu erfüllen haben, wird unterschieden in Druckventile, Stromventile, Wegeventile und Sperrventile. Druckventile beeinflussen durch Veränderung ihres Durchflussquerschnitts die Größe des Druckes in einem Zweig der Hydraulikanlage oder die Druckdifferenz bzw. das Druckverhältnis zwischen Ein- und Ausgang eines Hydraulikelements. Stromventile besitzen einen oder mehrere veränderbare Durchflussquerschnitte. Sie dienen zur Einstellung eines bestimmten Volumenstromes in einem Zweig der Hydraulikanlage. Wegeventile sind (mehrpolige) Schalter, welche Leitungsverbindungen herstellen oder trennen bzw. eine stetige Verstellung ermöglichen. Mit ihnen können Bewegungszustände von Hydromotoren z. B. Vorlauf, Rücklauf oder Halt gesteuert oder geregelt werden. Sperrventile öffnen oder verschließen richtungsabhängig den Durchflussquerschnitt für den durch sie fließenden Volumenstrom. Zum Zubehör gehören alle bisher nicht aufgeführten Elemente und Geräte, die zum sicheren Betrieb einer Hydraulikanlage unbedingt erforderlich sind. Das sind u. a. Flüssigkeitsbehälter, Leitungen zur Übertragung der hydraulischen Leistung, Messgeräte, Heiz- bzw. Kühleinrichtungen und Filter. Darstellung hydraulischer Anlagen Zur eindeutigen Darstellung des Aufbaues und der Wirkungsweise einer hydraulischen Anlage dient der Funktionsschaltplan. Dieser enthält alle Komponenten und

8


Geräte, ihre Verknüpfung sowie alle erforderlichen Angaben für Schalt-, Steuerund Regelinformationen. Im Funktionsschaltplan werden alle Komponenten und Geräte durch Symbole dargestellt. Diese in DIN ISO 1219-1 genormten Symbole erfüllen u. a. folgende Forderungen: x eindeutige Darstellung der Funktion der Komponente bzw. des Gerätes, ohne auf konstruktive Details einzugehen, x Verwendung kombinationsfähiger Grundsymbole, die die Darstellung komplizierter Strukturen auch bisher unbekannter Komponenten erlauben. In Tabelle 2.1 ist eine Auswahl der Schaltsymbole nach DIN ISO 1219-1 dargestellt. Weitere Symbole werden bei der Behandlung der Komponenten in den entsprechenden Kapiteln bzw. Abschnitten vorgestellt. Die im Buch verwendeten Kurzzeichen für Geräte und Leitungen sind in Tabelle 2.2 dargestellt. Tabelle 2.1 Hydrauliksymbole nach DIN ISO 1219-1 (Auswahl) lfd.Nr. 1 2 3

Symbol

Bedeutung Strömungsrichtung des Fluids Verstellbarkeit

Betätigungsarten

3a

Muskelkraft

3b

Stößel oder Taster

3c

Feder

3d

Elektromagnet (schaltend)

3e

Proportionalmagnet

3f

hydraulisch direkt wirkend

3g

hydraulisch indirekt wirkend

3h

M

Elektromotor

6

Druckleitung, Rückflussleitung, elektrische Leitung Steuerleitung, Leckleitung, Spül- oder Entlüftungsleitung flexible Leitung

7

Leitungskreuzung (keine Verbindung)

4 5


9

8

Leitungsverbindung

9

Entlüftung, kontinuierlich

10

Behälter, Leitungsende unterhalb des Fluidspiegels

11

Druckflüssigkeitsspeicher

12

Druckquelle

15

Pumpe mit konstantem Verdrängungsvolumen, einer Förderrichtung und einer Drehrichtung Pumpe mit veränderbarem Verdrängungsvolumen und zwei Förderrichtungen

16

Rotationsmotor mit konstantem Verdrängungsvolumen und einer Drehrichtung

17

Rotationsmotor mit veränderbarem Verdrängungsvolumen und zwei Drehrichtungen

18

einfach wirkender Zylinder mit Tauchkolben

19

doppelt wirkender Zylinder mit einseitiger Kolbenstange

20

doppelt wirkender Zylinder mit zweiseitiger Kolbenstange

21

Teleskopzylinder einfach wirkend

22

Drosselventil einstellbar

23

Absperrventil

24

Rückschlagventil, ohne Druckabfall

25

Rückschlagventil, mit Druckabfall

26

Rückschlagventil, entsperrbar

27

4/3-Wegeventil

14

10


28

4/2-Wegeventil mit Elektromagnet und Federrückführung

29

Servoventil, zweistufig, mit positiver Überdeckung

30

Druckbegrenzungsventil, direktgesteuert, mit externem Leckanschluss

31

Druckreduzierventil, einstufig

32

2-Wege-Stromregelventil

33

3-Wege-Stromregelventil

34

Filter

35

Kühler

36

Vorwärmer

37

Manometer

38

Volumenstrommesser

39

Thermometer

Tabelle 2.2 Bezeichnung hydraulischer Geräte und Leitungen Gerät bzw. Leitung Kurzzeichen Gerät bzw. Leitung Absperrventil VA Druckquelle Behälter B Rückschlagventil Drosselventil VDr Servoventil Druckbegrenzungsventil VD Stromregelventil Druckdifferenzventil VDi Wegeventil Druckflüssigkeitsspeicher Sp Proportionalwegeventil Druckreduzierventil VM Ablaufleitung Filter F Druckleitung Motor M Leckleitung Pumpe P Steuerleitung Volumenstromquelle VQ Verbraucherleitung

Kurzzeichen PQ VR VSo VS VW VWP T P L , Tl Px A,B


a

b

c

d

A

B

P A

T B

P A

T B

11

2 P0 T 1 A B P 2 T 0

1

Abb. 2.3 Erläuterung zum Symbol eines 4/3-Wegeventils. a Grunddarstellung b Hinzufügung weiterer Schaltstellungen c komplettes Symbol des Wegeventils d Wegeventil in Schaltstellung 2

Zum Verständnis der Anwendung und Handhabung des Symbols eines Wegeventils dient Abb. 2.3. Das Symbol eines Wegeventils wird grundsätzlich durch ein quadratisches Feld (Abb. 2.3 a) dargestellt. An dieses werden die Leitungsanschlüsse (in Abb. 2.3 vier Anschlüsse, mit A, B, P, T bezeichnet) herangeführt. Die einer bestimmten Schaltstellung des Wegeventils entsprechenden Leitungsverbindungen werden in das Quadrat eingezeichnet (im Beispiel: A, B gesperrt; P mit T verbunden). Weitere Schaltstellungen werden durch Hinzufügen weiterer Quadrate mit den diesen Schaltstellungen entsprechenden Leitungsverbindungen (Abb. 2.3 b) dargestellt. So entsteht das komplette Symbol (Abb. 2.3 c) für das Wegeventil, das im vorliegenden Fall vier Leitungsanschlüsse und drei Schaltstellungen hat. Es wird deshalb als 4/3-Wegeventil bezeichnet. Die einzelnen Schaltstellungen werden mit arabischen Ziffern (2, 0, 1) gekennzeichnet, wobei die Mittelstellung stets die Ziffer 0 erhält. Die Leitungsanschlüsse A, B, P, T werden nur an ein quadratisches Feld gezeichnet, welches normalerweise die Halt- bzw. Ruhestellung charakterisiert (s. Abb. 2.3 c). Eine neue Schaltstellung wird durch Verschieben des Symbols gegenüber den feststehenden Leitungsanschlüssen erreicht. Dabei wirken die Betätigungselemente (in Abb. 2.3 d durch einen Pfeil dargestellt) grundsätzlich schiebend auf das Schaltsymbol. Die Einhaltung dieser einfachen Hinweise ist wichtig für die eindeutige Zuordnung der Betätigungselemente zu den Schaltstellungen. Zum Verständnis der Anwendung und Handhabung des Symbols eines Druckbegrenzungsventils dient Abb. 2.4. Druckbegrenzungsventile werden grundsätzlich im unbeaufschlagten Zustand (so, wie der Schaltzustand bei nicht mit Druck beaufschlagten Leitungen ist), gezeichnet. In diesem Zustand schiebt die Feder-

12


vorspannkraft FF das Ventilelement 1 gegen den Anschlag 2. Der Pfeil im quadratischen Ventilsymbol hat keine Verbindung zur Abflussleitung T. Das Ventil ist geschlossen. Mit zunehmendem Druck p steigt die hydraulische Kraft Fy an. p

Q

Fy 2 1

FF

T

Abb. 2.4 Erläuterung zum Symbol eines Druckbegrenzungsventils. 1 Ventilelement, 2 Anschlag

Überschreitet die hydraulische Kraft die Federvorspannkraft, wird das Ventilsymbol nach rechts verschoben, das Ventil öffnet und der Volumenstrom Q kann gegen den Einstelldruck des Ventils über den Leitungsanschluss T abfließen. Dabei wird vor dem Ventil der Duck p aufrechterhalten. Der Funktionsschaltplan der hydraulisch betätigten Transporteinrichtung nach Abb. 2.1 ist in Abb. 2.5 dargestellt. Die vom Elektromotor angetriebene Pumpe P fördert einen konstanten Volumenstrom in die Anlage. Die Schaltstellungen 0, 1 und 2 des handbetätigten 4/3-Wegeventils VW realisieren die Bewegungszustände Halt, Vorlauf und Rücklauf des Arbeitszylinders M. Durch die Federn am Wegeventil wird gewährleistet, dass beim Loslassen des Betätigungshebels die Schaltstellung 0 erreicht und der Arbeitszylinder M sicher in seiner Lage gehalten wird. Das Druckbegrenzungsventil schützt die Anlage vor Überlastung. Der Filter F, der hier in der Rückflussleitung angeordnet wurde, beseitigt mechanische Verunreinigungen und schützt so die Anlage vor schnellem Verschleiß. M

VW 2

0

1

Me P

VD

F

M B

Abb. 2.5 Funktionsschaltplan der Hydraulikanlage nach Abb. 2.1

Der Funktionsschaltplan gibt nur Auskunft über Aufbau und Funktion der Hydraulikanlage. Er sagt nichts zur räumlichen Anordnung und zur Größe der Komponenten und Geräte aus.

3 Druckflüssigkeiten

3.1 Anforderungen Die Druckflüssigkeit ist ein wesentliches Konstruktionselement jeder Hydraulikanlage. Die spezifischen Eigenschaften der Druckflüssigkeiten beeinflussen die Funktionsfähigkeit, Betriebssicherheit und Umweltverträglichkeit hydraulischer Systeme. Die Aufgaben einer Druckflüssigkeit sind sehr vielfältig und führen zu einem komplexen Anforderungsprofil. Neben den prinzipbedingten Hauptaufgaben Leistungsübertragung, verbunden mit Druck- und Bewegungsübertragung, Herstellen und Aufrechterhalten der Verbindung zwischen Primär- und Sekundäreinheit, Übertragung von Signalen für Steuerungs- und Regelungszwecke sind weitere funktionswichtige Nebenaufgaben zu erfüllen: Schmierung von Gleit- und Wälzkontakten zur Verminderung von Reibung und Verschleiß, Abführen von Wärmeenergie vom Entstehungsort zum Wärmetauscher, i. Allg. zum Behälter, Transport von Fremdstoffen (z. B. Verschleißpartikeln) zum Filter, Schutz von Oberflächen vor chemischem Angriff, insbesondere vor Korrosion. In Tabelle 3.1 sind die Anforderungen an Druckflüssigkeiten zusammengestellt. Die Gliederung der Anforderungen nach Aspekten ist natürlich nicht zu sehr einzugrenzen; z. B. beeinflusst die Viskosität neben der Funktion auch die ökonomische Bilanz (Leistungsverluste!).

3.2 Einteilung Naheliegend ist der Einsatz von Wasser als Druckflüssigkeit, denn neben der Verfügbarkeit werden wichtige Anforderungen in idealer Weise erfüllt, z. B. Umweltverträglichkeit, Nichtbrennbarkeit, Produktverträglichkeit (keine Schädigung für Lebensmittel, Pharmaka, Textilien u. a.) und Wirtschaftlichkeit (Kosten für Anschaffung, Entsorgung, Versicherung). Historisch gesehen war Wasser auch die erste Flüssigkeit für den Einsatz in Hydraulikanlagen. Bald nach der ersten Dampfmaschine ließ sich Bramah 1795 die Erfindung einer hydraulischen Presse


14


mit Wassereinsatz patentieren (britisches Patent Nr. 2045). Im Jahr 1906 liegt die Geburtsstunde für die Ölhydraulik; als neues Druckmedium brachte Janney Mineralöl in einem hydrostatischen Getriebe zum Einsatz. Die Wasserhydraulik wurde in der Folgezeit mehr und mehr in Nischenanwendungen verdrängt, erfährt jedoch in jüngster Zeit eine Renaissance, s. Abschn. 3.4.4. Nach Unfällen und Brandkatastrophen, besonders im Bergbau, wurden schwer entflammbare Flüssigkeiten entwickelt und für bestimmte Einsatzfälle vorgeschrieben. Tabelle 3.1 Anforderungen an Druckflüssigkeiten

Aspekt Funktionalität und Zuverlässigkeit

Ökonomie

Sicherheit

Umweltverträglichkeit

Anforderungen Leistungsübertragung mit dem Stand der Technik entsprechenden Parametern, vor allem einer hohen Leistungsdichte und geringen Verlusten Voraussetzung dafür sind: – gute Schmierfähigkeit x Aufrechterhalten eines tragfähigen Schmierfilms auch bei hohen Belastungen; entscheidend dafür ist das Viskositäts-Druck-Verhalten x gutes Benetzungsvermögen für die Reibpartner x Bildung reibungsmindernder Reaktionsschichten angemessene Viskosität und eine geringe Abhängigkeit der Viskosität von der Temperatur, d. h., hoher Viskositätsindex VI Filtrierbarkeit, d. h., kein flüssigkeitsbedingter Störeinfluss auf die Filterstandzeit hohe Alterungsbeständigkeit und thermische Stabilität, dadurch lange Einsatzdauer und lange Wechselzyklen günstiger Anschaffungspreis schwer entflammbar bzw. in bestimmten Einsatzfällen nicht entflammbar keine chemische Aggressivität gegenüber allen Werkstoffen, mit denen die Druckflüssigkeit in Berührung kommt (insbesondere Tribopaarungen, Dichtungen) geringe Beeinflussung der physikalischen Eigenschaften von Dichtungsmaterialien gutes Luftabscheidevermögen, denn freie Luft stellt in Hydraulikanlagen einen Mangel und u. U. ein erhebliches Gefährdungspotential dar (s. Abschn. 3.3.3) keine Schädigung der Umwelt, insbesondere des Wassers keine toxische oder allergene Wirkung auf Mensch und Tier

Ein ständig wachsendes Umweltbewusstsein, gepaart mit rechtlichen Maßnahmen des Gesetzgebers sowie der zunehmende ökologische Druck der Öffentlichkeit, haben seit den achtziger Jahren des vergangenen Jahrhunderts die Entwicklung biologisch schnell abbaubarer Flüssigkeiten („Bioflüssigkeiten“) befördert.

3.2 Einteilung 15

Neueste Entwicklungen auf dem Flüssigkeitssektor sind die elektrorheologischen und magnetorheologischen Flüssigkeiten (ERF bzw. MRF), bei denen sich die Viskosität durch das Anlegen starker elektrischer bzw. magnetischer Felder in einem weiten Bereich (dünnflüssig bis fest) gezielt beeinflussen lässt. Die Möglichkeit der hochdynamischen Druck – und Volumenstromänderungen könnte die Stetigventiltechnik revolutionieren: Im Gegensatz zu konventionellen elektroservohydraulischen Ventilen wird der Vorsteuerkreislauf nicht durch Torquemotoren, sondern durch sehr viel dynamischere ER –Strömungswiderstände angesteuert [3.1]. Weitere Anwendungen wie hochdynamische Druck- oder Volumenstromregelungen sowie Kupplungen mit steuerbarer Drehmomentübertragung (damit gleichzeitig Getriebefunktion) befinden sich in der Entwicklung. Abbildung 3.1 zeigt die Einteilung der Druckflüssigkeiten in der Übersicht sowie eine Angabe zur Größenordnung der gegenwärtigen Nutzung, wobei branchenspezifisch große Unterschiede auftreten können. Druckflüssigkeiten

Wasser

Mineralöle

Klarwasser (Leitungswasser) mit Zusätzen

unlegiert (ohne Additive) legiert (additiviert)

3% xLebensmittel-, Pharmaindustrie xbrand- und explosionsgefährdete Bereiche (Bergbau)

74 % x „konventionelle“ Anwendung x Stationärhydraulik hoher Leistung

schwerentflammbare Druckflüss. wasserhaltig nicht wasserhaltig

9% x brandgefährdete Bereiche

biologisch schnell abbaubare DF nativ (natürlich) synthetisch

14 % x Umwelt- und Wasserschutz x Freilandanwendungen, Mobilhydraulik

elektrorheologische Flüss. Scherungstyp (shearmode) Strömungstyp (flowmode) Prototypen x Dämpfungselemente x Kupplungen x Getriebe x Sensoren

Abb. 3.1 Einteilung der Druckflüssigkeiten

Prognostische Einschätzungen der Marktentwicklung verweisen meist auf eine Veränderung beim Einsatz der Mineralöle (Rückgang auf ca. 50 ... 60%) und biologisch schnell abbaubaren Flüssigkeiten (Zunahme auf 25 ... 30%). Umfangreiche Aktivitäten sind gegenwärtig bei der Entwicklung der Wasserhydraulik zu erkennen, wobei es in naher Zukunft vorrangig um das Erschließen neuer Anwendungsgebiete und weniger um Konkurrenz mit der verbreiteten „konventionellen“ Hydraulik gehen dürfte [3.2].

16


Ein anderes, häufig genutztes Einteilungskriterium für Druckflüssigkeiten ist die ISO-Viskositätsklassifikation, s. Tabelle 3.2. In den Normen ISO 3448 und DIN 51519 werden 18 Viskositätsklassen (Viscosity Grade bzw. Viscosity Group, VG) im Bereich von 2 – 1500 mm2/s definiert. Jede Viskositätsklasse wird durch die Mittelpunktsviskosität in mm2/s bei der Bezugstemperatur 40°C bezeichnet; die zulässigen Grenzen jeder Klasse liegen bei r 10%. Der praxisrelevante Bereich für die Druckflüssigkeiten in Hydrauliksystemen umfasst mit Ausnahme von Wasser (Q40 = 0,66 mm2/s) die ISO VG 10 bis ISO VG 100. Tabelle 3.2 ISO-Viskositätsklassifikation nach ISO 3448 und DIN 51519 (Auszug) Viskositätsklasse ISO 3448 Mittelpunktsviskosität bei 40 °C mm2/s Grenzen der kinematischen Viskosität bei 40 °C mm2/s

ISO VG 10

ISO VG 15

ISO VG 22

ISO VG 32

ISO VG 46

ISO VG 68

ISO VG 100

10

15

22

32

46

68

100

13,5 16,5

19,8 24,2

28,8 35,2

41,1 50,6

61,2 74,8

90,0 110,0

9,0 11,0

Eine weitere Untergliederung der Hauptgruppen und die Charakterisierung der marktüblichen Druckflüssigkeiten erfolgt in Abschn. 3.4.

3.3 Eigenschaften und Kennwerte von Druckflüssigkeiten 3.3.1 Viskosität Die Viskosität (auch Zähigkeit) ist die wichtigste Eigenschaft der Druckflüssigkeiten. Sie hat entscheidenden Einfluss auf die Schmierfähigkeit und auf die Energieverluste und zwar in entgegengesetzter Tendenz auf die Leck- und Strömungsverluste. v

y=h dy h

dvx

y=0 x

Abb. 3.2 Skizze zur Herleitung der Viskosität für Newtonsche Flüssigkeiten

Die Viskosität ist ein Maß für die innere Reibung infolge des Widerstandes, der bei gegenseitiger Verschiebung benachbarter Schichten in einer Flüssigkeit oder einem Gas auftritt. Unter einem anderen Betrachtungspunkt ist die Viskosität die

3.3 Eigenschaften und Kennwerte von Druckflüssigkeiten 17

Eigenschaft, durch Schub-(Scher-)Verformung eine Schubspannung aufzunehmen, die bei den sog. Newtonschen Flüssigkeiten nur vom Geschwindigkeitsgefälle dvx /dy abhängig ist, vgl. Abb. 3.2. Zwischen zwei benachbarten Flüssigkeitsschichten wirkt eine Schubspannung Wxy in Richtung x, die bei isotrop reinviskoser Flüssigkeit dem Geschwindigkeitsgefälle dvx /dy proportional ist

W xy = K

dv x . dy

(3.1)

Den Proportionalitätsfaktor nennt man dynamische Viskosität K (DIN 1342/T.2). Die SI-Einheit für K ist Pa s. Veraltet und nicht mehr zulässig ist die Einheit Poise (P): 1 Poise (P) = 0,1 Pa s

1 cP = 10-3 Pa s

Werte für die dynamische Viskosität werden nach DIN 53018 mit Rotationsviskosimetern aus dem gemessenen Drehmoment bei einer bestimmten Winkelgeschwindigkeit ermittelt, s. Abb. 3.3 b. Die auf die Dichte bezogene dynamische Viskosität bezeichnet man als kinematische Viskosität Q

Q=K/U. Temperiermantel

(3.2) Prüfflüssigkeit

Prüfflüssigkeit

Meßwelle Kupplung

Fallkugel

Fallhöhe

Fallrohr h

Temperiergefäß

kalibrierte Drosselöffnung Meßbecher

Meßbehälter a

b

c

Abb. 3.3 Prinzipien der Viskositätsbestimmung. a Kugelfall-Viskosimeter b Rotations-Viskosimeter c Kapillar- (Ausfluss-)Viskosimeter

Die SI-Einheit für Q ist 1 m2/s. Praxisrelevant für die Hydrostatik ist die Verwendung der kleineren Einheit mm2/s: 1 mm2/s = 10-6 m2/s = 1 cSt. Die Einheit Stokes (1 St = 100 cSt) ist veraltet, aber immer noch weit verbreitet. Die kinematische Viskosität wird vor allem bei Berechnungen von Strömungsvorgängen (Nutzung der Reynoldszahl) verwendet. Auch die Klassifizierung der Druckflüssigkeiten erfolgt nach der kinematischen Viskosität, s. Tab. 3.2. Die Ermittlung dieser Stoffkennwerte erfolgt traditionell auf der Basis der DIN 51550 mit Kapillarviskosimetern (s. Abb. 3.3 c) (Messung der Durchflusszeit) oder unter Werkstattbedingungen mit dem Kugelfall-Viskosimeter nach Höppler (DIN 53013), s. Abb. 3.3 a. Zum Stand der Technik gehören heute

18


Viskositätssensoren zur Online-Bestimmung des Ölzustandes, die in die Hydraulikanlagen integriert werden [3.3, 3.4]. Ökonomische und ökologische Ziele sind dabei zustandsabhängige Wechselintervalle für die Druckflüssigkeit, das Vermeiden von Maschinenschäden und Kosteneinsparungen bei der Entsorgung der Altöle. Die Viskosität der Druckflüssigkeiten ist von der Temperatur und vom Druck abhängig, s. Abb. 3.4 und 3.5. Die nichtlinearen Zusammenhänge sind experimentell untersucht worden. Für die analytische Beschreibung stehen empirisch gewonnene Näherungsgleichungen zur Verfügung. Für das Viskositäts-TemperaturVerhalten (V-T-Verhalten) gilt: 1) Gleichung nach Ubbelohde-Walther (DIN 51563) lg lgQ + c = K Q m lg T

c T

(3.3)

Konstante (für Mineralöl c = 0,8) Temperatur in K

m KQ

Richtungsfaktor Konstante.

Gleichung (3.3) bildet auch die Grundlage für die in der Praxis meist genutzte Darstellung als Gerade (Ubbelohde–Walther–Diagramm, genormt nach DIN 51563, und auch ASTM >American Society for Testing and Materials@–Diagramm), vgl. Abb. 3.4 b. 1000 500

Q kinematische Viskosität

Q!Q

Q

-

Q

kinematische Viskosität (mm²/s)

100

- -

50

10

5

-

0

Temperatur a

b

10

20

40

60 80 120

Temperatur (°C)

Abb. 3.4 Viskositäts-Temperaturverhalten. a prinzipieller Verlauf b V-T- Gerade nach Ubbelohde – Walther

2) Gleichung nach Vogel-Cameron (DIN 53017) B

K- =

A e - +C

(3.4)


C Konstante (für Mineralöl C = 95°C) A, B flüssigkeitsspezifische Konstanten Temperatur in °C . Dean und Davis haben eine Bezugsgröße, den Viskositätsindex VI nach DIN ISO 2909, eingeführt [3.5]. Ein hoher Viskositätsindex VI weist auf einen geringen Anstieg (flache Kennlinie) im V-T-Diagramm und damit auf eine für das Betriebsverhalten erwünschte geringe Temperaturabhängigkeit. Tabelle 3.3 zeigt Größenordnungen der VI-Werte für die im Abschn. 3.4 vorgestellten Flüssigkeiten. Bemerkenswert sind die günstigen Werte für biologisch schnell abbaubare Flüssigkeiten, insbesondere der HETG-Gruppe auf der Basis von Pflanzenölen. Tabelle 3.3 Viskositätsindex für ausgewählte Druckflüssigkeitsgruppen Druckflüssigkeit Mineralöl HLP Mineralöl HVLP HFC-Flüssigkeiten HFD-Flüssigkeiten HETG (Triglyceride) HEES (synthetische Ester) HEPG (Polyglykole)

Viskositätsindex VI 95 – 105 105 – 175 150 – 225 0 – 80 200 – 240 150 – 220 125 – 215

Die Viskosität hat entscheidenden Einfluss auf das Betriebsverhalten, insbesondere auf den Verschleiß und auf die Leistungsverluste (Druckverluste, innere Leckverluste). Bei der Flüssigkeitsauswahl sind deshalb genügend genaue Kenntnisse der Einsatzbedingungen und Betriebstemperaturen notwendig. Das Viskositäts-Druck-Verhalten (V-P-Verhalten) ist gekennzeichnet durch eine Viskositätszunahme bei Druckerhöhung, und zwar steigt die dynamische Viskosität umso stärker, je niedriger die Temperatur und je höher die Nennviskosität sind. T=20° C 30

2,5

40 50

Qp Qp=0

80

2,0

1,5

1,0 0 a

10

20 30 p (MPa)

5000 1000 500

kinematische Viskosität (mm²/s)

3,0

40

100

bar 1400

10

200 40 0

b

5 20 40 70 Temperatur (°C)

110

Abb. 3.5 Einflussgrößen auf die Viskosität. a Viskositäts-Druck-Verhalten, Parameter Temperatur b Viskositäts-Temperatur-Verhalten, Parameter Druck

20


Bei der kinematischen Viskosität wird der Effekt erst ab 200–300 bar nennenswert, weil die Dichte bei Druckerhöhung ebenfalls ansteigt. Bei Drücken im Bereich von 400 bar kommt es bei Mineralölen zur Verdopplung der kinematischen Viskosität, wobei sich der weitere Anstieg umso höher einstellt, je geringer die Temperatur ist. Das V-P-Verhalten wird näherungsweise durch einen Exponentialansatz beschrieben:

Kp =K0 eDp

(3.5)

K0 Viskosität bei Atmosphärendruck. Der Viskositätsdruckkoeffizient D (V-P-Faktor) ist abhängig von der Flüssigkeitssorte und von der Temperatur, s. Abb. 3.5. Die Größenordnung liegt bei 1,2 · 10-3 bis 3,0 · 10-3 bar-1. 3.3.2 Dichte und Kompressibilität Die Dichte U = m/V ist vor allem bei dynamischen Vorgängen von Bedeutung. Beeinflusst werden die Druckverluste im Leitungssystem und die Kraftwirkungen (Impulskräfte) auf die Kolben (Steuerschieber) von Ventilen. Aus der Definitionsgleichung ergibt sich, dass die Dichte infolge des Einflusses von Temperatur und Druck auf das Volumen ebenfalls temperatur- und druckabhängig ist. Diese Abhängigkeit ist allerdings weitaus geringer als bei der Eigenschaft Viskosität und wird deshalb bei praktischen Berechnungen selten berücksichtigt. Dichteangaben für Druckflüssigkeiten sind nach DIN 51757 auf die Bezugstemperatur - = 15°C und einen Atmosphärendruck p = 1 bar zu beziehen (U15). Die Dichten von Druckflüssigkeiten liegen mit U15 = 0,80 bis 0,92 kg/dm3 unter dem Wert für Wasser (U15 = 1,0 kg/dm3). Eine Ausnahme bilden die zur Gruppe der biologisch schnell abbaubaren Flüssigkeiten gehörenden Polyglykole (HEPG-Flüssigkeiten): Dichten bis U15 = 1,1 kg/dm3. Für überschlägliche Berechnungen kann der Mittelwert UÖl = U15 = 0,9 kg/dm3 = 900 kg/m³ benutzt werden. Das Dichte-Temperatur-Verhalten (U-T-Verhalten) wird von der temperaturabhängigen Volumenänderung bestimmt:

'V = DV V '-

(3.6)

DV mittlerer Volumenausdehnungskoeffizient Für Mineralöle beträgt DV im Mittel (6,5 bis 7,5) 10-4 K-1. '- = - -0 wird meist auf - 0 = 15°C bezogen. Die Dichteänderung bei konstantem Druck ergibt sich zu

U-

U0 . 1 D V (- - 0 )

(3.7)

Für das Dichte-Druck-Verhalten (U-p-Verhalten) ist die Kompressibilität realer


Flüssigkeiten verantwortlich, denn ein inkompressibles Verhalten gibt es nur als Modellfall. Die Volumenverringerung bei Druckeinwirkung wird beschrieben durch die Beziehung: V 'p . (3.8) K Der Kompressionsmodul K (SI-Einheit MPa) kann auch als Elastizitätsmodul der Druckflüssigkeiten aufgefasst werden. Die Abhängigkeit ' V/V = f(p) stellt keine lineare Funktion dar, was heißt, dass der Kompressionsmodul keine Konstante, sondern druckabhängig ist. Bei genaueren Untersuchungen muss deshalb zwischen Sekanten-Kompressionsmodul KS und Tangenten-Kompressionsmodul KT unterschieden werden [3.6]. Haupteinflussgrößen auf den Kompressionsmodul sind neben Flüssigkeitssorte und Temperatur vor allem der Luftgehalt der Druckflüssigkeit, vgl. Abschn. 3.3.3. Als Anhaltswerte für den Kompressionsmodul werden in der Praxis genutzt: K = (1,4 bis 1,6) 104 bar für luftfreie Mineralöle, K = (1,0 bis 1,2) 104 bar für lufthaltige Mineralöle, K = (2,3 bis 3,5) 104 bar für Druckflüssigkeiten ohne Mineralölbasis. 1 Der Kehrwert E p wird Pressziffer genannt. K Weil auch die unter Druck stehenden Bauelemente, insbesondere die Rohrleitungen und Schläuche, elastischen Formänderungen ausgesetzt sind, muss oft mit einem Ersatzkompressionsmodul K' gerechnet werden. Abbildung 3.6 zeigt, wie beträchtlich der Einfluss sein kann.

'V

2,5 104 bar

Ersatzkompressionsmodul K'

- Öl=20°C

3

2

- Öl=25°C 4

- Öl=50°C

1,5 2 1 1

- Öl=25°C

0,5

0

50

100

150 Druck p

200

250 bar

300

Abb. 3.6 Leitungseinfluss auf den Ersatzompressionsmodul K’ (nach [3.7]). 1 Hochdruckschlauch NW 30 (l = 3 m), 2 Stahlrohr 30x4 (l = 3 m), 3 und 4 Mineralöl

Vor allem bei Schlauchleitungen ist die Beeinflussung nicht mehr vernachlässigbar, siehe Tabelle 3.4.

22


Tabelle 3.4 Gemessene Elastizitätsmodule an ölgefüllten Schlauchleitungen [3.8] Schlauch (DIN 24950) mit

Elastizitätsmodul Eschl (in MPa) bei Betriebsdruck (in bar) 100

200 3

300 3

Textileinlage (DIN 20021/T.3)

0,28·10

0,26·10

-

Drahtgeflechteinlage (DIN 20022/T.1)

0,89·103

1,06·103

1,17·103

Textileinlage mit Aramidfaser

0,71·103

0,71·103

0,78·103

Für die druckabhängige Dichteänderung bei konstanter Temperatur gilt

Up

U p0

1 1 E v 'p

.

(3.9)

Bei gleichzeitiger Änderung von Temperatur und Druck kann der Ansatz 1 U p- U 0 ( ) 1 D V '- EV 'p

(3.10)

verwendet werden. Die Gesetzmäßigkeit soll durch Abb. 3.7 qualitativ verdeutlicht werden. kg/dm3 0.91 20 °C Up

0.90

50 °C

0.89

70 °C

0.88 0.87 0.86 0.85 0

100

200

300

Abb. 3.7 Dichte-Druck-Temperatur-Verhalten von Mineralölen

400 p bar


Für das Betriebsverhalten einer Hydraulikanlage viel bedeutsamer als der Einfluss der Kompressibilität auf die Dichte ist die Auswirkung auf das Bewegungsverhalten und die gesamte Steifigkeit des Systems. Es ist problematisch, ohne zusätzliche Regelung Bewegungen exakt aufeinander abzustimmen. Des Weiteren kann die Schwingungsneigung zunehmen oder ein bestimmter Nachlauf bei Bremsvorgängen auftreten. Insgesamt überwiegt in der Praxis die positive Wirkung, weil Druckspitzen abgebaut werden und erwünschte Dämpfungseffekte auftreten. Ein Vergleich der E-Module von Druckflüssigkeiten (K = 1 bis 3,5 · 103 MPa) mit denen von Stahl (E = 200 bis 210 ·103 MPa) zeigt, dass die Flüssigkeit eine Steifigkeitsschwachstelle darstellt. Der Kompressionsmodul K bzw. K' geht analog zum E-Modul direkt in die Steifigkeit eines komprimierten Flüssigkeitsvolumens („hydraulische Steifigkeit“) ein: c hy 'l c hy

'F 'l

A 'p 'l

(3.11)

V0 'p A K' A 'p A K' V0 'p

(3.12) A 2 K' V0

A 2 K' A l0

A K' l0

(3.13)

V, A, l sind die geometrischen Größen der komprimierten Flüssigkeitssäule. Es ist abzuleiten, dass bei Hydrauliksystemen, die hohe Steifigkeiten erfordern, mit großen Kolbenflächen und kleinen Längen gearbeitet werden muss, wodurch die Arbeitsdrücke meist relativ niedrig liegen, z. B. bei Werkzeugmaschinen. Bei feststehenden Abmessungen erhöht sich die Steifigkeit mit ansteigendem Druck, weil der Kompressionsmodul K bzw. K' druckabhängig zunimmt. Bei Hydraulikanlagen zur Übertragung großer Leistungen (z. B. Bagger) sind jedoch hohe Drücke und damit kleine Abmessungen und Massen anzustreben. 3.3.3 Luft und Wasser in der Druckflüssigkeit Der Gehalt an Luft (allgemein an Gasen) und Wasser ändert die Eigenschaften einer Druckflüssigkeit und kann bei bestimmten Konstellationen das Betriebsverhalten hydraulischer Anlagen sehr negativ beeinflussen. Bei einem System „Luft in Flüssigkeit“ sind dabei zwei Erscheinungsformen zu unterscheiden: gelöste Luft (Absorptionsvorgang) und ungelöste oder „freie“ Luft (Dispersionsvorgang). Oberflächenschaum (Luftanteil > 30%) ist eine spezielle Form von ungelöster Luft. Das Lösen von Gasen in Flüssigkeiten stellt ein Naturgesetz dar, welchem es auch zu danken ist, dass Tiere und Pflanzen in Gewässern leben können. Bei einer echten Lösung liegt ein homogenes, molekularverteiltes Gemisch von Gas und

24


Flüssigkeit vor, deshalb bleiben die Eigenschaften der Druckflüssigkeit und damit das Betriebsverhalten der Anlage weitgehend unbeeinflusst. Freie Luft hat dagegen sehr schädliche Auswirkungen. Für das Auftreten freier Luft kommen zwei Ursachen in Frage: 1. das direkte Ansaugen von Luft über die Pumpe, 2. das druckabhängige Ausscheiden aus der gelösten Luft. Während die erste Ursache auf grobe Wartungsmängel schließen lässt (Undichtigkeiten, zu geringer Flüssigkeitsstand) und prinzipiell vermeidbar ist, gehört das „Aus-Lösung-Gehen“ zum oben genannten Naturgesetz. Das Luftaufnahmevermögen bis zur Sättigung ist bis ca. 300 bar proportional dem Druck und wird durch das Henry-Daltonsche-Löslichkeitsgesetz beschrieben: V Lu

V Fl D

p2 p1

(3.14)

Druckbereich d 300 bar, Viskositätsbereich Q = (25 bis 120) mm2/s VLu gelöstes Luftvolumen (Sättigungswert), p1 Anfangsdruck, p2 Enddruck VFl Flüssigkeitsvolumen bei Normaldruck (Atmosphärendruck) D Löslichkeitskoeffizient für Luft (Bunsen-Koeffizient) D = 0,08 bis 0,09 für Mineralöl bei Temperatur von 25°C D = 0,05 bis 0,06 für HETG - Flüssigkeit.

Die Luftaufnahme kann ein Vielfaches des Flüssigkeitsvolumens betragen, z. B. ist in einer Hydraulikanlage mit 100 dm3 Ölvolumen bei 1 bar die Lösung von 9 dm3, bei 100 bar von 900 dm3 und bei 300 bar von 2700 dm3 Luft möglich. Andererseits führt jede Drucksenkung zur Ausscheidung von freier Luft aus dem Reservoir an gelöster Luft. Einen anschaulichen Vergleich bietet das Aufperlen von Gasblasen beim Öffnen einer Flasche mit kohlensäurehaltigem Getränk. Ein solcher Wechsel von Gleichgewichtszuständen ist typisch für Hydrauliksysteme, denn es treten die verschiedensten Druckniveaus – vom Unterdruck in der Saugleitung von Pumpen bis zum Lastdruck – auf. Charakteristisch ist dabei, dass sich das Freiwerden von Luft bei Druckabfall sehr schnell, oft blitzartig, vollzieht, während das „In-Lösung-Gehen“ wesentlich langsamer abläuft. Freie Luft kann Ursache für Störungen und Schadensfälle sein, die sowohl das Betriebsverhalten als auch die Druckflüssigkeit und Anlagenkomponenten betreffen können, s. dazu Tabelle 3.5. Durch Beachtung einiger Projektierungshinweise und eine ordnungsgemäße Wartung können die negativen Wirkungen unterdrückt werden: Entlüftung der Anlage bei Inbetriebnahme (Entlüftungsmöglichkeit an der höchsten Stelle im Kreislauf, ggf. auch an Motoren und Arbeitszylindern), Kontrolle der Anlage auf Undichtigkeiten und richtigen Ölstand, kurze, gerade Saugleitung mit genügend großer Nennweite zur Erzielung geringerer Strömungsgeschwindigkeiten (vÖl 1 m/s); Grund: geringer Strömungswiderstand, geringer Druckverlust, richtige Auslegung des Flüssigkeitsbehälters (Behältergröße, Trennbleche für Saug- und Rücklaufraum, Entlüftung mit Entlüftungsfilter), s. Abschn.10.1,


Vermeiden von schroffen Querschnitts- und Richtungsänderungen im Leitungsnetz und in den Anlagenkomponenten; Grund: mögliche Druckabfälle. Tabelle 3.5 Störungen und Schadensfälle durch freie Luft und deren Ursachen

Betriebsverhalten

Druckflüssigkeit

Anlagenkomponenten

Mögliche Störungen und Schäden ruckartige Bewegungen („Stottern“ der hydraulischen Aktoren), Neigung zu Schwingungen, Schaltverzögerungen (verspätetes Ansprechen), Erhöhung des Geräuschpegels;

Ursachen höhere Kompressibilität der Druckflüssigkeit, damit kleinerer Kompressionsmodul und Verringerung der hydraulischen Steifigkeit, Kavitationserscheinungen, Explosionen und Implosionen im Mikrobereich;

vorzeitige und beschleunigte Alterung der Druckflüssigkeit, örtlicher Zerfall von Ölmolekülen; Umwandlung in Kohlenstoff (Kracken), örtliche Kleinexplosionen durch Selbstentzündung, Minderung der Wärmeleitfähigkeit;

Sauerstoffgehalt, erhöhte Temperatur durch Kompression der Luft, örtliche Druck- und Temperaturspitzen bis ! 700 °C („Dieseleffekt“), schlechtes Wärmeleitvermögen von Luft;

Kavitationserosion (Strömungsverschleiß) in Pumpen und Ventilen, Schädigung, u. U. Zerstörung von Dichtungen.

Druckschwankungen, örtlich schneller Druckabfall, schlagartige Luftabscheidung, Abfall des statischen Druckes bei hohen Strömungsgeschwindigkeiten (Drosselstellen), Wirkung von Druck- und Temperaturspitzen auf die Elastomere, Diffusion von Luft in Dichtungswerkstoff, auf kleines Volumen komprimierte Luftblasen können unter Dichtlippe gelangen und explosionsartig expandieren.

Der Entlüftungseffekt im Flüssigkeitsbehälter wird neben der konstruktiven Gestaltung (s. Abschn. 10.1) vom Luftabscheidevermögen (LAV) der Druckflüssigkeit bestimmt. Die Ermittlung des Luftabscheidevermögens ist in der DIN 51381 festgelegt: Es ist die Zeit zu messen, in der sich die in einer Flüssigkeit dispergierte – also freie – Luft bis zu einem Restgehalt von 0,2 vol.-% abgeschieden hat. Die Prüftemperatur muss dabei 50 °C betragen. Den physikalischen Hintergrund für die Prüfung des Luftabscheidevermögens bildet das Stokessche Gesetz für die Aufstiegszeit T von Luftblasen: T

18 h Q / ( d 2 g )

(3.15)

h Aufstiegshöhe

Q kinematische Viskosität

d Blasendurchmesser

g Erdbeschleunigung

26


Tabelle 3.6 zeigt eine Auswahl von Zahlenwerten, die den einschlägigen Normen bzw. VDMA-Blättern (vgl. Tabellen 3.14 und 3.15) entnommen wurden. Durch Alterung und Fremdstoffverunreinigungen (bes. silikonhaltige Mittel) verschlechtert sich das LAV. Zu beachten ist auch, dass Schaumdämpfungsmittel (meist Silikonbasis) das LAV negativ beeinflussen. Tabelle 3.6 Luftabscheidevermögen (LAV) in min bei 50°C ISO VG 22 und 32 Mineralöl

< 5

ISO VG 46 und 68

ISO VG 100

< 10

< 15

< 15

< 15

schwer entflammbare

HFB

Flüssigkeiten

HFC

< 15

< 15

HFD

< 25

< 25

biologisch schnell

HETG

< 7

< 10

abbaubare Flüssigkeiten

HEES

< 7

< 10

HEPG

< 5

< 10

< 25

Auch der Wassergehalt sollte – abgesehen von den schwerentflammbaren Flüssigkeiten, vgl. Tabelle 3.14 – bestimmte Grenzen nicht übersteigen. Wasser ist als Verunreinigung für die Druckflüssigkeit aufzufassen. Die schädigende Wirkung wird oft unterschätzt, weil frische und reine Hydrauliköle Wasser sehr schnell abtrennen. Für die Ermittlung des Wassergehaltes gibt es genormte Verfahren: - Mineralöle

DIN ISO 3733 Angabe in % Massenanteil Grenzwert 0,1 %

- biologisch schnell abbaubare Flüssigkeiten

DIN 51 777

Angabe in mg/kg Grenzwert 1000 mg/kg

Ähnlich wie beim Problem „Luft“ ist ungelöstes („freies“) Wasser die Ursache für eine Reihe negativer Wirkungen. Im Vordergrund stehen die Verschlechterung der Schmierwirkung, die Minderung des Verschleißschutzes (Additive werden zersetzt) sowie die Begünstigung der Korrosion an Metallteilen. Hydrolyse kann zur schnelleren Flüssigkeitsalterung sowie zur Entstehung von Zersetzungsprodukten mit der Gefahr von Filterverstopfungen führen. Insbesondere die synthetischen Ester (HEES-Flüssigkeiten) und Triglyceride (HETG), beide zur Gruppe der umweltverträglichen Flüssigkeiten (s. Abschn. 3.4.3) gehörend, haben eine geringe hydrolytische Stabilität. Gegenmaßnahmen werden in Abschn. 11.3 vorgestellt.


3.3.4 Umweltverträglichkeit und Entsorgung Erhebungen besagen, dass mindestens 40% der europaweit verkauften Schmierstoffe nicht der Aufbereitung und damit Wiederverwendung zugeführt bzw. nicht ordnungsgemäß entsorgt werden, sondern durch Leckagen, Verdampfen oder konzeptionsbedingte Verlustschmierung in die Umwelt, vor allem in die Böden gelangen. Diese Tatsache und das hohe und weiterhin steigende Umweltbewusstsein unserer Gesellschaft und die aus dem ökologischen Druck der Öffentlichkeit resultierenden gesetzgeberischen Aktivitäten (die Gesetzgebung der Europäischen Union ist im hohen Maß umweltbezogen) verleihen der Thematik „Umweltverträglichkeit“ eine hohe Priorität. Dieser Aspekt ist auch ein wesentliches Kriterium im Wettbewerb mit alternativen Antrieben, z. B. mit der Elektrotechnik. Für die Beurteilung der „Umweltverträglichkeit eines Produktes“ existiert noch keine allgemeingültige Definition, und die Begriffe und Kriterien zeigen sich oft uneinheitlich. Bei der Einschätzung hydraulischer Anlagen stehen meist die umweltschädigenden Eigenschaften der Druckflüssigkeiten im Vordergrund, aber zur Thematik gehören auch solche Bereiche wie Geräuschverhalten und Energieeinsparung. Als Kriterien zur Beurteilung der Umweltverträglichkeit dienen beim gegenwärtigen Erkenntnisstand die biologische Abbaubarkeit und die ökotoxikologische Unbedenklichkeit in aquatischen und terrestrischen Bereichen sowie die Konformität mit Richtlinien der Lebensmittelindustrie. Die unter den Druckflüssigkeiten dominierenden Mineralöle werden als wassergefährdende Stoffe eingestuft. National und zunehmend international existieren zahlreiche Gesetze und Vorschriften, die bei der Anwendung von wassergefährdenden Flüssigkeiten zu beachten sind [3.9, 3.10]. Unter biologischem Abbau von Flüssigkeiten versteht man deren chemische Umwandlung unter Einbeziehung von Lebewesen (Mikroorganismen) im Beisein von Wasser und Sauerstoff (aerobe Bedingungen). Endprodukte sind Wasser, Kohlendioxid, Energie und Biomasse [3.13]. Für die Praxis entscheidend sind die Geschwindigkeit und der erreichbare Grad des Abbaus. Bei einem zu langsamen Abbau, z. B. bei Mineralölen, können die Flüssigkeiten in tiefere Bodenschichten vordringen und dort unter Umständen nicht mehr abgebaut werden. Einen Zugang für quantitative Vergleichswerte bietet die mengenmäßige Erfassung von Abbauendprodukten in Abhängigkeit von der Zeit; dafür sind international genormte Tests entwickelt worden [3.11, 3.12, 3.13]. Nach heutigem Erkenntnisstand besteht keine Gefährdung für Boden und Gewässer, wenn der modifizierte OECD-Screening-Test (unter aeroben Bedingungen sollen wasserlösliche Flüssigkeiten eine Mindestabbaubarkeit von 70% in 28 Tagen erreichen) erfüllt wird. Der CEC-L-33-A 93-Test gilt als veraltet und für Hydraulikflüssigkeiten als ungeeignet. Die ökotoxikologische Unbedenklichkeit ist gekennzeichnet durch die Forderungen, dass die Druckflüssigkeit keine Inhaltsstoffe enthalten darf, die – Halogen-, Nitrit- oder metallische Verbindungen (Ausnahme: Ca < 0,01 Gew.%) enthalten, – kennzeichnungspflichtig (Gefahrstoffverordnung/Chemikaliengesetz) sind,

28


– erbgutändernd oder krebserregend sind, – wassergefährdend (Wassergefährdungsklasse 2 oder 3) sind. Das Gefährdungspotential für Grund- und Abwasser wird durch die Verwaltungsvorschrift wassergefährdender Stoffe (VwVwS) vom 17. Mai 1999 (letzte Novellierung 1. August 2005) in drei Wassergefährdungsklassen (WGK) eingestuft, welche aus einer Wassergefährdungszahl (WGZ) gebildet werden, s. Tabelle 3.7. Tabelle 3.7 Wassergefährdungszahl (WGZ) und Wassergefährdungsklasse(WGK) von Druckflüssigkeiten WGZ 2 - 3,9

WGK 1

Beurteilung schwach wassergefährdend

4 - 5,9 >6

2 3

wassergefährdend stark wassergefährdend

Druckflüssigkeit H, HFA, HFC, HFDR, HEPG, HEES HL, HLP, HVLP HFAE, HFB, HFDT, HLPD

Die Wassergefährdungszahl (WGZ) ist der arithmetische Mittelwert aus Säugetiertoxizität (ST), Bakterientoxizität (BT) und Fischtoxizität (FT): WGZ = ( ST + BT + FT ) : 3.

(3.16)

Projektanten und Nutzer von Hydraulikanlagen sollten niemals eine Selbsteinstufung vornehmen, sondern die Hersteller der eingesetzten Druckflüssigkeit und ggf. die zuständige Umweltbehörde einbeziehen. Der wirksamste Beitrag zur ökologischen Akzeptanz der hydraulischen Antriebstechnik liegt vor, wenn es gar nicht zum Flüssigkeitsaustritt kommt, das heißt also, durch verbesserte Dichtungssysteme („trockene Hydraulik“) und Havarieschutzmaßnahmen, s. Abschn. 10.2 . Die Entsorgung von Druckflüssigkeiten ist durch das Abfallgesetz und die nachgeordnete Altölverordnung (Altöl V vom 27. 10. 87, Neufassungen 2002 und 2006) geregelt. Altöle – dazu gehören neben Mineralöl auch native Öle und synthetische Flüssigkeiten – werden in vier Sammelkategorien eingeteilt, die getrennt gesammelt und gelagert werden müssen, s. Tabelle 3.8. Tabelle 3.8 Sammelkategorien für Altöle nach dem Abfallgesetz

Kategorie 1 Hydrauliköle Grenzwerte PCBa < 20 mg/kg

Kategorie 2

Kategorie 3

Kategorie 4

Synthetische Hydrauliköle

Chlorierte Hydrauliköle (Mineralölbasis) mit PCBa < 50 mg/kg

Leicht abbaubare Hydrauliköle

Halogene < 0,2 % a

PCB Polychlorbiphenylen


Der Aufbereitung von Altöl wird in allen aktuellen Bestimmungen der Vorrang vor sonstigen Entsorgungsverfahren eingeräumt, sofern keine technischen und ökonomischen Sachzwänge entgegenstehen. Alle Flüssigkeiten der Kategorie 1 sollen grundsätzlich der Aufbereitung zugeführt werden. Weitere Entsorgungsvarianten für die gebräuchlichen Druckflüssigkeiten zeigt die Tabelle 3.9. Weit verbreitet ist die kontrollierte Verbrennung, z. B. in Zementwerken. Etwas kurios ist die mögliche Einstufung von Rapsöl (nicht wassergefährdend) als Sonderabfall, weil die Zweitraffination gegenwärtig noch nicht durchgängig gesichert ist. Tabelle 3.9 Entsorgung ausgewählter Druckflüssigkeiten

Mineralöle HFC, HFD HETG (Rapsöl) HEES (synth. Ester) HEPG (Polyglykole)

Aufarbeitung

Verbrennung

x

x x x x x

x x

Entsorgung als Sonderabfall x x x

3.3.5 Technologische und ökonomische Anforderungen Aus dem Trend zu immer höherer Leistungsdichte und dem Wettbewerbszwang zu Kosten- und Qualitätsbewusstsein ergeben sich weitere Anforderungen und daraus abgeleitete Eigenschaften der Druckflüssigkeiten, Tabelle 3.10. Die meisten Druckflüssigkeiten stellen heute Legierungen dar, d. h., sie werden durch Zusätze (Additive, Inhibitoren) gezielt in ihren Eigenschaften verändert. Die Additive können die Grundflüssigkeit direkt beeinflussen oder an den Grenzflächen zwischen Flüssigkeit und Anlagenkomponenten wirken, s. Tabelle 3.11 >3.14@. Die Innovationen auf dem Gebiet der Hydraulikflüssigkeiten gehen immer weiter. Über die Beeinflussung der Viskosität und Schmiereigenschaften werden Strömungswiderstände und Reibungsverluste verringert, wodurch Senkungen des Energiebedarfs in Größenordnungen bis 14% nachweislich erzielbar sind, wohlgemerkt nur durch den Einsatz optimierter Flüssigkeiten >3.15@, >3.16@. Vor dem Hintergrund, dass bei Einsatz der Hydraulik in Kraftfahrzeugen Kraftstoffeinsparungen gefordert werden, wurden hydraulische Komponenten in die Untersuchungen einbezogen. So hat die Viskosität einen nachweisbaren Einfluss auf den volumetrischen Wirkungsgrad von Hydraulikpumpen. In [3.27, 3.28] wurden Ergebnisse von Untersuchungen mit Ganzjahreshydrauliköl MEHF (Maxium Efficiency Hydraulic Fluid) vorgestellt. Vergleichsuntersuchungen zwischen HVLP VI = 142 und MEHF VI = 200 an Frontladern und Minibaggern ergaben eine Effizienzsteigerung von 13–15%, wobei die geleistete Arbeit, die Arbeitszeit und der Kraftstoffverbrauch verglichen wurden. Der Ausgangspunkt der Betrachtungen ergibt sich aus Abb 3.8, wo die Wirkungsgrade für Hydraulikpumpen in Abhängigkeit von der kinematischen Viskosität bzw. der Fluidtemperatur dargestellt

30


sind. Ein Maximum des Gesamtwirkungsgrades ergibt sich im schraffierten Bereich, der sich für eine konkrete Ölsorte aus der Öltemperatur ergibt. Der Einsatz von MEHF gestattet die Optimierung der Viskositäts-Temperatur-Kennlinien und ermöglicht so einen Einsatz des Fahrzeuges im optimalen Bereich.

Abb. 3.8 Abhängigkeit der Wirkungsgrade von der Fluidtemperatur für Hydraulikpumpen >3.29@

Als Alterung bezeichnet man chemische Reaktionen der Druckflüssigkeit, die sich in den Alterungsmechanismen Oxidation, Polymerisation, Cracken und Hydrolyse zeigen >3.17@. Ursachen sind hohe Temperatur, hoher Druck, Anwesenheit von Wasser sowie der Kontakt mit Stoffen, die katalytisch wirken (darunter Fe und Cu). Die Oxidation stellt die stärkste Einflussgröße dar, weshalb die Oxidationsstabilität zu den wesentlichen Kenngrößen gehört. Verbesserungen werden durch Additive erreicht, s. Tabelle 3.11. Als Folge der Alterung entstehen unlösliche, teilweise auch saure Polymerisations- und Zersetzungsprodukte (Harze, Hartasphalte, Ölkohle), die Verschleiß und Fressgefahr erhöhen sowie enge Spalte oder auch Filter zusetzen können. Außerdem kann die Viskosität ansteigen. Zukunftweisend sind bereits existierende Konzepte zur Standzeitvorhersage von Druckflüssigkeiten in Hydrauliksystemen unter Nutzung der Alterungssimulation mit neuronalen Netzen >3.18@. Für moderne Druckflüssigkeiten gewinnen die Eigenschaften thermische Stabilität und Filtrierbarkeit (vgl. Tabelle 3.10) an Bedeutung. Höhere Betriebstemperaturen der Flüssigkeit beschleunigen den Alterungsprozess und die Bildung von Abbauprodukten (Verschlammung der Anlage). Die Filtrierbarkeit als „Fähigkeit einer Flüssigkeit, kontinuierlich durch einen Feinfilter (Test-Filterfeinheit 1,2 Pm) zu fließen“ ist auf Grund sehr komplexer Einflüsse schwer zu definieren und messtechnisch zu erfassen. Es gibt noch keine standardisierte Testmethode.

3.3 Eigenschaften und Kennwerte von Druckflüssigkeiten 31 Tabelle 3.10 Betriebswirtschaftliche Forderungen an Hydrauliksysteme und Eigenschaften der Druckflüssigkeit Forderung hohe Zuverlässigkeit und Verfügbarkeit

ökonomische Betriebsweise, geringe Wartungskosten

Kennzeichen x hohe Lebensdauer, geringer Verschleiß x reduzierte Instandhaltungskosten x höhere Ölreinheit x kleinere Spiele, Spaltverluste x höhere Ölreinheit x längere Ölstandzeiten/ Ölwechselintervalle

kleinere Füllvolumina (Masse- x höhere Betriebstemperatur und Kostenreduzierung) der Druckflüssigkeit breiter Einsatzbereich ohne x Mehrbereichsflüssigkeit Flüssigkeitswechsel

Eigenschaft x Verschleißschutzverhalten x Verträglichkeit mit Dichtungswerkstoffen x Filtrierbarkeit x Filtrierbarkeit x Alterungsbeständigkeit x Oxidationsstabilität, thermische und hydrolytische Stabilität x thermische Stabilität x hoher Viskositätsindex x Kälteverhalten

Tabelle 3.11 Additivierung von Druckflüssigkeiten [3.14] Option/Wirkung auf Oxidationsstabilität (Verzögerung der Alterung infolge Oxi-dation), thermische Stabilität Erweiterung des Temperatureinsatzbereiches, hoher Viskositätsindex Verbesserung des Kälteverhaltens Verminderung der Verschäumungsneigung Verschleißschutz, Fressschutz Korrosionsschutz, Buntmetallpassivierung Verminderung des Reibwertes Verbesserung des Schmutztragevermögens, Verhinderung der Schlammbildung

Additivtyp Antioxidantien (Phenole, Amine, Schwefel- und SPhosphorverbindungen)

Wirkstelle Grundflüssigkeit

Viskositätsindex-Verbesserer

Grundflüssigkeit

Pourpoint-Depressant

Grundflüssigkeit

Antischaumzusätze

Grundflüssigkeit

Verschleißschutz- und EPZusätze Korrosionsschutzinhibitoren, Metallpassivatoren Friction modifier Dispersants und Detergents

Grenzflächen Grenzflächen Grenzflächen Grundflüssigkeit und Grenzflächen

Zu den in die Flüssigkeitsstandards aufgenommenen Kennwerten gehören die Neutralisationszahl NZ und Verseifungszahl VZ. Die Neutralisationszahl ist ein Maß für den Gehalt an Säuren, der wegen der Aggressivität gegenüber Metallen unerwünscht ist. Die Maßangabe der Neutralisationszahl erfolgt als die zur Neutralisation erforderliche Menge Kalilauge, bezogen auf 1 g der untersuchten Flüssigkeit, in mg KOH/g. Die Verseifungszahl VZ bezieht sich auf die in der Flüssigkeit enthaltenen oder während der Einsatzzeit entstandenen verseifbaren Stoffe, die zur Verschlammung führen können.

32


Die Verträglichkeit von Dichtungswerkstoffen – vor allem Elastomere – mit den Druckflüssigkeiten ist ein entscheidendes Kriterium für die Zuverlässigkeit und Sicherheit hydraulischer Systeme. Im Standard ISO 6072 wird ein Elastomerverträglichkeitsindex (EVI) definiert und dessen Bestimmung beschrieben. Getestet wird die Eigenschaftsveränderung eines repräsentativen Standardreferenzelastomers (SRE) in einer Hydraulikflüssigkeit unter festgelegten Prüfbedingungen, insbesondere der Temperatur. Bestandteile des EVI sind die Volumenänderung des Elastomerwerkstoffes als wesentliches Eignungskriterium sowie die Einflüsse auf Härte, Reißfestigkeit und Reißdehnung für Aussagen über den chemischen Angriff der Flüssigkeit auf die Dichtung >3.19@.

3.4 Charakteristik der marktüblichen Druckflüssigkeiten 3.4.1 Mineralölbasische Flüssigkeiten (Mineralöle, Hydrauliköle) Mineralöle sind Raffinations- bzw. Destillationsprodukte des Erdöls und bestehen aus Grundölen auf Paraffin- oder Naphtenbasis. Reine Öle sind praktisch nicht mehr im Einsatz. Die modernen Druckflüssigkeiten stellen Legierungen dar, bei denen durch Zugabe von Additiven Eigenschaftsverbesserungen erzielt werden (s. Abschn. 3.3.5). Tabelle 3.12 Einteilung und Normung der Mineralöle Bezeichnung H HH HL

Norm/ Richtlinie DIN 51517/T.1 ISO 6743-4 DIN 51524/T.1

HLP HM

DIN 51524/T.2 ISO 6743-4

HVLP HV

DIN 51524/T.3 ISO 6743-4

HLPD

Zusammensetzung, Eigenschaften Mineralöl ohne Wirkstoffe (Additive) in der Praxis nicht mehr verwendet p < 100 bar Additive (Zusätze) zur Verminderung von Korrosion und Erhöhung der Alterungsbeständigkeit p < 250 bar zusätzlich zu HL-Ölen weitere Wirkstoffe zur Verschleißminderung und Erhöhung der Belastbarkeit im Mischreibungsgebiet; breite Anwendung in der Praxis p < 400 bar wie HLP, aber mit zusätzlichen Wirkstoffen zur Verbesserung des Viskositäts-Temperatur-Verhaltens, d. h., kleiner Anstieg der V-T-Geraden und damit hoher Viskositätsindex VI, breiter Temperatureinsatzbereich wie HLP, jedoch Zusätze zur Verbesserung des Partikeltransportes (detergierende Wirkung) und der Fähigkeit zur Dispersion (Wassertragevermögen)

Der Wirkstoffzusatz ist auch Kriterium für die Sortendifferenzierung der Mineralöle, s. Tabelle 3.12. In den zitierten Normen sind die Mindestanforderungen und quantitativen Kennwerte ausführlich dargestellt. Die wichtige Eigenschaft Viskosität bestimmt die nächste Gliederungsebene, z. B. bedeutet „HLP 68“ Zugehörigkeit zur VG 68 (Mittelpunktsviskosität 68 mm2/s). Zu den besonderen Vorzügen gehören: gute Schmierfähigkeit,

3.4 Charakteristik der marktüblichen Druckflüssigkeiten 33

günstige Kosten und relativ hohe Viskosität (positive Wirkung auf innere Abdichtung und Verschleißschutz). Mineralöle sind mit einem Marktanteil von über 70% noch immer die am häufigsten eingesetzten Druckflüssigkeiten in der Hydraulik. Es liegen jahrzehntelange Erfahrungen und ein hoher Entwicklungsstand vor, was zu optimierten und jederzeit reproduzierbaren Eigenschaften geführt hat. Die entscheidenden Probleme und Nachteile liegen in der möglichen Umweltschädigung (Wassergefährdungsklasse 2, s. Abschn. 3.3.4) und Brennbarkeit bei bestimmten Einsatzfällen.

3.4.2 Schwerentflammbare Druckflüssigkeiten Für den Einsatz in brand- und explosionsgefährdeten Bereichen, z. B. im Bergbau, im Flugzeugbau, zum Teil in der Gießerei- und Walzwerkstechnik, wurden Flüssigkeiten entwickelt bzw. gesetzlich vorgeschrieben, die sicherheits- und brandschutztechnische Anforderungen erfüllen. Bei den schwerentflammbaren Flüssigkeiten sind zwei Hauptgruppen zu unterscheiden: wasserhaltige und wasserfreie synthetische. Die Schutzwirkung der wasserhaltigen Druckflüssigkeiten – oft eingeordnet unter „Wasserhydraulik“ – entsteht durch das Verdampfen des Wassers. Der Wasserdampf schützt die brennbaren Substanzen vor Entzündung bzw. verhindert ein Weiterbrennen nach einer Entflammung. Die synthetischen Flüssigkeiten sind chemisch so zusammengesetzt, dass ihre Dämpfe selbst feuerresistent sind. Die DIN 24320 und das VDMA-Einheitsblatt 24317 gliedern die schwerentflammbaren Flüssigkeiten in vier Gruppen, s. Tabelle 3.13. Die aufgeführten Normen und Richtlinien beschreiben detailliert die Eigenschaften. In VDMA 24314 wird die Vorgehensweise für die Umstellung einer Anlage von Mineralöl auf schwerentflammbare Flüssigkeiten angeboten. Zu den praxisrelevanten Besonderheiten gehören: eine höhere Dichte (bis 1,45 g/ml), damit erschwerte Ansaugbedingungen, Kavitationsneigung, erhöhte Druckverluste; gute Umweltverträglichkeit: moderne HFA- und die HFC- Flüssigkeiten sind in WGK 1 (s. Tabelle 3.7) eingestuft; begrenzte Betriebstemperaturen bei wasserhaltigen Flüssigkeiten, bei Temperatur > 55°C: erhöhte Verdampfung, verringerte Schutzwirkung; ein geringeres Schmiervermögen, dadurch Reduzierung der Belastung, Druckabsenkung; ein schlechteres Luftabscheidevermögen, weshalb zum Ausgleich eine längere Verweilzeit im Tank zu sichern ist;

34


keine uneingeschränkte Verträglichkeit mit Dichtungen und Lacken, zu verwenden sind ausgewählte Elastomerwerkstoffe, an der Lösung des Problems wird intensiv geforscht >3.20@; die Notwendigkeit regelmäßiger Kontrollen des Wassergehaltes; das Verbot, schwerentflammbare Flüssigkeiten – auch der gleichen Gruppe – zu mischen. Tabelle 3.13 Übersicht über die schwerentflammbaren Flüssigkeiten Bezeichnung

Norm/ Richtlinie

Zusammensetzung, Eigenschaften

HFA

ISO 6743-4 DIN EN 982 DIN24320

Öl-in-Wasser-Emulsion (HFAE)1 ölfreie Konzentrate oder Salze in Wasser gelöst (HFAS)1 80 ... 98 % Wasser, Rest Additive und Biozide; preiswert

HFB

DIN 51502 CETOP/ RP 77 H

Wasser-in-Öl-Emulsion ,Wassergehalt 40 ... 50 %, Brandschutz nicht ausreichend erfüllt, Neigung zur Entmischung, Anwendung für hydrostatische Antriebe

HFC

VDMA 24317

wässrige Polymerlösung mit Wassergehalt !35 % z. B. Polyglykol in Wasser gelöst

HFD

1

wasserfreie synthetische Flüssigkeiten z. B. Phosphorsäureester (HFDR), Chlorierte Kohlenwasserstoffe (HFDS), Gemische aus beiden (HFDT), andere Zusammensetzungen (HFDU)

E Emulsion, S Solution

Die HFA-Flüssigkeiten („Druckwasser“) sind in wichtigen Eigenschaften (Viskosität, Dichte, Schmierfähigkeit) dem Klarwasser sehr ähnlich und benötigen meist angepasste Konstruktionen. Der Einsatz ist nur im Temperaturbereich von + 5°C bis + 55°C möglich. Zur Gruppe gehören Emulsionen „Öl (meist synthetisches)-in-Wasser“ HFAE (80 bis 98 % Wasser) und wässrige Lösungen HFAS. Additive sorgen für verbesserten Korrosions- und Verschleißschutz. Biozide sollen den Befall mit Mikroorganismen verhindern. Durch Zusatz von Polymeren kann die Viskosität zur Verringerung von Leckverlusten auf Q40 = 20 ... 30 mm2/s angehoben werden („dickes Wasser“). Vorteilhaft sind der geringe Preis (10 ... 15% gegenüber Mineralöl, 2 ... 10% gegenüber HFC, HFD) sowie bei HFAS die geringe Umweltgefährdung (WGK 0) und problemlose Entsorgung, z. B. über das Abwasser. HFB-Flüssigkeiten werden in Deutschland nicht eingesetzt, weil ein bestimmter Brandschutz-Test nicht erfüllt wird. Die wasserhaltigen HFC- und die synthetischen HFD-Flüssigkeiten werden in den Viskositätsklassen VG 15 bis 100 analog zu den Mineralölen angeboten. Im Prinzip können deshalb Anlagen mit HFC- und HFD-Flüssigkeiten betrieben oder auf diese umgestellt werden, ohne dass Komponenten geändert werden müssen. Problematisch ist allerdings die Unverträglichkeit der HFD-Flüssigkeiten mit vielen konventionellen Dichtungswerkstoffen. Die Entsorgung von HFC und HFD muss als Sonderabfall oder durch Verbrennung erfolgen. Reines Wasser (Klarwasser) erfüllt natürlich auch hohe brandschutztechnische Anforderungen, ist jedoch gesondert zu betrachten (s. Abschn. 3.4.4).


3.4.3 Biologisch schnell abbaubare Druckflüssigkeiten In Abschn. 3.3.4 wurden die Notwendigkeit und die Möglichkeiten der Umweltverträglichkeit dargestellt. Die biologisch schnell abbaubaren Flüssigkeiten können aufgrund ihrer ökologischen Eigenschaften wesentlich schneller als Mineralöle abgebaut, und im Beisein von Wasser, Sauerstoff und Mikroorganismen chemisch bis zur Mineralisation umgewandelt werden [3.13]. Gegenwärtig sind im Wesentlichen drei Typen in der Praxis eingeführt, s. Tabelle 3.14. Die Eigenschaften und Anforderungen werden in der DIN ISO 15380 und im VDMA-Einheitsblatt 24568 beschrieben. Tabelle 3.14 Einteilung der biologisch schnell abbaubaren Flüssigkeiten Basis Native Öle

Synthetische Flüssigkeiten

Bezeichnung, Zusammensetzung Eigenschaften HETG wasserunlöslich Hydraulik Environmental Tri-Glycerid Einsatz - 20°C bis + 75°C Pflanzenöle, meist Rapsöl, chemisch Tri- U | 0,92 kg/dm3 glycerid (Glycerin und Fettsäuren) VG 22 bis 68, VI > 200 Schmierfähigkeit ++ HEES wasserunlöslich Hydraulik Environmental Ester Synthetic Einsatz - 30°C bis + 120°C synthetische Ester (hergestellt aus Alkoholen U | 0,92 kg/dm3 mit primären OH-Gruppen) meist Carbonsäure- VG 22 bis 68, VI > 200 Ester Schmierfähigkeit ++ Alterungsbeständigkeit ++ HEPG wasserlöslich Hydraulik Environmental Poly-Glycol Einsatz – 20°C bis + 100°C Basis Polyglykole, insbesondere Polyethelen- U | 1,1 kg/dm3 glykole (PEG) und Polyalkylenglykole (PAG) VG 10 bis 100, VI > 200 Alterungsbeständigkeit +

Die Marktanteile wachsen kräftig und anhaltend. Mit dem Umweltschadensgesetz (USchadG) vom 10. Mai 2007 hat sich der Druck auf verschiedene Branchen erhöht, weil der Verursacher eines Umweltschadens diesen auf seine Kosten beheben muss. Die breiteste Anwendung finden gegenwärtig die HEESFlüssigkeiten, es ist jedoch auch ein deutlicher Trend zur Herstellung und Anwendung nativer Öle (Bioöle) auf der Basis nachwachsender Rohstoffe (NWR) und damit eine Reaktion auf die Begrenztheit der Erdölvorräte nachweisbar [3.21]. Die Anwendung beschränkt sich nicht mehr auf Einsatzfälle mit unmittelbarer Wassergefährdung (naturnahe Gebiete), sondern wird wesentlich breiter (z. B. der gesamte Mobilhydrauliksektor oder auch Werkzeugmaschinen). Die Betriebseigenschaften sind den Mineralölen heute schon durchweg ebenbürtig, z. T. sogar wesentlich günstiger (Standzeiten, Alterungsbeständigkeit, Schmierfähigkeit, hoher VI-Wert, Verschleißminderung, Energiekostensenkung). Welchen Entwicklungsstand die Bioöle erreicht haben, zeigt ein aus der speziellen Sonnenblumenzüchtung High Oleic Sunflower (HOS) gewonnenes Hightech-Hydrauliköl [3.22]. Hauptprobleme sind die thermische Stabilität (vor allem bei HETG), die Gefahr der Hydrolyse (Spaltung der Estermoleküle) als Beschleuniger der Alterung bei

36


HEES schon bei geringsten Wassergehalten (0,1%) sowie die Beeinflussung von Dichtungselastomeren bis hin zur Zerstörung [3.23]. Notwendig ist hier eine enge Zusammenarbeit von Öl- und Komponentenherstellern sowie Anwendern! Der gegenwärtig noch hohe Preis relativiert sich, wenn durch entsprechende Wartungsmaßnahmen (ganz wesentlich: Feinstfilterung im Nebenstrom) das Ölwechselintervall um den Faktor zwei bis sechs verlängert werden kann. Nicht zuletzt dürfte die Erhöhung der Verarbeitungsmengen zur Preisabsenkung beitragen. Weitere ökonomische Aspekte sind verringerte Versicherungsprämien, weniger Auflagen bei der Lagerhaltung und Entsorgung sowie bessere Chancen bei Ausschreibungen. Unbedingt zu beachten ist die notwendige große Sorgfalt bei der Umstellung einer Anlage von Mineral- auf Bioöl („Umölung“), weil der Restölgehalt höchstens 1 bis 2 % betragen darf. Diese äußerst niedrigen Grenzwerte erfordern eine gründliche und fachgerechte Spülung, s. Einheitsblatt VDMA 24569. In der Praxis ergibt sich oft das Problem, dass die Kontrolle der Befüllung von Maschinen mit biologisch schnell abbaubaren Flüssigkeiten nur mit hohem Aufwand möglich ist. Für den Nachweis, ob wirklich Bioöle eingesetzt sind, stehen neu entwickelte Bioölsensoren zur Unterscheidung zwischen Bio- und Mineralöl im preiswerten Schnelltest zur Verfügung [3.24]. 3.4.4 Rheologische Flüssigkeiten Erste Ideen für die Nutzung rheologischer Flüssigkeiten stammen aus den 40er Jahren des letzten Jahrhunderts [3.30]. Praktische Umsetzungen sind erst in jüngster Zeit realisiert worden [3.31, 3.32]. Es gibt zwei Arten rheologischer Flüssigkeiten: x x

elektrorheologische Flüssigkeiten (ERF) und magnetorheologische Flüssigkeiten (MRF).

Die ERF stellen Suspensionen aus polarisierbaren Feststoffteilchen mit hoher Dielektrizitätszahl DEZ (z. B. Metalloxide, Polymere mit in ihnen gelösten Metallionen) und einem flüssigen Trägermedium mit geringer elektrischer Leitfähigkeit und niedriger DEZ (z. B. Silikonöle, aromatische Kohlenwasserstoffe, Paraffine) dar [3.2]. Bei ERF wird durch eine elektrische Spannung ein Feld erzeugt, dass durch Ausrichtung von elektrisch geladenen Teilchen ein Feld erzeugt, welches die Scherspannung der Flüssigkeit verändert. Der Einsatz von MRF erfordert ein magnetisches Feld, das die gleiche Wirkung zur Folge hat. Magnetorheologische Flüssigkeiten (MRF) sind Suspensionen von kleinsten magnetisch polarisierten Teilchen in einer Trägerflüssigkeit. Die Partikel (oft Eisen) müssen in der Trägerflüssigkeit (z. B. Mineralöl oder Silikonöl) fein verteilt sein. Mittlerweile gibt es verschiedene MRF, die den jeweiligen Einsatzbedingungen angepasst werden können [3.33]. Bei Stromfluss durch eine Spule, die die MRF zumindest teilweise umschließt, entsteht ursächlich ein veränderliches Magnetfeld, das die Metallpartikel polarisiert. Dieser Effekt ist im ms-Bereich realisierbar. Ein Abschalten des Stromes


bewirkt eine ebenso schnelle Verminderung der Eigenschaften des Fluides. Die Schubspannung in der Flüssigkeit kann je nach Konfiguration so weit verändert werden, dass eine feste Konsistenz vorliegt. Problematisch ist dabei, dass die Eisenpartikel stets gut verteilt sein müssen, sich also weder verklumpen noch sich auf den Boden absetzen. Durch spezielle Additive kann das weitgehend verhindert werden. Die Anwendungen werden sich dort ergeben, wo unweigerlich die größeren Druckverluste gegenüber dem reinen Mineralöl nicht bedeutungsvoll sind, aber die schnelle Beeinflussung der Scherspannung gewünscht wird. Ein solcher Einsatzfall sind Stoßdämpfer von Pkw [3.29], wo das Fluid durch Kanäle im Dämpferkolben strömt, die sich in einem variablen Magnetfeld befinden. In unmagnetisiertem Zustand verhält sich die Flüssigkeit wie eine newtonsche Flüssigkeit; die Schubspannung ist proportional zur Schergeschwindigkeit. (2.18)

W = J K

Bei Anlegen eines Magnetfeldes geht das Fluid vom flüssigen in einen viskoplastischen Zustand über, der mittels des Binghamschen’ Gesetzes erfasst wird (2.19)

W = W 0 J K

Scherspannung

Die Grenzschubspannung ist dabei eine Funktion der magnetischen Flussdichte. Die dynamische Viskosität wird nicht vom Magnetfeld beeinflusst (s. Abb. 3.9). Der dabei ggf. auftretende Restmagnetismus der Zusatzpartikel und andere negative Eigenschaften wurden inzwischen für zahlreiche Anwendungen so gelöst, dass ein praktischer Einsatz erfolgen kann. Fluid ches hams Bing

magnetische Flussdichte luid hes F tonsc New

Schergeschwindigkeit

Abb. 3.9 Übergang vom Newtonschen Fluid zum Bingham-Fluid

3.4.5 Wasser Der Einsatz von Wasser als historisch ältester Druckflüssigkeit (s. Abschn. 3.2) erlebt seit Mitte der 90er Jahre eine Renaissance, wobei weniger der Wettbewerb zwischen Wasser und den übrigen Fluiden zu sehen ist, sondern das Erschließen und Ausbauen spezieller Anwendungsgebiete [ 3.26].

38


Die eigentliche Wasserhydraulik (auch Klarwasserhydraulik) nutzt Leitungswasser (Trinkwasser), in Sonderfällen auch Wasser aus natürlichen Gewässern einschließlich Meerwasser. Wasserbasische Flüssigkeiten (z. B. HFA) zählen zur Gruppe der schwerentflammbaren Flüssigkeiten, s. Abschn. 3.4.2. Anwendungsseitig besonders günstige Eigenschaften der Klarwasserhydraulik sind: keine Verschmutzungsgefahr für Umwelt und Produkt, Erfüllung von Hygieneanforderungen, geringer bis kein Entsorgungsaufwand, keine Brand- und Explosionsgefahr, optimale Verfügbarkeit, geringer Preis. Positiv im Vergleich zu Mineralöl ist die höhere Wärmeleitzahl (Faktor 4) und damit effektivere Wärmeableitung. Der höhere Kompressionsmodul (ca. Faktor 2) von Wasser erhöht die Steifigkeit und Eigenfrequenz und verbessert damit die Güte von Regelungen. Andererseits können erhöhte Druckstöße (Wasserschläge) Zusatzbelastungen erzeugen. Geradezu prädestiniert sind Anwendungen im Bergbau, in der Metallurgie, im Off-Shore-Bereich einschließlich Schiffbau, in Wasserschutzgebieten, in der Papier- und Textilindustrie oder ganz besonders in der Lebensmittel- und Pharmaindustrie. Es gibt bewährte Maschinensysteme in der Fisch-, Fleisch-, Obst- und Gemüseverarbeitung, bei denen Leitungswasser in idealer Weise für die Leistungsübertragung und anschließend zum Säubern verwendet wird. Im Arbeitsbereich gibt es keinerlei elektrische Antriebe (Gefahrenpotential wegen Nassbereich!). Die Hauptprobleme bei der Nutzung von Wasser als Druckflüssigkeit sind fehlende Schmierfähigkeit, sehr geringe Viskosität (Problem „innere Dichtheit“), Korrosionsgefahr, Kavitationsgefahr (hoher Dampfdruck von Wasser), begrenzter Temperatureinsatzbereich (Frostgefahr, Verdampfung). Die geringe Viskosität hat auch eine positive Seite: Verringerung des Durchflusswiderstandes, wodurch u. a. der Übergang zu geringeren Nennweiten möglich ist. Außerdem ist die Viskosität von Wasser nahezu temperaturunabhängig. Den o. g. Nachteilen wird mit konstruktiven Maßnahmen (z. B. Sitzventiltechnik, geringe Toleranzen, spezielle Dichtungen) sowie über die Werkstoffwahl (Kunststoffe, Keramik, rostfreier Stahl) begegnet. Daraus resultiert der zurzeit noch deutlich höhere Preis für Komponenten der Wasserhydrauliksysteme. Es gibt bereits komplette Produktreihen auf dem Markt, die sich kaum noch von der konventionellen Hydraulik unterscheiden. Dazu gehört auch der Einsatz von Stetigventilen.

3.5 Einsatzkriterien und Auswahl Eine richtig ausgewählte Druckflüssigkeit muss die Funktionserfüllung der Hydraulikanlage in einer vorgegebenen Betriebszeit mit annehmbarem Verschleiß der

3.5 Einsatzkriterien und Auswahl

39

Komponenten gewährleisten. Zusätzlich sind besondere Einsatzbedingungen – wie Innen- oder Außenbereich, Explosions- und Brandschutz, Umweltgefährdung oder Hygieneanforderungen – zu berücksichtigen, und letztlich spielen auch Kosten und Verfügbarkeit eine entscheidende Rolle. Aktuelle Analysen belegen, dass Störungen und Schadensfälle an Hydrauliksystemen ungefähr zu 80% mit der Druckflüssigkeit in Verbindung stehen. Abbildung 3.8 sowie Tabelle 3.10 sollen die wesentlichen Projektierungsschritte und das Einflussgrößengefüge verdeutlichen. In der Projektierungspraxis sollten bei der Auswahl der konkreten Druckflüssigkeitssorte und deren Viskosität die Empfehlungen der Komponentenhersteller einbezogen werden. Flüssigkeitstyp s. Abschn. 3.4 Kriterien: x Anwendungsgebiet x Einsatzbedingungen x Preis

x Mineralöle x schwerentflammbare DF x biologisch schnell abbaubare DF x Wasser x Sonderflüssigkeit

1 2 3 4 5

Additivierung Kriterien: x Normvorgaben x EinsatzbedinAngebote der Herstelgungen ler s. Abschn. 3.3.5 x Verträglichkeit mit Komponenten

Viskosität Kriterien: x Umgebungstemperatur x Betriebstemp. (s. Abb. 3.9) x Anlagenkomponenten (Herstellerangaben)

x ISO-ViskositätsKlassen s. Abschn. 3.2

Abb. 3.10 Auswahl von Druckflüssigkeiten

Die Bestimmung der wichtigen Kenngröße Viskosität ist durch den Einfluss der Temperatur besonders schwierig (Abb. 3.11). Notwendig ist die möglichst genaue Kenntnis der Betriebstemperatur in Abhängigkeit von der Umgebungstemperatur. Anzustreben sind möglichst geringe Schwankungsbereiche der Tankbzw. Kreislauftemperatur, ggf. durch Einsatz von Heiz- bzw. Kühleinheiten. Der Bereich I in Abb. 3.11 ist dadurch gekennzeichnet, dass einerseits die zulässige Startviskosität nicht überschritten wird und andererseits die max. Betriebsviskosität noch nicht erreicht ist. Als Anhaltswerte für die Viskosität gelten dabei für Einsatzfälle bei tiefen Umgebungstemperaturen die Viskositätsklassen VG 15 und 22 und für ein breites Spektrum „normaler“ Anwendungen die VG 32, 46 und 68. Eine Extremsituation kann der Kaltstart darstellen. Die meisten Komponentenhersteller geben dafür maximal zulässige Viskositäten vor, die z. B. bei Pumpen in Größenordnungen von 1000 bis 2000 mm2/s liegen können. Im Bereich II (Betriebstemperatur) kann die die Hydraulikanlage bedenkenlos betriebn werden. Die min. Betriebsviskosität ist bei extremer Beanspruchng der Hydraulikanlage nicht

40


zu unterschreiten. Eine Übersicht über Anwendungsgebiete und Einsatzbedingungen von Druckflüssigkeiten (DF) vermittelt Tabelle 3.16.

zul. Startviskosität

Viskosität

Q stzul

max. Betriebsviskosität Q Bmax min. Betriebsviskosität

Q Bmin

Bereich II

Bereich I

Temperatur -

Umgebungs- Betriebstemperatur

Abb. 3.11 Kriterium „Temperatur“ bei der Viskositätsauswahl

Tabelle 3.16 Anwendungsgebiete und Einsatzbedingungen von Druckflüssigkeiten Anwendungsgebiet

geeigneter DF-Typa 1, 3, (4)

max. Betriebs druck in bar 450

Temperaturbereichb in °C - 40 bis + 120

Schiffsbau

1, 2, 3, (4)

320

- 60 bis + 60

Fördertechnik

1, 3, 4, (2)

320

- 40 bis + 80

Innen- und Außeneinsatz, Schmutzbelastung

Flugzeugbau

1, 2, 5

250

Werkzeugmaschinen, Spritzgießmaschinen Pressen

1, (2)

200 (400)

1, 2, 4, 5

6000

Hütten-, Walzwerksu. Gießereitechnik Kraftwerkstechnik

1, 2, 4

320

1, 2, 3, 4

250

Bühnen- und Theatertechnik Bergbaumaschinen

1, 2, 3, 4

160

2, 3, 4, (1)

1000

Maschinen für LebensMittel- und Pharmaind.

4, 5, (1)

200

- 65 bis + 100 (+ 350) + 18 bis + 60 + 18 bis + 60 + 15 bis + 150 - 10 bis + 80 + 18 bis + 40 + 10 bis + 80 + 18 bis + 40

Sicherheit, Brandschutz Inneneinsatz, Stationärhydraulik Inneneinsatz, z. T. höchste Drücke Inneneinsatz, Brandgefahr Innen- und Außeneinsatz, Sicherheit Inneneinsatz, Brandschutz Brand- und Explosionsschutz, Untertagebetrieb Innenbetrieb, Hygieneforderungen

Fahrzeugbau, mobile Arbeitsmaschinen, Land- u. Forsttechnik

a

Kenn.-Nr. nach Abb. 3.10

b

besondere Betriebsbedingungen Außeneinsatz, Schmutzbelastung, hohe Leistungsdichte, Umweltgefährdung Außeneinsatz, Umweltgefährdung, Seewasser

Umgebungstemperatur bis maximale Betriebstemperatur

4 Berechnungsgrundlagen

Beim Entwurf hydraulischer Anlagen müssen, nachdem Aufbau und Wirkungsweise durch den Funktionsschaltplan festgelegt wurden, u. a. die Auswahl des Betriebsdruckes, die Ermittlung der erforderlichen Antriebsleistung sowie die Bestimmung der Baugröße der Motoren, Pumpen, Ventile und des Zubehörs erfolgen. Im Anschluss daran sollte ein Nachrechnen der Anlage durchgeführt werden, um kritische Betriebszustände bereits in der Projektierungsphase zu erkennen und durch geeignete Veränderungen zu vermeiden. Nachfolgend werden die für diese Arbeiten notwendigen Berechnungsgrundlagen vorgestellt.

4.1 Druckentstehung und -fortpflanzung In einer sich in Ruhe und damit im Gleichgewicht befindlichen Flüssigkeit können nur Druckspannungen (Druck) auftreten. Zugspannung kann eine Flüssigkeit nicht aufnehmen. Schubspannungen treten bei Ruhe nicht auf. Wirkt eine äußere Kraft auf eine einen geschlossenen Raum völlig ausfüllende schwerelose Flüssigkeit, so stellt sich ein Druck p ein. Dieser ist definiert als Quotient der angreifenden Kraft F und der Fläche A, über welche die Kraft eingeleitet wird p

F . A

(4.1)

Die Einheit des Druckes ist das Pascal (Pa). In der Hydraulik wird das Megapascal (MPa) bzw. das Bar (bar) verwendet. Es gilt: 1 Pa = 1 N/m2 = 10-5 bar 1 MPa = 106 Pa = 101 bar 1 bar = 105 Pa = 0,1 MPa Der Druck p kann durch einen Kolben, über den eine äußere Kraft F auf die Flüssigkeit eingeleitet wird (Abb. 4.1), erzeugt werden. Da Flüssigkeiten nur Druckkräfte, aber keine Zugkräfte übertragen können, ist eine Umkehr der Kraftrichtung in Abb. 4.1 nicht möglich.


42


A F

p

Abb. 4.1 Entstehung des Druckes durch eine Kraft

Der Druck ist eine skalare Größe. Er wirkt unabhängig von der Richtung der ihn erzeugenden Kraft senkrecht auf alle den Druckraum begrenzenden Wände (s. Abb. 4.1). Er ist an jeder Stelle der Wand und im Inneren des Zylinders gleich groß. Sind mehrere Druckräume durch Leitungen miteinander verbunden, herrscht in ihnen der gleiche Druck. Auch in Flüssigkeiten in offenen Gefäßen (Abb. 4.2) wirkt ein Druck, den das Gewicht der Flüssigkeitssäule erzeugt. Er wird als Schweredruck pS bezeichnet.

h

ps U g h

Abb. 4.2 Entstehung des Schweredruckes in einem offenen Gefäß

Die Höhe des Druckes pS ist unabhängig von der Größe der Grundfläche des Gefäßes; sie nimmt mit zunehmender Höhe der Flüssigkeitssäule (s. Abb. 4.2) zu. Dabei ist die Höhe h der senkrechte Abstand des Punktes, für den der Schweredruck ps bestimmt werden soll, von der freien Oberfläche der Flüssigkeit. Es gilt ps U g h .

(4.2)

In hydraulischen Anlagen wirken der durch Kolbenkräfte bzw. Strömungswiderstände verursachte Druck pK und der Schweredruck pS gemeinsam und sind zu addieren. Damit gilt p p K pS .

(4.3)

4.1 Druckentstehung und -fortpflanzung

43

Wegen der i. Allg. geringen Höhenausdehnung von Hydraulikanlagen und der großen durch Kolbenkräfte verursachten Drücke kann der Schweredruck meist vernachlässigt werden. So erreichen durch äußere Belastung verursachte Drücke Werte bis zu pK | 500 bar, während bei einer Höhenausdehnung der Anlage von 10 m der Schweredruck den Wert pS | 1 bar nicht überschreitet. Bei Hydraulikanlagen mit großer Höhenausdehnung ist der Schweredruck zu berücksichtigen. Da die Drücke in Saugleitungen von selbstansaugenden Pumpen kleiner als der Umgebungsluftdruck und damit kleiner als 1 bar (Absolutdruck) sind, muss bei deren Dimensionierung der Schweredruck unbedingt berücksichtigt werden. Die in der Hydraulik üblichen Druckmessgeräte zeigen die Differenz zwischen Systemdruck und Umgebungsluftdruck an. Deshalb wird im Folgenden, wenn nicht ausdrücklich anders vermerkt, diese Differenz als Druck p bezeichnet. Alle Druckangaben sind also „Überdrücke“. Auf dem Pascalschen Gesetz der Druckentstehung und -fortpflanzung beruht das Grundprinzip aller hydraulischen Anlagen, das Prinzip der hydraulischen Presse (Abb. 4.3).

F1 2

1

A1

FF22

A2

p

Abb. 4.3 Hydraulische Presse

Die Kraft F1 erzeugt über der Fläche A1 den Druck p

F1 . A1

(4.4)

44


Dieser herrscht im gesamten mit Flüssigkeit gefüllten Raum. Er wirkt auf die Behälterwände sowie in axialer und radialer Richtung auf die Kolben 1 und 2. Die in radialer Richtung wirkenden Druckkräfte kompensieren sich gegenseitig, und es entsteht keine radial wirkende Kraft auf die Kolben. Um das System im Gleichgewicht zu halten, muss auf den Kolben 2 eine Kraft F2 wirken, die über die Fläche A2 ebenfalls den Druck p erzeugt. Somit gilt p

F1 A1

F2 oder A2

F2

F1

A2 . A1

(4.5)

Eine hydraulische Presse transformiert also Kräfte im Verhältnis der Kolbenflächen. Wirken zwei Kolben, die mit unterschiedlichen Druckräumen verbunden sind, wie in Abb. 4.4 gezeigt wird, gegeneinander, entsteht ein Druckmultiplikator (Druckübersetzer).

A1

1

A2

2

F

F

P2 p1 Abb. 4.4 Druckmultiplikator

Der Eingangsdruck p1 erzeugt am Kolben 1 eine nach links gerichtete Kraft F

p1 A1 .

(4.6)

Am Leitungsanschluss des linken Druckraumes kann ein Verbraucher angeschlossen werden. Die Kraft F wirkt auf den linken Kolben 2 und erzeugt den Druck

4.1 Druckentstehung und -fortpflanzung

p2

F . A2

45

(4.7)

Somit gilt für den Druckmultiplikator p1 A1

p2 A2

(4.8 a)

A1 . A2

(4.8 b)

oder p2

p1

Ein Druckmultiplikator transformiert also Drücke im Verhältnis der Kolbenflächen. Bei einem reibungsfreien hydraulischen Linearmotor (Arbeitszylinder) nach Abb. 4.5, der zwei voneinander getrennte Druckräume 1 und 2 aufweist, welche die Kolbenflächen A1 und A2 (Ringfläche) enthalten, müssen die durch die Drücke p1 und p2 verursachten Kräfte im Gleichgewicht mit der an der Kolbenstange angreifenden Kraft sein: p2 A2 F .

p1 A1

A1

1

(4.9) A2

2

F

p2

p1

Abb. 4.5 Kräftebilanz am reibungsfreien Arbeitszylinder

Mit Hilfe der Gl. (4.9) kann z. B. der zur Bewegung des Kolbens erforderliche Druck p1 unter Berücksichtigung des Druckes p2 und der Kraft F zu p1

p2

A2 F A1 A1

(4.10)

berechnet werden. Bei der Ermittlung der Kräfte und Drücke am Kolben eines Arbeitszylinders ist stets von der Kräftebilanz nach Gl. (4.9) auszugehen. Die Darstellungen dieses Abschnittes gelten exakt nur für ruhende Flüssigkeiten sowie für reibungsfreie Kolben- und Kolbenstangendichtungen. Bei bewegten Kolben sind die durch die Strömung im Zylinder entstehenden Druckverluste sowie die Reibkräfte an den Dichtungen und bei instationärer Bewegung die Trägheitskräfte in der Kräftebilanz zu berücksichtigen (s. hierzu Abschn. 4.4, 4.7, 4.8 und 7.2).

46


4.2 Kontinuitätsgesetz, Masse- und Volumenstrom Beim Strömen von Flüssigkeiten erfolgt stets ein Massetransport. Passiert in einem Zeitabschnitt dt die Masse dm einen Querschnitt einer Leitung, so gilt für den die Beziehung Massetransport kennzeichnenden Massestrom m m

dm dV U . dt dt

A1

1

(4.11)

A2

2 Q

dV

dV

Q

ds2 ds1

Abb. 4.6 Strömung durch eine Leitung mit veränderlichem Querschnitt

Wenn sich die Dichte U des strömenden Mediums weder zeitlich noch längs des Strömungsweges ändert (inkompressible Strömung), wird Gl. (4.11) zu V

dV dt

Q.

(4.12)

Da Hydraulikfluide näherungsweise als inkompressibel betrachtet werden können, wird in der Hydraulik überwiegend mit dem Volumenstrom Q anstelle des Masse gerechnet. Für das Volumenelement dV in Gl. (4.12) kann geschrieben stromes m werden (s. Abb. 4.6) dV

A ds .

Damit wird Gl. (4.12) zu Q A

ds dt

A v .

(4.13)

Der Volumenstrom Q ergibt sich aus dem Produkt des durchströmten Querschnittes A und der mittleren Strömungsgeschwindigkeit v in diesem Querschnitt. Ändert sich der durchströmte Querschnitt längs des Strömungsweges (s. Abb. 4.6), muss sich, da der Volumenstrom Q wegen des Gesetzes von der Erhaltung der Masse konstant bleibt, die Strömungsgeschwindigkeit mit dem Querschnitt ändern. Es gilt dann für das Beispiel nach Abb. 4.6 das Kontinuitätsgesetz

4.2 Kontinuitätsgesetz, Masse- und Volumenstrom

A1 v1

A2 v 2

Q.

47

(4.14)

Das Kontinuitätsgesetz wird u. a., wie in Abb. 4.7 gezeigt, zur Ermittlung des Zusammenhanges zwischen Volumenstrom und Kolbengeschwindigkeit benötigt. Der Volumenstrom Q1 beaufschlagt die Kolbenfläche A1 des leckfreien Arbeitszylinders und verdrängt im linken Zylinderraum den Kolben mit der Geschwindigkeit v. A1

A2 v1

Q1

Q2

Abb. 4.7 Zusammenhang zwischen Kolbengeschwindigkeit und Volumenstrom

Über die Fläche A2 verdrängt der Kolben im rechten Zylinderraum den Volumenstrom Q2. Für den Zusammenhang zwischen Volumenstrom und Kolbengeschwindigkeit gilt Q1 A1

v

Q2 . A2

(4.15)

Bei Leitungsverzweigungen gilt der Knotenpunktsatz (Volumenstrombilanz)

¦Q

i

0 bzw.

¦Q ¦Q zu

ab

.

(4.16)

Q1 Q4

Q2

Q3

Abb. 4.8 Volumenstrombilanz an einer Leitungsverzweigung

Im Beispiel nach Abb. 4.8 ergibt die Volumenstrombilanz Q1 + Q3 = Q2 + Q4.

48


4.3 Bernoulli-Gleichung und Impulssatz In Abschn. 4.1 wurde der Zusammenhang zwischen Kräften und Drücken in ruhenden Fluiden und die daraus resultierenden Schlussfolgerungen für die Berechnung hydraulischer Systeme behandelt. Bei strömenden Medien sind in der Kräftebilanz zusätzlich Trägheits- und Reibungskräfte zu berücksichtigen. Wird zunächst der Fall betrachtet, dass die Strömung keine zeitliche Änderung erfährt und die Reibungskräfte vernachlässigt werden können (reibungsfreie stationäre Strömung), gilt für ein bewegtes Flüssigkeitselement nach Abb. 4.9 unter Anwendung des Grundgesetzes der Dynamik Kraft

Masse Beschleunigung

A dp A U g dh A ds U

dv . dt

(4.17)

Q h

v1 1 A1 ; p1 ; h1

A ds

dh

p

s

p+dp

2 A2 ; p2 ; h2

v2

Q

l

Abb. 4.9 Stationäre reibungsfreie Strömung bei veränderlichem Querschnitt

Wird Gl. (4.17) durch die Fläche A dividiert und für ds/dt die Strömungsgeschwindigkeit v eingesetzt, ergibt sich die Eulersche Gleichung dp U g dh U v dv .

(4.18)

Es kann angenommen werden, dass sich die Dichte U längs des Strömungsweges nicht ändert. Dann erhält man durch Integration der Eulerschen Gleichung die Bernoulli-Gleichung für reibungsfreie stationäre Strömung p U g h

U 2

v 2 konst.

(4.19)

4.3 Bernoulli-Gleichung und Impulssatz

49

In dieser Gleichung bedeuten p + U g h

U /2 v

statischer Druck

2

Staudruck.

Die Bernoulli-Gleichung sagt aus, dass die Summe aus dem die potentielle Energie verkörperndem statischen Druck und dem der kinetischen Energie entsprechendem Staudruck an jeder Stelle längs des Strömungsweges konstant ist. Für die in Abb. 4.9 dargestellte reibungsfreie Strömung ergibt die BernoulliGleichung für die Querschnitte 1 und 2

U

U

p1 U g h1 v12 p2 U g h2 v2 2 . 2 2

(4.20)

In hydraulischen Anlagen kann der Schweredruck gegenüber dem örtlichen statischen Druck vernachlässigt werden und die Bernoulli-Gleichung wird zu p1

U 2

v12

p2

U 2

v22 .

(4.21)

Mit Gl. (4.21) ist es möglich, den statischen Druck längs des Strömungsweges in hydraulischen Bauelementen mit veränderlichem Strömungsquerschnitt vorauszuberechnen. Das ist besonders wichtig bei einer Verringerung des Querschnittes, wie in Abb. 4.10 gezeigt. 1 2 v1 v2

Q

a

p2 p1 p Q1

b

Q*

Q2 pd s1

a

s2

s

Abb. 4.10 Beispiel zur Anwendung der Bernoulli-Gleichung. a Verlauf des Querschnittes längs des Strömungsweges b Druckverlauf längs des Strömungsweges

50


Für den Druck im Querschnitt 2 gilt p2

p1

§ 1 1 · Q 2 ¨¨ 2 2 ¸¸ . 2 A1 ¹ © A2

U

(4.22)

Mit zunehmendem Volumenstrom Q sinkt der statische Druck p2. Bei Erreichen des Volumenstromes Q erreicht p2 den Dampfdruck pd des Fluids. Eine weitere Steigerung von Q würde zu einem weiteren Absinken des Druckes p2 führen. Dies ist in Abb. 4.10 für Q2 gestrichelt dargestellt. Da Flüssigkeiten keine Zugspannungen übertragen können, ist eine Unterschreitung des Dampfdruckes nicht möglich. Deshalb wird ein Teil der Flüssigkeit verdampfen (Strömungskavitation) und der Druck p2 bleibt konstant p2 = pd. Stromabwärts vom Punkt s = a fließt dann ein Gemisch aus Flüssigkeit, Dampfblasen und Luftblasen. Durch die Druckabsenkung wird gleichzeitig im Fluid gelöste Luft frei (s. Abschn. 3.3.3). Die Dampfblasen kollabieren, – wenn sie stromabwärts Gebiete höheren statischen Druckes erreichen – unter starker Geräuschbildung und können Zerstörungen an den Wänden des Strömungskanals verursachen. Hydraulische Anlagen und ihre Bauteile sind so zu gestalten und zu dimensionieren, dass Strömungskavitation sicher vermieden wird. Besonders kavitationsgefährdet sind Saugräume von Pumpen und starke Querschnittsverringerungen, die in Strom- und Druckventilen auftreten. Strömungskavitation beeinflusst außerdem das Durchflussverhalten von Stromventilen. In der Praxis tritt oft der Fall auf, dass die Strömungsgeschwindigkeit zeitlich veränderlich ist. Beispiele für eine derartige instationäre Strömung sind Anlaufund Bremsvorgänge sowie durch Pumpen verursachte Pulsationen. Die totale Änderung der Geschwindigkeit wird dann dv

wv wv ds dt . ws wt

(4.23)

Durch Einsetzen von Gl. (4.23) in Gl. (4.18) erhält man die Eulersche Gleichung für instationäre reibungsfreie Strömung §wv wv · dp U g dh U v ¨ ds dt ¸ . wt ¹ © ws

(4.24)

Die Integration liefert für konstante Dichte U die Bernoulli-Gleichung für instationäre Strömung

p U gh

U 2

s

wv ds konst. 0 wt

v2 U³ s

wv ds wird Beschleunigungsdruck genannt. 0 wt

Der Ausdruck U ³

(4.25)


51

Die bisherigen Betrachtungen gelten für reibungsfreie Strömungsvorgänge. Der Einfluss der Reibung kann in der Bernoulli-Gleichung durch den Druckverlust berücksichtigt werden. Die Bernoulli-Gleichung für verlustbehaftete Strömung zwischen zwei Punkten längs des Strömungsweges lautet (Höhendifferenz = 0) p1

U 2

v12

p2

U 2

v 2 2 'p verl1,2 .

(4.26)

Der Ausdruck 'pverl 1,2 ist dabei der zwischen den Punkten 1 und 2 auftretende Druckverlust. Die Ermittlung des Druckverlustes in Bauelementen hydraulischer Anlagen wird in Abschn. 4.4.1 behandelt. Während die Bernoulli-Gleichung Auskunft über den Anteil der potenziellen und kinetischen Energie an der Gesamtenergie einer Strömung gibt, behandelt der Impulssatz die Ermittlung der resultierenden Kraft in einem Flüssigkeitsgebiet. Dabei ist es nicht erforderlich, die Vorgänge im Inneren dieses Gebietes zu analysieren. Der Impulssatz sagt aus, & m v eines Systems gleich der dass die zeitliche Änderung der Bewegungsgröße & auf das System wirkenden äußeren Kraft F ist. Somit gilt & d ( m v& ) F . (4.27) dt Für ein durch die Randflächen R (s. Abb. 4.11) begrenztes Gebiet innerhalb einer Strömung kann für die rechte Seite die zeitliche Änderung der Bewegungsgröße geschrieben werden & & d(m v ) dm & dv . (4.28) v m dt dt R dt R R

Abb. 4.11 Kontrollgebiet zur Anwendung des Impulssatzes

& Die zeitliche Änderung der Strömungsgeschwindigkeit v wird bei stationärer Strömung zu null. Damit erhält Gl. (4.27) für das durch den Rand R begrenzte Kontrollgebiet die Form &

¦F R

dm dt

& v . R

Wird konstante Dichte U angenommen, gilt

(4.29)

52


dm U Q . dt

Der Impulssatz für stationäre inkompressible Strömung wird damit & & ¦ F ¦ U Qv . R

(4.30)

(4.31)

R

Für Gl. (4.31) gilt folgende Vorzeichenregel: in den Eintrittsquerschnitten wirkt & die Reaktionskraft der Bewegungsgröße U Q v in Strömungsrichtung. In Austrittsquerschnitten ist sie entgegen der Strömungsrichtung anzusetzen (Abb. 4.11).

Abb. 4.12 Kräfte an einem durchströmten Rohrkrümmer

Mit Hilfe des Impulssatzes kann die Lagerkraft FL, die benötigt wird, um den in Abb. 4.12 dargestellten 90 ° Rohrkrümmer gegen die beim Durchströmen auftretenden Kräfte in seiner Position zu halten, berechnet werden. Das Kontrollgebiet wird dabei der Kontur des Krümmers angepasst. Die Anwendung der Gl. (4.31) für die Bilanz in x- und y-Richtung ergibt FLx FLy

p2 A U Q v p1 A U Q v .

(4.32) (4.33)

Die resultierende Lagerkraft FL wird FL

FLx 2 FLy 2 .

(4.34)

Bei Vernachlässigung der Reibungsverluste wird p1 = p2 = p und FL ( p A U Q v ) 2 .

(4.35)


53

Zwischen den Querschnitten 1 und 2 einer sich in Strömungsrichtung plötzlich erweiternden Leitung (Abb. 4.13) entsteht ein Druckanstieg.

Abb. 4.13 Strömung durch eine Leitung mit plötzlicher Erweiterung

Der Druck p2 erreicht jedoch nicht den Wert, der für verlustfreie Strömung nach der Bernoulli-Gleichung (4.21) zu erwarten ist. Die Ursachen dafür sind die durch die Ablösung der Strömung im Querschnitt 1 entstehenden Wirbel und die beim Übergang von 1 nach 2 auftretenden Stoßverluste, durch die ein Teil der kinetischen Energie der Strömung verbraucht wird. Für diesen verlustbehafteten Strömungsvorgang kann die Druckänderung mit Hilfe des Impulssatzes berechnet werden. Für das in Abb. 4.13 gestrichelt eingezeichnete Kontrollgebiet lautet das Kräftegleichgewicht p1 A2 U Q v1

p2 A2 U Q v 2 .

(4.36)

Daraus errechnet sich die Druckerhöhung bei plötzlicher Erweiterung zu p2 p1

UQ A2

( v1 v 2 ) .

(4.37)

Aus Kontinuitätsgründen ist Q v1 A1

v 2 A2 .

(4.38)

Damit wird p2 p1

U v12

A1 A (1 1 ) , A2 A2

(4.39 a)

wenn die Geschwindigkeit im Zulaufquerschnitt oder p2 p1 U v 2 2 (

A2 1) , A1

(4.39 b)

falls die Geschwindigkeit im Abflussquerschnitt verwendet wird. Eine weitere Anwendungsmöglichkeit des Impulssatzes ist die Ermittlung der Kraft, die ein freier Flüssigkeitsstrahl auf eine Wand ausübt (Abb. 4.14). Für den

54


aus der Düse 1 senkrecht auf die ebene Wand treffenden Strahl ergibt sich im Kontrollgebiet nach Abb. 4.14 die Kraft FW, mit der die Wand gegen die Wirkung des Strahls gehalten werden muss, zu FW

U Qv ,

(4.40)

da die axiale Komponente der Abströmgeschwindigkeit v2 null ist. Ein senkrecht auf eine ebene Wand auftreffender Flüssigkeitsstrahl übt damit auf diese die Kraft FS

U Qv

(4.41)

aus.

Abb. 4.14 Strahlkraft auf unterschiedliche Wände. a senkrechte Wand b konvexe Wand c konkave Wand d geneigte Wand

4.4 Strömungswiderstände

55

Beim Auftreffen des Strahles auf gekrümmte Wände (Abb. 4.14 b und c) hat die Abströmgeschwindigkeit v2 eine axiale Komponente v2 cosM , deren Größe und Richtung vom Winkel M , unter dem der Strahl die Wand verlässt, abhängen. Somit gilt für die Strahlkraft auf gekrümmte Wände FS

U Q v (1 cos M ) .

(4.42)

Für Abströmwinkel M , die größer als 90° sind, wird die Kraft FS größer als beim Auftreffen des Strahles auf eine ebene Wand. Bei M = 180° tritt der theoretische Größtwert mit FS max 2 U Q v auf. Dieser Wert wird praktisch nicht erreicht, da die durch die Viskosität des Fluids verursachten Reibkräfte der Strahlkraft entgegenwirken. Beim Auftreffen des Strahls auf eine zur Düsenachse um den Winkel H geneigte Wand (Abb. 4.14 d), hat die Strahlkraft eine senkrecht und eine tangential zur Wand gerichtete Komponente. Es gelten FSN

U Q v sin H

(4.43)

U Q v cos H .

(4.44)

und FST

Die Tangentialkomponente FST hat großen Einfluss auf die axiale Kräftebilanz an den Kolben hydraulischer Ventile (s. Abschn. 4.5).

4.4 Strömungswiderstände Durch Reibungs- und Wirbelvorgänge wird beim Durchströmen hydraulischer Leitungen und Bauelemente Strömungsenergie irreversibel in Wärme umgewandelt und es entsteht in Strömungsrichtung ein bleibender Druckabfall, der als Druckverlust bezeichnet wird. Durchströmte Leitungen und Bauelemente einer Hydraulikanlage können somit als Strömungswiderstände betrachtet werden.

'p = f(Q)

Q = f('p) Q

Q

a

'p

b

'p

Abb. 4.15 Beispiele für Strömungswiderstände. a mit vorgegebenem Volumenstrom b mit vorgegebener Druckdifferenz

56


Wenn einem hydraulischen Strömungswiderstand ein Volumenstrom Q zugeführt wird (s. Abb. 4.15 a), entsteht in Strömungsrichtung ein bleibender Druckabfall 'p, der als Druckverlust bezeichnet wird. Eine vorgegebene Druckdifferenz 'p über einem Strömungswiderstand hat einen Volumenstrom Q zur Folge. Ist der Strömungswiderstand z. B. ein Leckspalt in einem hydraulischen Bauelement (s. Abb. 4.15 b), wird der durch die Druckdifferenz angetriebene Volumenstrom als Leckverlust bezeichnet. Druck- und Leckverluste haben wesentlichen Einfluss auf den Wirkungsgrad hydraulischer Anlagen. Sie beeinflussen darüber hinaus oft die Funktion und die Zuverlässigkeit von Bauelementen und Anlagenteilen. Entwickler hydraulischer Komponenten und Projekteure hydraulischer Anlagen und Systeme benötigen deshalb zuverlässige Methoden zur Ermittlung der Druck- und Leckverluste von Strömungswiderständen bei beliebigen Betriebsbedingungen. 4.4.1 Druckverluste

Bei Strömungswiderständen, deren Querschnitt sich längs des Strömungsweges nicht ändert (s. Abb. 4.16 a) und solchen, deren Ein- und Austrittsquerschnitt gleich groß sind (s. Abb. 4.16 b), sind die mittleren Strömungsgeschwindigkeiten v1 und v2 gleich groß. Damit wird nach der Bernoulli-Gleichung für verlustbehaftete Strömung in Gl. (4.26) die Druckänderung p1 - p2 zwischen den Querschnitten 1 und 2 gleich dem Druckverlust 'pverl.. Unter Verwendung des dimensionslosen Widerstandsbeiwertes ] [4.1, 4.2] kann dieser aus dem Staudruck berechnet werden. Es gilt

U ] v2

'p verl

2

p1

v

U Q2 bzw. 'p verl ] 2 . 2 A p2

p1

(4.45)

p2

Q

Q

a

1

2

b

1

v1

v2

2

Abb. 4.16 Strömungswiderstände mit gleichem Ein- und Austrittsquerschnitt. a mit gleich bleibendem Querschnitt b mit Querschnittsänderung längs des Strömungsweges

Sind Ein- und Austrittsquerschnitt des Strömungswiderstandes unterschiedlich groß (s. Abb. 4.17 a), dann ist der Druckverlust 'pverl nicht gleich der Druckänderung p1 - p2.


p1

v1

p2

p1

v2

v1

p3

2

1

1

a

v3 Q3

Q1

Q

57

p2

2

b

Q2

3 v2

Abb. 4.17 Strömungswiderstände mit Querschnittsänderung. a mit unterschiedlichem Einund Austrittsquerschnitt b mit Verzweigung

Dies liegt daran, dass sich die mittlere Strömungsgeschwindigkeit und damit auch der Staudruck wegen der Querschnittsänderung längs des Strömungsweges ändern (s. Abschn. 4.3). Für die Druckänderung p1 - p2 gilt in diesem Fall p1 p2

U 2

( v 2 2 v12 ) 'p verl

(4.46)

mit

U Q2 bzw. 'p verl ]1, 2 . 2 A1,2 2

U

'p verl ] 1,2 v1,2 2 2

(4.47)

Widerstandsbeiwert ] und mittlere Strömungsgeschwindigkeit v können auf die Querschnitte 1 oder 2 bezogen werden. Dabei ist jedoch für beide Größen der gleiche Querschnitt zu wählen. Mit Hilfe der Kontinuitätsgleichung Gl. (4.14) ist es möglich, den Widerstandsbeiwert für einen Querschnitt auf den des anderen Querschnitts umzurechnen

]1/]2 = A12/A22.

(4.48)

Auch bei Verzweigungen (s. Abb. 4.17 b) sind Druckänderung und Druckverlust in den einzelnen Zweigen nicht identisch. Für die Druckänderung zwischen den Querschnitten 1 und 2 gilt p1 p2

U 2

( v 2 2 v12 ) 'p verl1,2

(4.49)

mit

U

'p verl1,2 ]1,2 v1,2 2

2

2 U Q1,2

bzw. 'p verl1, 2 ]1, 2 . 2 A1, 2 2

Die Druckänderung zwischen den Querschnitten 1 und 3 wird zu

(4.50)

58


U

p1 p3

2

( v 3 2 v12 ) 'p verl1,3

(4.51)

berechnet, mit

U

'p verl1,3 ]1,3 v1,3 2 2

2 U Q1,3 bzw. 'p verl1,3 ]1,3 . 2 A1,3 2

(4.52)

Der Widerstandsbeiwert ] ist keine konstante Größe. Er hängt von der Viskosität Q des strömenden Mediums und dem Volumenstrom Q bzw. der mittleren Strömungsgeschwindigkeit v ab. Er wird als Funktion der Reynoldszahl Re, dem Quotienten aus Trägheits- und Reibungskräften einer Strömung, dargestellt. Es gilt Re

v dh

Q

bzw. Re =

Qdh A Q

(4.53)

mit dem hydraulischen Durchmesser dh

4 A . U

(4.54)

In Gl. (4.54) ist A der durchströmte Querschnitt und U der Umfang dieses Querschnitts. Für Kreisquerschnitt ist dh = d. Die Funktion ] = f(Re) wird Widerstandscharakteristik genannt und als Gleichung oder Diagramm dargestellt Für bestimmte Strömungswiderstände (z. B. gerade Rohrleitungen bei laminarer Strömung) kann die Widerstandscharakteristik durch theoretische Ableitungen ermittelt werden [4.3]. Für Strömungswiderstände mit kompliziertem Verlauf des Querschnittes längs des Strömungsweges (z. B. Drosselventile, Wegeventile, Filter usw.) muss der Widerstandsbeiwert ] experimentell ermittelt und in geeigneter Form (z. B. Näherungsgleichungen oder Diagramme) als Funktion der Reynoldszahl Re dargestellt werden. Für ] gilt 2 A2

] 'p 2 . U Q

(4.55)

Die Reynoldszahl Re wird nach Gl. (4.53) berechnet. Durch sie wird der Einfluss der Viskosität und damit der Temperatur des Fluids auf die Widerstandscharakteristik und damit auf den Druckverlust erfasst. Dabei ist es zweckmäßig, für A die Kreisfläche des Durchmessers der Nenngröße des Bauelementes einzusetzen. Die Funktion ] = f(Re) beschreibt einen Strömungswiderstand vollständig und ermöglicht die Druckverlustberechnung bei beliebigen Viskositäten und Temperaturen [4.2].


59

4.4.1.1 Widerstandscharakteristik gerader Rohrleitungen

Gerade Rohrleitungen sind Strömungswiderstände nach Abb. 4.16 a. Ihr Querschnitt ist meist kreisförmig und ändert seine Form und Größe längs des Strömungsweges nicht. Der Widerstandsbeiwert ] einer Rohrleitung mit dem hydraulischen Durchmesser dh und der Länge l errechnet sich zu

] O

l . dh

(4.56)

In Gl. (4.56) ist O ein dimensionsloser Rohrreibungswert, der von der Reynoldszahl Re abhängt. Für voll ausgebildete Strömungen gilt

O

c1 Re c2

.

(4.57)

Die Konstanten c1 und c2 werden durch die Querschnittsform und den Strömungswiderstand bestimmt. Es ist zwischen laminarer und turbulenter Strömung zu unterscheiden.

Abb. 4.18 Strömungsverlauf und Geschwindigkeitsprofil in Rohrleitungen mit Kreisquerschnitt. a laminare Strömung b turbulente Strömung

Laminare Strömung (Abb. 4.18 a) herrscht in Rohrleitungen bei Reynoldszahlen Re 2320. Die einzelnen Flüssigkeitselemente bewegen sich nur in Strömungsrichtung. Es ergibt sich eine parabelförmige Verteilung der örtlichen Geschwindigkeit v’. Es finden keine Wirbel- und Vermischungsvorgänge statt. Die Konstanten c1 und c2 der Gl. (4.57) können bei isothermer Strömung nach dem Hagen-Poiseuilleschen Gesetz [4.4, 4.5] für Rohre mit Kreisquerschnitt zu c1 = 64 und c2 = 1 ermittelt werden. Turbulente Strömung herrscht bei Reynoldszahlen Re t 2320. Die einzelnen Flüssigkeitselemente führen als Folge von Wirbeln zusätzlich eine Querbewegung zur Strömungsrichtung aus (s. Abb. 4.18 b), was u. a. zu Vermischungsvorgängen führt. Die örtliche Geschwindigkeit v’ ist im Strömungskern angenähert konstant und fällt zum Rand sehr stark ab. Durch den großen Geschwindigkeitsgradienten in Wandnähe sind die Druckverluste bei turbulenter Strömung größer als bei laminarer. Nach Blasius [4.6] gilt im Bereich 2320 d Re 105 für die Konstanten der

60


Gl. (4.57) c1 = 0,3164 und c2 = 0,25. Diese Werte gelten für hydraulisch glatte Rohre. Bei rauen Rohren sind sie größer [4.6]. Wegen der i. Allg. in der Hydraulik verwendeten glatten Rohre und der den Wert 105 nicht überschreitenden Reynoldszahlen kann der Einfluss der Rohrrauhigkeit auf den Rohrreibungsbeiwert vernachlässigt werden. Die beiden Kurven in Abb. 4.19 beschreiben somit die Widerstandscharakteristik von Kreisrohren ausreichend. Die in Abb. 4.19 angegebenen Kurven gelten nur für voll ausgebildete laminare bzw. turbulente Strömung. Am Rohrleitungseinlauf treten zusätzliche Verluste auf. Diese können nur für Rohre mit l/d ! 20 gegenüber den mit den Rohrreibungsbeiwerten nach Abb. 4.19 errechneten Werten vernachlässigt werden [4.8, 4.9]. Rohre mit l/d d 20 sind als örtliche Widerstände zu behandeln [4.2]. Die Konstante c1 für gerade Rohrleitungen mit nichtkreisförmigem Querschnitt ist in Tabelle 4.1 für laminare Strömung angegeben. Der Wert c2 ist für alle Querschnittsformen bei laminarer Strömung c2 = 1. Bei turbulenter Strömung kann für alle Querschnittsformen mit c1 = 0,3164 und c2 = 0,25 gerechnet werden [4.6]. Die kritische Reynoldszahl, oberhalb welcher turbulente Strömung herrscht, ist unabhängig von der Querschnittsform auch in diesem Falle Rekr = 2320. Mit Hilfe von PC-Programmen kann der Zusammenhang zwischen Volumenstrom Q und Druckverlust 'pverl bei beliebigen Viskositäten und Temperaturen vorausberechnet werden [4.2].

Abb. 4.19 Abhängigkeit des Rohrreibungsbeiwertes O von der Reynoldszahl Re für Rohre mit Kreisquerschnitt


61

Tabelle 4.1 Konstante c1 zur Bestimmung des Rohrreibungsbeiwertes O für gerade, nichtkreisförmige Rohrleitungen bei laminarer Strömung Querschnittsform

c1

53,4

gleichseitiges Dreieck a/b = 0 a/b = 0,2 a/b = 0,5 a/b = 1

a

b

96 76 62 56,9

e

Rechteck

da di 2

dm

da di 2

s

di da

Ringspalt

96

1 3 e2 1 2 2 s

s dm

4.4.1.2 Widerstandscharakteristik von Einbauteilen

Einbauteile sind Elemente und Komponenten, welche in hydraulische Leitungssysteme eingefügt werden. Dazu gehören Rohrverbindungselemente, Düsen, Blenden, Ventile, Filter u. a. Die Widerstandscharakteristik ]= f(Re) und damit der Zusammenhang zwischen Druckverlust 'pverl und Durchflussstrom Q sind für Einbauteile nur in Ausnahmefällen durch theoretische Ansätze vorauszuberechnen. Solche Ausnahmefälle sind Düsen und Blenden. Nähere Ausführungen dazu enthalten u. a. [4.1, 4.2, 4.8]. Der größte Teil der Einbauteile weist einen komplizierten Verlauf des durchströmten Querschnitts längs des Strömungsweges auf. Sie haben i. Allg. gleichen Eingangs- und Ausgangsquerschnitt entsprechend Abb. 4.16 b. Damit ist ihr Druckverlust 'pverl identisch mit der Differenz zwischen Eingangs- und Ausgangsdruck p1 - p2. Der Druckverlust kann mit Gl. (4.45) berechnet werden. Anders ist es bei Rohrleitungsreduzierungen und Rohrerweiterungen. Das sind Strömungswiderstände nach Abb. 4.1 a; Druckverlust und Druckdifferenz sind nicht identisch. Die Differenz p1 - p2 zwischen Eingangs- und Ausgangsdruck kann nach Gl. (4.46) berechnet werden. Die Ermittlung der Widerstandscharakteristik für Einbauteile erfolgt aus Messwerten für 'pverl , Q und Q. (s. Abschn. 4.4.1). Die Funktion ] = f(Re) wird zweckmäßigerweise in einem Diagramm mit logarithmisch geteilten Achsen dar-

62


gestellt. Die Widerstandscharakteristik von Einbauteilen hat bei kavitationsfreier Strömung (s. Abschn. 4.3) generell den in Abb. 4.20 gezeigten Verlauf.

log ]

K1 Re

] = f(Re)

K2 log Re Abb. 4.20 Widerstandscharakteristik von Einbauteilen (qualitativ)

Die Funktion ] = f(Re) kann mit für die Praxis ausreichender Genauigkeit durch den Ansatz

]

K1 K2 Re

(4.58)

beschrieben werden. Die Ermittlung der Parameter K1 und K2 erfolgt durch Ausgleichsrechnung aus den experimentell gewonnenen Wertepaaren ] und Re nach Gl. (4.58) und Abb. 4.20. Dieses Verfahren ist in [4.1, 4.2] näher beschrieben. Eine andere Möglichkeit zur Berechnung der Parameter K1 und K2 aus den Messwerten für ] und Re ist in Abb. 4.21 a [4.11] dargestellt. Hier wird die Gleichung (4.59)

] Re K1 K 2 R e

verwendet. Eine dritte Möglichkeit zur Ermittlung der Parameter K1 und K2 zeigt Abb. 4.21 b. Hier wird die Beziehung 'p verl

U Q 2 d A

Q K1

U Q2 2 A2

K2 ,

(4.60)

in welcher die Messwerte für 'pverl und Q bei Q = konst. verwendet werden, benutzt [4.10]. Die Verfahren nach den Gln. (4.59) und (4.60) haben den Vorteil, dass die Näherungsfunktionen linear sind und damit die Parameter K1 und K2 einfach ermittelt werden können.


'p

]Re ] Re = f(Re)

63

Q = konst. 'p = f(Q)

K2Re

aaK1

K1 a

Re

b

baK2 Q

Abb. 4.21 Darstellungsformen der Widerstandscharakteristik zur Ermittlung der Parameter K1 und K2. a modifizierte Widerstandscharakteristik b modifizierte Druckverlustkennlinie

Mit Hilfe der Parameter K1 und K2 ist es möglich, den Zusammenhang zwischen Druckverlust 'pverl und Durchflussstrom Q für beliebige Viskositäten Q zu berechnen und, wie in Abb. 4.22 gezeigt, grafisch darzustellen. Damit können Druckverluste auch bei extremen Betriebsbedingungen, wie z. B. Kaltstart, ermittelt werden. Aus Abb. 4.21 b ist ersichtlich, dass für alle Strömungswiderstände, die durch den Ansatz nach Gl. (4.58) beschrieben werden können, der Druckverlust 'pverl bei konstantem Volumenstrom Q als Summe zweier Teildruckverluste dargestellt werden kann: 'p verl

'p

'p verl1 'p verl 2 .

(4.61)

'p = f(Q) Q 1Q2Q3 Q3

Q2 Q1

Q Abb. 4.22 Abhängigkeit des Druckverlustes 'pverl von Volumenstrom und Viskosität

Der Anteil 'pverl1 nimmt linear mit der Viskosität Q zu, während der Anteil 'pverl2 viskositätsunabhängig ist. Damit kann für den Druckverlust hydraulischer Einbauteile eine Modellierung nach Abb. (4.23) mit 'p verl1 Rh Q und 'pverl 2 R' h Q 2

durchgeführt werden.

(4.62)

64


'pverl p1

p2

'pverl

Q

'pverl1

'pverl2

=

Einbauteil

2

1

1

Rh

Q

R'h

2

Abb. 4.23 Modellierung hydraulischer Einbauteile

Für die hydraulischen Widerstände R h und R’ h gilt Rh

U Q K1 2 d A

und R' h

UK2 2 A2

.

(4.63)

Soll bei vorgegebener Druckdifferenz über einem hydraulischen Einbauteil der Durchflussstrom ermittelt werden, ist es zweckmäßig, mit den hydraulischen Leitwerten Gh und G’h zu arbeiten. Da die beiden Ersatzwiderstände eines hydraulischen Einbauteils in Reihe geschaltet sind (s. Abb. 4.23), gilt für den Durchflussstrom Q G h 'p1

und

(4.64)

Q G ' h 'p2

mit Gh

2 d A

U Q k1

und

G' h

2

UK2

A.

(4.65)

Besteht eine Schaltung aus Kombinationen von hydraulischen Widerständen, ergibt sich bei Reihenschaltung (s. Abb.4.24 a) von n Widerständen der Gesamtdruckverlust aus der Summe der Druckverluste über den Einzelwiderständen n

'p ges ¦ 'pi ,

(4.66)

i 1

wobei durch jeden Einzelwiderstand der gleiche Volumenstrom Q = Qi

(4.67)

fließt. Bei Parallelschaltung (s. Abb. 2.24 b) ist der Druckverlust über allen Einzelwiderständen gleich. Es gilt 'p 'pi ,

(4.68)


65

während die Summe der Volumenströme durch die Einzelwiderstände den Gesamtvolumenstrom n

Q ges

(4.69)

¦ Qi

i 1

ergibt.

R1 'pges 'p

a

Q

R'2

R1

'p R'2

'pn Rn

Q1

Q2

Qn

Qges

'p Q1

Qges

Q2 Rn

Q

'p

'pn Qn

b

'p Abb. 4.24 Kombinationen hydraulischer Widerstände. a Reihenschaltung b Parallelschaltung

Für die Berechnung des Durchflussstromes in Abhängigkeit von der Druckdifferenz können auch die Beziehungen Q A D

2

U

' p

bzw.

QDr

k Dr ADr 'p Dr

(4.70)

mit dem Durchflussbeiwert D und dem Drosselbeiwert kDr verwendet werden. Dabei gilt

D

1

]

Re K1 K 2 Re

bzw.

k Dr

2 . U ]

(4.71)

Gleichung (4.71) zeigt, dass der Durchflussbeiwert D sowie der Drosselbeiwert kDr von der Reynoldszahl Re abhängen. Durch die Einführung der Parameter K1 und K2 zur Beschreibung der Widerstandscharakteristik ist es möglich, das Druckverlust-Volumenstrom-Verhalten von hydraulischen Widerstandsnetzwerken mit Hilfe von Programmsystemen zu berechnen. Ein solches System wird in [4.2] vorgestellt. Nachfolgend werden Widerstandscharakteristiken häufig vorkommender Einbauteile behandelt, die zur numerischen Berechnung der in ihnen auftretenden Druckverluste verwendet werden können.

66


Widerstandscharakteristik von Rohrkrümmern und Kniestücken In Rohrkrümmern entsteht außer dem Reibungsverlust ein Umlenkverlust durch Querströmung und Strahlablösung. Damit hängt der Widerstandsbeiwert ] vom Krümmungsradius ab. Für den Krümmungswinkel M = 90° kann ]Kr aus dem Diagramm nach Abb. 4.25 [4.12] entnommen werden.

Abb. 4.25 Widerstandscharakteristik von Rohrkrümmern für M = 90°

Die Parameter K1 und K2 enthält Tabelle 4.2. Tabelle 4.2 K1- und K2-Werte für 90 °-Rohrkrümmer R/d 2 4 6 10

K1 347 448 696 1154

K2 0,12 0,22 0,28 0,43

Für andere Winkel kann ]Kr nach der Beziehung

] Kr ] Kr 90q

M 90

(4.72)

berechnet werden. Die Widerstandscharakteristik von Kniestücken ist in Abb. 4.26 [4.13] mit K1 = 677 und K2 = 1,46 dargestellt.


67

Abb. 4.26 Widerstandscharakteristik von Kniestücken für M = 90°

Widerstandscharakteristik von Schlauchleitungen Der Widerstandsbeiwert von Schlauchleitungen wird durch den des eigentlichen Schlauches und dem der Anschlussstücke gebildet. Er kann durch das in Abb. 4.27 dargestellte Modell zu

] Os

ls l 2 Oa I 2 a ds m da

(4.73)

mit m = da2/ds2 berechnet werden.

ds

da

A da

S

A

la

ls

la

Abb. 4.27 Schlauchleitungsmodell. S - Schlauch, A - Anschlussstück

Der Faktor I berücksichtigt die zusätzlichen Verluste durch Strahlkontraktion und -erweiterung sowie die erhöhte Reibung im Anlauf der Anschlussstücke. Er kann näherungsweise zu I = 2,5 gesetzt werden [4.14]. Widerstandscharakteristik für Komponenten Die Funktion ] = f(Re) für Ventile, Filter, Steuerblöcke u. a. entspricht dem in Abb. 4.20 dargestellten qualitativen Verlauf. Die Parameter K1 und K2 der Widerstandscharakteristik können aus Messwerten für 'pverl, Q und Q oder aus den 'pverl = f(Q)-Kennlinien der Komponentenhersteller nach den in den Abb. 4.20 und 4.21 sowie den Gln. (4.58, 4.59 und 4.60) angegebenen Methoden ermittelt werden.

68


Für einen ausgeführten Filter, bestehend aus Gehäuse und Filterelement (Filterfeinheit 25 Pm und NG 32 mm) ergeben sich die Parameter der Widerstandscharakteristik zu K1 = 12175 und K2 = 5,49. Abb. 4.28 zeigt die Viskositätsabhängigkeit des Druckverlustes des unverschmutzten Filters bei einem Volumenstrom von Q = 50 l/min. 0.8 0.7 0.6

'pverl 0.5 [bar]

'pverl = f(Q)

0.4 0.3 0.2 0.1 0 0

50

100

150

200

250

300

350

400

2

Q [mm /s]

Abb. 4.28 Druckverlust-Viskositäts-Kennlinie eines Filters

Die Ausführungen des Abschn. 4.4.1 gelten exakt nur, wenn die Strömung durch die Strömungswiderstände isotherm und stationär ist. Diese Voraussetzungen treffen in der Praxis nur angenähert zu. Durch die als Folge der Druckverluste entstehende Wärme ist die Fluidtemperatur längs des Strömungsweges nicht konstant und die wirklichen Druckverluste werden geringfügig von den berechneten Werten abweichen. Eine genaue Druckverlustberechnung ist mit Methoden nach [4.15] möglich. Da Pumpen einen pulsierenden Volumenstrom liefern (s. Kap. 6), dessen Amplitude von den Nachgiebigkeiten und Trägheitskräften der Anlage abhängt, werden die Druckverluste von denen, die bei einem pulsationsfreien Volumenstrom auftreten, abweichen. Diese Druckverlusterhöhung ist bei normalen Hydraulikanlagen sehr gering. Sie kann näherungsweise berechnet werden [4.14, 4.16]. 4.4.2 Leckverluste

Leckverluste sind Flüssigkeitsverluste, die von einer Druckdifferenz durch einen als Leckstelle wirkenden Strömungswiderstand in Hydraulikanlagen, Komponenten oder auch anderen Bauelementen verursacht werden. Die in Abb. 4.15 b dargestellte spielbehaftete Paarung zwischen Kolben und Bohrung ist z. B. eine sehr


69

häufig vorkommende Leckstelle. Leckvolumenströme QL sind Volumenstromverluste, die über eine Leckstelle nach außen (äußere Leckverluste) oder in Räume mit niedrigerem Druck innerhalb hydraulischer Komponenten (innere Leckverluste) fließen. Sie werden von der Volumenstromquelle gefördert, stehen aber nicht zur Bewegung der Hydromotoren (Arbeitszylinder oder Rotationsmotoren) zur Verfügung. Das führt dazu, dass die Geschwindigkeit der Arbeitszylinder bzw. die Drehzahl der Rotationsmotoren mit steigender Belastung abnehmen. Als Folge der durch Leckvolumenströme verursachten Verringerung des Flüssigkeitsvolumens in geschlossenen Räumen können mit aktiven Lasten beaufschlagte Hydromotoren (s. Abschn. 5.5) im Stillstand ihre Position nicht einhalten. Die zur Beseitigung dieses Mangels möglichen Maßnahmen werden in Kap. 8 und 14 behandelt. Leckverluste sind Leistungsverluste. Sie verringern den Wirkungsgrad hydraulischer Anlagen. Innere Leckverluste sind nur an ihren Auswirkungen, wie Geschwindigkeitsabfall, Wirkungsgradverringerung bzw. Funktionsstörungen (z. B. bei Schaltbewegungen von Ventilen) zu erkennen. Es ist zu sichern, dass innerer Leckvolumenstrom zu Räumen niedrigeren Druckes abfließen kann. Äußere Leckverluste verringern ebenfalls den Wirkungsgrad. Sie sind durch geeignete Maßnahmen zum Behälter zurückzuführen, um Flüssigkeitsverluste in den Hydraulikanlagen zu vermeiden und Umweltverschmutzung auszuschließen. Äußere Leckverluste durch Risse in Bauelementen und undichte Verbindungen von Leitungen und Bauelementen dürfen grundsätzlich nicht auftreten. Sie sind durch Auswahl geeigneter Dichtelemente, Werkstoffe, sorgfältige Montage und regelmäßige Wartung zu vermeiden. Leckverluste durch funktionsbedingte Spalte zwischen relativ zueinander bewegten Bauteilen (z. B. zwischen Kolben und Gehäuse von Ventilen oder an Verdrängerelementen von Pumpen) sind unvermeidbar. Sie dienen gleichzeitig der Schmierung dieser Bauteile. Der durch derartige Spalte fließende Leckvolumenstrom QL ist näherungsweise vorausberechenbar. Wegen der geringen Spalthöhe (meist im Mikrometerbereich) und der relativ großen Spaltlänge ist die Strömung in derartigen Leckstellen überwiegend laminar, und es kann mit dem hydraulischen Linearwiderstand Rh nach Gl. (4.63) gerechnet werden. Da bei der Berechnung von Leckvolumenströmen der von einer vorgegebenen Druckdifferenz 'p verursachte Leckvolumenstrom QL zu ermitteln ist, wird zweckmäßigerweise mit den Leitwerten Gh der Widerstände nach Gl. (4.65) gearbeitet. So kann der Einfluss des inneren und des äußeren Leckvolumenstromes eines Arbeitszylinders mit Spiel zwischen Kolben und Zylinder sowie zwischen Kolbenstange und Kolbenstangenführung (Abb. 4.29 a) auf die Kolbengeschwindigkeit v und den Abflussstrom Q2 mit Hilfe des in Abb. 4.29 b dargestellten Modells berechnet werden. Bei bekannter Belastung F, bekanntem Gegendruck p2, vorgegebenem Volumenstrom Q1 und bekannten Leitwerten GLi und GLa können mit Hilfe der Kräftebilanz am Kolben und der Volumenstrombilanz an den Knoten des Modells der Eingangsdruck p1, die Kolbengeschwindigkeit v sowie der Volumenstrom Q2 zu

70


A F p2 2 , A1 A1

p1

v

(4.74)

§ A2 · º Q1 G Li ª F « p 2 ¨1 ¸ » A1 ¹ ¼» A1 A1 «¬ A1 ©

(4.75)

und Q2 Q1

§ A ·ªF § A ·º A2 G Li ¨1 2 ¸ « p2 ¨1 2 ¸ » p2 G La A1 ¹ »¼ A1 ¹ «¬ A1 A2 © ©

(4.76)

berechnet werden.

A1

A2

A1

A2

F QLi Q1

p1

QLa p2

F

v

p1

Q2

a

b

Q1

GLi p GLa 2 QLi Q 2

v

QLa

Abb. 4.29 Leckvolumenstrom an einem Arbeitszylinder. a Darstellung mit spielbehaftetem Kolben und Kolbenstange b Leckvolumenstrom-Modellierung

Für die Ermittlung des Einflusses von Leckverlusten auf das Bewegungsverhalten eines Hydromotors für drehende Abtriebsbewegung kann das Modell nach Abb. 4.30 a verwendet werden. Wegen des i. Allg. symmetrischen Aufbaus eines derartigen Motors können die Leckleitwerte GLa1 und GLa2 gleichgesetzt werden G La1 G La 2 G La .

(4.77)

Damit wird die Abtriebsdrehzahl n

Q1 M S G 2 G La G Li p2 La . V V V

(4.78)

Abb. 4.30 b zeigt die Abhängigkeit der Drehzahl n vom Lastmoment M und vom Gegendruck p2. Durch den äußeren Leckvolumenstrom QLa nimmt die Drehzahl auch bei unbelastetem Motor (M = 0) mit zunehmendem Gegendruck p2 ab.


n

M

V p1 Q1

p2 QM

QLa1

GLa1

71

p2 GLa/V

n

Q2 GLi

2

M2S (GLa+GLi)/V

QLi

GLa2

Q1/V = nth

QLa2

a

M

b

Abb. 4.30 Leckvolumenstrom-Modellierung. a Modellierung eines Hydromotors mit Leckleitwerten b Abhängigkeit der Drehzahl n vom Drehmoment M und vom Druck p2

Mit Hilfe der vorgestellten Modellierung von Hydromotoren ist es u. a. möglich, das Betriebsverhalten bei Parallelbetrieb mehrerer Hydromotoren zu ermitteln [4.1] sowie Antriebe mit mehreren miteinander mechanisch gekoppelten Motoren funktionssicher zu gestalten und zu optimieren. Es ist möglich, dass die Motoren sowohl parallel als auch in Reihe geschaltet werden. Dabei können die in Gln. (4.74) bis (4.78) verwendeten Leckleitwerte GL aus experimentellen Untersuchungen bzw. aus Angaben zu Leckverlusten in Firmenunterlagen gewonnen werden. Für geometrisch eindeutig bestimmte Spalte kann der Leckvolumenstrom QL und damit der Leckleitwert GL auch theoretisch bestimmt werden.

e

d2

QL

p1

d1

s

p

p1 a

p2

p2 l

b

l

x

Abb. 4.31 Leckströmung bei exzentrischem Kolben. a Spaltabmessungen b Druckverlauf im Spalt

Für einen exzentrischen Ringspalt nach Abb. 4.31 mit s d1 bzw. d2 kann unter Vernachlässigung der Eintritts- und Austrittsverluste nach [4.17] mit für die Praxis ausreichender Genauigkeit QL zu

72


§ 3 e2 · d m S sm 3 'p¨¨1 2 ¸¸ 12 Q l U © 2 sm ¹

QL

(4.79)

mit d1 d 2 | d1 | d 2 2

dm

und

sm

d1 d 2 2

ermittelt werden. Der Leckleitwert GL für Ringspalte beträgt d m S sm 3 12 Q l U

GL

§ 3 e2 · ¨¨1 2 ¸¸ . © 2 sm ¹

(4.80)

Die Größe s des Ringspaltes geht mit der dritten Potenz in die Gleichung für QL ein. Eine Spaltverdoppelung führt also zu einer Verachtfachung des Leckvolumenstromes. Eine exzentrische Verlagerung des Kolbens, die in der Praxis häufig vorkommen kann, führt zu einer Vergrößerung von QL um den Faktor 2,5. Bei der in die Gl. (4.80) einzusetzenden Viskosität ist zu beachten, dass wegen der großen Druckdifferenz über dem Leckspalt längs des Spaltes große Temperaturunterschiede auftreten können. Deshalb ist es ratsam, das arithmetische Mittel der Viskositäten an Spalteingang und -ausgang zu verwenden. Trotz guter Filterung können Schmutzpartikel in den Spalt, der in den meisten Fällen nur wenige Mikrometer beträgt, eindringen und die wirksame Spaltfläche verringern. Das führt zu einer Abnahme des Leckvolumenstromes. Dieser Vorgang ist zeitabhängig und kann, wenn keine Relativbewegung zwischen Kolben und Bohrung auftritt, zum völligen Zusetzen einer Leckstelle führen. Bei einer Relativbewegung zwischen den die Leckstelle bildenden Wänden tritt zusätzlich eine Schleppströmung auf, wodurch der durch die Druckdifferenz verursachte Leckvolumenstrom vergrößert oder verkleinert wird, je nachdem, ob die Bewegung in Richtung der Druckdifferenz oder entgegengesetzt erfolgt.

y

v

y

s

x

x Abb. 4.32 Schleppströmung zwischen parallelen, relativ zueinander bewegten Platten

In Abb. 4.32 ist die Geschwindigkeitsverteilung in einem Parallelspalt mit der Breite b dargestellt, dessen Wände sich zueinander mit der Geschwindigkeit v be-

4.5 Hydraulische Kapazität und Induktivität

73

wegen. Für den durch die Bewegung der Spaltwände erzeugten Volumenstrom Qs gilt Qs

v sb . 2

(4.81)

Der gesamte Leckvolumenstrom eines bewegten Kolbens wird damit in Abhängigkeit von der Bewegungsrichtung des Kolbens und der Richtung der Druckdifferenz v QLges G 'p r sm d m S . 2

(4.82)

4.5 Hydraulische Kapazität und Induktivität Die bisherigen Betrachtungen im Kap. 4 gelten nur für stationäre Strömungsvorgänge. Dabei wird vorausgesetzt, dass Drücke und Volumenströme sowie die zu überwindenden Lasten keine zeitliche Änderung erfahren. Bei Berechnungen für stationäre Strömungsvorgänge genügt die Berücksichtigung der Druckverluste durch den Widerstand Rh und der Leckverluste durch den Leitwert Gh. In der Praxis treten jedoch zeitliche Veränderungen von Druck, Volumenstrom und Lasten auf. Dies ist u. a. der Fall bei Anlauf- und Bremsvorgängen, bei der Änderung von Bewegungszuständen durch Schalten von Ventilen sowie bei Laständerungen. Dabei können kritische Betriebszustände, wie Druckspitzen und Dauerschwingungen, auftreten. Um das Betriebsverhalten hydraulischer Anlagen in derartigen Fällen ermitteln zu können, muss sowohl die Speicherung potenzieller Energie, durch die Kompressibilität des Fluids, die Aufweitung von Leitungen sowie in Druckflüssigkeitsspeichern, berücksichtigt werden. Darüber hinaus ist es erforderlich, die Speicherung kinetischer Energie durch die Trägheit des bewegten Fluids und der Hydromotoren sowie der bewegten Massen zu berücksichtigen. Werden die in Abschn. 4.4.1 eingeführten Widerstände Rh und R’h,, welche Energieverluste verursachen, als Widerstände gegen Bewegung [4.18] angesehen, so sind die dynamischen Widerstände gegen Verformung und gegen Beschleunigung Energiespeicher, in denen keine Verluste auftreten. Sie können als kapazitive und induktive Widerstände betrachtet werden. Hydraulische Kapazität Wird ein Fluidvolumen V durch einen Druck p beaufschlagt, so entsteht wegen seiner Kompressibilität (s. Abschn. 3.3.2) eine Volumenverringerung Vc (Abb. 4.33 a). Die in Abb. 4.33 b dargestellte Funktion Vc = f(p) ist nichtlinear. Es gilt dVc Ch dp .

(4.83)

Ch ist die hydraulische Kapazität. Sie nimmt mit zunehmendem Druck p ab. In vielen Fällen genügt die Linearisierung um einen Arbeitspunkt pA. Für den Kompressionsvolumenstrom Qc und den Druck p gelten die Beziehungen

74


1 ³ Qc dt . Ch

Qc Vc Ch p und p

Vc

Vc p

(4.84)

Vc= f(p)

dVc

.

dp

E

p, p

Ch

Qc V

a

b

pA

p

c

Abb. 4.33 Hydraulische Kapazität. a Kompressionsvorgang b Abhängigkeit des Kompressionsvolumens vom Druck c Schaltsymbol einer hydraulischen Kapazität

Eine hydraulische Kapazität kann durch das Symbol nach Abb. 4.33 c dargestellt werden. In einer Hydraulikanlage wird das Kompressionsvolumen Vc nicht nur durch das Fluid, sondern auch durch Leitungsaufweitungen und bei Anlagen mit Druckflüssigkeitsspeicher durch dessen Speichervolumen bestimmt. Damit gilt C ges C Fl C Ltg CSp .

(4.85)

CFl erhält man aus der Pressziffer E bzw. dem Kompressionsmodul K des Fluids (s. Abschn. 3.3.2) zu 1 C Fl Vo E bzw. C Fl Vo . (4.86) k Da in Hydraulikanlagen häufig freie Luft vorhanden ist, wird die hydraulische Kapazität CFl meist größer als die von luftfreier Flüssigkeit sein (s. Abschn. 3.3.3). Während die Nachgiebigkeit von Rohrleitungen praktisch vernachlässigbar ist, muss die hydraulische Kapazität CLtg von Schlauchleitungen in den meisten Fällen berücksichtigt werden. Werte für CLtg sind aus Firmenunterlagen oder durch Versuche zu gewinnen. Für die hydraulische Kapazität von gasbelasteten Druckflüssigkeitsspeichern gilt [4.19] 1

CSp

V1 § pG · n ¨ ¸ n p © p ¹

(4.87)

mit pG p V1 n

Gasfülldruck Flüssigkeitsdruck | Gasdruck Speichergröße Polytropenexponent (Isotherme Zustandsänderung n = 1, isentrope Zustandsänderung n = 1,4).

4.5 Hydraulische Kapazität und Induktivität

75

Der Polytropenexponent n liegt in der Praxis (s. Abschn. 9.4) zwischen beiden Grenzwerten. Bei dynamischen Vorgängen kann mit n | 1,4 gerechnet werden. Weiterhin muss beachtet werden, dass ein Druckflüssigkeitsspeicher nur bei Drücken p ! pG Fluidvolumen aufnehmen bzw. abgeben kann. Bei dynamischen Vorgängen sollte deshalb der Minimalwert des Druckes pmin den Gasfülldruck nicht unterschreiten. Abb. 4.34 zeigt die Modellierung einer Schlauchleitung mit dem in der Abb. 4.33 c gezeigten Symbol einer hydraulischen Kapazität. Für den Volumenstrom Q2 gilt in diesem Falle Q2 Q1 C ges p .

(4.88)

Die Druckverluste der Schlauchleitung wurden in diesem Beispiel vernachlässigt.

Cges

=

Q1

.

p, p

Qc Q2

Abb. 4.34 Modellierung der hydraulischen Kapazität einer Schlauchleitung

Hydraulische Induktivität Bei einer zeitlichen Änderung des Volumenstromes muss die Masse des strömenden Fluids beschleunigt oder verzögert werden. Für die Beschleunigung der in Abb. 4.35 a dargestellten Fluidmasse m = U V ist die erforderliche Kraft p A U V s .

Mit s p

(4.89)

Q wird der zur Beschleunigung erforderliche Druck A

V U Q . A2

(4.90)

Die Größe V U / A2 wird als hydraulische Induktivität Lh bezeichnet. Es gilt p Lh Q

und Q

1 Lh

³ p dt .

(4.91)

Für die zeichnerische Darstellung des durch die hydraulische Induktivität verursachten Widerstandes gegen Beschleunigung kann das in Abb. 4.35 b gezeigte Symbol verwendet werden.

76


U

A p .A

.. m.s

V

p

. ..

a

.

Q, Q

s, s, s

L

b

Abb. 4.35 Hydraulische Induktivität. a Kräftegleichgewicht an einem beschleunigten Volumenelement b Schaltsymbol einer hydraulischen Induktivität

Für Hydromotoren (Arbeitszylinder bzw. Rotationsmotoren) und die trägen Massen bzw. Trägheitsmomente der zu bewegenden Baugruppen und Anlagenteile hydraulisch angetriebener Maschinen kann ebenfalls eine Induktivität definiert werden. Dabei ist es zweckmäßig, die gesamte translatorisch zu bewegende Masse auf die Kolbenstange des Arbeitszylinders und das gesamte Trägheitsmoment der rotierenden Bauteile und Maschinenelemente auf die Abtriebswelle des hydraulischen Rotationsmotors zu reduzieren. Für diese Induktivitäten gilt m

Ltr

A2

bei translatorischen Antrieben

(4.92)

bei rotatorischen Antrieben.

(4.93)

und Lrot

§ 2 S · I¨ ¸ © VM ¹

2

In den Gln. (4.92) und (4.93) bedeuten m A I VM

Masse der bewegten Bauteile einschließlich des Arbeitskolbens Kolbenfläche Trägheitsmoment der rotierenden Bauteile einschließlich des Hydromotors Verdrängungsvolumen des Hydromotors.

Durch den Vorteil der hohen Kraftdichte der Hydraulik sind die von Hydromotoren erzeugten Kräfte bzw. Drehmomente im Vergleich zu anderen Antriebsarten in den meisten Fällen sehr groß. Dadurch wird es möglich, die anzutreibenden Baugruppen hydraulischer Maschinen und Anlagen direkt an die Kolbenstange bzw. an die Motorwelle anzukoppeln. Diese Besonderheit hydraulischer gegenüber z. B. elektrischer Antriebe führt dazu, dass die Induktivitäten Ltr und Lrot meist wesentlich größer sind als die hydraulische Induktivität Lh des zu beschleunigenden Fluids. In diesen Fällen kann Lh bei der Behandlung dynamischer Vorgänge vernachlässigt werden. Für die Ermittlung des dynamischen Verhaltens von Leitungssystemen sind gesonderte Leitungsmodelle mit Kombinationen von hydraulischen Widerständen R, Kapazitäten Ch und Induktivitäten Lh erforderlich [4.16].

4.6 Verknüpfung von Strömungswiderständen

77

4.6 Verknüpfung von Strömungswiderständen Die Zusammenschaltung von Strömungswiderständen dient vor allem der stetigen Steuerung von Verbraucherbewegungen oder von Steuerelementbewegungen in Komponenten, die sehr große Leistungen beeinflussen müssen. Diese Widerstände zur Steuerung von Druck und Volumenstrom werden vor allem in Ventilen verwendet und müssen bestimmte Eigenschaften besitzen: Zumindest ein Teil von ihnen muss auf eine einfache und mit geringen Stellkräften realisierbare Art einstellbar sein. Die Größe des Widerstandes soll nahezu unabhängig von der Viskosität des Fluids sein. Die Widerstände sollen nicht zur Verschmutzung neigen. In Abb. 4.36 sind typische konstruktive Formen dieser Widerstände, die in Abb. 4.36 a bis d durch axiale Verschiebung von Kolbenlängsschieber, Kegel oder Prallplatte eingestellt werden können, dargestellt.

Q p2

Q

Rh

Q

Rh

s

s

s

Q p1 a

p2 Q

p2

Q p1 b

p2

Rh p1

c

p2 Rh

p 1 Rh

Q

d

s

p1 e

Abb. 4.36 Konstruktive Ausbildung typischer Drosselstellen (Widerstände) zur stetigen Steuerung (in a bis e Steuerspalte). a Kolbenlängsschieber b Kolbenlängsschieber mit Profilkante c Kegeldrossel d Düse-Prallplatte e Blende (nicht einstellbar)

Der Durchflussbeiwert D derartiger Drosselstellen mit schroffen Querschnittsänderungen ist in dem interessierenden Volumenstrombereich praktisch unabhängig von der Reynoldszahl Re. Damit kann in guter Näherung Gl. (4.70) mit D | konst. für die Berechnungen angewendet werden:

Q D ADr 2 / U p1 p 2 | k Dr ADr p1 p 2

G Dr p1 p 2 . (4.94)

Der Drosselquerschnitt ADr ist der engste Querschnitt, durch den das Fluid treten muss, er ist in Abb. 4.36 der Strömungswiderstand Rh (in Berechnungen ist es oft günstiger, vom Leitwert GDr nach Gl. (4.94) auszugehen). In Abb. 4.36 a hat der Drosselquerschnitt näherungsweise (Radialspiel vernachlässigt) die Form eines

78


Zylindermantels; seine Fläche ist Kolbenschieberumfang mal Spaltlänge (die sich proportional mit der Verschiebung s ändert). Die weiteren Querschnittsflächen in Abb. 14.36 b bis e sind näherungsweise Dreieckfläche, Kegelstumpfmantel, Zylindermantel und Kreisfläche. Der Durchflussbeiwert D liegt, abhängig von der Konstruktion der Drosselstelle, im Bereich 0,6 < D < 1. Sind die Übergangszonen zwischen den großen und kleinen Querschnitten sehr kurz, z. B. an einer Blende (s. Abb. 4.36 e), strebt D gegen 0,6, bei relativ langen Übergangszonen (s. Abb. 4.36 c) gegen eins. Das Zusetzen der meist sehr engen Drosselstellen muss teilweise durch spezielle Filter vor den entsprechenden Bauelementen verhindert werden. Die Wirbel der Strömung an den durch den Drosselquerschnitt ADr gegebenen engsten Querschnitten haben den Vorteil, dass sich keine Harze und ähnliche Verschmutzungen ablagern können. In der Hydraulik gibt es Komponenten, die nur einen Steuerspalt enthalten, z. B. Drosselventile oder Druckventile (s. Kap. 8; innerer Aufbau meist nach Abb. 4.36 b). Die Steuerfunktion der Widerstände erfordert in vielen Fällen aber den Aufbau von Schaltungen aus zwei Strömungswiderständen, meist in Druckteilerschaltung (z. B. in Zwei-Wege-Stromregelventilen, s. Kap. 8), oft auch von Brückenschaltungen aus vier Strömungswiderständen (z. B. in Servoventilen, s. Kap. 8). Schwierig für die Berechnung des Verhaltens dieser Schaltungen ist, dass zum einen nichtlineare Beziehungen gemäß Gl. (4.94) zugrunde gelegt werden müssen und zum anderen diese Schaltungen durch nicht zu vernachlässigende Volumenströme belastet werden. Die zum Teil recht aufwendige Herleitung am Ende teilweise linearisierbarer Beziehungen soll am Beispiel eines Kolbenlängsschieberventils mit Vierkantensteuerung gezeigt werden, wie es in Stetigsteuerventilen anzutreffen ist (s. Abb. 4.37). Sowohl im Konstruktionsschema (Abb. 4.37 a) als auch in der Widerstandsdarstellung (Abb. 4.37 b) ist angegeben, welche Strömungswiderstände sich mit wachsendem s verringern und welche sich vergrößern. In Mittelstellung des Kolbenschiebers haben alle vier veränderbaren Steuerspalte eine endlich große Spaltbreite s0. Mit der Auslenkung s werden zwei Spalte kleiner (für s t s0 wird ihre Spaltbreite null) und zwei größer. Das Belastungsglied dieser Brückenschaltung wird allgemein mit Verbraucher bezeichnet. Es kann sich dabei um einen Hydromotor, aber auch um einen weiteren steuerbaren Widerstand oder den Kolbenschieber einer weiteren Verstärkerstufe handeln. Für den Verbraucher ist ein eindeutiger funktioneller Zusammenhang QV = f('p) mit 'p = p1 – p2 allgemein nicht anzugeben. Für die Brückenschaltung ist es deshalb zweckmäßig, den mathematischen Zusammenhang zwischen Steuerschieberweg s und Druckdifferenz 'p in Abhängigkeit des im Brückendiagonalzweig entnommenen Volumenstromes QV allgemein darzustellen. Die Breite der Steuerspalte wurde sehr viel größer gezeichnet als sie in Wirklichkeit ist, um das Wirkungsprinzip besser erkennen zu können (s0 meist kleiner als 0,1 mm). Die Spalte sollen in der gezeichneten Stellung des Steuerschiebers (s = 0) die Spaltbreite s0 haben (vollständige Symmetrie des Ventils). Es wird zunächst nur einer dieser Spalte betrachtet. Durch den linken Spalt fließt der Volumenstrom Q1 bei einem Druckabfall p1 und der allgemeinen Spaltbreite s0 - s.


p1 s0-s

Verbraucher

QV

QV

s0+s

p0

p2

s0-s

79

s

s0+s s

Q01

d

s Q1

QV

Q1

Q01

Q02

s

Q2

QV Verbraucher

p1

p2

Q02 Q2

s

p=0

a

p0

p=0

p=0

b

Abb. 4.37 Vierkantensteuerung mit Kolbenlängsschieber. a Konstruktionsschema b Brückenschaltung in Widerstandsdarstellung

Unter Vernachlässigung von Radialspiel, Kantenrundung usw. ist die Drosselfläche ADr (Mantelfläche des Zylinders) ADr

d S ( s0 s) .

(4.95)

Die Berechnung der Abhängigkeiten in diesem Spalt wird mit Hilfe der Gl. (4.94) vorgenommen. Es ist Q1

Y (s 0 s ) p1 mit Y

D d S 2 / U .

(4.96)

Sowohl Druckabfall als auch Spaltbreite haben Einfluss auf den Volumenstrom. Das ist typisch für alle derartigen Steuerprinzipien. Wesentlich ist für die weitere mathematische Behandlung, dass Q1 für s t s0, unabhängig von p1, zu null wird, da der Drosselspalt dann (bei vernachlässigtem Radialspiel) geschlossen ist. Für die Vierkantensteuerung ergibt sich aus Abb. 4.37 a und b folgendes Gleichungssystem: Q1

Y ( s0 s) p1

Q01

Y ( s0 s ) p 0 p1

Q02

Y ( s 0 s) p0 p 2

Q2

Y ( s0 s ) p 2

QV

Q01 Q1

(4.97)

Q2 Q02 .

Für den Volumenstrom QV zum Verbraucher ergibt sich nach entsprechender Umrechnung: QV

>

@

(Y / 2 ) ( s0 s) p0 'p ( s0 s) p0 'p mit 'p

p1 p2 . (4.98)

80


Gleichung (4.98) gilt nur im Bereich _s_d s0. Für s > s0 wird der zweite Term der rechten Seite der Gleichung null, für s < -s0 der erste Term. Die Grenzfälle der Einsatzbedingungen eines solchen Steuerventils sind Kurzschluss ('p = 0) und Leerlauf (QV = 0) am Ventilausgang. Sie sind aus Gl. (4.98) abzuleiten. Für Kurzschluss gilt:

QV

s0 s für s s 0 ° ° 2 s0 °° s Q0 ® für s d s 0 ° s0 ° s0 s für s ! s 0 ° °¯ 2 s 0

(4.99) mit Q0

Y s 0 2 p0 .

Q0 ist der Verlustvolumenstrom dieser Brückenschaltung bei QV = 0 und s = 0. Für Leerlauf gilt:

'p

1 für s s0 ° ss ° p 0 ®2 2 0 2 für s d s 0 . ° s0 s °1 für s ! s0 ¯

(4.100)

In Abb. 4.38 sind die Abhängigkeiten der Druckdifferenz 'p und des Volumenstromes QV von der Auslenkung des Kolbens in normierter Form dargestellt. In der Umgebung des Koordinatenursprungs sind die Kurven ohne großen Fehler linearisierbar. Die Anstiege sind die Stromverstärkung C0 und die Druckverstärkung E0 (s. Abb. 4.38 b). Die Parameter C0 und E0 sind Maße für die Empfindlichkeit eines Steuerventils; ihre Größe steigt mit dem Versorgungsdruck p0. Die Basisspaltbreite s0 ist zur Erzielung hoher Druckverstärkung E0 aber nicht beliebig klein zu wählen, da dann die vernachlässigten Größen wie Kantenrundungen u. a. wesentlichen Einfluss auf ADr = f(s) gewinnen. Bei Übergang auf endliche Größen von s, QV, 'p entsteht die in der Umgebung des Koordinatenursprungs allgemein verwendete linearisierte Beziehung für Steuerventile mit stetigem Eingangssignal: s

QV 'p . C0 E0

C0 Stromverstärkung E0 Druckverstärkung

(4.101)

Die Verschiebung s ist immer Eingangsgröße. Ausgangsgröße können entweder QV oder 'p sein. Es ist zu beachten, dass sich für C0 und E0 in einem beliebigen Arbeitspunkt andere Ausdrücke gegenüber denen in Abb. 4.38 b ergeben. Diese sind durch Linearisierung der Gl. (4.98) im jeweiligen Arbeitspunkt zu gewinnen. Im berechneten Beispiel waren alle Steuerspalte bei s = 0 geöffnet (s0 > 0, sog. negative Überdeckung).


1,0

2

0,5

1

QV/Q0

' p/p0

QV/Q0

0

0

-0,5

-1,0

a

Stromverstärkung C0:

dQV ds

' p/p0

-1

-2

-1

s/s0

0

1

2

81

C0

Y 2 p0

'p 0

Druckverstärkung E0:

d'p ds

E0 QV 0

2

p0 s0

b

-2

Abb. 4.38 Vierkantensteuerung mit Kolbenlängsschieber. a Kurzschluss- und Leerlaufkennlinie b Strom- und Druckverstärkung C0, E0 am Arbeitspunkt s = 0

Im Fall positiver Überdeckung (s0 < 0, alle Steuerspalte in Mittelstellung s = 0 sind geschlossen) ist eine Linearisierung an der Stelle s = 0 nicht mehr zulässig. In Tabelle 4.3 sind weitere häufig verwendete Widerstandskombinationen angegeben, deren Berechnung auf gleiche Weise erfolgt. Alle veränderlichen Steuerspalte werden wie in Gl. (4.97) beschrieben. Die unveränderlichen Drosselstellen werden über Y s0 an diese Beschreibung angepasst (sie werden in den Abbildungen der Tabelle durch das Schaltsymbol für ein Drosselventil dargestellt): Qi

Y s 0 'pi .

(4.97*)

Neben dem Schaltungsprinzip sind die Leerlauffunktion und die lineare Gleichung mit ihren Parametern E0 und C0 im Arbeitspunkt QV = 0, s = 0 angegeben. Die Leerlaufkennlinien sind, wiederum in normierter Form, in Abb. 4.39 für die drei Fälle aus Tabelle 4.3 dargestellt. Im Vergleich zur Leerlaufkennlinie in Abb. 4.38 sind die Anstiege in den typischen Arbeitspunkten kleiner. Ursache ist die geringere Anzahl veränderbarer Drosselstellen. Die ermittelten Modelle und Kennwerte spielen bei der Behandlung von Ventilen in Kap. 8 eine Rolle.

82


Tabelle 4.3 Widerstandskombinationen zur Steuerung von Druck und Volumenstrom Schaltung

p1

Leerlauffunktion und lineare Gleichung im Arbeitspunkt QV = 0, s = 0 Zweikantensteuerung (Druckteiler):

Verbraucher

0 für s s0 ° (1 s / s0 ) 2 ° p0 ® 2 2 ° (1 s / s0 ) (1 s / s0 ) °1 für s ! s 0 ¯

QV s0-s

s0+s

s Q1

p1

s

Q01

QV 'p1 mit C0 C0 E0 'p1

QV

p=0

p0 und s0

p0 p1 2

Einkantensteuerung (Druckteiler):

Verbraucher

Q1

Y 2 p0 , E 0

p0

p=0

p1

für s d s0

s

s0+s

0 für s s0 ° p0 ® (1 s / s0 ) 2 ° 2 ¯1 (1 s / s0 )

p1

s Q01

QV 'p1 C0 E0

mit C 0

für s t s0 p0 , E0 2

Y

p0 2 s0

und

'p1

p0 p1 2

p0 s0+s

s0-s

Doppeldüse-Prallplatte (Brückenschaltung):

'p Q1

Q2

s QV

Verbraucher

Q01 p1

p0

QV p2

1 1 (1 s / s 0 )

2

1 1 (1 s / s 0 ) 2

(Aussteuerung auf -s0 d s d s0 begrenzt)

s Q02

p0

E0

QV 'p mit C 0 C0 E0 p0 s0

Y

p0 und 2

4.7 Strömungsbedingte Kräfte an Kolben hydraulischer Ventile 1,0 0,5 p1/p0 ' p/p0 0

83

p1/p0 Zweikantensteuerung Einkantensteuerung

' p/p0

DoppeldüsePrallplatte

-0,5 -1,0 -2

-1

0

s/s0

1

2

Abb. 4.39 Leerlaufkennlinien eines Druckteilers mit Zweikantensteuerung, mit Einkantensteuerung und einer Brückenschaltung mit Doppeldüse-Prallplatte-Einheit

4.7 Strömungsbedingte Kräfte an Kolben hydraulischer Ventile Hydraulische Ventile werden überwiegend in Kolbenlängsschieberbauart ausgeführt (s. Kap. 8). Auf die Kolben der Druck-, Strom-, Wege- und Servoventile wirken im Betrieb strömungsbedingte Radial- und Axialkräfte, welche enormen Einfluss auf die Schalt- bzw. Stellkraft und damit auf das statische und dynamische Betriebsverhalten der Ventile haben. Nachfolgend werden die wesentlichsten dieser Kräfte behandelt, und es werden Möglichkeiten zu ihrer Reduzierung aufgezeigt. Strahlkräfte. Die Kraft, die ein Flüssigkeitsstrahl beim Auftreffen auf einen Körper verursacht, kann mit Hilfe des Impulssatzes (s. Abschn. 4.3) berechnet werden. Q

'p Q

FST1

'p FST1 x1

b

Abb. 4.40 Axialkomponente der Strahlkraft. a Wirkung der Strahlkraft auf einen Wegeventilkolben b Abhängigkeit der Kraft FST1 vom Steuerspalt x1

84


In Abb. 4.40 a wird die Wirkung der durch den Flüssigkeitsstrom in einem Ventil verursachten Strahlkräfte FS auf den Ventilkolben gezeigt. Der Volumenstrom Q tritt über den Ringspalt x1 in das Kontrollgebiet R ein (s. Abschn. 4.3). Durch die Ablenkung an der Steuerkante des Kolbens trifft der Fluidstrahl unter dem Winkel H auf den Ventilkolben. Dabei entsteht die in Strömungsrichtung wirkende Strahlkraft FS1. Deren Normalkomponente (in Abb. 4.40 nicht dargestellt) wirkt am gesamten Umfang radial auf den Kolben. Ihre Resultierende wird damit zu null. Die Tangentialkomponente FST1 wirkt bezogen auf den Steuerspalt x1 in Schließrichtung. Sie kann für stationäre, kavitationsfreie Strömung nach Gl. (4.4.3) zu FST 1 U Q v1 cos H1

(4.102)

berechnet werden. Beim Austritt des Volumenstromes aus dem Kontrollgebiet R über den Ringkanal mit der Breite x2 entsteht, da in diesem Falle der Ablenkwinkel H2 = 90° ist, keine Axialkomponente der Strahlkraft FS2. Diese ist kleiner als FS1, da wegen des größeren Spaltes x2 die Strömungsgeschwindigkeit v2 kleiner als v1 wird. Da in die Strahlkraft FS das Produkt aus Volumenstrom Q und Strömungsgeschwindigkeit v eingeht (FS a Q2), wirkt FS auch bei Umkehr der Strömungsrichtung stets in der gleiche Richtung auf den Kolben. Die Tangentialkomponente FST1, welche die erforderliche Schaltkraft für den Kolben beeinflusst, wirkt also unabhängig von der Strömungsrichtung stets in Schließrichtung auf den Kolben. Bei instationärer Strömung im Kontrollgebiet R (z. B. beim Schalten des Ventilkolbens) kommt zu der stationären Strahlkraft FST1 ein dynamischer Anteil FST 1dyn

U l

dQ dt

(4.103)

zum Beschleunigen des im Ventil befindlichen Fluidvolumens hinzu, der jedoch im Vergleich zum stationären Anteil relativ gering ist [4.20]. Abb. 4.40 b zeigt qualitativ den experimentell ermittelten Verlauf der Strahlkraftkomponente FST1 des Ventils (nach Abb. 4.40) a als Funktion des Steuerspalts x1. Dabei ist zu beachten, dass bei sehr kleinen Werten für x1 ein Teil des von der Pumpe geförderten Volumenstromes Q über das Druckbegrenzungsventil abfließt und damit der Volumenstrom durch das Wegeventil zunächst mit x1 ansteigt. Bei größeren Spalten fließt der gesamte von der Pumpe geförderte Volumenstrom durch das Wegeventil, und 'p sowie FST1 nehmen mit weiter zunehmendem x1 ab. Der Maximalwert der Strahlkraft tritt beim kleinsten Spalt x1 auf, bei dem der gesamte Pumpenstrom Q durch das Ventil fließt. Der Winkel H, unter dem der Fluidstrahl auf den Kolben trifft, hängt von den Spaltabmessungen und der Kontur der Steuerkanten ab. Er kann für Kolben und Gehäuse mit scharfen Kanten und einem Kantenwinkel von 90° nach [4.21] angenähert ermittelt werden. In Abhängigkeit von Spaltbreite x, Spiel s und Kanalbreite a kann mit den in Abb. 4.41 angegebenen Werten gerechnet werden:

4.7 Strömungsbedingte Kräfte an Kolben hydraulischer Ventile

s

a

s=0 s=x sx s!x

85

H = 69° H = 45° 45° H 69° 21° H 45°

H x

Abb. 4.41 Einfluss des Steuerspaltes x und des Spieles s auf den Ablenkwinkel H

Möglichkeiten zur Verringerung der tangentialen Strahlkraftkomponente FST werden in Abb. 4.42 dargestellt. Abb. 4.42 a zeigt, wie durch Gestaltung der Kolbenkontur der austretende Strahl so umgelenkt werden kann, dass er unter dem Winkel H2 H1 aus dem Kontrollgebiet austritt. Das hat eine Tangentialkomponente FST2 zur Folge, die FST1 entgegenwirkt. Damit wird FSTres

FST 1 FST 2 .

(4.104)

x

a

H! 690 E b Abb. 4.42 Beeinflussung der resultierenden Strahlkraft. a Strahlkraftumlenkung durch Kolbengestaltung b Beeinflussung des Ablenkwinkels H durch Gestaltung der Steuerkante

Abb. 4.42 b zeigt, wie der Winkel H durch Gestaltung der Kolbenkante vergrößert und damit die Tangentialkomponente FST1 verringert werden kann. Unausgeglichene Radialkräfte. Durch die Anordnung von Ringkanälen in den Steuergehäusen von Ventilen (s. Abschn. 8.4.1.1) wird erreicht, dass der Druck im Gehäuse stets auf den gesamten Kolbenumfang wirkt und die resultierende Radialkraft zu null wird. Im Dichtspalt zwischen Kolben und Gehäuse fließt ein Leckvolumenstrom, und der Druck im Spalt fällt längs des Strömungsweges ab. Ein vollständiger Ausgleich der Radialkräfte am Kolben ist somit nur dann möglich, wenn am gesamten Umfang der Druckverlauf gleich ist. Wird das nicht erreicht, entsteht eine radiale Restkraft, welche als Normalkraft für die Reibpaarung Kolben–Bohrung wirkt und zu nennenswerten Reibkräften führen kann, durch die das

86


Schaltverhalten des Ventils negativ beeinflusst wird. In einem Leckspalt herrscht laminare Strömung (s. Abschn. 4.4.2). Damit gilt für den Druckverlauf in einem ebenen Spalt, als welcher ein Leckspalt wegen der im Vergleich zur Spaltlänge und zum Spaltumfang geringen Spalthöhe s betrachtet werden kann, 12 Q U QL

dp

s3 b

(4.105)

dx

s Spalthöhe b Spaltbreite x Strömungsweg.

p1

s0

QL

x

a

s0

p2

QL

b

l

's/2

's/2

Bei Parallelspalt (s = konst.) fällt der Druck längs des Strömungsweges linear ab. Bei einem mit x sich veränderndem Spalt ist der Druckverlauf nicht linear. Durch Abweichungen der Form von Kolben und Bohrung von Zylindrizität und Kreisform wird in der Praxis der ideale Parallelspalt kaum erreicht. Abb. 4.43 zeigt drei Grundtypen ebener Spalte. Der Druckverlauf längs des Strömungsweges in diesen Spalten wurde durch Integration der Gl. (4.105) ermittelt und in Abb. 4.44 dargestellt. Die Kurven im Diagramm zeigen, dass die Abweichung vom linearen Druckverlauf mit zunehmender relativer Spaltänderung 's/s0 zunimmt.

QL

c

l /2

s0

l /2

Abb. 4.43 Spaltformen. a Parallelspalt b konvergenter Spalt c divergenter Spalt 1

2

3

0.75

1

p/'p 0.5

2' 0.25

3' 0 0

0.25

0.5

0.75

1

x/l

Abb. 4.44 Druckverlauf im ebenen Spalt. 1 Parallelspalt, 2 konvergenter Spalt 's/s0 = 0,5, 3 konvergenter Spalt 's/s0 = 1, 2’ divergenter Spalt 's/s0 = 0,5, 3’ divergenter Spalt 's/s0 = 1

4.7 Strömungsbedingte Kräfte an Kolben hydraulischer Ventile

87

Die Fläche unter der Kurve p/'p = f(x/l) (ein Maß für die im Spalt wirkende Kraft) ist bei konvergenten Spalten größer und bei divergenten Spalten kleiner als bei einem Parallelspalt. Die Anwendung dieser Ergebnisse auf einen konischen Kolben, der exzentrisch in einer zylindrischen Bohrung angeordnet ist, wird in Abb. 4.45 dargestellt.

p

p

QL

p1

e

'F QL

a

- 'F

QL p2 e

p2

p1

QL

p

b

p

Abb. 4.45 Wirkung unausgeglichener Radialkräfte auf einen exzentrischen, kegligen Kolben. a konvergenter Spalt b divergenter Spalt

Für qualitative Betrachtungen ist es ausreichend, die Druckverläufe, wie in Abb. 4.45 gezeigt, an zwei diametral gegenüberliegenden Stellen des Kolbens herauszugreifen. Die bei konvergentem Spalt auftretende unausgeglichene Radialkraft 'F wirkt zentrierend. Bei divergentem Spalt wirkt 'F in Richtung der Exzentrizität, die dadurch vergrößert wird. Der Kolben kann einseitig an die Bohrungswand gepresst werden. Dabei erreicht die Kraft 'F ihren Größtwert. Sie kann angenähert nach der Beziehung 'F d l 0,2

e p1 p2 s0

(4.106)

s0

berechnet werden [4.22]. Die Kraft 'F hat großen Einfluss auf die Betätigungskraft eines Ventils und kann zum Festklemmen des Kolbens führen.

pz1

QL p2

b

p1 a

pz2

pz3

Abb. 4.46 Kolben mit Rillen zum radialen Druckausgleich

88


Durch geringe Dichtlängen können die unausgeglichenen Radialkräfte klein gehalten werden. Da mit abnehmender Dichtlänge die Leckverluste zunehmen, ist dieser Weg zur Verringerung der Kraft 'F nur bedingt geeignet. Ausgeführte Ventilkolben haben (wie in Abb. 4.46 gezeigt) häufig am Umfang mehrere Radialrillen. Durch diese Rillen, deren Tiefe b groß gegenüber der Spalthöhe s0 ist, erfolgt ein Druckausgleich am gesamten Umfang auf den Wert pz. Damit wird eine Verringerung der unausgeglichenen Radialkraft 'F erreicht, die mit zunehmender Rillenzahl zunimmt. So kann mit vier Entlastungsrillen die Kraft 'F auf ca. 15 % gegenüber einem ungenuteten Kolben verringert werden.

4.8 Arbeit, Leistung, Wirkungsgrad und Wärmeentwicklung Für die Projektierung und Gestaltung hydraulischer Kreisläufe, insbesondere für die Wahl des Betriebsdruckes und die Ermittlung der Energiekosten, sind Leistungsbedarf, Wirkungsgrad sowie die Wärmebilanz von großer Bedeutung. Die dafür erforderlichen Berechnungsgrundlagen werden nachfolgend behandelt. Arbeit. Die Pumpen und Motoren hydraulischer Anlagen arbeiten nach dem Verdrängerprinzip unter Nutzung der potentiellen Energie des Fluids. Für die Bewegung von Hydromotoren wird die Verschiebearbeit (4.107)

W ³ F dx

des unter dem Druck p stehenden Flüssigkeitsvolumens V genutzt. In der einfachen, verlustfreien Hydraulikanlage nach Abb. 4.47 muss zur Verschiebung der Last F2 die Verschiebearbeit F2 W p V mit p und V A2 x 2 (4.108) A2 durch den als Pumpe arbeitenden Arbeitszylinder 1 aufgebracht werden. Damit gilt W

F1 x1 F2 x 2 .

p V 1

A1

(4.109)

p

A2

2 F2

F1

x1

V Abb. 4.47 Einfache, verlustfreie Hydraulikanlage

x2

4.8 Arbeit, Leistung, Wirkungsgrad und Wärmeentwicklung

89

Wird in Abb. 4.47 eine Pumpe mit drehender Antriebsbewegung eingesetzt, so wird Gl. (4.109) zu W

p V

M M F2 x 2 ,

(4.110)

wobei M der Drehwinkel und M das Antriebsdrehmoment der Pumpe ist. Leistung. Für die Leistung gilt P

dW dt

p

dV . dt

(4.111)

Mit dV/dt = Q (s. Abschn. 4.2) wird die Beziehung nach Gl. (4.111) zu P pQ .

(4.112)

Aus Gl. (4.112) folgt, dass zur Übertragung einer bestimmten Leistung ein hoher Druck p einen geringen Volumenstrom Q benötigt, während ein großer Volumenstrom einen geringen Druck erfordert. Da die Größe des Volumenstromes die Baugröße der Pumpen, Ventile, Leitungen und Motoren und damit das Gewicht und den Anschaffungspreis der gesamten Anlage bestimmt, soll bei der Anlagenprojektierung ein möglichst hoher Betriebsdruck gewählt werden.

A1

M Z

A2 F v

a

p1

Q1 Q2

Q1 p1

Q2 p2 VM

p2

b

Abb. 4.48 Verlustfreie Hydromotoren. a Linearmotor (Arbeitszylinder) b Rotationsmotor

In Hydromotoren (Arbeitszylinder und Rotationsmotoren), auf deren Abflussseite ein Gegendruck p2 durch nachgeschaltete Verbraucher oder durch Strömungswiderstände herrscht (Abb. 4.48), erfolgt eine Verzweigung der zugeführten hydraulischen Leistung in die mechanische Abtriebsleistung und die in die Abflussleitung fließende hydraulische Leistung p1 Q1 F v p2 Q2 .

(4.113)

Gleichung (4.113) gilt für verlustfreie Hydromotoren. Bei einem Arbeitszylinder nach Abb. 4.48 a kann der abfließende Volumenstrom Q2 mit Hilfe der Kontinuitätsgleichung zu Q2 = Q1 A2/A1 bestimmt werden. Für verlustfreie Rotationsmotoren (Abb. 4.48 b) gilt analog

90


M Z p2 Q2 .

p1 Q1

(4.114)

Da in diesem Falle Q1 und Q2 gleich groß sind, vereinfacht sich Gl. (4.114) zu

p1 p2 Q

M Z .

(4.114 a)

Wirkungsgrad. Der Wirkungsgrad ist eine wichtige ökonomische Kenngröße einer Hydraulikanlage. So bestimmt seine Größe u. a. den Anteil der durch die Verlustleistung entstehenden Energiekosten als Teil der Betriebskosten. Der Wirkungsgrad ist definiert als Verhältnis der abgegebenen Leistung Pab zur zugeführten Leistung Pzu. Die Verlustleistung ¦Pv ist die Differenz dieser Leistungen. Es gilt

K ges

Pab Pzu

Pzu ¦ Pv Pzu

1

¦ Pv . Pzu

(4.115)

Folgende Einzelverlustanteile ergeben die gesamte Verlustleistung: x mechanische Verlustleistung Pvmech. Sie wird verursacht durch Reibung zueinander bewegter Bauteile in Pumpen und Motoren. (4.116)

Pvmech ¦ FRi v i ¦ M Rj Z j i

mit FR MR

j

Reibkraft Reibmoment;

x volumetrische Verlustleistung Pvvol. Sie wird durch die Leckverluste in Pumpen, Motoren und Ventilen verursacht. Pvvol

¦ QLi 'p Li ¦ G Li 'p Li 2 i

(4.117)

i

mit QL 'pLi GLi

Leckvolumen Druckdifferenz über der Leckstelle Leckleitwert;

x Druckverlustleistung Pv'p. Sie wird durch die Druckverluste beim Durchströmen hydraulischer Widerstände in Elementen der Hydraulikanlage bestimmt. Pv'p

2 3 ¦ Qi 'p vi ¦ Qm Rm ¦ Qn R' n i

m

n

mit Q 'pv R R’

Volumenstrom Druckverlust linearer Widerstand nach Abschn. 4.4.1.2 quadratischer Widerstand nach Abschn. 4.4.1.2.

(4.118)


91

Mit den genannten einzelnen Anteilen der Verlustleistung können ein mechanischer Wirkungsgrad Kmech, ein volumetrischer Wirkungsgrad Kvol und ein Druckwirkungsgrad Kp definiert werden. Der Gesamtwirkungsgrad wird dann

K ges K mech K vol K p .

(4.119)

Die Druckverluste werden häufig den mechanischen Verlusten zugeordnet. Dann gilt für den Gesamtwirkungsgrad

K ges K vol K mech .

(4.120)

In Kap. 6 und 7 werden der volumetrische und der mechanische Wirkungsgrad von Pumpen, Arbeitszylindern und Rotationsmotoren ausführlich behandelt. Wärmeentwicklung. Die in hydraulischen Anlagen entstehende Verlustleistung verursacht einen Wärmestrom. Dadurch erhöhen sich die Fluidtemperatur und die Temperatur der Komponenten, Geräte und Bauelemente gegenüber der Umgebungstemperatur. Dabei sind Stellen der Anlage, in denen Leistungsverluste entstehen, als Wärmequellen zu betrachten. In erster Näherung kann angenommen werden, dass die gesamte entstehende Wärme vom Fluid aufgenommen und mit dem abfließenden Volumenstrom zum Behälter transportiert wird. Bei stationärer Strömung gilt für den Wärmestrom W Pverl

c U Q 'T .

(4.121)

In Gl. (4.121) sind W der Wärmestrom und c die spezifische Wärmekapazität des Fluids. Die durch Druckverluste in hydraulischen Widerständen entstehende Verlustleistung ist Pverl

'p v Q .

(4.122)

Daraus ergibt sich die durch Druckverluste verursachte Temperaturerhöhung des Fluids zu 'T

'p v . U c

(4.123)

Bei Mineralölen erhöht sich so die Fluidtemperatur bei einem Druckverlust von

'p = 10 bar um 'T | 0,6 K, wenn die gesamte Wärme im Fluid bleibt. Bei schwer entflammbaren HfA-Druckflüssigkeiten ist 'T/10 bar | 0,3 K und bei pflanzenbasischen Druckflüssigkeiten | 0,8 K. Diese Differenzen werden durch die unterschiedlichen Werte für die Dichte U und die spezifische Wärmekapazität c der Fluide verursacht. In der Praxis wird ein Teil W1 des durch die Verlustleistung verursachten Wärmestromes über Komponenten und Geräte an die Umgebung abgegeben. Damit gelangt mit dem Fluidstrom nur ein Wärmestrom W 2 W W1

(4.124)

92


zum Behälter. Dieser wird durch dessen Wände an die Umgebung abgegeben. Im Beharrungszustand stellt sich die Temperaturdifferenz 'T zwischen Behälter und Umgebung ein. Es gilt 'T B k A

DFB DBL O

W 2 mit B B

¦ k i Ai und i

1 k

1

D FB

1

O

1

D BL

(4.125)

Wärmeabgabevermögen Wärmedurchgangszahl wärmeabgebende Oberfläche Wärmeübergangszahl (Flüssigkeit - Behälterwand) Wärmeübergangszahl (Behälter - Umgebung) Wärmeleitzahl.

Da beim Einschalten einer Hydraulikanlage zunächst ein Teil des Wärmestromes in die Behälterwände und das Fluid im Behälter fließt und dort gespeichert wird, steigt die Temperaturdifferenz zwischen Behälter und Umgebung nur langsam an. Für den zeitlichen Temperaturverlauf bei einem Einschaltvorgang mit der Ausgangstemperatur Ta gilt T Ta

W 2 1 e t /W . B

(4.126)

Die Zeitkonstante W in Gl. (4.126) ergibt sich zu

W C m Te

C mit C B

¦ ci mi i

Wärmespeichervermögen Masse des Speichermediums Beharrungstemperatur.

Abb. 4.49 Zeitlicher Temperaturverlauf beim Einschalten einer Hydraulikanlage

(4.127)


93

In Abb. 4.49 ist der Temperaturverlauf bei einem Einschaltvorgang dargestellt. Wegen der großen Zeitkonstante W hydraulischer Anlagen ist es möglich, dass, bevor der Beharrungszustand erreicht wird, eine Belastungsänderung zu einem erneuten instationären Zustand führt und so die Beharrungstemperatur der Anlage nicht erreicht wird. Dieser Sachverhalt ist u. a. im mobilen Bereich zu beachten, da dort oft Lastschwankungen zu verzeichnen sind, die in unterschiedlichster Zeit wirken, so dass der Einfluss auf ein Ansteigen der Betriebstemperatur des Fluides nicht sofort sichtbar wird. Bei nicht sachgemäßer thermodynamischer Auslegung des Kreislaufes bzw. bei übermäßiger Drosselung gilt Kurve b in Abb. 4.5. In der Praxis werden oft größere Kühler eingesetzt und die Fluidmenge erhöht, anstatt die primären Ursachen zu beseitigen. Reduzierung der Energieverluste und Anschaffungskosten. Aus den Angaben zum Wirkungsgrad, zur mechanischen Verlustleistung, zum volumetrischen Wirkungsgrad und zur Druckverlustleistung ergeben sich folgende Schlussfolgerungen zur Gestaltung von Hydraulikanlagen mit geringer Verlustleistung, geringer Baugröße und geringen Anschaffungskosten [4.1]: -

-

-

-

Da die Druckverlustleistung (Gl. 4.122) sehr stark vom Volumenstrom abhängt (Q2 und Q3 ), sind zur Übertragung einer bestimmten Leistung P (Gl.4.116) ein möglichst kleiner Volumenstrom und ein hoher Betriebsdruck zu verwenden. Außerdem wird damit erreicht, dass die Baugröße der Pumpen und Motoren sowie der übrigen Elemente der Hydraulikanlage klein und damit kostengünstig gestaltet werden können. Die rotatorischen Hydromotoren sollen möglichst mit veränderbarem Verdrängungsvolumen ausgeführt sein. Damit wird der bei hohen Drehzahlen erforderliche Volumenstrom niedrig. Bei translatorischen Anlagen kann dieser Effekt durch Beaufschlagung unterschiedlicher Kolbenflächen erreicht werden. Das ist möglich durch die so genannte „Eilgangschaltung“ mit doppelt wirkendem Arbeitszylinder (s. Abschn. 7.2.1 Gl.7.9). Bei Hydraulikanlagen mit Druckquelle (s. Abschn.5.1.2) ist zu sichern, dass der Quellendruck pqu und der maximale Volumenstrom Qqu von der Druckquelle möglichst verlustarm bereitgestellt werden können und den jeweiligen Forderungen der Anlage angepasst werden. Das gilt besonders für die Anpassung des Quellendruckes an die jeweiligen Anforderungen der Verbraucher. Dies kann durch die Verwendung von Druckquellen mit Lastanpassung „Load-Sensing“ (s. Abschn. 14.4.1 u. 14.6.1) erreicht werden.

94


4.9 Modellierung und Berechnung des dynamischen Verhaltens 4.9.1 Methodik der Modellermittlung und Modellbehandlung

Ein Modell des dynamischen Verhaltens besteht aus entsprechenden Bausteinen und wird mit geeigneten Werkzeugen untersucht. Eine zentrale Funktion als Bausteine spielen die mathematischen Funktionen der Energiespeicher und die Bilanzgleichungen, Wichtige Modellbausteine eines Hydrauliksystems sind aber auch die bekannten einfachen (linearen) Beziehungen „Federkraft = Federkonstante mal Federweg“, „Moment = Hebellänge mal Kraft“ oder „Kraft = Druck mal Fläche“. Ein wichtiges Werkzeug ist das Blockschaltbild: Die o. g. Bausteine, das sind meist relativ einfache Beziehungen, werden im Blockschaltbild als Übertragungsglieder, kurz Blöcke, oder als Summationsglieder dargestellt (s. Tabelle 4.4 mit Beispielen einfacher Blöcke und mit einer Bilanz). Das Gesamtblockschaltbild eines Systems entsteht dadurch, dass die meisten Signale, wie Kraft, Druck oder Weg, sowohl Eingangs- als auch Ausgangsgrößen von Übertragungsgliedern oder Bilanzgleichungen sind. Tabelle 4.4 Überführung einfacher mathematischer Funktionen in die Blockschaltbilddarstellung Name Integration

xa

Lineares statisches Übertragungsglied Statische Nichtlinearität

Bilanzgleichung (Addition, Subtraktion)

Darstellung im Blockschaltbild

Funktion

xe , xa

xa xa

xa

³x

e

xe

dt

xe

K P xe xe1 sin xe 2

xe1 xe 2 xe3

³ dt KP

xa

xa

xe1 xe2 xe1 sin(xe2 )

xe2 xe1 xe3

xa -

xa

4.9 Modellierung und Berechnung des dynamischen Verhaltens

95

Zustandsgrößen. In den Modellen des dynamischen Verhaltens von technischen Systemen haben die Speicher eine besondere Bedeutung: Die sie kennzeichnenden Signale können sich nicht sprungförmig ändern, sie sind so genannte Zustandsgrößen. In der Hydraulik relevante Energiespeicher sind bewegte Massen, mechanische Federn oder unter Druck stehende Fluide. Das dynamische Verhalten zeigt sich in den Übergangsvorgängen von einem Betriebszustand in einen anderen oder beim Auftreten instabiler Zustände in Regelungen. In Tabelle 4.5 sind die für das dynamische Verhalten hydraulischer Systeme relevanten Energiespeicher aufgeführt (zu den Energiespeichern elektrisches Feld und magnetisches Feld sowie zu den Energiespeichern der Thermodynamik s. [4.23]). Tabelle 4.5 Relevante Energiespeicher der Hydraulik und ihre Zustandsgrößen Prozess

Mechanisch (translatorisch)

Mechanisch (rotatorisch)

Fluidisch

Energieart Potentielle Energie

Typischer Speicher Federkonstante c einer Translationsfeder

Kinetische Energie

Masse m

Potentielle Energie

Federkonstante cT einer Torsionsfeder

Kinetische Massenträgheitsmoment J Energie eines Rotors DruckVolumenEnergie

Kapazität Cy eines Flüssigkeitsvolumens

Zustands- Energie- Funktionen der Zustandsgröße Wert größen Weg s *)

s v dt c 2 s 2 v … Geschwindigkeit

³

1 FB dt m

Geschw. v

m 2 v 2

Winkel

M Z dt cT 2 M 2 Z … Winkelgeschwind.

M Winkelgeschw.

Z Druck p

v

³

FB … Beschleunigungskraft

³

J Z2 2 Cy 2

p2

Z

1 M B dt J

³

MB … Beschl.-Moment

p

1 Qgesp dt *) Cy

³

Qgesp … gesp. Volumenstrom

*): Bei der in der Hydraulik besonders wichtigen Zustandsgröße Druck p ist zu beachten, dass Flüssigkeiten keine Zugspannungen übertragen können (s. auch Abschn. 4.3, Abb. 4.10, und [4.23]). Sinkt der Druck z. B. in einem der Volumina eines Arbeitszylinders unter den Dampfdruck ab, bilden sich in der Hydraulikflüssigkeit Hohlräume. In der Flüssigkeit gelöste Gase und Dampfblasen treten in diese Hohlräume ein und erhöhen die Kompressibilität des Volumens um Größenordnungen. Der Druck bleibt deshalb nahezu konstant, auch wenn sich die Größe dieser Hohlräume verändert. Steigt der Druck wieder auf Werte oberhalb des Dampfdruckes an, lösen sich diese gasförmigen Bestandteile wieder in der Flüssigkeit. Da die Drücke in der Hydraulik als Differenz zum Luftdruck angegeben

96


werden und mit Drücken weit oberhalb des Luftdruckes gearbeitet wird, kann dieses Phänomen relativ einfach im Modell des dynamischen Verhaltens eines Hydrauliksystems berücksichtigt werden. Es ist

p*

1 Qgesp dt , Cy

(4.128 a)

p

° p * für p * t 0 , ® °¯0 für p * 0

(4.128 b)

³

wobei das Signal p* für das Ausgangssignal der Integration steht. (Die Darstellung dieser Funktionen als Blockschaltbild erfolgt in Abb. 4.51.)

Die Speicher müssen bei der Ermittlung mathematischer Modelle des dynamischen Verhaltens technischer Systeme zuerst erkannt werden. Die Zustandsgröße ist immer proportional dem Integral über eine typische Eingangsgröße. Bilanzgleichungen. Diese Eingangsgrößen der Integration, z. B. die Beschleunigungskraft FB oder der gespeicherte Volumenstrom Qgesp, (s. Tabelle 4.5) sind meist Bestandteile einer Bilanzgleichung. In der Hydraulik spielen Kräfte/Momentenbilanzen bzw. -gleichgewichte an translatorisch/rotatorisch bewegten Massen sowie Volumenstrombilanzen in Kapazitäten eine große Rolle. Kräfte/Momentengleichgewichte werden vorteilhaft in der folgenden Form dargestellt: FB

¦ Fangreifend , M B ¦ M angreifend .

FB Beschleunigungskraft MB Beschleunigungsmoment (4.129 a)

Angreifende Kräfte/Momente sind die von Drücken erzeugten Kräfte/Momente, Federkräfte/-momente, Anschlagskräfte/-momente, Lastkräfte/-momente (sie können positive und negative Vorzeichen haben) und die Reibkräfte FR (immer der Bewegungsrichtung entgegen wirkend). Volumenstrombilanzen sollten in der folgenden Form dargestellt werden: Q gesp

¦ Q zufließend ¦ Qabfließend .

(4.129 b)

Der gespeicherte Volumenstrom Qgesp = Qc ist nach Gl. (4.84) bei konstanter Kapazität Ch der Druckänderungsgeschwindigkeit dp/dt proportional. Statische Grundfunktionen. Statische Grundbeziehungen der Hydraulik sind in den Abschn. 4.1 bis 4.5 abgeleitet worden (s. vor allem Gln. (4.1), (4.13), (4.60), (4.70), (4.84)). Hinzu kommen die Grundbeziehungen für Rotation (s. Gln. (5.1) und (5.2)). Einige davon sind in die Tabelle 4.5 aufgenommen worden. Tabelle 4.5 enthält zudem Beispiele typischer an Massen angreifender Kräfte und mehrere Varianten der Darstellung des Verhaltens eines Steuerspaltes. Diese nichtlinearen Beziehungen werden in Blockschaltbildern durch Multiplikationsstellen (s. Tabelle 4.6, rechts oben) und Blöcke mit Kurvenverläufen, ggf. auch durch die Angabe der nichtlinearen mathematischen Funktion in einem Block, dargestellt.


97

Tabelle 4.6 Statische Grundbeziehungen und adäquate Blöcke Linearer Zusammenhang: Druckkraft:

Fi

Ai pi

Beschleunigungskraft: FB m s Geschw.-proport. Reibkraft:

FRP

1 Q gi Vi E

Verschiebevolumenstrom:

Qi

pi

s

s

k s

Kapazität nach Gl. (4.86):

p i

Darstellung:

Ai s

Qgi

Ai m

k

1

Nichtlinearer Zusammenhang:

Q

Fi

k Dr ADr 'p

Ai

ADr 'p

S

('p 0) FB

Q

'p

GDr 'p

kDr

Q

Q

(GDr = konst., 'p 0) FR

pi

Q

G Dr 'p sign('p)

Q

k Dr ADr 'p ('p 0)

Qi

'p

Q

(Leitwert GDr = konst., 'p wechselt Vorzeichen)

Vi ß

s

Darstellung:

Coulombsche Reibkraft:

FRC

ADr 'p

k Dr ADr 'p s

Q

FRC

FRC sign (s)

Folgender Algorithmus der Modellermittlung wird in Abschn. 4.9.2 angewendet: 1. 2. 3. 4. 5.

Zeichnen eines aussagekräftigen Schemas, das alle wesentlichen Signale und Koeffizienten des zu modellierenden Systems enthält, Ermittlung der Energiespeicher mit ihren Zustandsgrößen und der Funktion, Ermittlung der geltenden Bilanzgleichungen, Ermittlung der noch fehlenden Zusammenhänge aus statischen Grundbeziehungen, Darstellung aller Beziehungen als Blockschaltbild.

Mit diesem Herangehen kann die Erarbeitung des Modells sehr zielstrebig erfolgen und das Modell effizient auf seine Struktur und seine Vollständigkeit überprüft werden. Zudem kann das Modell einfach in die Bedienoberfläche eines Simulationssystems überführt werden. Die Simulation des dynamischen Verhaltens ist dann erforderlich, wenn das Modell nicht linearisierbar ist oder ein lineares Modell zu viele relevante Energiespeicher besitzt (s. folgendes Beispiel). Die weiteren Schritte sind meist: 6. 7. 8.

Parameterermittlung, Überprüfung der Modelle m. H. von Simulation (s. Abschn. 4.9.2) und Visualisierung, bei geeigneten linearen Modellen (meist bis 2. Ordnung) auch durch Berechnung von Übertragungsfunktionen (s. Abschn. 4.9.3). Verifizierung der Modelle m. H. des Vergleichs mit dem tatsächlichen Verhalten des Systems, z. B. über Experimente.

98


4.9.2 Modellierung und Simulation eines Antriebszustandes Der 1. Schritt: An Hand eines auf Abb. 4.29 basierenden Antriebszustandes wird beschrieben, wie aus vielen kleinen Beziehungen und Bilanzen ein Gesamtmodell in Form eines Blockschaltbildes entsteht und wie dieses dann weiter behandelt werden kann. Abb. 4.50 zeigt das Schema des zu modellierenden Zustandes eines relativ einfachen Antriebs.

A1 V1

A2

F1

QLi Q1

p1 GDr1

m

F2 p2

V2

p0

c

a FA

QLa Q2

GDr2

s, s, s

FL

FRi

p=0

Abb. 4.50 Schematische Darstellung des Bewegungszustandes eines Antriebs; der Arbeitszylinder besitze zwei Kapazitäten und zwei Leckspalte

Der Antrieb in Abb. 4.50 wird von einer Druckquelle mit dem Druck p0 versorgt. Die Drosselstellen mit den Leitwerten GDr1 und GDr2 bestimmen wesentlich die stationäre Geschwindigkeit des Arbeitskolbens vor dem Erreichen eines federnden Anschlages. Der 2. Schritt: Die Energiespeicher des Systems sind die bewegte Masse m, der federnde Anschlag mit der Federkonstante c und die Kapazitäten C1 = V1E sowie C2 = V2E. Die Leitungsvolumina wurden den an einem Arbeitspunkt als konstant angenommenen Arbeitszylindervolumina zugeschlagen. Die Zustandsgrößen sind p1, p2, s und s. Die Induktivität des Fluids wurde vernachlässigt. Die Funktionen der Energiespeicher lauten (s. Tabellen 4.5 und 4.6 sowie die Gln. (4.128 a) und (4.128 b)): p 1

1 * Q g1 , p1 V1 E

p 2

1 * Q g 2 , p2 V2 E

s

1 FB , s m

³

p1 dt , p1

³

p 2 dt , p2

³ s dt , s ³ s dt .

° p1* für p1* t 0 , ® °¯0 für p1* 0 ,

° p2* für p2* t 0 , ® °¯0 für p2* 0 ,

(4.130 a)

(4.130 b) (4.130 c)


99

Der 3. Schritt: Die folgenden Bilanzgleichungen der Volumenströme und der Kräfte können ermittelt werden (s. Tabellen 4.4 bis 4.6): Q g1

Q1 QV 1 QLi .

(4.131 a)

Qg 2

QV 2 QLi Q2 QLa

(4.131 b)

FB

(4.131 c)

F1 F2 FRP FRC FL

Bei größeren Systemen empfiehlt es sich, die Funktionen der Speicher und die Bilanzgleichungen schon jetzt in die Form des Blockschaltbildes zu bringen. Auf diesen Schritt wird an dieser Stelle verzichtet. Der 4. Schritt: Der Arbeitszylinderausgänge sind über eine Drosselstelle mit nichtlinearen Funktionen (s. Gl. (4.132 c)) mit einer Druckquelle bzw. mit dem Behälter verbunden. Die weiteren statischen Grundbeziehungen des Systems lauten (s. Tabellen 4.4 bis 4.6): A2 s ,.

QV 1

A1 s , QV 2

QLi

GLi ( p1 p2 ) , QLa

Q1

F1 FRP

GDr1

(4.132 a)

p0 p1 sign( p0 p1 ) , Q2

A1 p1 , F2 k s , FRC

(4.132 b)

G La p 2 , G Dr 2 p 2 ,

(4.132 d)

A2 p 2 , FRC sign(s) , FA

(4.132 c)

0 für s a . ® ¯s a c für s t a

(4.132 e)

Der 5. Schritt: Sämtliche Beziehungen und Bilanzen aus den Gln. (4.130 a) bis (4.132 e) sind im Blockschaltbild (Abb. 4.51) wieder zu finden. Die Zustandsgrößen sind die Ausgangsgrößen der Blöcke mit den Integrationsfunktionen. Die drei Bilanzgleichungen sind in Abb. 4.51 an den größeren Summationsstellen zu erkennen. Die Verknüpfungen der Teilsysteme entstehen vor allem über die Kolbenflächen A1 und A2. Verzweigungsstellen der Signalpfeile weisen darauf hin, dass eine physikalische Größe auf mehr als ein Übertragungsglied einwirkt, der Druck p2 z. B. auf eine Fläche, zwei Leckleitwerte und einen Drosselspalt. Die Kontrolle auf Vollständigkeit des Gesamtmodells mit Hilfe des Blockschaltbildes ergibt:

Nur die echten Eingangsgrößen (p0 und FL) besitzen „freie“ Pfeilenden. Alle anderen Signale sind Ausgangsgrößen eines Blockes oder eines Summationsgliedes. Alle Blöcke besitzen Ein- und Ausgangsgrößen.

100


p0

Q1

Qg1 -

-

1

p1

V1 ß

p1

p1*

A1

- - QLa

V2 ß

- -

A1 GLi

QV2 Qg2 1

F1

- --

QV1

QLi

Q2

³ dt

p2

³ dt

FRC

FL

-

-

FB

A2

s FRP

FA

s

³ dt

³ dt

s

k

a

A2

p2*

1 m

F2

p2

GLa

Abb. 4.51 Das mathematische Modell des Bewegungszustandes des Antriebs in Abb. 4.50 als Blockschaltbild

Das Modell enthält die sechs Nichtlinearitäten Q1

f ( p0 p1 ) , Q2

p1

FRC

f ( p2 ) ,

f ( p1* ) , p2

f ( p2* ) ,

f (s) , FA

f (s ) ).

Die Modellstruktur ist relativ komplex, zu erkennen an der Vielzahl von Wirkungskreisen. Das Blockschaltbild bietet eine wichtige Möglichkeit der Kontrolle über die richtige Festlegung der Vorzeichen: In allen Wirkungskreisen findet eine ungerade Anzahl von Wirkungsumkehren statt, gekennzeichnet durch die Minuszeichen im Blockschaltbild („verallgemeinerte Lenzsche Regel“: Rückwirkungen in technischen Systemen sind ihrer Ursache entgegengerichtet). Der 6. Schritt: Das dynamische Verhalten des Systems kann mit Hilfe der rechentechnischen Simulation ermittelt werden. Ein Blockschaltbild wie in Abb. 4.51 kann relativ einfach in ein blockorientiertes Simulationssystem überführt werden. Derartige Simulationssysteme enthalten die benötigten linearen, einschließlich der Blöcke für die Integration, und nichtlinearen Blöcke meist als Standard. (Diese Möglichkeit wird auch in Kap. 8 und Kap. 14 mehrfach angewendet.) Die rechentechnische Simulation kann nicht mit allgemeinen Werten der Parameter des Systems durchgeführt werden. Die Zeitverläufe der Eingangsgrößen (hier p0 und FL), die Anfangswerte der Zustandsgrößen sowie alle Werte von Massen, Volumina usw. müssen vor einer Simulation festgelegt werden.


101

Der Antrieb wird zum Zeitpunkt t = 0 mit Hilfe eines Wegeventils (in Abb. 4.50 nicht dargestellt) an eine Druckquelle angeschlossen, deren Druck p0 = 100 bar = 10 N/mm2 beträgt. An die Kolbenstange greife eine konstante äußere Belastungskraft FL = 1000 N an. Folgende Koeffizienten der Übertragungsglieder wurden gewählt:

Flächen: A1 = 4,9 cm2 = 490 mm2, A2 = 3,4 cm2 = 340 mm2,

Volumina: V1 = 150 cm3 = 15000 mm3, V2 = 100 cm3 = 10000 mm3,

Kompressibilität: E = 10-3 mm2/N,

zu bewegende Lastmasse: m = 400 kg= 0,4 N s2/mm,

Federkonstante des Anschlages: c = 2000 N/mm,

Drosselleitwerte: l / min GDr1 1,0 bar

52700 GLa

mm 4 s N

l / min

, GDr 2

0,6

l / min bar

500

bar

31600

mm 4 s N

,

mm5 , sN

Leckleitwerte: GLi

Faktor der geschwindigkeitsproportionalen Reibkraft: k = 5 N s/mm,

Coulombsche Reibkraft: FRC = 20 N,

Abstand a: a = 10 mm.

0,003

Als Anfangswerte der Zustandsgrößen wurden festgelegt:

p1*(0) = 100 bar = 10 N/mm2 (die Zeit bis zum Erreichen des angelegten Druckes p0 ist in diesem System extrem klein und wurde vernachlässigt),

p2*(0) = 0,

s(0) = 0 (diese Position des Arbeitskolbens liegt etwa in die Mitte seines Hubbereiches), s(0) 0 .

Der 7. Schritt: Das Blockschaltbild in Abb. 4.51 wird nunmehr in ein vom gewählten Simulationssystem (z. B. Simulink oder BORIS) vorgegebenes Blockschaltbild überführt. Für die Simulationen in diesem Buch kommt das System WinFACT/BORIS [4.24] zum Einsatz. Das Simulations-Blockschaltbild in BORIS zeigt Abb. 4.52 a. Die Blöcke wurden annähernd so platziert wie im Blockschaltbild in Abb. 4.51. Die Blocknamen wurden nach den Ausgangsgrößen festgelegt, da die aufgezeichneten Signale diese Namen erhalten, wenn keine zusätzlichen Umbenennungen erfolgen. Die Übertragungsfaktoren und die Funktionen wurden gemäß Abb. 4.51 in die Blöcke eingetragen Die Blöcke werden per doppelten Mausklick geöffnet; die Eingabemaske des nichtlinearen Blockes Q 1 mit der eingegebenen Funktion zeigt Abb. 4.52 b.

102


a

b Abb. 4.52 Das Simulations-Blockschaltbild des Beispielsystems. a Struktur b Eingabemaske des nichtlinearen Blockes Q 1 mit der eingegebenen Funktion

Die nach unten abgeschnittenen Pfeile in Abb. 4.52 a zeigen zu den Zeitverlaufsgliedern, mit deren Hilfe die interessierenden Signale aufgezeichnet werden, und zu den Blöcken, in denen die Umrechnungen in die üblichen Dimensionen der Hydraulik erfolgen. Die Simulationsrechnungen erfolgen mit Signalen und Koeffizienten, die ausschließlich die Einheiten N, mm und s enthalten (s. o.), damit im Simulationsmodell selbst keine aufwendigen Umrechnungen erforderlich sind. Die Zeitverläufe der Drücke und Volumenströme in Abb. 4.53 werden in den üblichen Dimensionen der Hydraulik dargestellt. Aus dem Wegverlauf in Abb. 4.53 a ist die Grenze zwischen freier Bewegung und der Verformung des nachgiebigen Anschlages zu erkennen: Der Weg s = a = 10 mm wird nach etwa 67 ms erreicht. Danach wirkt die die Bewegung bremsende Anschlagskraft FA (Abb. 4.53 b). Die Geschwindigkeit und die der Geschwindigkeit proportionalen Verschiebevolumenströme, z. B. QV2 in Abb. 4.53 c, streben schwingend nach null.


a

b

c

d Abb. 4.53 Simulations-Ergebnisse des Modells in Abb. 4.51

103

104


Der Volumenstrom Q2 in Abb. 4.53 c hat einen von der Kavitation beeinflussten Verlauf. Nach etwa 0,1 s werden die Geschwindigkeit und die Verschiebevolumenströme QV1 und QV2 negativ. Das geometrische Volumen V2 wird größer, der Druck p2 sinkt auf den Dampfdruck ab und die Druckdifferenz über dem Drosselventil mit dem Leitwert GDr2 und damit auch der Volumenstrom Q2 werden annähernd null. Das Differenzvolumen zwischen dem Ölvolumen und dem geometrischen Volumen V2 füllen Gas- und Dampfvolumina auf. Diese werden bei negativem QV2 immer größer. Erst wenn bei positivem QV2 das Ölvolumen und das geometrische Volumen V2 wieder gleich groß werden, steigen der Druck p2 und der Volumenstrom Q2 wieder an. Sie erreichen nur relativ kleine Werte, diese allerdings fast sprungförmig, da die Kapazität C2 sehr klein ist. Der statische Endwert des Volumenstromes Q2 wird im Wesentlichen vom inneren Leckleitwert GLi bestimmt (s. Gl. (4.132 b)). Der Druck p1 in der linken Zylinderseite erreicht keine Werte in der Nähe des Dampfdruckes (Abb. 4.53 d), weshalb auf den Block p1 = f ( p1*) in Abb. 4.51 und Abb. 4.52 a verzichtet werden könnte. Anmerkung: In Kap. 8 und Kap. 14 wird das dynamische Verhalten mehrerer Schaltungen m. H. der Simulation nichtlinearer Modelle untersucht. Dabei wird auf viele der Gln. (4.128 a) bis (4.132 e) und der in den Tabellen 4.4 bis 4.6 enthaltenen Funktionen und Blöcke zurückgegriffen. Der 8. Schritt: Die Verifizierung des Modells mit Hilfe z. B. eines Experiments ist an dieser Stelle nicht möglich. Hilfreich sind oft Parametervariationen im Simulationsmodell, um die Plausibilität des Modells zu ermitteln. Eine auch in diesem Buch oft angewendete Methode ist die Modifikation der Parameter des ursprünglichen Modells so, dass es ausreichend genau als lineares Modell, als Differenzialgleichung oder Übertragungsfunktion, beschrieben werden kann. Am aussagekräftigsten sind lineare Modelle 2. Ordnung, aus deren Eigenzeitkonstante T und Dämpfung D das dynamische Verhalten erkannt werden kann. Im Folgenden wird dieser Weg, der in Kap. 8 und Kap. 14 vielfach beschritten wird, auf der Basis des Beispieles in Abschn. 4.9.2 beschrieben. 4.9.3 Übertragungsfunktion eines linearen Antriebsmodells Unter bestimmten Bedingungen kann der Antriebszustand in Abb. 4.50 linearisiert werden:

Der Leitwert GDr2 wird auf null eingestellt, die Leckleitwerte GLi und GLa seien annähernd null. Der Anschlag wird nicht erreicht. Die Speicherfähigkeit der Feder kommt nicht zur Wirkung. Die Coulombsche Reibung wird vernachlässigt. Der Drücke p1 und p2 können nicht unter den Dampfdruck absinken.


105

Wenn der Leitwert GDr1 eine Größenordnung größer gewählt wird als in Abschn. 4.9.2 angegeben, kann die Energie-Speicherfähigkeit des Volumens V1 vernachlässigt werden, es ist p1 | p0 .

Damit entfallen zwei der Energiespeicher und alle sechs Nichtlinearitäten. Es entsteht aus dem Blockschaltbild in Abb. 4.51 das lineare Modell 2. Ordnung in Abb. 4.54 a. Es interessiere der Verlauf des Druckes p2 als Reaktion des sprungförmigen Anstieges des Druckes p1 = p0. (Die Reaktion auf FL werde nicht analysiert, deshalb kann diese Kraft im Blockschaltbild entfallen.) p1 = p0

A1

F1

FB -

F2

s

1 m

FRP

³ dt

s

A2

QV2

V2 ß

F1

'F

F2 -

p2

A2

GH(s) A1

³ dt

k

a p1 = p0

p2

1

1 m

-F RP

s

1 s

s

A2

QV2

1 V2 ß

p2

1 s

p2

k A2

b

Abb. 4.54 Blockschaltbild des linearisierten und vereinfachten Systems. a ausführliche Darstellung b Umwandlung der Integration m. H. des Laplaceoperators in die Funktion 1/s

Die Ermittlung einer Übertragungsfunktion setzt die Transformation des Modells in den Laplacebereich voraus. Alle Faktoren bleiben erhalten, aber die Blöcke mit der Integration über die Zeit führen auf Blöcke mit der Übertragungsfunktion 1/s (s. Umwandlung der Abb. 4.54 a in Abb. 4.54 b). In einer Übertragungsfunktion G(s) wird das Verhältnis der gesuchten Ausgangsgröße xa zu einer interessierenden Eingangsgröße xe als Funktion des Laplaceoperators s angegeben: xa ( s ) xe ( s )

G(s) .

G(s) Übertragungsfunktion s Laplaceoperator

(4.133)

Über die zweimalige Anwendung der Kreisformel [4.23] kann aus Abb. 4.54 b die gesuchte Übertragungsfunktion p2(s)/p1(s) ermittelt werden. Zuerst wird die Kreisformel auf die innere Schleife angewendet, sie wird zum Block GH(s): G H ( s)

s( s) 'F ( s )

G vorw ( s) 1 G Kreis ( s)

1 1 m s k 1 1 m s

Der Ansatz für die gesuchte ÜTF lautet:

1 . k ms

(4.134 a)

106


p2 ( s ) p1 ( s)

Gvorw ( s ) 1 GKreis ( s)

1 V2 E s 1 1 GH ( s ) A22 V2 E s A1 GH ( s) A2

1 1 A2 (4.134 b) k ms V2 E s . 1 1 1 A22 k ms V2 E s A1

Das führt in wenigen Schritten auf die Übertragungsfunktion in ihrer Normalform: p2 ( s ) p1 ( s )

1 A1 k V k V2 E 2 E A2 1 2 s s 2 A2 A22

K

1 . 1 2 DT s T 2 s 2

(4.134 c)

Aus dem Koeffizientenvergleich lassen sich der statische Übertragungsfaktor K, die Eigenzeitkonstante T und die Dämpfung D ermitteln: K

A1 A2

D

2 DT 2D

1,44 , T k 2 A2

m V2 E A2 V2 E m

0,00588 s

5,88 ms ,

(4.134 d)

0,037 .

Die Sprungantwort des Modells mit der ÜTF in Gl. (4.134 c) unterscheidet sich kaum von der des Modells in Abb. 4.51, wenn die in Abschn. 4.9.2 angegebenen Parameterwerte mit den eingangs dieses Abschnittes vorgenommenen Modifikationen eingestellt werden. Abb. 4.55 zeigt die Druckverläufe.

Abb. 4.55 Druckverläufe bei GLi

GLa

0 und G Dr 2

0

Aus der Funktion der Dämpfung D in Gl. (4.134 d) ist zu erkennen, warum hydraulische Antriebe oft schwach gedämpft sind: Die meist großen Massen stehen im Nenner, die nur wenig kompressiblen Flüssigkeitsvolumina dagegen im Zähler der Funktion. Die Dämpfung nimmt zu, wenn die Leckleitwerte größer werden, dies wurde hier nicht detailliert analysiert. In Kap. 14 werden für viele Schaltungen mit Hilfe der in Gl. (4.134 c) angegebenen Normalform die Eigenzeitkonstante T und Dämpfung D hergeleitet.

5 Grundstrukturen hydraulischer Kreisläufe

Die Gestaltung hydraulischer Kreisläufe wird beeinflusst von Aufgabenstellung und Einsatzgebiet der Anlage, sowie durch die Größe der zu übertragenden Leistung P. Die durch den Volumenstrom Q und den Druck p bestimmte hydraulische Leistung wird dem Hydromotor zugeführt und dort in mechanische Leistung zurücktransformiert (s. Kap. 2). Der Hydromotor kann ein Arbeitszylinder (translatorische Bewegung) oder ein Rotationsmotor (drehende Bewegung) sein. Die für konkrete Einsatzgebiete und Aufgabenstellungen zu wählenden Kreislaufstrukturen werden in Kap. 14 behandelt. Bei der Gestaltung hydraulischer Kreisläufe müssen die Grundstrukturen für die Erzeugung der hydraulischen Leistung durch Volumenstrom- bzw. Druckquellen; die Anordnung der Geräte und Komponenten im offenen oder geschlossenen Kreislauf; die Versorgung mehrerer Hydromotoren durch eine Volumenstromquelle bzw. Druckquelle beachtet werden.

5.1 Volumenstrom- und Druckquellen

5.1.1 Volumenstromquellen Zur Wandlung der mechanischen Leistung des Antriebsmotors (Elektromotor bzw. Verbrennungsmotor) in hydraulische Leistung dienen Pumpen, die nach dem Verdrängerprinzip arbeiten. Das bedeutet, dass das während einer Umdrehung der Antriebswelle aus dem Behälter in die Druckleitung der Hydraulikanlage verdrängte Flüssigkeitsvolumen konstant ist. Die Leckverluste der Pumpe und die Verringerung des Flüssigkeitsvolumens durch Druckerhöhung (Kompression) können in erster Näherung vernachlässigt werden (s. Abschn. 6.1). Das pro Umdrehung der Antriebswelle verdrängte Volumen ist eine geometrische Kenngröße der Pumpe und wird als Verdrängungsvolumen V bezeichnet. Die Baugröße einer Pumpe wird von ihrem Verdrängungsvolumen bestimmt. V kann konstant (Konstantpumpe) oder veränderbar (Stellpumpe) sein.


108


Für den von der Pumpe geförderten Volumenstrom QP gilt bei Vernachlässigung der Leck- und Kompressionsverluste QP

n V .

(5.1)

Der Druck p2 in der Druckleitung (Abb. 5.1) wird durch die vom Hydromotor bzw. vom Arbeitszylinder zu überwindende Last und durch der Pumpe nachgeschaltete hydraulische Widerstände verursacht.

QP= QVQ

p2 = pVQ V

M

n

p1 Abb. 5.1 Hydraulikpumpe als Volumenstromquelle

Der Druck im Behälter und damit am Eingang der Saugleitung der Pumpe ist p1. In den am häufigsten vorkommenden Fällen ist er gleich dem Atmosphärendruck. Da in der Hydraulik mit Überdrücken gearbeitet wird, kann p1 = 0 gesetzt werden. Die Druckdifferenz 'p = p2 - p1 über der Pumpe erzeugt das zu ihrem Antrieb erforderliche Drehmoment M. Bei Vernachlässigung der Reibungsverluste gilt für das Drehmoment: M

V 'p . 2S

(5.2)

Eine oder mehrere parallel geschaltete Pumpen, welche in einer Hydraulikanlage einen Volumenstrom QVQ fördern, der vom Anlagendruck pVQ praktisch unabhängig ist, sind für die Anlage eine Volumenstromquelle. Der Volumenstrom QVQ kann konstant Konstantpumpe und konstante Antriebsdrehzahl (V konst.) oder veränderbar Stellpumpe und konstante Antriebsdrehzahl (V veränderbar) Konstantpumpe und veränderbare Antriebsdrehzahl (V konst.) sein. Volumenstromquellen können auch durch spezielle Schaltungen gebildet werden, die die Anforderungen QVQ konstant oder einstellbar, jedoch unabhängig von pVQ, erfüllen [5.1, 5.3].

5.1 Volumenstrom- und Druckquellen

109

5.1.2 Druckquellen Eine Druckquelle (Abb. 5.2) liefert für die angeschlossene Hydraulikanlage bzw. einen Teil der Anlage einen angenähert konstanten Druck pDQ . Dieser wird von der Einstellung der Druckquelle und nicht von den angeschlossenen Hydromotoren oder den hydraulischen Widerständen zwischen Druckquelle und Hydromotor bestimmt.

QDQ

pDQ

Abb. 5.2 Schaltsymbol einer Druckquelle

Von einer Druckquelle können grundsätzlich mehrere Hydromotoren parallel betrieben werden. Der Volumenstrom QDQ einer Druckquelle ist die Summe der zu den einzelnen Verbrauchern fließenden Teilvolumenströme Qi. Die an die Druckquelle angeschlossene Hydraulikanlage ist so zu gestalten, dass der maximal zulässige Volumenstrom der Druckquelle QDQmax nicht erreicht wird (¦Qi QDQmax). Die Verbraucher sind so an die Druckquelle anzuschließen, dass der Quellendruck pDQ nicht oder nur gering von deren Belastung beeinflusst wird. Dies kann durch den Einbau von Stromventilen erreicht werden, die neben der Entkopplung der Verbraucher von der Druckquelle zur Einstellung der Volumenströme für die einzelnen Verbraucher dienen (Abb. 5.3). Dabei gilt pDQ ! pi. Weitere Anschlussmöglichkeiten von Verbrauchern an Druckquellen werden in Kap. 14 behandelt. Da Hydraulikpumpen Volumenstromquellen sind, muss eine Druckquelle durch geeignete schaltungstechnische Maßnahmen unter Verwendung einer Pumpe geschaffen werden. Abbildung 5.3 zeigt eine Druckquelle, die durch eine Konstantpumpe in Verbindung mit einem Druckbegrenzungsventil gebildet wird und zwei Verbraucher beaufschlagt. Die Baugröße der Pumpe wird so gewählt, dass ihr Förderstrom QP geringfügig größer ist als die Summe der zu den Hydromotoren fließenden Volumenströme. Dadurch fließt ständig ein Teilvolumenstrom QVD über das Druckbegrenzungsventil, der Druck pDQ am Ausgang der Druckquelle entspricht dem Einstelldruck pe des Druckbegrenzungsventils und ist angenähert konstant. Die Volumenströme Qi zu den Verbrauchern werden durch das Stromregel- bzw. Drosselventil eingestellt und bestimmen Kolbengeschwindigkeit v des Arbeitszylinders bzw. Drehzahl n des Hydromotors. In Abb. 5.3 wurden aus Gründen der Übersichtlichkeit die Wegeventile zum Steuern der Bewegung der Verbraucher nicht mit gezeichnet.

110

5 Grundstrukturen hydraulischer Kreisläufe M

Q2

n

p2

Q1 p1

F v

Q DQ Q VD 0 pDQ

QP

Druckquelle

pe

Abb. 5.3 Hydraulikanlage mit Druckquelle

Hydraulische Anlagen mit Druckquelle arbeiten generell im offenen Kreislauf (s. Abschn. 5.2). Durch die Strömungswiderstände zwischen der Druckquelle und den Hydromotoren werden unvermeidbare Leistungsverluste verursacht. Ebenso entsteht im gezeigten Beispiel ein Leistungsverlust durch den über das Druckbegrenzungsventil gegen den Druck pDQ abfließenden Volumenstrom QVD. Deshalb ist der Wirkungsgrad hydraulischer Anlagen mit der in Abb. 5.3 gezeigten Druckquelle sehr niedrig und sie sollte nur für Nebenantriebe mit geringer Leistung eingesetzt werden. Weitere Einzelheiten zur Gestaltung verlustenergiearmer Druckquellen enthalten Abschn. 14.3 sowie [5.1] bis [5.6].

5.2 Offener und geschlossener Kreislauf Je nachdem, ob der Volumenstrom von der Abflußseite des Verbrauchers zum Behälter fließt oder direkt der Saugleitung der Pumpe zugeführt wird, ist zwischen offenem Kreislauf (Weg der Hydraulikflüssigkeit: Volumenstrom- bzw. Druckquelle o Verbraucher o Behälter o Volumenstrom- bzw. Druckquelle) und geschlossenem Kreislauf (Weg der Hydraulikflüssigkeit: Volumenstromquelle o Verbraucher o Volumenstromquelle) zu unterscheiden.

5.2 Offener und geschlossener Kreislauf

111

Nachfolgend werden die wesentlichen Unterschiede beider Kreislaufarten und die daraus resultierenden Anwendungsmöglichkeiten gezeigt. 5.2.1 Offener Kreislauf Offene Kreisläufe können mit Volumenstromquellen oder mit Druckquellen betrieben werden. A1

A2

M

F vV QP

Q'R QP

QR

vR

VW 2 p 0 p 1 G pe

P

VD

QP

VR B

Abb. 5.4 Offener Kreislauf

Das in Abb. 5.4 gezeigte Beispiel einer Hydraulikanlage im offenen Kreislauf mit Volumenstromquelle erfüllt folgende Aufgabenstellung: stufenlose Einstellung der Geschwindigkeit des Kolbens des Arbeitszylinders M. Die Bewegungsrichtung des Kolbens ist umkehrbar. Der Kolben kann in jeder beliebigen Stellung angehalten werden. In der Schaltstellung 0 des Wegeventils VW fließt der von der Stellpumpe P (s. Abschn. 6.3) geförderte Volumenstrom QP über das als Vorspannventil arbeitende Rückschlagventil VR gegen den Druck pG zum Behälter zurück. Der Kolben des Arbeitszylinders bewegt sich in diesem Schaltzustand nicht. Wird das Wegeventil in die Stellung 2 geschaltet, fließt der Pumpenförderstrom QP auf die Kolbenfläche A1 des Arbeitszylinders und bewegt ihn nach rechts. Die Vorlaufgeschwindigkeit vV ergibt sich bei Vernachlässigung der Leckverluste zu vV

QP . A1

(5.3)

Da die Kolbenfläche A2 kleiner als die Fläche A1 ist, wird der durch die Kolbenbewegung verdrängte Volumenstrom QR kleiner als QP. Es gilt

112


Q R QP

A2 . A1

(5.4)

In dieser Bewegungsphase nimmt der Flüssigkeitsspiegel im Behälter B ab, da diesem mehr Volumen entnommen als zugeführt wird. Der Druck p wird durch die Widerstandskraft F, die Druck- und Reibungsverluste in den Leitungen, Ventilen und im Arbeitszylinder sowie durch den Gegendruck pG bestimmt. Bei Vernachlässigung der Verluste gilt p

A F pG 2 . A1 A1

(5.5)

Die Rücklaufbewegung des Kolbens wird durch Schaltstellung 1 des Wegeventils erreicht. Für die Rücklaufgeschwindigkeit gilt vR

QP . A2

(5.6)

Der dabei durch die Kolbenfläche A1 verdrängte, zum Behälter fließende Volumenstrom Q’R , errechnet sich zu Q' R Q P

A1 . A2

(5.7)

Er ist damit größer als QP. Deshalb nimmt der Flüssigkeitsspiegel im Behälter zu. Das Druckbegrenzungsventil VD dient als Sicherheitsventil und schützt die Anlage, insbesondere die Pumpe, vor Überlastung. Der Druck p kann den Wert des Einstelldruckes pe des Ventils nicht übersteigen. Wenn p gleich pe wird, öffnet das Druckbegrenzungsventil, und der Förderstrom der Pumpe fließt gegen den Druck pe über das Ventil zum Behälter zurück. In Abhängigkeit von der Kraft F (s. Abschn. 4.1) wird die Kolbengeschwindigkeit zu null oder die Kraft F schiebt den Kolben entgegen der am Wegeventil eingestellten Bewegungsrichtung zurück. Leckverluste, die in der Pumpe, im Wegeventil oder im Arbeitszylinder auftreten können, verringern die Kolbengeschwindigkeit gegenüber den mit Gln. (5.4) und (5.6) errechneten Werten. Beim offenen Kreislauf haben Leckverluste jedoch keinen Einfluss auf die Funktionstüchtigkeit der Anlage. Einsatzgebiete offener Kreisläufe sind Anlagen, bei denen QP und QR unterschiedliche Werte annehmen können (Speicherwirkung des Behälters). Das gilt insbesondere für Anlagen mit Arbeitszylindern, deren Kolbenflächen A1 und A2 unterschiedlich groß sind. Anlagen mit Druckquellen und Parallelbetrieb mehrerer Hydromotoren sind grundsätzlich als offener Kreislauf auszuführen. Offene Kreisläufe werden vorwiegend für stationäre Anlagen eingesetzt. Die in Abb. 5.4 dargestellte Anlage ist ein Beispiel. Offene Kreisläufe können selbstverständlich auch für Anlagen mit Hydromotoren für drehende Bewegung eingesetzt werden.

5.2 Offener und geschlossener Kreislauf

113

5.2.2 Geschlossener Kreislauf Geschlossene Kreisläufe können nur mit Volumenstromquellen betrieben werden. Die Speicherwirkung des Behälters (s. Abschn. 5.2.1) entfällt hier. Geschlossene Kreisläufe erfordern deshalb i. Allg. Anlagen mit Hydromotoren, bei denen der zurückfließende Volumenstrom gleich dem zufließenden Volumenstrom ist. Das sind Arbeitszylinder mit den Kolbenflächen A1 gleich A2 oder Hydromotoren mit drehender Abtriebsbewegung.

nM QLM

MM

M

VD1 pe

QP - QLP

QP - ( QLP + QLM )

pe QLP + QLM

VD2 VR1

VR2 QLP

P

QP B

Abb. 5.5 Geschlossener Kreislauf

In Abb. 5.5 ist als Beispiel eine Hydraulikanlage in geschlossenem Kreislauf mit rotierendem Motor dargestellt. Die Drehzahl nM des Motors M ist stufenlos einstellbar. Die Drehrichtung kann durch die Pumpe P mit umkehrbarer Förderrichtung gewechselt werden, so dass in diesem Falle kein Wegeventil erforderlich ist. Da je nach Drehrichtung des Hydromotors beide Pumpenanschlussleitungen Druckleitungen werden können, müssen beide Leitungen gegen zu hohen Druck abgesichert werden. Das geschieht in diesem Falle durch die beiden Druckbegrenzungsventile VD1 und VD2. Die Leckverluste der Pumpe und des Motors beeinflussen auch beim geschlossenen Kreislauf die Drehzahl des Hydromotors. Im Gegensatz zum offenen Kreislauf gefährden die äußeren Leckverluste QLP der Pumpe und QLM des Motors die Funktionstüchtigkeit der Hydraulikanlage im geschlossenen Kreislauf, da die Pumpe den Volumenstrom QP fördern muss, aus der Rückflussleitung des Hydromotors jedoch nur den Volumenstrom QR = QP - (QLP + QLM)

(5.8)

114


erhält. Deshalb benötigt jeder geschlossene Kreislauf eine Leckergänzungseinrichtung. Im Beispiel nach Abb. 5.4 wird der Leckvolumenstrom QLP + QLM auf der jeweiligen Niederdruckseite durch die Rückschlagventile VR1 und VR2, die hier als Nachsaugventile wirken, ergänzt. Zur Leckergänzung sind auch durch spezielle Pumpen versorgte Hilfskreisläufe einsetzbar (s. Kap. 14). Der Behälter B braucht beim geschlossenen Kreislauf nur Schwankungen der Leckverluste auszugleichen und kann deshalb wesentlich kleiner als beim offenen Kreislauf gewählt werden. Damit kann die Fluidtemperatur jedoch nur geringfügig beeinflusst werden. Geschlossene Kreisläufe werden deshalb häufig mit zusätzlichen Kühlern und mit Spülung (s. Kap. 14 ) ausgerüstet. Geschlossene Kreisläufe werden überwiegend für Anlagen mit Rotationsmotoren angewendet. Wegen des kleinen Behälters sind Masse und Raumbedarf relativ gering. Der Einsatz erfolgt deshalb vorwiegend für mobile Anlagen (z. B. Fahrantriebe und Antriebe mit wechselnder Belastungsrichtung). Geschlossene Kreisläufe können selbstverständlich auch für Anlagen mit dafür geeigneten Arbeitszylindern (A 1= A2) eingesetzt werden.

5.3 Parallel- und Reihenschaltung von Verbrauchern Häufig tritt die Forderung auf, mehrere Hydromotoren, die mechanisch nicht miteinander verbunden sind, so zu schalten, dass sie sich gleichzeitig bewegen können, ohne sich gegenseitig zu beeinflussen. Diese Forderung ist durch Anwendung einer Druckquelle in Verbindung mit Stromventilen zu erfüllen, wie in Abschn. 5.1.2 gezeigt wurde. Nachfolgend wird gezeigt, welche Probleme bei dem Betrieb mehrerer Verbraucher auftreten, die durch eine Volumenstromquelle versorgt werden. Parallelschaltung Für zwei parallel geschaltete Arbeitszylinder (Abb. 5.6 a), die von einer Volumenstromquelle beaufschlagt werden, ergeben sich die zu deren Bewegung erforderlichen Drücke p1erf

F1 und p2erf A1

F2 . A2

(5.9)

Diese Drücke werden wegen unterschiedlicher Belastungen, Kolbenflächen und Reibkräfte nicht gleich groß sein. Zu einem Zeitpunkt kann in miteinander verbundenen Räumen (hier Leitungen und Zylinderanschlüsse) nur ein Druck herrschen (s. Abschn. 4.1). Deshalb ergibt sich bei Parallelschaltung von Hydromotoren an eine Volumenstromquelle folgender Bewegungsablauf. Der Kolben des Arbeitszylinders mit dem geringsten erforderlichen Druck bewegt sich zuerst. Seine Geschwindigkeit v wird durch den Volumenstrom QP und die entsprechende Kolbenfläche A bestimmt. Während dessen Bewegung bleibt der Kolben des Arbeitszylinders mit dem höheren erforderlichen Druck in Ruhe.

5.3 Parallel- und Reihenschaltung von Verbrauchern

115

Nachdem der erste Kolben seine Endlage erreicht hat, bleibt er stehen und der Druck steigt auf den für die Bewegung des nächsten Kolbens erforderlichen Wert an. Nun bewegt sich dieser mit der durch den Volumenstrom QP erzeugten Geschwindigkeit. A3

M2

A4 F2 v2

Q2 p2erf

A1

M1

A1

A2

M1 F1

Q1

a

M2 F2

F1

v1

v1

p1erf p

A4

A3

A2

v2

pz Qz

p QP

Qp b

Abb. 5.6 Anschluss mehrerer Hydromotoren an eine Volumenstromquelle. a Parallelschaltung b Reihenschaltung

Parallelgeschaltete Arbeitszylinder bewegen sich also nacheinander. Dabei wird die Reihenfolge durch die Größe des für die Bewegung der einzelnen Kolben erforderlichen Druckes perf bestimmt. Bei der Parallelschaltung von rotierenden Hydromotoren ist zu beachten, dass diese keine Drehwinkelbegrenzung haben. Es wird sich deshalb nur der Motor mit dem niedrigsten erforderlichen Druck bewegen. Soll für sie dennoch eine Bewegungsreihenfolge erreicht werden, sind dazu feste Anschläge erforderlich. Reihenschaltung Beide in Reihe geschaltete Arbeitszylinder (Abb. 5.6 b) bewegen sich gleichzeitig. Der vom Motor M1 verdrängte Volumenstrom Qz beaufschlagt den Motor M2. Für die Geschwindigkeiten der beiden Kolben gilt v1

QP A2 und v 2 QP . A1 A1 A3

Die Drücke in den Zulaufleitungen berechnen sich zu

(5.10)

116


pz

F2 und p A3

F2 A2 F1 . A1 A3 A1

(5.11)

In Reihe geschaltete Hydromotoren bewegen sich also gleichzeitig. Geschwindigkeiten und Drücke stehen zueinander in einem festen Verhältnis. Die in Abb. 5.6 b am Beispiel von Arbeitszylindern gewonnenen Erkenntnisse gelten analog für Reihenschaltung von rotierenden Hydromotoren.

5.4 Drosselkreisläufe Zum Einstellen der Kolbengeschwindigkeit von Arbeitszylindern bzw. der Drehzahl von Rotationsmotoren mit konstantem Verdrängungsvolumen wird ein veränderbarer Volumenstrom benötigt. Dieser kann durch geeignete Volumenstromquellen (s. Abschn. 6.3) oder durch Verwendung von Stromventilen (Abschn. 8.2) bereitgestellt werden. Nachfolgend werden die Möglichkeiten der Verwendung von Stromventilen gezeigt. 5.4.1 Drosselkreisläufe mit Druckquelle Stromventile (Drosselventile, Zweiwegestromregelventile, Proportionalwegeventile oder Servoventile), welche in Anlagen mit Druckquellen zum Einstellen der Geschwindigkeit der Arbeitszylinder bzw. der Drehzahl der Rotationsmotoren verwendet werden, können entweder im Zulauf zum (Abb. 5.7 a) oder im Ablauf vom (Abb. 5.7 b) Verbraucher angeordnet werden. Für die Druckquellen, deren Struktur für die folgende Betrachtung uninteressant ist, wurde das in Abb. 5.2 vorgestellte Symbol verwendet. Als Verbraucher wurden Arbeitszylinder gewählt. Es können ebenso Rotationsmotoren verwendet werden. Aus Gründen der Übersichtlichkeit wurden die zum Steuern der Bewegungen der Verbraucher erforderlichen Wegeventile nicht mit gezeichnet. Außerdem wird in den Skizzen gezeigt, dass von einer Druckquelle mehrere Verbraucher betrieben werden können. In beiden Kreisläufen wird die Geschwindigkeit v des Kolbens des Arbeitszylinders von dem durch das Drosselventil fließenden Volumenstrom QDr bestimmt. Dabei gilt für die Anordnung nach Abb. 5.7 a v

QDr A1

mit

'p Dr

p DQ

F A1

(5.12)

und für die Anordnung nach Abb. 5.7 b v

QDr A2

mit

'p Dr

p2

p DQ

A1 F . A2 A2

(5.13)

5.4 Drosselkreisläufe

117

Bei der Anordnung des Stromventils vor dem Verbraucher dürfen keine in Bewegungsrichtung des Kolbens wirkenden Kräfte auftreten. Der Druck p1 müsste in diesem Fall negativ werden. Die Flüssigkeit würde verdampfen (p1 = pd). Es kommt zu Kavitation und die Anlage wird funktionsunfähig. Um dies zu vermeiden, kann bei derartigen Kreisläufen ein Gegendruckventil in die Abflussleitung eingebaut werden. Das wirkt sich jedoch negativ auf den ohnehin geringen Anlagenwirkungsgrad eines Kreislaufs mit Drosselventil aus.

Anschluss weiterer Verbraucher A1

Anschluss weiterer Verbraucher A2

A1 v

A2 v

pDQ

F

F

p1

p2 QDR

QDr

pDQ

a

b

Abb. 5.7 Anordnung des Stromventils im Kreislauf. a im Zulauf zum Verbraucher b im Ablauf vom Verbraucher

Ein weiterer Nachteil der Anordnung nach Abb. 5.7 a ist, dass die im Drosselventil entstehende Wärme direkt zum Verbraucher fließt und somit das thermische Verhalten der gesamten Anlage beeinflusst. Bei der Anordnung des Stromventils nach dem Verbraucher dürfen in Bewegungsrichtung des Kolbens wirkende Kräfte auftreten. Der Druck p2 wird dadurch größer. Kavitation tritt in der Anlage nicht auf. Auf ein Gegendruckventil in der Abflussleitung kann verzichtet werden. Ein weiterer Vorteil der Anordnung nach Abb. 5.7 b ist, dass die im Drosselventil entstehende Wärme zum Behälter, der als Wärmetauscher wirkt, abgeführt wird und somit das thermische Verhalten der Anlage nicht negativ beeinflusst. Wegen der Gefahr der thermischen Verformung ist diese Anordnung des Drosselventils für den Einsatz in Anlagen mit hohen Genauigkeitsanforderungen (z. B. Vorschubantriebe) nicht geeignet. Beim Einsatz von Drosselventilen ist die Kolbengeschwindigkeit lastabhängig. Dies kann durch die Verwendung von ZweiWege-Stromregelventilen vermieden werden.

118


5.4.2 Drosselkreisläufe mit Volumenstromquelle Eine weitere Möglichkeit der Anwendung von Stromventilen ist ihre Anordnung im Nebenschluss zum Verbraucher. Abbildung 5.8 zeigt eine derartige Schaltung mit einem Drosselventil. A1

A2 v F

Q1 QVD = 0

QDr p

QP

pe

Abb. 5.8 Drosselkreislauf mit Volumenstromquelle

Soll ein Stromregelventil zur Vermeidung der Abhängigkeit der Kolbengeschwindigkeit v von der Kraft F anstelle des Drosselventils eingesetzt werden, ist ein Drei-Wege-Stromregelventil (Abschn. 8.2.2) in der Leitung zum Arbeitszylinder anzuordnen. Beim Einsatz eines Zwei-Wege-Stromregelventils in der Nebenschlussleitung wird der zum Behälter abfließende Volumenstrom QDr genau dosiert, während der zum Arbeitszylinder führende Volumenstrom Q1 durch die Leckverluste der Pumpe beeinflußt wird. Damit ergibt sich trotz des Einsatzes eines Zwei-Wege-Stromregelventils eine Abhängigkeit der Kolbengeschwindigkeit v von der Last F. Anstelle des Arbeitszylinders kann ein Rotationsmotor als Verbraucher eingesetzt werden. Zur Speisung der Anlage ist eine Volumenstromquelle erforderlich. Die Kolbengeschwindigkeit v wird durch das Drosselventil eingestellt. Es gilt: v

Q1 mit Q1 = QP - QDr A1

und

'p Dr

p

F . A1

(5.14)

Das Druckbegrenzungsventil dient als Sicherheitsventil (p pe; QVD = 0). Ein Parallelbetrieb mehrerer Verbraucher ist deshalb nicht möglich. Diese Anordnung des Stromventils im Kreislauf erfordert für jeden Verbraucher eine eigene Volumenstromquelle. In Bewegungsrichtung des Kolbens wirkende Kräfte sind, da in diesem Fall der Druck p negativ werden müsste

5.5 Passive und aktive Lasten

119

(Kavitation), zu vermeiden; dadurch würde die Anlage funktionsuntüchtig. Ein Gegendruckventil in der Abflussleitung vom Verbraucher beseitigt die Kavitationsgefahr. Damit wird jedoch der Anlagenwirkungsgrad verschlechtert.

5.5 Passive und aktive Lasten Die von Hydraulikantrieben zu überwindenden Lasten (Kräfte und Momente) können anlagenabhängig unterschiedliche Forderungen an die Gestaltung des Hydraulikkreislaufes stellen. Es ist zu unterscheiden zwischen passiven und aktiven Lasten. In Abb. 5.9 sind Beispiele für diese beiden Lastarten an Antrieben mit Arbeitszylindern dargestellt. Die folgenden Aussagen gelten analog für Antriebe mit Rotationsmotoren.

F -F v m m -v -v a

v

m

mg

b

Abb. 5.9 Lastarten. a passive Last b aktive Last

Passive Lasten Passive Lasten wirken stets entgegen der Bewegungsrichtung des Arbeitszylinders bzw. des Rotationsmotors. In Abb. 5.9 a wird als Beispiel für eine passive Last die Wirkung der Reibkraft zwischen der zu bewegenden Masse m und der feststehenden Unterlage dargestellt. Eine Umkehr der Bewegungsrichtung führt zu einer Umkehr der auf den Kolben des Arbeitszylinders (Abb. 5.9 a) wirkenden Kraft F. Beim Druckaufbau zur Überwindung der Haftreibung ist auch bei Stillstand des Antriebes die auf den Kolben wirkende Reibkraft der Richtung der beabsichtigten Bewegung entgegengesetzt. Passive Lasten können keine Energie in das Hydrauliksystem einspeisen. Sie werden durch Reibungskräfte bzw. -momente oder durch Arbeitswiderstände, wie Zerspankräfte o.ä., verursacht.

120


Aktive Lasten Aktive Lasten wirken bei stationärer Bewegung unabhängig von der Bewegungsrichtung und auch bei Stillstand stets in einer Richtung. Eine Bewegungsumkehr hat demzufolge keinen Einfluss auf die Richtung der Kraft auf den Kolben des Arbeitszylinders. Deshalb sind spezielle schaltungstechnische Maßnahmen zum Aufbau eines Gegendruckes im entsprechenden Zylinderraum bei Bewegung in Lastrichtung erforderlich. Im Beispiel nach Abb. 5.9 b dient dazu das beim Senken wirksame Drosselventil, welches beim Heben durch das parallelgeschaltete Rückschlagventil umgangen wird. Aktive Lasten können Energie in das Hydrauliksystem einspeisen. Sie werden z. B. durch Federn und Gewichte verursacht. Auch Trägheitskräfte, die bei instationärer Bewegung auftreten, sind den aktiven Lasten zuzuordnen. Sie wirken unabhängig von der Bewegungsrichtung stets entgegen der Beschleunigungsrichtung. Bei Bremsvorgängen wirkt die Trägheitskraft in Bewegungsrichtung. In im offenen Kreislauf arbeitenden Hydraulikanlagen für Winden, Hubeinrichtungen und andere Geräte, bei denen aktive Lasten auftreten können, werden anstelle des Drosselventils nach Abb. 5.9 b spezielle Senkbremsventile, welche die Absenkgeschwindigkeit lastunabhängig konstant halten, eingesetzt (siehe Kap. 14). Für im geschlossenen Kreislauf arbeitende Anlagen sind Senkbremsventile nicht erforderlich.

6 Pumpen und Motoren

Zu den hydraulischen Verdrängermaschinen (Hydromaschinen) gehören Pumpen und Motoren. Beide arbeiten nach dem Verdrängerprinzip und haben in der Regel den gleichen konstruktiven Aufbau. Pumpen können als Motoren arbeiten und umgekehrt, wenn der Flüssigkeitsstrom entsprechend gesteuert wird. Durch den Unterschied in der Wirkungsrichtung gilt für Hydropumpen, dass sie mechanische in hydraulische Leistung umwandeln und Hydromotoren hydraulische Leistung in mechanische Leistung zurückwandeln. Beide sind gekennzeichnet durch das geometrische Verdrängungsvolumen V. Der theoretische Volumenstrom Qth, der je Zeiteinheit durch diese Maschinen strömt, ergibt sich aus der Gl. (6.1), mit der Drehzahl n und den Verdrängungsvolumen V Qth

V n .

(6.1)

Die Pumpe saugt die Hydraulikflüssigkeit an und verdrängt diese in das Leitungssystem. Durch die Widerstände, die der strömenden Flüssigkeit entgegenwirken, baut sich im gesamten Hydrauliksystem ein Druck auf. Damit wird deutlich, dass sowohl bei Schwankungen der äußeren Last an Zylindern oder Motoren, als auch bei Veränderungen des Volumenstromes und/oder der Viskosität der Hydraulikflüssigkeit, sich unmittelbar schwankende Drücke einstellen. Erwähnenswert ist, dass mit Freikolbenmaschinen (Brennkolbenpumpe), die eine direkte Energieumwandlung von thermischer über mechanische in hydraulische Energie ermöglichen, Forschungsprojekte betrieben werden. Da diese Maschinen immer im optimalen Betriebspunkt laufen, sind energetische Effekte zu erwarten [6.1]. Es handelt sich dabei nicht um reine hydraulische Systeme, die hydraulische Energie wird aber letztlich durch hydraulische Verdrängereinheiten bereitgestellt.

6.1 Einteilung Grundsätzlich gibt es die nachfolgend dargestellten Möglichkeiten der konstruktiven Einteilung von Verdrängereinheiten: Umlaufverdränger-(Drehkolben-)maschinen Umlaufverdrängermaschinen fördern die Hydraulikflüssigkeit durch Drehung von Zahnrädern, Kammern oder Zellen. Zu den bekanntesten Bauarten gehören Zahnradmaschinen, Schraubenmaschinen und Flügelzellenmaschinen. Letztere gibt es mit variablem und konstantem Verdrängungsvolumen.


122


Hubverdränger-(Schubkolben-)maschinen Bei Hubverdrängermaschinen wird die zyklische Veränderung der Zellengröße durch längsbewegte Kolben erreicht. Eine Verstellung des Verdrängungsvolumens ist durch Eingriff in die Triebwerksgeometrie möglich. Bedingt durch die innere Strömungsumkehr des Fluids benötigen diese Maschinen eine Schieber- oder Ventilsteuerung zwischen dem Verdrängungsraum und den Strömungswegen. Als wesentliche Bauarten sind hier Axialkolben- und Radialkolbenmaschinen zu nennen, die es mit variablem und konstantem Verdrängungsvolumen gibt. Die beiden grundlegend unterschiedlichen Bewegungsarten führen zu abweichenden Eigenschaften, die spezifische Einsatzcharakteristika zur Folge haben. Ein Umlaufverdränger kann mit einer höheren Drehzahl als ein Hubverdränger betrieben werden, weil bei ihm keine Umkehrung der Bewegungsrichtung des Verdrängers zwischen Ansaugen und Ausschieben erfolgen muss. Umlaufverdränger haben höhere Verlustströme als Hubverdränger und deshalb einen niedrigeren volumetrischen Wirkungsgrad. Sie werden vor allem bei niedrigen Drücken eingesetzt. Eine Hauptursache für die größeren Leckverluste ist der Zusammenhang zwischen der Form der Dichtungslinien und den auftretenden Drücken in den Umlaufverdrängern. Die Begrenzungslinien zwischen den feststehenden und den beweglichen Teilen sind Geraden. In modernen Maschinen werden die Nachteile durch größere Fertigungsgenauigkeiten und Verwendung von hochwertigen Legierungselementen weitestgehend ausgeglichen. 2

1 a

b

Abb. 6.1 Wirkschema von Hubverdrängermaschinen. a Saughub b Förderhub

Das Grundprinzip von Hubverdrängermaschinen wird in Abb. 6.1 verdeutlicht. Beim Ausfahren des Kolbens (Saughub) baut sich im Zylinder ein Unterdruck auf. Dieser bewirkt, dass über das Saugventil 1 die Hydraulikflüssigkeit aus dem Behälter der Hydroanlage angesaugt wird. Durch den Druck in dem Hydraulikkreislauf bleibt das Druckventil 2 in geschlossener Position. Beim Einfahren (Förderhub) des Kolbens wird das Fluid über das Druckventil unter Druck (hier abhängig von der Federkraft des Druckventils und von dem in der Leitung herrschenden Druck) in die Hydraulikanlage gefördert. Der Druck im Zylinder sorgt dafür, dass das Saugventil geschlossen bleibt. Anstelle der in Abb. 6.1 gezeigten druckabhängigen Steuerung erfolgt bei den meisten Hydromaschinen die Steuerung wegabhängig (vgl. Abb. 6.24 a).

6.2 Kenngrößen

123

Darüber hinaus gibt es grundsätzlich die Möglichkeit, die Unterteilung nach dem Verdrängungsvolumen bzw. der Art des Verdrängerprinzips vorzunehmen: konstantes Verdrängungsvolumen bzw. veränderbares Verdrängungsvolumen.

6.2 Kenngrößen Hydromaschinen bestehen aus vielen Einzelteilen mit mehreren Dichtspalten zwischen den bewegten Teilen. Zwangsweise treten an diesen Stellen druckabhängige volumetrische Verluste auf, die zu einem inneren Leckvolumenstrom QLi führen können. Der Anteil, der aus dem Gehäuse durch eine gesonderte Leckleitung abgeführt wird, wird als äußerer Leckvolumenstrom QLa bezeichnet. Mit Gl. (6.2) kann der Zusammenhang zwischen den Leckvolumenströmen hergestellt werden. Aus Abb. 6.2 geht hervor, dass sich dadurch für Pumpen gegenüber den theoretischen Werten ein geringerer Förderstrom ergibt bzw. für Motoren ein größerer Volumenstrom zugeführt werden muss, damit die vorgegebene Drehzahl erreicht wird QL

Q Li Q La .

(6.2)

Für den realen messbaren Volumenstrom Q ( Q P bzw. Q M ) müssen neben dem Anteil, der mit den Leckagen erfasst wird, zusätzlich die sich aus unvollständiger Füllung infolge von Kavitation, Gas- oder Dampfeinschlüssen in der Flüssigkeit QS sowie der Verluststrom QK, der bei Druckanstieg infolge der Kompressibilität der Flüssigkeit entsteht, berücksichtigt werden. Während sich der Förderstrom von Pumpen aus Gl. (6.3) ergibt, wird der für Motoren erforderliche Volumenstrom mit Gl. (6.4) erfasst QP

Qth QL QS QK

(6.3)

QM

Qth QL QK .

(6.4)

Q P - realer messbarer Volumenstrom von Hydropumpen Q M - der zur Erreichung einer messbaren Drehzahl von Hydromotoren erforderliche Volumenstrom

Da der Verluststrom QS unerwünscht ist, sollte sein Einfluss so gering wie möglich gehalten werden. Für vorgespannte Pumpen und für Motoren ist er vernachlässigbar. Dieser Sachverhalt stellt für die am häufigsten eingesetzten Hydraulikmaschinen einen Sonderfall dar. Bei selbstansaugenden Pumpen ist darauf zu achten, dass der Unterdruck in der Saugleitung möglichst niedrig gehalten wird (geringe Saughöhe, ausreichend große Rohrquerschnitte, Vermeidung örtlicher Widerstände) und keine Luft angesaugt werden kann (s. Kap. 4).

124


Q

QM QL QL

QP

n = konst. T = konst.

Q th

p Abb. 6.2 Leckvolumenströme von Hydromaschinen in Abhängigkeit vom Druck

Der Kompressionsstrom QK kann in Hydromotoren, ebenso wie in Hydropumpen, in der Regel nicht genutzt werden und wird damit zu einem irreversiblen Verlustanteil. Unter der Annahme konstanter Füllungs- und Kompressionsverluste gelten für einen konstanten Betriebszustand die in Abb. 6.2 dargestellten Sachverhalte. Für die in Pumpen und Motoren umgesetzten Leistungen ist von dem nachfolgend dargestellten allgemeinen Sachverhalt auszugehen (s. Abschn. 4.8). Die mechanische Leistung, die der Antriebsleistung von Pumpen und der Abgabeleistung bei Motoren entspricht, kann mit Gl. (6.5) berechnet werden P

M Z

M 2 S n

PanP

M anP Z

PabM

M abM Z .

(6.5)

Die hydraulische Leistung, die der Abgabeleistung von Pumpen bzw. der Antriebsleistung von Motoren entspricht, wird gemäß Gl. (6.6) berechnet P

Q 'p

PabP

Q P 'p

PanM

Q M 'p .

(6.6)

Dabei stellen M das Drehmoment, n die Drehzahl und 'p die Druckdifferenz zwischen hydraulischem Eingang und Ausgang der Verdrängermaschine dar. Das Produkt aus maximalem Volumenstrom Q und maximalem Druck p wird als Eckleistung einer Verdrängermaschine bezeichnet. Bei genereller Auslegung der Hydraulikanlage nach der Eckleistung ergeben sich für den oft genutzten Teillastbereich zu große und damit zu teure Baugruppen. Es werden deshalb zunehmend Regelsysteme eingesetzt, die einen Leistungsregler verwenden, der die Maximalleistung unterhalb der Eckleistung begrenzt (s. Abschn. 6.5). Die Umwandlung von mechanischer Leistung in hydraulische und umgekehrt kommt mit Gl. (6.7) zum Ausdruck Pth

M th Z

Qth 'p .

(6.7)

Wird in Gl. (6.7) der aus Gl. (6.1) bekannte Sachverhalt für den Volumenstrom eingesetzt, so ergibt sich Gl. (6.8) für das theoretische Drehmoment von Verdrängermaschinen

6.2 Kenngrößen

M th

125

V 'p . 2 S

(6.8)

Bei stationärem Betrieb dieser Maschinen sind die folgenden Verlustmomente zu berücksichtigen: M RZ Verlustmoment durch Newtonsche Reibung, M Rc Verlustmoment durch Coulombsche Reibung, M Rp Verlustmoment durch Stoß- und Massenkräfte und andere Einflüsse. Damit gilt für das Antriebsmoment von Pumpen MP der in Gl. (6.9) dargestellte Zusammenhang. Mit Gl. (6.10) kann hingegen das Abtriebsmoment von Motoren MM berechnet werden MP

M th M RZ M Rp M Rc

MM

M th M RZ M Rp M Rc .

(6.9) (6.10)

Die sich aus diesen Gleichungen ergebenden Kennlinien sind in Abb. 6.3 dargestellt.

M

MP MRZ MRp + MRc

Mth

MRp + MRc

T = konst.

MM

MRZ

'p = konst. n Abb. 6.3 Momentenkennlinien von Hydromaschinen

Betrachtet man die in Abb. 6.4 dargestellten Verlustkomponenten, so können daraus die Beziehungen für den Wirkungsgrad von Verdrängermaschinen abgeleitet werden. Der Gesamtwirkungsgrad K wird aus dem Produkt der Einzelwirkungsgrade mit Gl. (6.11) berechnet

K Kv K m .

(6.11)

126


Der volumetrische Wirkungsgrad Kv erfasst alle Leckagen, die an Dichtstellen innerhalb der Hydromaschinen auftreten. Er wird mit der Gl. (6.12) für Pumpen und mit Gl. (6.13) für Motoren berechnet

K vP

QP QthP

(6.12)

K vM

QthM . QM

(6.13)

Leis t ung a m Pum p en au sga ng

(h yd r a u l i sch e L e i st u n g)

Lec k ver lust e an Dic htungs s palt en (Sum m e der Leck agen)

Reibungs ver lust e im F l u i d u n d zw i s c h e n Fluid und W and

Kv Km1 Km

Reibungsver lus te rein m echanisch

Km2

zu ge f ü h r t e L e i st u n g a m Pum p ene inga ng (m e cha nis che Le is t un g)

Abb. 6.4 Verluste an Hydropumpen

Bei Vernachlässigung der Füllungs- und Kompressionsverluste werden unter praktischen Bedingungen die volumetrischen Wirkungsgrade mit den Gln. (6.14) und (6.15) berechnet

K vP K vM

QL QthP 1 . Q 1 L QthM

1

(6.14) (6.15)

Der theoretische Volumenstrom Qth ergibt sich für Pumpen und Motoren aus Gl. (6.1). Der äußere Leckvolumenstrom QLa wird in einer separat vorhandenen Leck-

6.2 Kenngrößen

127

leitung gemessen. Sollte die direkte Messung von QLa nicht möglich sein, so kann mit den Gln. (6.16) bzw. (6.17) unter Nutzung der erforderlichen Messwerte (Drehzahl n und abgegebener Volumenstrom der Pumpe QabP) QL berechnet werden. Bei einer direkten Messung von QLa muss beachtet werden, dass oft konstruktiv bedingte Spülströme in die Leckleitung einmünden, so dass Ungenauigkeiten auftreten können Q LP

QthP Q abP

(6.16)

Q LM

Q zu QthM .

(6.17)

Sollte das Verdrängungsvolumen V nicht bekannt sein, kann es rechnerisch bzw. grafisch aus Messwerten gemäß Abb. 6.5 bestimmt werden. Bei Pumpen werden zumindest zwei Förderströme Q1 und Q2 bei p1 und p2 gemessen, die sich ergebende Gerade wird bis zum Schnittpunkt mit der Q-Achse verlängert und daraus das Verdrängungsvolumen bestimmt. Der Sachverhalt kann auch mathematisch erfasst werden, indem aus den Messwerten mit Gl. (6.18) der allgemeine funktionelle Zusammenhang bestimmt wird. Durch Einsetzen von p = 0 in Gl. (6.18) ergibt sich aus (6.19) das gesuchte Verdrängungsvolumen V. Q

Q1 V

mit 'Q Q1 Q2 und

p 'Q 'Q p Q1 1 'p 'p

'p

p2 p1

p1 'Q 'p n

(6.19)

Q Q1 Q2 n = konst. T = konst.

p1

(6.18)

p2

p

Abb. 6.5 Kennlinie zur Bestimmung des Verdrängungsvolumens von Pumpen

128


Der mechanische Wirkungsgrad Motoren mit Gl. (6.21) berechnet

K mP

M thP MP

K mM

MM M thM

K m wird

mit Gl. (6.20) für Pumpen und für

V P 'p 2 S M p

(6.20)

2 S M M . V M 'p

(6.21)

Der Druckwirkungsgrad Km1 aus Abb. 6.4 entsteht durch die Druckverluste, die beim Durchströmen der Verdrängermaschine entstehen. Diese Verluste sind messtechnisch nur mit sehr hohem Aufwand unter Laborbedingungen bestimmbar. In der Praxis werden die mechanischen Wirkungsgrade mit den Gln. (6.20) und (6.21) bestimmt, die Km1 und Km2 berücksichtigen. K

K Kv Km Kg

Km Kv Kg

n = konst. p = konst. T = konst.

n = konst. T = konst.

p

a

B

Vx/Vmax

Abb. 6.6 Wirkungsgrad von Hydropumpen. a Wirkungsgrad in Abhängigkeit vom Systemdruck (Konstantpumpen) b Wirkungsgrad in Abhängigkeit von Vx/Vmax (Verstellpumpen)

Vx – momentane Verdrängungsvolumen Vmax – maximale Verdrängungsvolumen (Pumpe voll ausgeschwenkt) Die einzelnen Wirkungsgrade der Hydromaschinen sind von den konstruktiven Gegebenheiten, von den Betriebsparametern Druck, Drehzahl, Temperatur, Viskosität des Fluids und bei verstellbaren Geräten vom jeweiligen Verdrängungsvolumen abhängig. Abbildung 6.6 a enthält charakteristische Wirkungsgradkennlinien in Abhängigkeit vom Druck für Hydromaschinen. Daraus ist zu erkennen, dass ein günstiger Gesamtwirkungsgrad nur in einem beschränkten Bereich der Kennfelder gewährleistet ist, der bei höherer Belastung vorliegt. Ein Einsatz im Teillastbereich ist in jedem Fall weitestgehend zu vermeiden. Die dargestellten Wirkungsgrade gelten tendenziell, im Einzelfall sind durch optimierte Bauweisen günstigere Wirkungsgrade für ausgewählte Betriebspunkte möglich. Bei anderen Temperaturen des Fluids, die mit Veränderungen der Viskosität verbunden sind, ergibt sich z. B. bei Erhöhung der Temperatur eine Vergrößerung der inneren Leckagen und damit eine Verminderung des volumetrischen Wirkungsgrades, was zu

6.2 Kenngrößen

129

Verschiebungen der Kennlinien führt. Für Stellpumpen gilt gemäß Abb. 6.6 b prinzipiell der gleiche Zusammenhang wie für Konstantpumpen, d. h. der vorrangige Einsatz sollte mit großem Verdrängungsvolumen erfolgen, wobei bei voll ausgeschwenkter Pumpe Vx/Vmax den Maximalwert annimmt. Die Komplexität dieser Problematik kommt mit Abb. 6.7 noch besser zum Ausdruck, da so Optimierungsaufgaben (s. Kap. 14) durch die Linien konstanten Wirkungsgrades besser machbar sind. Für andere Schwenkwinkel gelten die zugehörigen Kennlinien. Diese Problematik kann mit Abb. 6.8 erfasst werden, indem der Wirkungsgrad in Abhängigkeit vom Drehzahlverhältnis (nx/nNenn) dargestellt wird. Dabei ist die dritte Einflussgröße (p) auch als Parameter zu berücksichtigen.

Abb. 6.7 Kennfeld eines Axialkolben-Schrägachsen-Motors bei maximalen Schwenkwinkel [6.18] Wirkungsgrad

p = 200 bar p = 400 bar

p = 400 bar p = 200 bar

Kv Kg nx/nNenn

Abb. 6.8 Wirkungsgrad (Motor) in Abhängigkeit vom Drehzahlverhältnis nx / nNenn

130


Der Förderstrom von Hydropumpen ist nicht konstant, da das momentane Verdrängungsvolumen sich abhängig vom Drehwinkel bzw. dem Hub kontinuierlich verändert (s. Abschn. 6.3). Die so entstehende Förderstrompulsation hat im praktischen Betrieb einer Hydroanlage erhebliche Auswirkungen, da sie an der Hochdruckseite Druckpulsationen hervorrufen kann. Diese Druckpulsationen regen in der Hydropumpe und den nachgeschalteten Bauelementen Schwingungen an, die Ursache für Geräusche und mögliche Schädigungen sind. Der momentane Gesamtförderstrom schwankt zwischen Qmax und Qmin um den Mittelwert Qm. In Abb. 6.9 ist der Winkel M0 eingezeichnet, der von den Volumenströmen Qmin und Qmax gebildet wird. Er entspricht einer Periode der Förderstrompulsation. Mit den Gln. (6.22 – 6.26) können die in Abb. 6.9 eingezeichneten Förderströme berechnet werden

S

M0

z

S

M0

2 z 1

Qm

M0

Q min

gerade Kolbenzahl

(6.22)

ungerade Kolbenzahl

(6.23)

M0

³ (Q max cos M 0 )dM 0

Qmax

sin M 0

(6.25)

Q max cos M 0

Q max Q min

(6.26)

Q max (1 cos M 0 ) .

3 Q3

2

1

3 3’

2’

Q 1

(6.24)

M0

0

2

4

5 6

2

Qmax

M0

Q

4

M0 3 4 Qmin

1

5

1

Qmin 5

Qmax

6 7

5’

a

4

6’

b

Abb. 6.9 Ermittlung der drehwinkelabhängigen Volumenströme von Hydromaschinen. a gerade Kolbenzahl (hier sechs) b ungerade Kolbenzahl (hier sieben)

Eine weitere wichtige Kenngröße ist der Ungleichförmigkeitsgrad H, der die Pulsation des Förderstromes von Pumpen charakterisiert. Er wird mit Gl. (6.27) aus den Momentanwerten des Volumenstromes berechnet

H

Q max Q min 100% . Qm

(6.27)

6.2 Kenngrößen

131

Der Förderstrom der einzelnen Verdrängerräume schwankt sinusförmig zwischen Null und dem Maximalwert. Um diese Schwankungen möglichst gering zu halten, werden die Verdrängerräume symmetrisch verteilt angeordnet und ungerade Kolbenzahlen verwendet. In Abb. 6.10 ist dargestellt, wie sich die Teilvolumina der einzelnen Kolben für Pumpen mit 4 bzw. 5 Verdrängerelementen ergeben. Die jeweiligen positiven Anteile stellen die Teilvolumina dar, aus denen sich in der Summe multipliziert mit der Drehzahl der Förderstrom der Pumpe ergibt (Abb. 6.10 b und d). Es wird deutlich, dass der Förderstrom mit der Anzahl der Verdrängerelemente anwächst und sich Unterschiede bei ungerader und gerader Anzahl von Verdrängerelementen ergeben.

V V

b

a

V

V

c

d

Abb. 6.10 Verdrängungsvolumenschwankung von Kolbenpumpen mit 4 und 5 Kolben. a zeitlicher Verlauf der Verdrängungsvolumina einer Vierkolbenpumpe b zeitlicher Verlauf des Gesamtverdrängungsvolumens einer Vierkolbenpumpe c zeitlicher Verlauf der Verdrängungsvolumina einer Fünfkolbenpumpe d zeitlicher Verlauf des Gesamtverdrängungsvolumens einer Fünfkolbenpumpe

Die Frequenz der Förderstrompulsation von Verdrängermaschinen kann mit den Gln. (6.28 a) bzw. (6.28 b) berechnet werden: f

nz

gerade Kolbenzahl

(6.28 a)

f

2n z

ungerade Kolbenzahl.

(6.28 b)

132


Aus den bisherigen Darstellungen ergibt sich, dass der theoretische Ungleichförmigkeitsgrad einer Kolbenmaschine mit ungerader Kolbenzahl gleich groß der einer Kolbenmaschine mit doppelter gerader Kolbenzahl ist. Der tatsächliche Ungleichförmigkeitsgrad ist oft wesentlich größer als der theoretisch berechnete Wert, da drehwinkelabhängige innere Leckverluste und Entspannungsvorgänge kurzzeitig komprimierter Volumina die Ungleichförmigkeit erhöhen. Diese Vorgänge bilden die Ursache für die sog. „innere Dynamik“ von Verdrängermaschinen. Ein ausgewogenes Mittelmaß aus Kosten und Effektivität stellt die Kolbenpumpe mit 7 Kolben dar, deren Ungleichförmigkeitsgrad 2,53% beträgt [6.3]. Aus Abb. 6.11 geht hingegen der Einfluss, der sich aus der Bauart ergibt, hervor. Daraus lässt sich ableiten, dass möglichst ungerade Kolben- bzw. Flügelzahlen und hohe Zähnezahlen eingesetzt werden sollten.

30

20

H 10

0

5

10

15

20

z Abb. 6.11 Theoretischer Ungleichförmigkeitsgrad für typische Verdrängerprinzipien [6.4]. a Zahnradmaschine (außenverzahnt), b Zahnradmaschine (innenverzahnt), c Axialkolben-, Radialkolben- und Flügelzellenmaschinen mit gerader Anzahl der Verdrängerelemente, d wie c nur mit ungerader Anzahl der Verdrängerelemente, e Schraubenmaschinen

6.3 Maßnahmen zur Pulsationsminderung Eine Reduzierung der Pulsation des Volumenstromes bzw. des Druckes kann durch primäre Maßnahmen (optimale strömungstechnische Gestaltung der Komponenten) und sekundäre Maßnahmen (Pulsationsdämpfer) erreicht werden. Konstruktionsbedingt ist der Förderstrom von Hydropumpen nicht konstant. Des weiteren ist die gesamte Hydraulikanlage und die Kompressibilität des Fluids zu

6.3 Maßnahmen zur Pulsationsminderung

133

berücksichtigen. Die Gesamtförderstrompulsation kann in folgende Komponenten unterteilt werden: x Geometrische Förderstrompulsation x Kompressionsbedingte Förderstrompulsation x Leckölbedingte Förderstrompulsation Primäre Maßnahmen

Die primären Maßnahmen werden durch Änderungen an der Konstruktion im Inneren der Pumpe mit Hilfe von Kerben oder Bohrungen im Umsteuerbereich realisiert. Sie Verringerungen die Maximalwerte der Kompressionsförderstrompulsation. Eine Beeinflussung der kinematischen Pulsation ist damit nicht möglich. Das gilt auch für das Einbringen von vorgespannten Ölvolumina (Kapazitäten) oder dem Einbau von Ventilen in der Umsteuergeometrie. Die beiden letztgenannten konstruktiven Änderungen haben aber den Nachteil, dass sie nur in einem sehr schmalen Betriebsbereich wirksam sind [6.8]. Die fortschreitende Entwicklung immer schneller ansprechender Sensoren, Aktoren und Steuerungselektronik macht aktive Maßnahmen zur Pulsationsvermeidung möglich. Steuerung des Druckverlaufes

geregelte Verkippung der Schrägscheibe

Veränderung der Umsteuergeometrie

Verkippen

UT

UT

NF

ND

PiezoAktor

ND

HD

HD

Steuerspiegel

Ausschwenken

UT

HD

PiezoAktor OT

Abb. 6.12 Maßnahmen zur Reduzierung der Volumenstrom- und Druckpulsation [6.31]

In Abb. 6.12 ist die Wirkungsweise eines in die Umsteuergeometrie integrierten aktiven Piezo-Aktors dargestellt. Die Volumenstrompulsation einer Kolbenpumpe setzt sich aus der wenig beeinflussbaren, kinematischen und der infolge der Kompressibilität des Öls entstehenden Volumenstromänderung zusammen. Wenn der Kolbenraum mit dem im Unterdruckraum angesaugten Öl die Kante der Hochdruckniere überstreicht, findet ein Druckausgleich zwischen dem Hochdruckraum und dem Kolbenraum statt. Dieser Druckausgleich hat einen von der Kompressibilität des Fluids abhängigen Volumenstrom zur Folge. Durch das zurückströmende Öl kommt es zu einem Volumenstromeinbruch am Pumpenausgang, was durch den Piezo-Aktor ausgeglichen werden kann. Noch haben diese Aktoren einen sehr kleinen Hub, so dass der Einsatz gegenwärtig nur eingeschränkt möglich ist.

134


Abb. 6.13 Umsteuervorgang für eine serienmäßige Axialkolbenpumpe mit einer Kerbe als Umsteuergeometrie [6.31]

Sekundäre Maßnahmen

Da die bisher dargestellten pulsationsmindernden Maßnahmen ausschließlich den kompressionsbedingten Pulsationsanteil verringern können, ist es notwendig bestehende Anlagen mittels der Pumpe vor- oder nachgeschalteter Elemente vor den unerwünschten Wirkungen der Druckpulsation zu schützen. Dabei werden zwei grundsätzliche Wirkprinzipien unterschieden. Man kann Pulsationsschwingungen einerseits durch Absorption oder andererseits durch Auslöschung bei Interferenz verringern. Saugstromstabilisatoren, Pulsationsdämpfer und Schockabsorber sind aufgebaut wie Hydrospeicher und dämpfen die Pulsationsschwingungen durch Absorption. Die Restpulsation x gemäß Gl. (6.29) ist ein Auslegungskriterium und sollte für einen Pulsationsdämpfer ca. ± 0,5% betragen (s. Kap. 9). In der Praxis werden oft entsprechende Auslegungsprogramme genutzt. x

p max p min 100% p max p min

(6.29)

Soll ein Dämpfer ohne zusätzliches Gasvolumen eingesetzt werden, bietet sich ein Silencer an. Sein Einsatzbereich beginnt etwa bei Frequenzen von 200 bis 300 Hz. Ein entscheidendes Merkmal ist, dass kein zusätzliches Gasvolumen sowie keine beweglichen Teile vorhanden sind. Damit hat der Silencer den Vorteil, dass er nahezu verschleißfrei arbeitet. Der geschweißte oder geschmiedete Silencer besteht im einfachsten Fall aus einem Innen- oder Einschubrohr und zwei gegenüberliegenden Anschlüssen.


135

x Saugstromstabilisatoren Saugstromstabilisatoren werden auf der Saugseite der Hydropumpe eingesetzt und reduzieren saugseitige Druckschwankungen. Sie besitzen, bezogen auf das Verdrängervolumen der Pumpe, ein großes Volumen und verringern durch die zusätzliche Funktion als Vorratsbehälter die Beschleunigung der Ölsäule. Der Aufbau und die Wirkungsweise ist anlog zu Druckflüssigkeitsspeichern (s. Kap. 9). x Druckstoßdämpfer (Schockabsorber) Durch Schaltvorgänge entstehen oft Druckstöße in hydraulischen Anlagen, deren maximale Amplitude den Systemdruck beträchtlich übersteigen kann. Um diese kurzzeitigen Druckimpulse, die mit einer erhöhten Volumenstrompulsation verbunden sind, auszugleichen, werden Schockabsorber eingesetzt. Sie arbeiten ebenfalls wie Druckflüssigkeitsspeicher. x Hydropneumatische Dämpfer Die in Kap. 9 beschriebenen Druckflüssigkeitsspeicher lassen sich für viele Anwendungen zur Pulsationsdämpfung nutzen. Der ideal auf die Anlage abgestimmte Dämpfer kann auch „inline“ direkt im Leitungssystem verbaut werden. Die damit verbundenen Kombinationen aus Dämpfer und Anschlussblock sind unter den Namen Pulse-Tone-Pulsationsdämpfer bekannt. Durch diese Bauart wird die Flüssigkeitssäule direkt auf die Membran oder Blase umgelenkt. Dadurch kommt es zu einer direkteren Kopplung zwischen Gasvolumen und Flüssigkeitssäule, so dass durch den Einsatz von Dämpfern Frequenzen bis ca. 500 Hz abgedeckt werden. x Flüssigkeitsschalldämpfer (Silencer) Auf einem anderen Prinzip basiert der Flüssigkeitsschalldämpfer (Silencer). Innerhalb des Silencers werden Reflexionsvorgänge genutzt, die durch Querschnittsänderungen hervorgerufen werden.. Die ankommende Druckwelle läuft einerseits durch den Silencer und wird andererseits an einem Querschnittssprung zum Teil reflektiert. Der Ausgang des Silencers stellt ebenfalls teilweise eine Reflexionswand dar, was dazu führt, dass die reflektierte Welle um die halbe Wellenlänge (O/2) zur Hauptwelle phasenverschoben wird. Es entsteht somit eine stehende Welle, die zur Auslöschung der einzelnen Wellenfronten führt. Flüssigkeitsraum

Abb. 6.14 Schema eines Silencers [6.19]

136


Bei der Auslegung ist darauf zu achten, dass die Teilwellen zu einer auslöschenden Überlagerung gebracht werden. Damit wird dann insgesamt ein relativ großer Frequenzbereich, der größer als bei den Pulse-Tone-Pulsationsdämpfern ist, abgedeckt. Allerdings ist die optimale Dämpferwirkung eines Silencers auch nur auf einen engen Frequenzbereich beschränkt, auf den der Silencer auszulegen ist. Eingebaut wird der Silencer „inline“, d. h. er wird direkt in die Rohrleitung eingebracht, ohne Montage eines T-Stücks oder Umlenkblocks. Zu berücksichtigen ist die Durchströmrichtung des Silencers. Die Einbaulage hat keinen Einfluss auf die Wirkung, so dass der Silencer als ein Teil der Rohrleitung angesehen werden kann. Bei der Dimensionierung müssen u. a. die Rohrlängen der vor- und nachgeschalteten Leitungen, die jeweiligen verwendeten Ventile oder Bauteile, aber auch die Eigenfrequenz des Silencers beachtet werden. Der prinzipielle Aufbau eines Silencers ist in Abb. 6.12 dargestellt. Das wesentliche Merkmal ist, dass kein zusätzliches Gasvolumen sowie keine beweglichen Teile vorhanden sind. Ebenfalls nach den Gesetzmäßigkeiten der Wellenlehre arbeiten O/4-Schläuche. Der Name resultiert daraus, dass die Schlauchlänge genau ein Viertel der Wellenlänge der zu dämpfenden Schwingung beträgt. Auch hier wird die Welle einer entsprechenden Wellenlänge durch Überlagerung ausgelöscht oder zumindest gedämpft. Der O/4-Schlauch kann immer nur zur Dämpfung einer Frequenz genutzt werden. In Abb. 6.13 ist ein O/4-Schlauch 3 eingezeichnet, der unmittelbar am Pumpenausgang angebracht ist. So entsteht aus der Pulsation des geförderten Volumenstromes eine Welle mit der Wellenlänge 2Oin der Druckleitung der Pumpe. Diese Welle breitet sich gleichermaßen im parallel am Ausgang befindlichen O/4Schlauch aus und wird am Schlauchende reflektiert, so dass eine um 180° gedrehte zurücklaufende Welle entsteht. Diese trifft am Pumpenausgang auf die Förderstromwelle und es kommt zu zwei phasenverschobenen Wellenfronten die nunmehr eine stehende Wellenfront ergeben.

1

O/4

3

O/ 2 O

2

2O

Abb. 6.15 Hydraulikpumpe mit O/4-Schlauch. 1 Saugleitung, 2 Druckleitung, 3 O/4-Schlauch


137

Bei der Pulsationsminderung ist generell zu beachten, dass bei der Dimensionierung die jeweilige gesamte Hydraulikanlage zu berücksichtigen ist, da alle Komponenten mit ihren Kapazitäten und Induktivitäten (vgl. Abschn. 4.5) einen Einfluss auf das System haben. In Abb. 6.14 ist ein Messschrieb für einen technisch ausgeführten Prüfstand abgebildet, der als Volumenstromquelle eine Radialkolbenpumpe, eine Drossel und als Pulsationsminderer Silencer und Hydropneumatische Dämpfer nutzt. Die Verringerung der Pulsation des Druckes kommt eindeutig zum Ausdruck. Um einen Ȝ/4-Schlauch zu berechnen, ist neben der zu dämpfenden Frequenz die Schallgeschwindigkeit im Fluid entscheidend. Die Schallgeschwindigkeit ist abhängig von der Ölsorte, der Viskosität und dem Leitungsmaterial. Die Länge des Schlauches ergibt sich aus:

O

(6.30) 4 Wobei sich die Wellenlänge Ȝ mithilfe der Grundfrequenz aus (6.28 a) bzw. (6.28 b) und der Schallgeschwindigkeit berechnen lässt. l

O

c f

(6.31)

Für Stahlrohre liegt die Schallgeschwindigkeit bei 1000 – 1200 m/s [6.32]. Eine exakte Berechnung der Schallgeschwindigkeit setzt die Kenntnis der Dichte ȡ und des Kompressionsmoduls K des Öls voraus. Wird anstelle von K ein korrigierter Kompressionsmodul K* eingeführt, so kann die Genauigkeit weiter gesteigert werden. werden, der zu verwenden ist. Der Kompressionsmodul K* ergibt sich aus Gl. (6.33) mit dem äußeren Leitungsdurchmesser d, der Wandstärke s und dem EModul des Leitungsmaterials. c

K*

K

(6.32)

U K K d 1 Es

(6.33)

Des weiteren ist die dominierende Frequenz zu bestimmen, die gedämpft werden soll. Oft ist das nicht die Grundfrequenz der Pumpe vor, sondern eine ihrer vielfachen Frequenzen. Eine hochfrequente Druckmessung und eine anschließende Fast-Fourier-Analyse kann Aufschluss über die Schwingungsverhältnisse in der Hydraulikanlage geben. Außerdem empfiehlt es sich das Ende des Schlauches verstellbar zu gestalten, z. B. durch ein Gewindeendstück, um ihn optimal an die realen Gegebenheiten anpassen zu können [6.32, 6.33].

138


3 2 1

Abb. 6.16 Messschrieb der Druckpulsation im Kreislauf eines Hydraulikprüfstandes. 1 ohne Dämpfung, 2 mit Silencer, 3 mit Hydropneumatischem Dämpfer

x Aktive Dämpfer Bei diesem Prinzip wird ein geschlossener Regelkreis genutzt. Mittels PiezoAktoren werden hochfrequente Pulsationswellen erzeugt, die zur Erregerwelle des Hydrauliksystems um 180° phasenverschoben sind, so dass es zur Auslöschung der Gesamtwellenfront kommt [6.26].

6.4 Simulation von Hydromaschinen Die Art der Volumenstrombereitstellung und die Gestaltung des Hydraulikkreislaufes beeinflussen das dynamische Verhalten der gesamten Hydraulikanlage maßgeblich. Um schon in der konstruktiven Phase optimierte Lösungen zu erhalten, werden zunehmend Simulationsprogramme eingesetzt [6.21 und 6.27]. In Abschn. 4.9 und [6.30] sind dazu allgemeine Vorgehensweisen zur Modellierung dargestellt. Nachfolgend erfolgt die konkrete Anwendung auf Hydropumpen mittels einer speziellen Software Simulation X, die zahlreiche Module zur Hydraulik aufweist. Für den Anwender ergibt sich trotz blockorientierter Simulationsmodule immer noch ein nicht unbedeutender Einarbeitungsaufwand. Das in Abb. 6.17 dargestellte vereinfachte Pumpenmodel kann unter Nutzung der Software Simulation X [6.26] berechnet werden. Die Modellierung des Kolbens wird als „Plungerzylinder“ vorgenommen, da so am besten der Sachverhalt einer Kolbenmaschine beschrieben werden kann [6.22]. Als Steuergröße für den Kolben dient, ebenso wie für die Ventile, der Drehwinkel. Die vom Pumpentyp abhängige Volumenänderung eines Verdrängerelementes bedingt zum einen ein Ansaugen der Hydraulikflüssigkeit durch das Saugventil und damit aus dem Tank des hydraulischen Systems. Beim darauf folgenden Verkleinern seines Volumens wird das Fluid unter Druck über das Druck- oder Auslassventil an den Arbeitsanschluss der Hydropumpe gefördert.

6.4 Simulation von Hydromaschinen

139

Abb. 6.17 Allgemeine Modellstruktur von Hydromaschinen (Kolbenmaschinen). 1 Formel zur Erfassung des Drehwinkels, 2 Kolbenelement, 3 Saugsteuerventil, 4 Drucksteuerventil

Im Modell wird eine Formel verwendet, die den Kolbenhub in Abhängigkeit der konstanten geometrischen Werte und des Drehwinkels der Pumpenwelle beschreibt. Diese Formel gilt für fortlaufende Umdrehungen und gestattet die Berücksichtigung der Winkellage der einzelnen Kolben bei Mehrkolbenmaschinen. In den Elementen in Abb. 6.15 werden die für die Simulation erforderlichen Daten, wie z. B.: – – – –

Kolbenhub und –Volumen (winkelabhängige Öffnungsquerschnitte), Viskosität des verwendeten Fluids, Drehwinkel für Kolben- und Ventilsteuerung und Wirkungsgradmodelle für Kolben und Ventile

eingegeben. Das nunmehr vorhandene Modell für ein Verdrängerelement kann als Submodell verwendet und so eine vollständige Pumpe modelliert werden. Es ergibt sich z. B. das in Abb. 6.18 dargestellte Modell, wobei gegenüber dem Ausgangsmodell (Abb. 6.17) nunmehr auch mit den Symbolen der Abb. 6.16 insofern grafische Vereinfachungen vorgenommen werden können, dass jeweils ein Modell eines Verdrängerelementes erfasst wird. Unter Verwendung von konkreten Daten ergibt sich der in Abb. 6.19 dargestellte Sachverhalt für die Volumenstrompulsation bzw. können charakteristische Frequenzen ermittelt werden, die im Einsatz der Pumpe zu Problemen führen. Sie können primär durch Ausschluss dieses Drehzahlbereiches oder wenn nicht möglich durch sekundäre Maßnahmen (s. Abschn. 6.3) gemindert werden.

140


1

5

2

4

3

Abb. 6.18 Modellstruktur einer Hydraulikpumpe mit 2 Kolben. 1 Pumpenmechanik (Rotor), 2 Modul zur Steuerung des Drehwinkels des Kolbens, 3 Verdrängerelement (Plungerzylinder), 4 Saug- bzw. Druckventil, 5 Belastungsdrossel

Neben der Simulation von hydraulischen Komponenten ist die Möglichkeit, gesamte Kreisläufe bzw. Maschinen und Anlagen dynamisch zu untersuchen, die z für moderne Konstruktion von ausschlaggebender Bedeutung [6.23] sind. z y

Q [l/min]

x

a

Q*

Zeit [s]

b

Zeit [s]

Abb. 6.19 Ergebnis der Simulation von Kolbenpumpen. a Momentaner Förderstrom von Pumpen mit 5 (x), 7 (y) und 9 (z) Verdrängerelementen b Frequenzspektrum Q* des Volumenstromes einer Pumpe mit 7 Verdrängern

6.5 Bauarten von Hydromaschinen

141

6.5 Bauarten von Hydromaschinen 6.5.1 Zahnradmaschinen Zahnradpumpen

Die am häufigsten eingesetzten Drehkolbenpumpen sind die nach dem Verdrängerprinzip arbeitenden Zahnradpumpen in ihren Ausführungen als Außenoder Innenzahnradpumpen. Das Wirkungsprinzip für die fast ausschließlich mit konstantem Verdrängungsvolumen ausgelegten Zahnradpumpen zeigt Abb. 6.20 für die Bauart mit Außenverzahnung.

Abb. 6.20 Schnittdarstellung einer Außenzahnradpumpe. 1 Triebwelle, 2 treibendes Zahnrad, 3 getriebenes Zahnrad, 4 Lagerbrille, A Saugseite, B Druckseite

Über die Antriebswelle wird Zahnrad 2 mechanisch in der eingezeichneten Richtung angetrieben. Dadurch ergibt sich für Zahnrad 3 ein Zwangslauf mit umgekehrter Drehrichtung. An der Saugseite A der Hydropumpe bewegt sich der im Eingriff stehende Zahn des einen Zahnrades aus der Zahnlücke des anderen Zahnrades heraus. Durch die damit verbundene Volumenvergrößerung entsteht ein lokaler Unterdruck im Saugraum an den im Eingriff befindlichen Zähnen, wodurch sich die jeweilige Zahnkammer mit Hydraulikflüssigkeit füllt. An der Druckseite der Hydropumpe entsteht durch die ineinandergreifenden Zähne eine Volumenverkleinerung und die Hydraulikflüssigkeit wird in die Druckleitung der Hydroanlage verdrängt. Das Verdrängungsvolumen V ergibt sich aus Gl. (6.34 a) bzw. Gl. (6.34 b), in Abhängigkeit der bekannten geometrischen Daten. Bei Anwendung einer Profilverschiebung für die Zahnradpaare gilt Gl. (6.35)

142

V


mit : d 0 V V m z b

(6.34 a)

2 S d 0 b m m z

(6.34 b)

2 S z b m m 2 S b m 2 ( z 2 x) . Modul Zähnezahl eines Zahnrades Zahnbreite

(6.35) d0 x

Teilkreisdurchmesser Profilverschiebung

Bei einer außenverzahnten Hydropumpe erfolgt die Trennung der Saugseite von der Druckseite in der Mitte der Pumpe durch die Zahnflanken der sich im Eingriff befindenden Zähne (siehe Abb. 6.21). Die radiale Abdichtung der Pumpe wird dadurch ermöglicht, dass am Außenumfang der Zahnräder die Zahnköpfe an der Gehäuseinnenwand umlaufen. In Axialrichtung erfolgt eine Trennung zwischen Saug- und Druckseite, indem die Zahnräder an ihrem Lagersitz geführt werden. Um die Verluste von der Druckseite zur Saugseite bei zunehmendem Druck möglichst gering zu halten, wird der Lagersitz mit dem Systemdruck gegen die Zahnräder gedrückt (axialer Spielausgleich). Die Gehäusedeckel beinhalten die Axiallager für die Zahnradwellen. Konstruktiv werden die meisten Zahnradpumpen in Geradverzahnung ausgeführt. Durch die ständige und schlagartig erfolgende Be- und Entlastung bei jedem Eingriff der Zähne werden Druckstöße verursacht, die wesentlich zur Geräuschbildung beitragen.

Abb. 6.21 Abführung des QuetschFluids einer Außenzahnradpumpe. 1 Zahnrad, 2 Gehäusenut, 3 Druckseite, 4 Quetschraum

Während des Betriebes der Hydropumpe wird im Zahngrund der im Eingriff stehenden Zähne ein Teil des Fluids eingeschlossen und dabei komprimiert. Infolge der Komprimierung des Fluids in der Kompressionszone entstehen Druckstöße


143

und es werden Kompressionsverluste, ein großer Ungleichförmigkeitsgrad, erhöhte Lagerbelastung und starke Geräusche hervorgerufen, die sich bei hohen Drehzahlen noch verstärken. Um diese negativen Eigenschaften auszugleichen, wird gemäß Abb. 6.21 der Quetschraum 4 durch eine Nut mit dem Druckraum der Hydropumpe verbunden. Damit wird der Druck im Raum 4 auf den Betriebsdruck begrenzt. Bei Zahnradpumpen wird diese Nut meistens nur auf einer Seite der Eingriffsstelle in das Pumpengehäuse eingearbeitet, um den volumetrischen Wirkungsgrad nicht noch negativer zu beeinflussen. Das beschränkt eine solche Pumpe auf nur eine Drehrichtung, da bei Drehrichtungsänderung auf der anderen Seite der Eingriffsstelle kein Volumenstrom abgeführt werden kann. Bauarten mit veränderlichen Verdrängungsvolumen sind u. a. aus [6.15 – 6.17] bekannt, wobei sie sich in der Praxis bisher nicht durchgesetzt haben. Außenzahnradpumpen haben folgende charakteristische Eigenschaften:

einfacher und robuster Aufbau, relativ preisgünstige Herstellung auch bei hoher Genauigkeit, hohe Betriebssicherheit und Zuverlässigkeit, Betrieb der Pumpe ist unabhängig von der Einbaulage, bei konstanter Drehzahl gutes Ansaugverhalten, geringe Schmutzempfindlichkeit, großer Drehzahlbereich n = 500 bis 6000 min-1, guter Wirkungsgrad bis oft 90 % und darüber hinaus.

Abb. 6.22 Zahnradpumpe mit Innenverzahnung. 1 Antriebswelle, 2 Gehäusedeckel, 3 Pumpengehäuse, 4 Durchgang a, 5 Durchgang b, 6 Ring mit Innenverzahnung, 7 Dichtkeil (sichelförmig)

144


Eine weitere Bauform der Drehkolbenpumpen ist die Zahnradpumpe mit Innenverzahnung. Das auffälligste Merkmal ist der niedrige Geräuschpegel. Diese Eigenschaft wird besonders beim Einsatz in Werkzeugmaschinen und in Kraftfahrzeugen genutzt. Die Funktion einer Innenzahnradpumpe ist in Abb. 6.22 dargestellt. Das mechanisch angetriebene äußere Zahnrad nimmt den Hohlring mit seiner Innenverzahnung in der angezeigten Richtung mit. Am Durchgang a haben die Zähne die sich öffnenden Zahnkammern verlassen. Durch diese Volumenvergrößerung zwischen den Zahnflanken entsteht ein Unterdruck, wodurch die Pumpe Hydraulikflüssigkeit aus dem Behälter in die nierenförmigen Ansaugöffnungen in den Seitenflächen der Pumpe saugt und auf die Druckseite befördert. Die Volumenvergrößerung erfolgt auf einem Drehwinkel des Zahnrades von ca. 120q [6.4]. Dieser Umstand bringt den erwünschten Effekt der hohen Laufruhe und des sehr guten Ansaugverhaltens, da sich der Verdrängerraum nicht schlagartig, sondern langsam mit Hydraulikfluid füllt. Bei Innenzahnradpumpen wird die angesaugte Hydraulikflüssigkeit entlang des eingelegten, meist mit dem Gehäuse verstifteten, Dichtkeils ohne Volumenänderung auf die Druckseite befördert. Der Dichtkeil verhindert den sonst entstehenden hydraulischen Kurzschluss zwischen Saug- und Druckraum. Der Verdrängerraum nach dem Dichtkeil ist nach außen mit dem Druckanschluss verbunden. Hier verringert sich das Volumen zwischen den Zahnflanken. Durch diese Volumenverminderung entsteht ein Druck, der die Hydraulikflüssigkeit aus der Pumpe in die Anlage verdrängt. Anwendung finden auch Innenzahnradmaschinen ohne Dichtkeil. Ritzel und Hohlrad stehen hier im direkten Eingriff, wobei eine Zähnezahldifferenz von eins gilt. Es erfolgt eine direkte Abdichtung an speziell geformten Zahnköpfen. Derartige Maschinen sind nur für kleine Verdrängervolumina geeignet. Da sich beim Betrieb der Pumpe erhebliche radiale Drücke auf die Verzahnung und die Lager aufbauen, werden ausgewählte Abschnitte des Zahnradumfanges durch Kanäle mit dem Saug- und Druckraum verbunden. Dieser Effekt bewirkt gleichzeitig eine günstigere Gestaltung der Lebensdauer. Die Berechnung des Verdrängungsvolumens ergibt sich aus Gl. (6.36)

V

mit h m b dK

(6.36)

S m z bh 1 d K d F . 2 Modul Zahnbreite Kopfkreisdurchmesser

z h dF

Zähnezahl des Ritzels Zahnflankenhöhe Fußkreisdurchmesser

Die Zahnringpumpe mit konstantem Hubvolumen ist eine besondere Art der Innenzahnradpumpe und basiert auf der Trochoiden-Verzahnung. Man bezeichnet diese Bauart auch als Gerotor-Prinzip. Während die meisten Rotationspumpen eine Antriebsdrehzahl von > 500 U/min erfordern, lassen sich mit Zahnringmaschinen sehr niedrige Antriebsdrehzahlen von 10–250 U/min realisieren. Aus Abb. 6.23 ist erkennbar, dass die Zahnringpumpe eine modifizierte Innenzahnradpumpe ist. Das Zahnrad 1 hat einen Zahn weniger als der innen verzahnte Ring 2, was ein relativ großes Verdrängungsvolumen ergibt. Dadurch sind Direktantriebe


145

mit Motoren bei großem Hubvolumen ohne Zwischengetriebe möglich. Die Steuerung erfolgt durch ein rotierendes Verteilerventil.

Abb. 6.23 Vereinfachte Darstellung einer Zahnringpumpe. 1 Zahnrad (Rotor), 2 Ring mit Innenverzahnung (Stator)

Ein exzentrisch im Ring umlaufendes Zahnrad kämmt mit um einen eine Zahnteilung größeren innen verzahnten Ring, wobei in den Wälzpunkten eine permanente Berührung aller Zähne mit dem Gegenrad stattfindet. Diese Kontakte dichten die einzelnen Verdrängungsräume gegeneinander ab. Das von außen angetriebene Zahnrad (Rotor) wälzt sich auf dem festen Zahnring (Stator) ab und führt dabei, zusätzlich zu seiner Rotationsbewegung, eine Translationsbewegung auf einer Kreisbahn um den Mittelpunkt des Stators aus (Gerotor-Prinzip). Die Steuerung (Trennung von Druck- und Niederdruckseite) erfolgt durch ein vom Zahnradsatz angetriebenes zylindrisches Verteilerventil, das als Trommel- oder Tellerventil ausgeführt ist. Während der Bewegung eines Rotorzahnes von einer Zahnlücke zur nächsten füllt und entleert sich jede Zahnkammer einmal. Das mit Gl. (6.37) berechenbare Verdrängungsvolumen ergibt sich aus dem Volumen zwischen den Zahnflanken und der Gehäusewand V z b Amax Amin

z b ( Amax Amin ) .

(6.37)

Zähnezahl des inneren Zahnrades (Rotor) Zahnbreite Größte Verdrängerfläche Kleinste Verdrängerfläche

Zahnradmotoren

Der konstruktive Aufbau der meisten Zahnradmotoren entspricht weitestgehend dem der Zahnradpumpen. Der Hydromotor wird durch die zugeführte Druckflüssigkeit, die auf die Zahnräder wirkt in Drehung versetzt. Das in Abhängigkeit von der äußeren Last entstehende Drehmoment wird über die Motorwelle abgegeben. Das axiale Druckfeld sorgt dafür, dass bei zunehmendem Druck nur sehr wenig Hydraulikflüssigkeit die axialen Spaltabdichtungen überwindet und somit druckabhängige Leckverluste zwischen Druck- und Abflussseite entstehen. Das Druckfeld drückt mit dem aktuellen Anlagendruck die deckelseitige Lagerbrille an die Stirnseiten der Zahnräder. Zahnradmotoren, die für wechselnde Drehrichtung ein-

146


gesetzt werden sollen, müssen mit einem Leckanschluss versehen sein. Zahnradmotoren gehören zu den sog. Schnellläufern, d. h., sie werden für Drehzahlen über 500 U/min eingesetzt. Die Anwendung erfolgt für einfache rotatorische Einsatzfälle, wie z. B.: Landmaschinentechnik (z. B. Förderbänder an Kartoffelerntemaschinen), Mobilhydraulik (z. B. Streuteller an Winterstreufahrzeugen), Werkzeugmaschinen. 6.5.2 Schraubenmaschinen Schraubenpumpen

Schraubenpumpen arbeiten gegenüber Kolben- und Zahnradpumpen nahezu pulsationsfrei. Die Gewindeform sorgt für eine günstige hydraulische Belastung und damit für extrem geringe Betriebsgeräusche. Der Aufbau und die Funktion einer Schraubenpumpe sind Abb. 6.24 zu entnehmen. Diese Pumpenart besteht aus zwei, drei oder mehr rotierenden, miteinander im Eingriff stehenden Gewindeoder Schraubenspindeln. Die Spindeln sind mit Links- bzw. Rechtsgewinde ausgeführt und bilden, zusammen mit dem Pumpengehäuse, geschlossene Räume. Das Fluid wird bei konstantem Verdrängungsraum (drehwinkelunabhängig) in axialer Richtung zur Druckseite hin vorwärtsbewegt. Das mit Gl. (6.38) berechenbare Verdrängungsvolumen bildet sich zwischen den Gewindegängen der Spindeln und der Gehäusewand aus und ist konstant. V

D

1,8 s D 2

(6.38)

4 10 6 Hauptspindelaußendurchmesser

s

B

Steigung

A

1

d

D

s

Abb. 6.24 Schema einer Schraubenpumpe. 1 Antriebswelle (Hauptspindel), A ,B hydraulische Anschlüsse


147

Vorteilhaft an der Schraubenpumpe sind die Laufruhe und die kleine Baugröße auch bei großen Förderströmen, da die Pumpe mit hohen Drehzahlen dauerbelastet werden kann. Radiale Belastungen an der Hauptspindel treten nicht auf. Die Nebenspindeln erfahren erhebliche radiale Belastungen (Kraftrichtung senkrecht zur Längsachse des Spindelpaketes). Bei Pumpen mit aktiven konstruktiven Schubausgleich werden axiale Belastungen an den Spindelenden an der Saug- und Druckseite aufgehoben, wodurch gleichzeitig alle Lagerstellen geschmiert werden. Diese Faktoren ermöglichen eine lange Lebensdauer der Pumpe. Eine wesentliche Eigenschaft der Schraubenpumpen ist der konstruktiv bedingte günstige Gesamtwirkungsgrad (oft über 90%). Die Reibungskräfte werden entscheidend von der Viskosität des Fluides geprägt. Bei den typischerweise geförderten Schmier- und Treibstoffen sind die Reibkräfte eher niedrig. Der sich einstellende Differenzdruck über einer Schraubenpumpe ergibt sich maßgeblich aus der Länge des Spindelpaketes. Schraubenmotoren

Schraubenmotoren werden in der Regel nicht als Antriebseinheiten eingesetzt. Als Volumenstromsensoren (entspricht der Wirkungsweise von Motoren) gibt es jedoch Einsatzfälle, die in Kap. 12 vorgestellt sind. 6.5.3 Flügelzellenmaschinen Flügelzellenpumpen

Flügelzellenpumpen sind Verdrängungsmaschinen, die mit veränderlichem oder konstantem Verdrängungsvolumen als einhubige (einfach wirkende) oder doppelhubige (doppelt wirkende) Einheiten gebaut werden. Konstruktiv sind beide Bauformen ähnlich aufgebaut. Sie bestehen aus einem festen Gehäuse (Stator) und einem Rotor mit radial beweglichen Flügeln. Abweichungen gibt es in der Form des Stators, der die Hubbewegungen der Flügel geometrisch begrenzt. Einhubige Flügelzellenpumpen

Das wichtigste Merkmal einer einhubigen Flügelzellenpumpe gemäß Abb. 6.25 ist die kreisrunde Bohrung im Gehäuse, in der ein exzentrisch zum Mittelpunkt der Bohrung angeordneter Rotor mit radial eingesetzten Flügeln umläuft. Durch die Drehung des Rotors im Stator entsteht eine Fliehkraft, welche die radial verschiebbaren Flügel gegen die Gehäuseinnenwand drückt. Das Anliegen der Flügelstirnseiten an der Gehäuseinnenwand bewirkt die Zellen- bzw. Kammerbildung, in denen das Fluid befördert wird. Diese Wirkung kann durch zusätzliche Federn noch unterstützt werden, so dass schon bei geringen Drehzahlen die Zusatzkraft die Flügel nach außen drückt. Die Anpresskraft zwischen den Flügeln und dem Stator ist druckabhängig und kann zusätzlich erhöht werden, wenn die Flügel von ihrer Rückseite mit dem Anlagendruck beaufschlagt werden. Bedingt durch den einseitig an den Flügeln anliegenden Druck, muss die resultierende Radialkraft von den Lagern der Rotorwelle aufgenommen werden.

148


4

3

e

2

1

5

Abb. 6.25 Schnittdarstellung einer einhubigen Flügelzellenpumpe [6.5]. 1 Rotor, 2 Flügel, 3 Steuernut Druckseite, 4 Steuernut Saugseite, 5 Stator (Gehäuse), e Exzentrizität

Die bei der exzentrischen Drehung entstehenden, einzelnen, gegeneinander abgedichteten Kammern zwischen den Flügeln verändern ihr Volumen während einer Umdrehung des Rotors. Bei der Vergrößerung des Kammervolumens sind diese Kammern mit der Saugöffnung verbunden und bei der Volumenverkleinerung besteht eine Verbindung zur Drucköffnung im Pumpengehäuse. Die exzentrische Lage des Rotors bestimmt die Größe des Verdrängungsvolumens. Durch Einstellung der Größe und der Wirkrichtung der Exzentrizität e lassen sich das Verdrängungsvolumen und die Förderrichtung von Pumpen stufenlos regulieren. Die Berechnung des Verdrängervolumens erfolgt mit Gl. (6.39). Abbildung 6.26 enthält das Schnittbild einer realen Flügelzellenmaschine.

B 1 2

3 .

A

Abb. 6.26 Einhubige, direktgesteuerte Flügelzellenpumpe (Bosch Rexroth) [6.6]. 1 Einstellschraube für konstantes Verdrängungsvolumen, 2 Einstellschraube für Regler, 3 Leckölanschluss


V b e D s z

149

(6.39)

2 e b ( D S z s) Flügelbreite Exzentrizität Durchmesser der Gehäusebohrung Flügelstärke Anzahl der Flügel

Doppelhubige Flügelzellenpumpen

Sie unterscheiden sich von der einhubigen Ausführung durch das Vorhandensein von je zwei Saug- und Druckanschlüssen. Die Anschlüsse werden gemäß Abb. 6.27 verbunden. Die Hubvolumenbildung läuft nach dem gleichen Prinzip wie bei den einhubigen Pumpen ab. Anders ist nur, dass jedes Verdrängungselement zweimal je Rotorumdrehung zur Volumenstromförderung genutzt wird und dadurch eine geringere Förderstrompulsation festzustellen ist. Im Unterschied zur einhubigen Ausführung ist hier keine Verstellung des Verdrängungsvolumens möglich. Vorteilhaft für den Einsatz ist der Druckausgleich durch die sich gegenseitig aufhebenden Druckkräfte, die auf den Rotor wirken. Deshalb können doppelhubige Flügelzellenpumpen auch für wesentlich höhere Drücke eingesetzt werden. A

B

1 2 3

Abb. 6.27 Schnitt einer doppelhubigen Flügelzellenpumpe [6.5]. 1 Stator, 2 Flügel, 3 Rotor

Die Berechnung des Verdrängungsvolumens wird mit Gl. (6.40) vorgenommen V b k

S 4

b k (D 2 d 2 ) S k b z a (

Dd ). 2

Flügelbreite Anzahl der Verdrängerhübe (k=2 in Abb. 6.27)

(6.40)

150 D d z a

6 Pumpen und Motoren größter Durchmesser der Innenkurve kleinster Durchmesser der Innenkurve Zahl der Flügel Flügelstärke.

Steht nur ein sehr geringer Einbauraum zur Verfügung, so werden oft Flügelzellenpumpen eingesetzt, z. B. für Servolenkungen von PKW. Sie zeichnen sich durch geringe Laufgeräusche und günstige Förderstrompulsation aus. Flügelzellenmotoren

Flügelzellenmotoren werden überwiegend als Konstantmotoren (Abb. 6.28) hergestellt. Es werden in seltenen Fällen auch Ausführungen mit veränderlichem Verdrängungsvolumen eingesetzt.

Abb. 6.28 Doppelhubiger Konstantmotor [6.7]

Für die Erzielung eines möglichst großen Drehmomentes sind jeweils drei oder mehr Druck- und Rücklaufkammern am Umfang des Motorgehäuses angeordnet. In der Praxis werden häufig langsamlaufende Flügelzellenmotoren mit Außenbeaufschlagung eingesetzt. Durch die Aussparungen an der exzentrischen Umlaufbahn wird die Steuerung der Zellenräume ermöglicht. Eine Einschränkung sollte beim Einsatz von Flügelzellenmotoren beachtet werden: Die Reibung zwischen den Flügeln und dem Stator bewirkt ein schlechtes Anlaufverhalten, was sich in einem niedrigen Anlaufdrehmoment äußert [6.6]. 6.5.4 Kolbenmaschinen

6.5.4.1 Axialkolbenmaschinen Axialkolbenpumpen

Axialkolbenpumpen erzeugen das Verdrängungsvolumen mit Verdrängerkolben, die auf einem Teilkreis angeordnet sind. Die Kolben stützen sich auf einer schräg zu dieser Drehachse liegenden Ebene ab, wodurch der Hub der Kolben erzeugt wird. Wird eine Axialkolbenmaschine als Hydropumpe betrieben, so wird die Drehbewegung der angetriebenen Drehachse in eine translatorische Bewegung der


151

Kolben transformiert. Die Hubbewegung der Kolben erzeugt einen pulsierenden Förderstrom in einer von der Kolbenzahl und der Drehzahl der Antriebswelle abhängigen Frequenz f, die mit den Gln. (6.28 a) bzw. (6.28 b) berechnet werden kann. Axialkolbenpumpen zeichnen sich durch ein günstiges Masse-LeistungsVerhältnis aus und werden mit konstantem oder verstellbarem Hubvolumen realisiert. Es gibt zwei Konstruktionsprinzipien: Schrägscheiben- und Schrägachsenbauart.

Abb. 6.29 Grundprinzip einer Schrägscheibenmaschine. 1 Schrägscheibe, 2 Zylinderblock, 3 Steuerscheibe

Bei Schrägscheibenpumpen gemäß Abb. 6.29 rotiert der Zylinderblock und die Schrägscheibe (Schiefscheibe) steht fest. Sie ist um den Winkel D schwenkbar im Pumpengehäuse angeordnet. Auf ihr stützen sich die Verdrängerkolben über Gleitschuhe ab, die durch die Schiefscheibe geführt werden. Während der Rotation der Zylindertrommel mit den eingesetzten Kolben um die Drehachse ergibt sich auf dem Teilkreisdurchmesser der Zylindertrommel je nach Winkel D ein Kolbenhub. Der Zylinderblock rotiert um die mechanisch angetriebene Drehachse an einer Steuerscheibe. In ihr sind zwei nierenförmige Schlitze eingearbeitet, welche die Saug- und die Drucköffnung darstellen. Die Änderung der Neigung der Schrägscheibe zum Zylinderblock ermöglicht die stufenlose Verstellung des Verdrängungsvolumens der Pumpe. Bei senkrechter Stellung der Schrägscheibe gegenüber der Drehachse (D = 0°) ergibt sich kein Verdrängungsvolumen und damit kein Förderstrom. Dieser Zustand wird als Nullförderung der Pumpe bezeichnet. Wird die Scheibe weiter über die Nullstellung hinaus geschwenkt, dann wechselt die Richtung des Förderstromes, ohne dass sich die Antriebsrichtung ändert. Das Verdrängungsvolumen wird mit Gl. (6.41) berechnet V z rh dk

D

S 4

d k2 z 2 rh tan D .

Anzahl der Verdrängerkolben Teilkreisradius der Zylindertrommel Kolbendurchmesser Schwenkwinkel

(6.41)

152


Vorteilhaft ist die kompakte, raum- und gewichtssparende Konstruktion, die stufenlose Einstellung des Hubvolumens und die Einsatzmöglichkeit bei hohen Drücken. Diese Eigenschaften und die gute Schmierwirkung durch die hydrostatisch gelagerten Gleitschuhe der Kolben ermöglichen eine hohe Lebensdauer. Schrägscheibenpumpen eignen sich für geschlossene und offene Kreisläufe. Für einen durchgängigen Antrieb können mehrere Pumpen, die als Kombinationspumpe ausgelegt sind, hintereinandergeschaltet werden. Man spricht dann von einer Serienschaltung oder Durchtriebsmöglichkeit für weitere Pumpen. Charakteristisch für Schrägachsenpumpen (Abb. 6.30) ist, dass der Zylinderblock um den Schwenkwinkel D zur Antriebswelle geschwenkt und über Kolbenstangen, die in Kugelgelenken am Antriebsflansch gelagert sind, von der Antriebswelle angetrieben wird. Die in Abb. 6.30 dargestellte Bauart gibt es als Konstant- oder Verstellpumpen. V z rh dk

D

S 4

d k2 z 2 rh sin D .

(6.42)

Anzahl der Verdrängerkolben Teilkreisradius der Zylindertrommel Kolbendurchmesser Schwenkwinkel.

Beim Schrägachsenprinzip sind die Kolben gelenkig und achsenparallel auf einem Zylindermantel, der gegenüber der Antriebswelle schräggestellt ist, angeordnet. Während der Drehung der Zylindertrommel führt jeder der Kolben in seiner Zylinderbohrung pro Trommelumdrehung je einen Saug- und einen Druckhub aus.

Abb. 6.30 Schema einer Schrägachsenmaschine. 1 Antriebswelle, 2 Kugelgelenk, 3 Kolben, 4 Steuerscheibe, 5 Zylindertrommel, 6 Triebflansch


153

Abb. 6.31 Schrägachsen-Konstantpumpe mit Kegelkolbentriebwerk (Bosch Rexroth)

Die Verstellung des Verdrängungsvolumens erfolgt durch Schwenkung eines Teiles des Gehäuses um den Winkel D. Sie kann mechanisch oder hydraulisch vorgenommen werden. Das Öffnen und Schließen der Zylinderräume erfolgt über die in der Steuerscheibe angeordneten Saug- und Drucknieren, die eine Schlitzsteuerung darstellen. Schrägachsenpumpen, z. B. gemäß Abb. 6.31, können nicht mit mechanischem Durchtrieb realisiert werden. Der Druckanschluss muss durch das Schwenklager hindurch oder mittels einer Gleitführung der Steuerscheibe geleitet werden. Bei Nutzung nur einer Drehrichtung kann unmittelbar aus dem Gehäuse angesaugt werden. Es gibt unterschiedlichste Ausführungsformen, die Kolben mit Kugelstange, Kegelkolben oder Kugelkolben nutzen. Die Berechnung des Verdrängungsvolumen erfolgt mit Gl. (6.42). Axialkolbenmotoren

Prinzipiell können alle bisher beschriebenen Kolbenpumpen auch als Motoren genutzt werden. In der Praxis werden aber vorrangig Axialkolbenmotoren eingesetzt. Es werden Schrägscheiben- und Schrägachsenmotoren verwendet. Allerdings kann der Schrägachsenmotor mit größerem Schwenkwinkel gebaut werden, der vor allem für Anlaufvorgänge (Drehmoment) und größere Leistungen wichtig ist. Motoren werden i. Allg. für beide Drehrichtungen ausgelegt. Damit ist das Vorhandensein einer äußeren Leckstromleitung unabdingbar. Die Drehmomentbegrenzung erfolgt durch mechanische Anschläge, die dem minimalen und maximalen Verdrängungsvolumen entsprechen. Der Einsatz erfolgt oft in hydro-

154


statischen Getrieben in den verschiedensten Anwendungsgebieten, u. a. Fahrzeugbau, Werkzeugmaschinen, Fördertechnik und Schiffbau. Taumelscheibenmaschinen

Bei dieser Bauart treibt die Antriebswelle eine Taumelscheibe an, die ihre axiale Bewegung auf nicht rotierende Kolben überträgt. Die Kolben werden durch Federn an die Taumelscheibe gedrückt. Die Druckkräfte zwischen Kolben und Taumelscheibe werden von einem Axiallager aufgenommen. Da die Taumelscheibe geometrisch nicht verstellbar ist, gibt es nur Maschinen mit konstantem Verdrängungsvolumen. In Abb. 6.32 ist das Prinzip einer Taumelscheibenpumpe dargestellt.

Abb. 6.32 Prinzip einer Taumelscheibenpumpe. 1 Antriebswelle, 2 Taumelscheibe, 3 Axiallager, 4 Kolben, 5 Feder, 6 Ventilsteuerung

6.5.4.2 Radialkolbenmaschinen

Radialkolbenmaschinen sind Schubkolbenmaschinen mit radial angeordneten Kolben. Sie finden ihren Hauptanwendungsbereich vorwiegend in stationären Hydroanlagen mit hohen Drücken. Wie bei allen Drehkolbenmaschinen ist beim Einsatz als Pumpe die Anzahl der Kolben entscheidend für die Förderstrompulsation. Um mit einer geringen Kolbenzahl eine möglichst niedrige Förderstrompulsation zu erreichen, werden Radialkolbenpumpen üblicherweise mit fünf, sieben oder neun Kolben, d. h. mit ungerader Kolbenzahl ausgeführt [6.8]. Radialkolbenmaschinen können sowohl als Konstant-, als auch als Verstellmaschinen gebaut werden. Die stufenlose Verstellung des Kolbenhubes und damit des Verdrängungsvolumens erfolgt vom Minimalwert bis zum Maximalwert. Wenn die Pumpe über den Nullpunkt hinaus geschwenkt werden kann, kehrt sich die Förderrichtung des Volumenstromes um. Man unterscheidet die Bauarten von Radialkolbenmaschinen nach der Lage der Kolbenabstützung.


155

Radialkolbenpumpe mit äußerer Kolbenabstützung

Die Längsachsen von Antriebswelle und Kolben stehen senkrecht aufeinander. Die Zu- und Abflusskanäle, die den Saug- und Druckraum darstellen, befinden sich im Steuerzapfen bzw. werden durch eine Steuerscheibe oder Ventile angesteuert. Die Kolben stützen sich über Gleitschuhe, Rollen bzw. Gleitsteine auf der exzentrisch zum Zylinderblock gelagerten Außenbahn ab (s. Abb. 6.33 b).

a b Abb. 6.33 Radialkolbenpumpe. a innere Kolbenabstützung b äußere Kolbenabstützung, 1 Zylinderblock, 2 Kolben, 3 Exenterwelle, 4 Kolbenabstützung, 5 Außenring, 6 Welle

Durch die Exzentrizität e zwischen dem Zylinderkörper und der Außenbahn, in dem die Kolben radial in einer Ebene um die Antriebsachse angeordnet sind, werden die Kolben bei jeder Umdrehung des Zylinderkörpers zur translatorischen Bewegung mit dem Weg 2e gezwungen. Jeder Kolben führt pro Umdrehung einen Saug- und einen Druckhub aus. Die sich durch die Hubbewegung einstellende Förderwirkung ist bei Stellpumpen durch die Änderung der Exzentrizität e stufenlos einstellbar. Die Berechnung des Verdrängungsvolumens wird mit Gl. (6.43) vorgenommen (6.43) S 2 V d k 2e z . 4 dk

Durchmesser eines Kolbens

e Exzentrizität

z Anzahl der Kolben

Damit ergeben sich die nachfolgend dargestellten Eigenschaften:

sehr lange Lebensdauer und minimaler Verschleiß infolge idealer Schmierung aller Bauteile durch Druckflüssigkeit, sehr robust, zuverlässiger Dauerbetrieb auch bei sehr hohen Drücken, dadurch geringe Betriebskosten, günstiges Ansaugverhalten und geringe Leckverluste, dadurch günstige Wirkungsgrade und hohe Leistungsdichte, guter Füllungsgrad und feinfühlige Verstellbarkeit, über null steuerbar, empfindlich gegen verschmutzte Hydraulikflüssigkeit,

156


sperrige Bauform, bei Motoren größeres Trägheitsmoment gegenüber Axialkolbenmotoren. Radialkolbenpumpe mit innerer Kolbenabstützung

Bei Radialkolbenpumpen mit innerer Kolbenabstützung gemäß Abb. 6.33 a wird das Verdrängungsvolumen erzeugt, indem eine rotierende Exzenterwelle eine radial oszillierende Kolbenbewegung bewirkt. Der Exzenter befindet sich außerhalb des Zylinderkörpers. Die Kolben liegen ebenfalls radial in einer Ebene, werden jedoch von innen beaufschlagt. Sie stützen sich im Umlaufgehäuse ab. Um auftretende Reibungsverluste gering zu halten, kann die Abstützung der Kolben auch gegen einen mit Läuferdrehzahl umlaufenden Zylinder erfolgen [6.10]. Die Steuerung des Fluidstromes erfolgt über Ventile, die die Trennung von Saug- und Druckraum realisieren. Dabei arbeiten in Abhängigkeit von der Kolbenzahl immer gleichzeitig mehr als ein Kolben als Saug- bzw. Druckkolben. Das Verdrängungsvolumen kann ebenfalls mit Gl. (6.43) berechnet werden. In Abb. 6.34 ist eine ausgeführte Bauart mit drei Kolben dargestellt. Die Exzentrizität der Antriebswelle bewirkt bei jeder Umdrehung einen Hub der Kolben. Durch die Druckfeder wird die Zylinderbuchse an den Kugelkopf gedrückt und somit die erforderliche Dichtwirkung zwischen Saug- und Druckseite erzielt.

3 1

2

4

Abb. 6.34 Aufbau einer Radialkolbenpumpe mit innerer Kolbenabstützung (Bosch Rexroth). 1 Pumpengehäuse, 2 Saugraum, 3 Kolbenelement mit Steuerung, 4 Rotor


157

Radialkolbenmotoren

Radialkolbenmotoren werden überwiegend als reversible Langsamläufer mit Exzenterwelle eingesetzt. Dabei handelt es sich um Motoren mit Innenbeaufschlagung, bei denen die Steuerung der Hydraulikflüssigkeit durch einen mit der Motorwelle gekoppelten Steuerschieber realisiert wird [6.3]. Für den Einsatz bei schweren Antrieben, wie z. B. Winden, Rührwerken, Baggern, Schiffsruder oder Krananlagen eignen sich Radialkolbenmotoren gut, da sie schon bei geringen Drehzahlen ein großes Drehmoment abgeben. Radialkolbenmotor mit äußerer Kolbenabstützung

Diese Hydromotoren gleichen im Aufbau weitgehend den typgleichen Hydropumpen und zeichnen sich durch sehr hohe Drehmomente bei niedrigen Drehzahlen aus (Langsamläufermotor). Abbildung 6.35 ist zu entnehmen, dass die Hubkurve hierbei nicht ringförmig, sondern gleichmäßig gewellt ist. Dadurch führen die Kolben mehrere Hubbewegungen pro Rotorumdrehung aus. Auf der welligen Hubkurve stützen sich die sternförmig und gleichmäßig angeordneten Kolben über Rollen ab. Die Versorgung mit Druckflüssigkeit erfolgt von der Steuerung über axiale Bohrungen, welche in den einzelnen Zylinderräumen eingebracht sind. Jeder Kolben wird mit Hydraulikflüssigkeit über zwangsläufig gesteuerte Ventile be- oder entlastet, d. h., entweder mit der Druckseite oder mit der Rücklaufseite des Motors verbunden. Das von der Form der Hubkurve abhängige Drehmoment wird durch eine Verzahnung von der Rotor/Kolbengruppe auf die Abtriebswelle übertragen.

Abb. 6.35 Radialkolbenmotor nach Mehrhubprinzip (Bosch Rexroth)

Vorteilhaft bei Mehrhubmotoren sind die kompakte und robuste Bauweise, die gleichförmige Drehbewegung auch bei niedrigsten Drehzahlen, minimales Betriebsgeräusch und einfache Reversierbarkeit. Der Einsatz erfolgt oft als reversier-

158


barer Langsamläufer. Aufgrund seines relativ großen Durchmessers und der scheibenförmigen Abmaße wird er in vielen Einsatzbereichen von Axialkolbenmotoren verdrängt.

6.6 Stelleinheiten von Hydromaschinen Ausgehend von Gl. (6.6) zur Berechnung der hydraulischen Leistung wird sichtbar, dass einerseits die nutzbare Leistung und andererseits die Verlustleistung zu berücksichtigen sind. Bedingt durch die über jeder hydraulischen Baugruppe auftretende Druckdifferenz ergibt sich auch eine Verlustleistung, die in Wärme umgesetzt wird. Dieser Anteil kann durch den Volumenstrom beeinflusst werden, indem nur der jeweils benötigte Volumenstrom von der Pumpe erzeugt wird. Dazu werden Hydromaschinen mit veränderlichem Verdrängungsvolumen in Verbindung mit Steuer- und Regeleinrichtungen eingesetzt. Das veränderliche Verdrängungsvolumen wird bei Radialkolben- und Flügelzellenmaschinen durch die Exzentrizität e und bei Axialkolbenmaschinen durch den Schwenkwinkel D eingestellt. Es gibt Hydropumpen, die von null ausgehend in einer Richtung oder beidseitig von null ausgeschwenkt werden können, so dass -emax d e d +emax bzw. -Dmax d D d +Dmax gilt.

VP nP . VM

nM

(6.44)

nM

nP

VP

VM

Abb. 6.36 Hydropumpe und -motor als rotatorischer Antrieb

Für Pumpen bedeutet ein Vorzeichenwechsel eine Richtungsumkehr des Förderstromes, was nur in geschlossenen Kreisläufen technisch sinnvoll ist. Hydromotoren werden nur in einer Richtung ausgeschwenkt. Ein rotatorischer Antrieb besteht aus den in Abb. 6.36 dargestellten Komponenten, wenn die i. Allg. erforderlichen Ventile vernachlässigt werden. Die Drehzahl des Motors nM wird ohne Berücksichtigung der Wirkungsgrade mit Gl. (6.45) berechnet

6.6 Stelleinheiten von Hydromaschinen

nM

VP nP . VM

159

(6.45)

Bei konstanter Druckdifferenz 'p über dem Hydromotor nimmt das erzeugte Drehmoment MM proportional dem Verdrängungsvolumen V zu (s. Gl. (6.8)). Für VM = 0 ist MM = 0; ist das erzeugte Drehmoment kleiner als das Reibmoment, herrscht Selbsthemmung und der Motor kann auch ohne Lastmoment nicht anfahren. Es ist also ein Mindestverdrängungsvolumen VMmin, das von der Bauart des Motors abhängt, erforderlich, um das Losbrechmoment zu erzeugen. Bei Axialkolbenmaschinen wird dies bei einem Schwenkwinkel von D | 6° erreicht [6.10]. Der nutzbare Drehzahlbereich für Motoren ergibt sich zu nM max d 2...2 ,5 . nM min

Die technische Umsetzung der Verstellung der verschiedenen Verdrängerräume erfolgt, indem folgende Konzeptionen realisiert werden:

1. 2.

Steuerungen mechanische Stelleinheit, elektromechanische Stelleinheit, hydraulische Stelleinheit, Regelungen Nullhubregler, Druckregler, Leistungsregler, Load-Sensing-Regler, Grenzlastregler.

Allen Strategien ist eigen, dass Pumpen durch das maximale Verdrängungsvolumen VPmax (geometrische Grenzen) und die maximale Antriebsdrehzahl (Festigkeit der bewegten Bauelemente) Grenzen gesetzt sind. Für Motoren ergeben sich die Grenzwerte aus dem maximalen und dem minimalen Verdrängungsvolumen und den damit verbundenen Drehzahlen und Drehmomenten. Nachfolgend werden technische Ausführungsvarianten in Form von Stelleinheiten vorgestellt. Die daraus ableitbaren Regelungsstrategien und deren Einordnung in die Regelungskonzeptionen von Hydraulikkreisläufen werden in Kap. 14 behandelt. 6.6.1 Steuereinrichtungen Mechanische Stelleinheit

Die einfachste Möglichkeit das Verdrängungsvolumen von stellbaren Pumpen und Motoren zu verändern, stellt eine mechanische Stelleinheit dar, die als Steuerung gemäß DIN 19226 ausgeführt ist. Zwischen der Stelleinrichtung, mit dem Stellweg s als Eingangsgröße und dem Volumenstrom Q für Pumpen bzw. der Drehzahl n2 für Motoren als Ausgangsgröße, erfolgt keine Rückkopplung. Durch Stör-

160


größen hervorgerufene Veränderungen der Ausgangsgröße werden nicht selbsttätig korrigiert.

V

s s Abb. 6.37 Hydropumpe mit mechanischer Stelleinheit und zugehöriger Kennlinie

Abbildung 6.37 zeigt eine Hydropumpe mit mechanischer Stelleinheit und zugehöriger Kennlinie. Das mechanische Stellelement kann ein Handrad sein, das durch die selbsthemmende Spindel den Verstellkörper verändert. Dagegen wird für oft notwendige Veränderungen bzw. relativ schnelle Verstellvorgänge, so wie es u. a. bei Kippvorrichtungen und Ladekranen von LKW oder einfachen Fahrantrieben notwendig ist, ein Verstellhebel verwendet. Die Kennlinie in Abb. 6.35 verdeutlicht den linearen Zusammenhang zwischen Stellweg s und Verdrängungsvolumen V. Elektromechanische Stelleinheit Elektromechanische Stelleinheiten besitzen einen elektrischen Stellmotor, der die Gewindespindel des Verstellkörpers betätigt. Durch den mit geringer Drehzahl laufenden Stellmotor (Einsatz eines Zwischengetriebes) werden sinnvolle Einschaltzeiten tEin erreicht, die das gewünschte Verdrängungsvolumen bestimmen. In Abb. 6.38 ist der Sachverhalt am Beispiel einer Hydropumpe dargestellt.

V

tEin

M Abb. 6.38 Elektromechanische Stelleinheit und Kennlinie

Hydraulische Zweipunktverstellung

Die hydraulische Zweipunktverstellung ermöglicht, durch zwei mechanische Anschläge die zugehörigen Verdrängungsvolumen zwischen den beiden festgelegten Einstellwerten einzustellen. Die Druckversorgung des Verstellzylinders kann entweder dem hydraulischen Hauptkreislauf entnommen oder durch einen separaten Steuerkreislauf bereitgestellt werden. Durch den Volumenstrom zum Verstell-


161

zylinder und der Fläche des Stellkolbens wird die Verstellgeschwindigkeit beeinflusst. Diese Art der Verstellung wird oft für Pumpen eingesetzt. Das Diagramm in Abb. 6.39 zeigt den qualitativen Zusammenhang zwischen Stellweg s und Verdrängungsvolumen V, wobei nur zwei einstellbare Punkte realisiert werden können.

V

s s Abb. 6.39 Hydraulische Zweipunktverstellung mit einstellbarem Endanschlag

Hydraulische Servo-Stelleinheit (wegabhängig)

Hydraulische Servo-Stelleinheiten sind dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem stetigveränderlichen Ventil und dem Verstellzylinder eine mechanische Rückführung (Kopplung) gegeben ist (Abb. 6.40), die eine Proportionalität zwischen Stellweg und Verdrängungsvolumen gewährleistet [6.9]. Die Druckversorgung des Steuerkreislaufes ist durch einen separaten Steuerkreislauf zu realisieren. Bei dieser Art der Steuerung ergeben sich geringe Stellkräfte. Die Schaltung ist für Pumpen und Motoren einsetzbar. V p0

s

s

Abb. 6.40 Hydraulische Servo-Stelleinheit

Elektrohydraulische Servo-Stelleinheit (steuerstromabhängig)

Die Stelleinheit gemäß Abb. 6.41 arbeitet im Prinzip wie die in Abb. 6.39 dargestellte Art, nur dass eine elektrische Betätigung des Ventils erfolgt und die Rückkopplung ebenfalls elektrisch realisiert wird. Das Verdrängungsvolumen ist

162


proportional dem elektrischen Steuerstrom I. Diese Art kann relativ einfach in Steuer- und Regelkreisläufen eingesetzt werden.

p

V

I

Abb. 6.41 Elektrohydraulische Servo-Stelleinheit

6.6.2 Regeleinrichtungen

Im Gegensatz zu der aus Abschn. 6.4.1 bekannten Steuerung erfolgt bei Regelkreisen gemäß DIN 19226 eine Angleichung zwischen Soll- und Istwert. Die Einordnung von Regelkreisen und deren Bedeutung für die Hydraulik wird in Kap. 14 vorgestellt. Nullhubregler

Nullhubregler sind einfache hydraulische Regler für Pumpen zur effektiven Energienutzung, die gemäß Abb. 6.42 arbeiten. Der vom Systemdruck beaufschlagte Stellzylinder arbeitet gegen die Stellfeder und schwenkt die Pumpe auf ein kleineres Verdrängungsvolumen bis zu einem Minimalwert ein, der als „Nullhub“ gerade den entstehenden Leckvolumenstrom bereitstellt. Bedingt durch die im Zylinder und in der Pumpe auftretende Reibung ist die eingezeichnete Hysterese im Regelbereich nicht auszuschließen. Der Nullhubregler wird mit abnehmendem Druck durch die Stellfeder in die Ausgangslage (maximales Verdrängungsvolumen) gestellt. V

p

Abb. 6.42 Nullhubregler


163

Druckregler

Druckregler für Pumpen gemäß Abb. 6.43 werden zur Aufrechterhaltung eines konstanten Systemdruckes unabhängig vom Verdrängungsvolumen eingesetzt. Der Druck der Druckquelle (s. Kap. 4 und Kap. 14) wird am Ventil VD eingestellt und kann bei deren Variation auch in unterschiedlichen Stufen bereitgestellt werden. Eine Fernverstellung ist möglich.

VD

V

p

Abb. 6.43 Druckregler

Förderstromregler

Förderstromregler sind hydraulische Regler zur Aufrechterhaltung eines konstanten Förderstromes bei veränderlicher Antriebsdrehzahl der Pumpe. Der benötigte Volumenstrom wird am in Abb. 6.44 eingezeichneten Ventil eingestellt.

Q Qmax

n p=konst. np np

max

Abb. 6.44 Förderstromregler

Direktgesteuerter Leistungsregler

Leistungsregler arbeiten analog zu den Nullhubreglern, allerdings sind die in Abb. 6.42 dargestellten Federn so ausgewählt, dass die hydraulische Leistung der Pum-

164


pe konstant bleibt. Aus Gl. (6.46) ergibt sich bei konstanter Antriebsdrehzahl der Hydropumpe n1 eine konstante Leistung, wenn die Gl. (6.47) eingehalten wird P

p Q

VP |

p n1 V P

(6.46)

konst.

konst . . p

(6.47)

Der Systemdruck wirkt mit der Kolbenfläche der Kraft der Feder 1 entgegen und bewirkt so die Gerade 3 im Kennfeld. Durch eine andere Federkonstante der Feder 2 und deren zusätzliches Wirken, ergibt sich die Gerade 4. In Näherung wird damit die eingezeichnete Leistungshyperbel erreicht. Der Leistungsregler, der eine konstante hydraulische Leistung durch Verwendung des Verdrängungsvolumens mit dem Druck nach Gl. (6.47) realisiert, arbeitet immer entlang einer Hyperbel. Die technische Umsetzung kann neben der dargestellten mechanischen Art auch elektronisch erfolgen. Vor allem für mobile hydraulische Antriebe mit großer Leistung haben sich elektronische Regelsysteme durchgesetzt. V

3 4

p p

1

2

Abb. 6.45 Mechanischer Leistungsregler einer Hydropumpe. 1,2 Federn, 3,4 lineare Funktion


165

Vorgesteuerter Leistungsregler

Die Funktion des Leistungsreglers nach Abb. 6.46 erfolgt analog des in Abb. 6.44 dargestellten Leistungsreglers. Die Ansteuerung des Stellzylinders wird durch den vom Arbeitskreislauf entnommenen Steuerdruck realisiert. Dieser wird von der eingezeichneten Drossel und der Stellung des Ventils beeinflusst, so dass die im Diagramm angegebene Leistungshyperbel erreicht wird. Die mit dieser Schaltung gleichzeitig wirksame Druckabschneidung bewirkt, dass die Pumpe beim Erreichen des am Ventil eingestellten Maximaldruckes so weit zurückschwenkt, dass nur noch der Volumenstrom bereitgestellt wird, der zur Aufrechterhaltung des Druckes benötigt wird. Um Überschneidungen mit dem in jeder Hydraulikanlage vorhandenen Druckbegrenzungsventil zu vermeiden, ist das Vorsteuerventil ca. 15 bar niedriger gegenüber dem Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils einzustellen. V

p

Abb. 6.46 Vorgesteuerter Leistungsregler mit Druckabschneidung

Einzelleistungsregelung

Bisher wurde davon ausgegangen, dass die Hydropumpe als alleiniger Verbraucher an einem mechanischen Antrieb angeordnet ist. In diesem Fall wird eine Einzelleistungsregelung realisiert. Werden nun nach dem gleichen Konzept zwei Hydropumpen von einem Antrieb nach der in Abb. 6.47 dargestellten Art gleichzeitig angetrieben, so gilt Gl. (6.48) Pges Pges p1 Q1 p 2 Q 2 mit P1 max p1 Q1 und 2

P2 max

p 2 Q2

Pges 2

.

(6.48)

Da beide Hydropumpen unabhängig voneinander arbeiten, kann jeder Leistungsregler nur auf die halbe Gesamtleistung ausgelegt werden, ansonsten würde der Antriebsmotor bis zum Stillstand gedrosselt. Bei nicht gleichzeitigem Leistungsbedarf kann je Pumpe nur die halbe Gesamtleistung genutzt werden, allerdings arbeiten beide Pumpen innerhalb ihrer Leistungsgrenzen unabhängig voneinander, d. h., es können für beide Kreisläufe unterschiedliche Volumenströme bereitgestellt werden.

166


p1

v1

p2 v2

Abb. 6.47 Einzelleistungsgsregler

Summenleistungsregler

Die Summenleistungsregelung ist gemäß Abb. 6.48 ausgelegt und nutzt einen gemeinsamen Leistungsregler für beide Pumpen. Damit ist von Gl. (6.49) für den vorliegenden Fall auszugehen Pges

(6.49)

p1 Q1 p 2 Q 2 . p1

V

v1

V1+V2

p2

v2

p1+p2

Abb. 6.48 Summenleistungsregler

Da beide Pumpen für die gesamte Leistung ausgelegt sind, kann je eine Pumpe den von der anderen nicht genutzten Leistungsanteil mit übernehmen. Durch den Einsatz eines Reglers sind die Volumenströme beider Pumpen immer gleich bzw.


167

in einem festen Verhältnis zueinander konstruktiv vorgegebenen. Damit werden auch die Grenzen dieser Reglerart sichtbar. Grenzlastregler

Der Grenzlastregler geht von einer Messung der Drehzahl des Antriebsmotors aus. Fällt diese Drehzahl aufgrund eines zu hohen Leistungsbedarfes ab, so wird die Hydropumpe in ihrer Leistung gedrückt, d. h., sie schwenkt so weit zurück, bis wieder eine konstante Antriebsdrehzahl erreicht wird. Diese Art vereint die Vorteile von Einzelleistungsregelung und Summenleistungsregelung. Sie ist den anderen eingesetzten Reglern überlagert [6.12]. Neben den bisher vorgestellten Arten von Stelleinheiten gibt es noch zahlreiche Regelsysteme, die von den anzutreibenden Verbrauchern aus angesteuert werden. Durch Kombination mehrerer Regelsysteme kann der in Abb. 6.49 dargestellte Sachverhalt realisiert werden. So erfolgt z. B. die Auslegung von hydrostatischen Fahrantrieben generell auf der Grundlage einer Leistungshyperbel. Q

Load - Sensing

Eckleistung

Leistungsregler

Druckabschneidung p

Abb. 6.49 Leistungshyperbel mit Variation der Regelstrategien

Die Verschiebung der Leistungshyperbel erfolgt durch einen Vorsteuerdruck oder eine Magnetkraft, die das Kräftegleichgewicht z. B. gemäß Abb. 6.49 in der gewünschten Richtung beeinflusst. Dem überlagert ist eine Druckabschneidung, die intern innerhalb der Hydropumpe bei Erreichen des eingestellten Druckwertes die Pumpe bis nahe Null zurückschwenkt, um einen weiteren Leistungsanstieg zu verhindern. Schließlich ist noch der Load-Sensing-Regler eingezeichnet, der nur den Volumenstrom zur Verfügung stellt, der vom Maschinenbediener, z. B. bei Fahrantrieben durch die Geschwindigkeitswahl, gewünscht wird und der für die entsprechende Leistung real benötigt wird. Dadurch kann bei konstanter Ge-

168


schwindigkeit mit wechselnden äußeren Lasten bis zum Eingreifen des Leistungsreglers gearbeitet werden. Load-Sensing-Regler (LS)

LS-Regler passen den Pumpenförderstrom und den Pumpendruck an den Bedarf der Verbraucher an, so dass die Verlustleistung im Vergleich zur reinen Drosselsteuerung reduziert wird. Aus der Arbeitsweise ergibt sich der Begriff LoadSensing = „Last fühlend“. Für die Wirkungsweise ist zu beachten, dass das System einen LS-Druck benötigt. Damit ist ein über dem Verbraucherdruck hinausgehender Pumpendruck erforderlich. Das Einsparungspotential kommt in Abb. 6.50 für vergleichbare Bedingungen zum Ausdruck. Als Beispiel wird von nachfolgenden Werten ausgegangen:

x

Hydraulikpumpe: QPu,max = 100 l/min, pDBV = 400 bar und

x

Hydraulikmotor: Qerf = 25 l/min; pLast = 200 bar.

Die Daten ergeben einen Leistungsbedarf von 8,3 kW (25 l/min * 200 bar) für den Hydraulikmotor..

Nutzleistung 25

50

200

Verlustleistung

25

Q[l/min]100

a

Nutzleistung

p[bar]

Verlustleistung

200

p[bar]

400

400

50

Q[l/min] 100

b

p[bar]

400

200

Nutzleistung

Verlustleistung

25

50

Q[l/min] 100

c Abb. 6.50 Verlustleistung verschiedener Steuerungssystemme. a Drosselsteuerung b LoadSensing mit Konstantpumpe c Load-Sensing mit Verstellpumpe


169

Als Vergleichsbasis wird von der in Abb. 6.50 a dargestellten Varinte mit reiner Drosselsteuerung (s. Abschn. 5.1) ausgegangen. In diesem Fall wird die Pumpe auf die Eckleistung von 66,7 kW (100 l/min * 400 bar) ausgelegt. Vor allem im Teillastbereich ergibt sich eine große Verlustleistung, da der überflüssige Volumenstrom über das Druckbegrenzungsventil fließen muss und sich so eine beträchtliche Wärmeentwicklung ergibt. Die in Abb. 6.50 c dargestellte LS-Regelung mit Verstellpumpe bringt die größten Einsparungen. Aber auch für LS-Regler mit Konstantpumpen (Abb. 6.50 b) ergeben sich sinnvolle Effekte. Beide Systeme werden nachfolgend in der Wirkungsweise vorgestellt. Aus der Darstellung gemäß Abb. 6.51 ergibt sich, dass der vom Verbraucher nicht benötigte Volumenstrom über das Load-Sensing-Ventil zum Tank zurück fließt. Die von der Pumpe abgegebene Leistung Ppu,ab beträgt in diesem Fall 36,3 kW (100 l/min * 220 bar). Die Wirkungsweise entspricht einem 3-Wege-StromRegelventil (s. Kap. 8). Die Messdrossel ist dabei ein stetig veränderliches Wegeventil mit Lastdruckmeldung, wobei der Lastdruck die parallel zur Pumpe geschaltete Druckwaage beeinflusst, indem ihm entgegen der Pumpendruck wirkt. Die Druckwaage hält die Druckdifferenz über der Messdrossel konstant. Der nicht erforderliche Volumenstrom fließt über die Druckwaage zum Tank. Aus Abb. 6.51 kann leicht abgeleitet werden, dass bei geschlossener Messdrossel, die Druckwaage voll geöffnet ist und so ein druckloser Umlauf des von der Pumpe geförderten Volumenstromes erfolgt.

a b Abb. 6.51 Load-Sensing-System mit Konstantpumpe. a Wirkschema b Schaltplan (Schema) 1 Druckbegrenzungsventil, 2 Messdrossel, 3 Druckwaage

Weitere Reduzierungen ergeben sich durch den in Abb. 6.52 dargestellten LoadSensing-Regler mit Verstellpumpe. Der wesentliche Unterschied besteht darin, dass nur der erforderliche Volumenstrom von der Pumpe bereitgestellt wird, indem der Schwenkwinkel dem Bedarf angepasst wird. Der Bediener stellt an der Messdrossel den Volumenstrombedarf ein. Der Lastdruck liegt am Förderstromregler an und der Förderstromregler hält die Druckdifferenz über der Messdrossel konstant. Der Verstellzylinder 4 verstellt entsprechend den Schwenkwinkel der

170


Pumpe. Der Loadsensing Druck pLS ist in gewissen Grenzen durch Veränderung der Federkraft einstellbar ( ca. 10 bar – 30 bar). Die von der Pumpe abgegebene Leistung Ppu,ab beträgt nur 9.2 kW (25 l/min * 220 bar). Bei geschlossener Messdrossel schwenkt die Pumpe zurück und baut den sogenannten „Stand-By-Druck“ auf. Load-Sensing-Systeme können auch für mehrere Verbraucher eingesetzt werden, allerdings sind dafür weitere Ventile erforderlich. Damit das gesamte System bedarfsgerecht mit Volumenstrom versorgt werden kann, bestimmt der Verbraucher mit dem höchsten erforderlichen Druck den von der Pumpe bereitzustellenden lastdruckunabhängigen Volumenstrom (s. Kap. 14).

a

b

Abb. 6.52 Load-Sensing-System mit Verstellpumpe. a Wirkschema b Schaltplan (Schema) 1 Druckbegrenzungsventil, 2 Messdrossel, 3 Druckwaage, 4 Pumpenverstellzylinder

Sekundärregelung

Der in Abb. 6.36 dargestellte hydrostatische Antrieb stellt ein konventionelles hydrostatisches Getriebe dar. Unter Umsetzung der Gl. (6.44) kann letztlich die Abtriebsdrehzahl des Hydraulikmotors nM beeinflusst werden. Entsprechend der Kennlinien der hydraulischen Komponenten stellt sich in Abhängigkeit vom äußeren Drehmoment eine Druckdifferenz über den Hydraulikmotor ein. Auf eine Veränderung des für den Hydraulikmotor erforderlichen Drehmomentes reagiert das System mit einer Druckänderung. Unter Anwendung der Sekundärregelung [6.25] wird dieser Nachteil ausgeglichen, indem ein Drehzahlregelkreis mit den freien Größen Schwenkwinkel oder Drehmoment realisiert wird. Unter Nutzung einer zentralen Druckquelle (s. Kap. 3) wird der Schwenkwinkel der Sekundäreinheit (Hydraulikmotor) nicht mehr einer definierten Abtriebsdrehzahl zugeordnet, sondern einem bestimmten Drehmoment. Bei sich ändernder äußerer Last wird durch einen Regelvorgang der Schwenkwinkel der Größe des anstehenden Drehmomentes nachgeführt, wobei die Drehzahl konstant gehalten wird. Mit Hilfe der Sekundärregelung können –


171

analog zur Elektrotechnik – mehrere unabhängig voneinander arbeitende, hydraulische Verbraucher gekoppelt werden. In Abb. 6.53 ist der Sachverhalt am Beispiel eines hydraulischen Windenantriebes dargestellt. Die Versorgung mit Hydraulikflüssigkeit erfolgt aus der zentralen Druckquelle 1, die durch den integrierten Druckregler für die Versorgungsleitung einen konstanten Druck bereitstellt. Die eingezeichneten Druckspeicher 2 verhindern einen Druckabfall bei plötzlichen bzw. übermäßigen Volumenstrombedarf. In zahlreichen Literaturstellen wird dafür der Begriff „eingeprägte Druck“ verwendet – hier ist das im Begriff „Druckquelle“ inbegriffen. Der Hydraulikmotor 3, der auch als Pumpe arbeiten kann, treibt den mechanischen Antrieb (Seilwinde) an. In der Mittelstellung des stetig veränderlichen Ventils 4 (Proportional- bzw. bei hoch dynamischen Vorgängen Servoventil) ist die Drehzahl n2 der Seilwinde 5 Null. Mit dem Wegeventil 4 wird die Drehrichtung vorgewählt und dem Steuerkreislauf ein definierter Steuerölvolumenstrom zugewiesen. Die so entstehende Drehzahl n1 wird als Solldrehzahl für den Regelkreis verwendet. Es handelt sich damit um einen Drehzahlregelkreis mit der freien Größe Schwenkwinkel. Bei Vorwahl einer Drehzahl des mechanischen Systems wird das erforderliche Drehmoment eingeregelt, so dass bei dem jeweils vorhandenen Betriebsdruck die jeweils vorgewählte Drehzahl gehalten werden kann. Ein Vierquantenbetrieb kann so selbst im offenen Kreislauf realisiert werden. Analog zum elektrischen Stromnetz mit konstanter Spannung, können beliebig viele unabhängig voneinander arbeitende Verbraucher beim Pumpen- und Motorbetrieb miteinander gekoppelt werden. Die Sekundärregelung bietet die Möglichkeit der nahezu verlustfreien Wandlung von mechanischer Energie in hydraulische Energie (Pumpenbetrieb) und ebenfalls bei der Umkehrung als Motorbetrieb. Durch den Einsatz von Speichern sind energiesparende Antriebe auf Verbundbasis möglich.

Abb. 6.53 Sekundärregelung. 1 Versorgungseinheit, 2 Speicher, 3 Motor (Pumpe), 4 Wegeventil, 5 Seilwinde

172


In der Praxis haben sich zahlreiche Varianten im stationären Betrieb von Prüfständen und in der Mobilhydraulik durchgesetzt (s. Abschn. 14.2.2). Ein aktuelles Beispiel eines Prüfstandes ist in Abb. 6.54 dargestellt. Der bei der Internationalen Hydraulik Akademie IHA in Dresden befindliche Prüfstand [6.29] stellt eine enegieoptimierte Lösung dar. Insbesondere kann der Schwenkwinkel bei Verstellpumpen durch Reduzierung der Drehzahl des Bremsmotors reduziert werden. Mit der verwendeten Sekundärregelung kann u. a. auch eine Berg- und Talfahrt simuliert werden (negative Lasten). Zur Sicherheit der Anlage können Grenzwerte für Drehzahlen und Momente vorgegeben werden.

Abb. 6.54 Prüfstand (Internationale Hydraulik Akademie GmbH Dresden)

6.7 Antriebseinheiten In zahlreichen komplexen Anwendungsfällen mit hydraulischen Antriebseinheiten werden Kreislaufkonzepte mit Volumenstromquellen oder Druckquellen eingesetzt. Darüber hinaus gibt es zunehmend Aufgaben mit abgegrenzten Umfang und vor allem auch im mobilen Bereich, die sehr flexibel veränderliche Volumenströme bei variablen Drücken erfordern.

6.7.1 Aggregate

173

6.7.1 Aggregate Der Einsatz von Hydraulikpumpen erfolgt bei speziellen Anforderungen und für größere Leistungen oft als Einzelpumpe. Die mit einem Elektromotor versehene Hydraulikpumpe wird gemeinsam mit dem Tank, den Filtern und den Ventilen als Aggregat verbaut. Auf diese Art ist ein örtlich sehr flexibler Einsatz möglich. Der hydraulische Anschluss wird mittels relativ frei konfigurierbar Anschlüsse sowohl für die Druckleitung als auch für den Rücklauf ermöglicht. Zahlreiche Firmenbieten in eigener Herstellung entsprechende Aggregate an, die den Bedürfnissen der Käufer angepasst werden. Die Hydraulikpumpen werden oft aus Kostengründen als Konstantpumpen, gegebenenfalls mit 2- oder 3-Wege-Strom-Regelventilen ergänzt, um variable Volumenströme bereitstellen zu können. Eine weitere gängige Variante ist der Einsatz von Verstellpumpen. Die Möglichkeit einer Drehzahlverstellung für die Antriebsdrehzahl der Hydraulikpumpe zur Veränderung des Volumenstromes wird hingegen kaum genutzt. In Abb. 6.55 ist ein Bsp. für ein handelsübliches Aggregat dargestellt, dass mit einen digitalen Regler für eine Druck-, Volumenstrom und Leistungsregelung ausgestattet ist. Mittels eines Rechners sind die Regler den Kundenwünschen anpassbar. Eine Besonderheit stellen sehr kleine kompakte Aggregate dar, die sich unter den Namen „Powerpack“ am Markt etabliert haben.

Abb. 6.55 Hydraulikaggregat (HANSA-FLEX AG Aggregatebau Dresden)

174


6.7.2 Powerpacks Eine andere Möglichkeit stellen Power Packs dar, die vor allem in der Fahrzeugtechnik zur Bereitstellung der hydraulischen Energie bei kleinerer Leistung zunehmend eingesetzt werden. Als Beispiele können u. a. die Volumenstromversorgung von Servolenkungen, Klappdächern und die Betätigung von Kofferraumdeckeln genannt werden. Die elektrohydraulische Pumpeneinheit besteht im Wesentlichen aus Gleichstrommotor, Tank, Steuergerät und Hydraulikblock. Im Letzteren sind die Hydraulikpumpe, die Wegeventile, das Druckbegrenzungsventil und gegebenenfalls erforderliche spezielle Ventile untergebracht. Neben den relativ einfach beherrschbaren hydraulischen Parametern, ist der Drehzahlabfall des Elektromotors nahe der Nennleistung zu beachten, da dann auch der Volumenstrom der Hydraulikpumpe sich vermindert. Durch die kompakte Bauweise können im Fahrzeug vorhandene ungenutzte Freiräume zur Unterbringung verwendet werden. Durch Ansteuerung über das im Kraftfahrzeug vorhandene Bußsystem, lassen sich einerseits Komfortfunktionen und andererseits neue Sicherheitssysteme erreichen. In Abb. 6.56 ist ein Beispiel für ein Power Pack der Firma Hörbiger dargestellt. Vor allem bei Einsatz in Pkw ist die Lärmbelastung ein zentrales Problem, d. h. die Powerpacks sind geräuschoptimiert [6.24] herzustellen.

Abb. 6.56 Power Pack (Hoerbiger Hydraulik GmbH)

6.8 Prüfung von Hydromaschinen

175

6.8 Prüfung von Hydromaschinen Zur Gewährleistung von Funktionsparametern bei der Herstellung bzw. zur Ermittlung des technischen Zustandes von Pumpen und Motoren in Maschinen und Anlagen, ist der Einsatz von Diagnoseverfahren unter Anwendung der in Kap. 8 dargestellten Messgeräte erforderlich. Die Hydraulikpumpen und -motoren werden im offenen oder geschlossenen Kreislauf durch Drosselung oder Motorabbremsung innerhalb ihres Drehzahl-, Druck- und Volumenstrombereiches belastet. Unter Anwendung der Grundschaltungen gemäß Abb. 6.57 wird aus den Messwerten, die unter definitiven Betriebszuständen aufgenommen werden, das Wirkungsgradkennfeld (s. Abschn. 6.2) für ausgewählte Betriebspunkte mit Vorgabewerten verglichen. Im Rahmen der Qualitätskontrolle bzw. Funktionsbewertung in der Herstellungsphase der Komponenten kommen dafür spezielle Prüfstände zum Einsatz, die einerseits einen optimalen Wechsel der Pumpen und Motoren und andererseits reproduzierbare Messwerte ermöglichen, indem jederzeit vergleichbare Messbedingungen realisierbar sind.

p

T

p

T

Q

Md M

M

n

n

a

Bremse

n

b

Abb. 6.57 Grundschaltungen für die Prüfung von Verdrängermaschinen. a Pumpenprüfung mit Drosselung im offenen Kreislauf b Motorprüfung mit Abbremsung im offenen Kreislauf

Zur Bewertung des technischen Zustandes in mobilen oder stationären Maschinen oder Anlagen (s. Abschn. 9) werden in der Praxis häufig die für die hydraulischen Komponenten typischen Parameter Druck, Volumenstrom, Drehzahl und Fluidtemperatur gemessen [6.28]. Dabei ist mit beträchtlichem Aufwand zu rechnen, da die Sensoren am bzw. im Hydraulikkreislauf anzubringen sind. Abbildung 6.58 verdeutlicht diesen Sachverhalt, wobei es sich hier um einen Prüfstand han-

176


delt, wo schon beim Prüfstandsaufbau die Sensoren angebracht werden. In Maschinen und Anlagen sind keinesfalls so günstige Voraussetzungen gegeben. Um eine Vergleichbarkeit der Messergebnisse zu garantieren, ist die Fluidtemperatur bei den Untersuchungen konstant zu halten. Außerdem kann die Belastung oft nicht beliebig verändert werden. Die ermittelten Messwerte sind so zu verarbeiten, dass eine eindeutige Bewertung der zu untersuchenden Komponenten möglich wird (s. Abschn. 13.3). Wirkungsgradmessungen auf der Basis anderer (indirekter) Messverfahren haben sich bisher kaum durchgesetzt.

1

2

3

4

5

Abb. 6.58 Hydraulikprüfstand mit Sensoren zur Pumpenprüfung. 1 Hydraulikmotor, 2 Stromteiler, 3 Messturbine, 4 Belastungsdrossel, 5 Hydraulikpumpe

7 Arbeitszylinder

Arbeitszylinder wandeln hydraulische in mechanische Leistung um. Die so entstehende translatorische Bewegung führt dazu, dass man Hydraulikzylinder auch als Linearmotoren bezeichnet. Der Arbeitsdruck im Hydrauliksystem ermöglicht, große Kräfte zu überwinden, die durch Druckbegrenzungsventile (VD) variabel begrenzbar sind. Die Arbeitsgeschwindigkeit wird vom Volumenstrom und von der Kolbenfläche beeinflusst.

7.1 Bauarten Hydraulikzylinder bestehen im Wesentlichen aus einem Zylinderkörper, der oft als Rohr ausgebildet ist, und einer Kolbenstange mit Kolben. Der Zylinderkörper wird in der Regel aus nahtlosem Stahlrohr hergestellt. In Abb. 7.1 ist eine der möglichen Bauarten dargestellt, die für viele Anwendungsfälle eingesetzt wird.

Abb. 7.1 Doppeltwirkender Arbeitszylinder. 1 Kolbenstange, 2 Zylinderrohr, 3 Kolben, 4 Zylinderboden, 5 Stangendichtung, 6 Kolbendichtung, A, B hydraulische Anschlüsse Im Zylinderkörper, der für den Maximaldruck des Kreislaufes ausgelegt ist, bewegt sich der Arbeitskolben mit der Kolbenstange. Die Bewegungsrichtung ergibt sich je nach Zuführung des Fluides an dem stangenseitigen (Einfahren) oder bodenseitigen Anschluss (Ausfahren). Der verdrängte Volumenstrom von der jeweils anderen Seite des Kolbens wird i. d. R. in den Vorratsbehälter zurückgeführt. Der Kolben, der mit Dichtungen versehen ist, trennt die beiden Zylinderräume voneinander und verhindert so weitestgehend innere Leckagen. Der Zylinderkörper


178

7 Arbeitszylinder

wird an den Enden mittels Zylinderdeckel verschlossen, die mit dem Zylinderkörper entweder verschraubt, verschweißt oder durch Zuganker verspannt werden. In den Zylinderdeckeln sind die hydraulischen Anschlüsse, die Endlagendämpfung und die Kolbenstangenführung mit den Kolbenstangendichtungen untergebracht. Durch die Kolbenstangendichtungen werden der Austritt von Fluid aus dem Zylinder und die Einbringung von Schmutzpartikeln in den hydraulischen Kreislauf weitestgehend verhindert. Auf der Kolbenstangenoberfläche sind geringe Oberflächenrauhigkeiten im Laufe der Nutzung nie ganz auszuschließen. Damit ist verbunden, dass in den Vertiefungen eine Fluidbenetzung verbleibt, die ebenfalls einen Schmutzeintrag in das Hydrauliksystem begünstigen kann. Durch die Oberflächengestaltung der Kolbenstange wird dieser Effekt zumindest für den Neuzustand stark minimiert. 7.1.1 Einfachwirkende Zylinder Einfachwirkende Zylinder (Abb. 7.2 a) haben nur eine mit Fluid beaufschlagte Kolbenseite. Dadurch kann nur in einer Richtung Arbeit verrichtet werden. Die Rückbewegung erfolgt entweder durch eine äußere Kraft, die Eigenmasse oder durch eine separate Feder. Ein Sonderfall sind Tauchkolbenzylinder (Abb. 7.2 b), bei denen nur die Kolbenstangenfläche die Hubkraft bestimmt. Demzufolge ergibt sich unter gleichen Bedingungen gegenüber Zylindern mit Scheibenkolben eine geringere Hubkraft, aber ein günstigerer mechanischer Wirkungsgrad. Da bei dieser Bauart die zusätzliche Führung durch den Kolben wegfällt, ist eine äußere axiale Führung des gesamten Systems unabdingbar. A1

A2

a

b

c

Abb. 7.2 Schaltzeichen für einfachwirkende Zylinder. a mit Scheibenkolben b mit Tauchkolben (Plunger) c mit Teleskopkolben

Eine weitere Bauart sind Teleskopzylinder (Abb. 7.2 c), bei denen mehrere teleskopartig ineinander angeordnete Kolben nacheinander aus- bzw. eingefahren werden. Diese Bauweise ermöglicht i. Allg. nur eine diskontinuierliche Arbeitsgeschwindigkeit. Das Absenken des Teleskopkolbens wird durch seine Eigenmasse oder eine äußere Kraft bewirkt. Teleskopzylinder gibt es als einfach- und als doppeltwirkende Zylinder. Die Anwendung erfolgt bei sehr beschränkten Platzverhältnissen oder sehr großen Arbeitslängen. Beim Gleichlauf-Teleskopzylinder sind die Zylinderräume der einzelnen Stufen mit zusätzlichen Zylinderringräumen verbunden, die dafür Sorge tragen, dass für jede Zylinderstufe eine konstante Fläche realisiert wird. Daraus ergibt sich, dass alle Kolben gleichzeitig mit konstanter Geschwindigkeit bewegt werden, ohne dass Druck- oder Geschwindigkeitsstöße auftreten.

7.1 Bauarten

179

7.1.2 Doppeltwirkende Zylinder Doppeltwirkende Zylinder, die für viele Einsatzfälle nutzbar sind, haben zwei mit Hydraulikflüssigkeit beaufschlagbare Kolbenflächen. Dadurch kann in beiden Bewegungsrichtungen Arbeit verrichtet werden. Die Ansteuerung des Zylinders erfolgt häufig durch 4/2- bzw. 4/3-Wegeventile.

a

b

Abb. 7.3 Schaltzeichen für doppeltwirkende Arbeitszylinder. a mit einseitiger Kolbenstange b mit beidseitiger Kolbenstange

Je nach der Arbeitsrichtung wird die gesamte Kolbenfläche oder nur die Ringfläche mit Druckflüssigkeit beaufschlagt (Abb. 7.3 a). Daraus ergibt sich, dass für p=konst. die erzielbaren Kolbenkräfte sowie bei Q=konst. die Vorschubgeschwindigkeiten in den beiden Bewegungsrichtungen des Zylinders nicht identisch sind. Zylinder mit beidseitiger Kolbenstange stellen gemäß Abb. 7.3 b einen Sonderfall dar, da je nach der Arbeitsrichtung nur eine Ringfläche mit Druckflüssigkeit beaufschlagt wird. Damit weist der Zylinder in beiden Bewegungsrichtungen gleiche Eigenschaften auf. Der Einsatz erfolgt häufig in Werkzeugmaschinen.

Abb. 7.4 Tandemzylinder (schematisch)

Tandemzylinder sind dadurch gekennzeichnet, dass zwei Zylinder so miteinander verbunden sind, dass die Kolbenstange des einen Zylinders durch den Boden des zweiten hindurch auf dessen Kolbenfläche wirkt (Abb. 7.4). Sie erreichen bei kleinen Kolbendurchmessern durch Addition der einzelnen Kolbenkräfte größere Kräfte. In modifizierter Form erfolgt der Einsatz als Hauptbremszylinder in Kraftfahrzeugen, wo durch diese Bauart eine voneinander unabhängig wirkende Zweikreisbremsanlage realisiert werden kann, die auch bei Ausfall eines Bremskreises ein Abbremsen des Fahrzeuges gestattet.

180

7 Arbeitszylinder

7.1.3 Schwenkmotoren

7.1.3.1 Drehkolbenzylinder Mit dieser Bauart lässt sich die hydraulische Energie bei kleinsten Bauabmessungen direkt in mechanische Rotationsenergie umsetzen. Drehkolbenzylinder stellen Motoren mit begrenztem Drehwinkel dar, die in beiden Schwenkrichtungen ein gleich großes Drehmoment ermöglichen.

A

B

Abb. 7.5 Drehkolbenzylinder mit einem Flügel

Einfachwirkende Drehkolbenzylinder haben einen auf der Abtriebswelle befestigten Kolben oder Flügel, der den Zylinder in zwei Räume teilt, die je nach Drehrichtung mit dem Zu- oder Ablauf des Wegeventils verbunden werden (Abb. 7.5). Der maximal nutzbare Schwenkwinkel beträgt 320°. Bei Ausführungen mit Endlagenbremsung kann der Schwenkwinkel höchstens 280° betragen [7.1]. Doppeltwirkende Drehkolbenzylinder, die bei größerem Drehmomentbedarf eingesetzt werden, arbeiten ähnlich wie aus Abb. 7.5 bekannt. Sie werden lediglich durch einen Doppelflügel in vier Räume eingeteilt, die paarweise mit dem Zuoder Rücklauf verbunden werden. Der nutzbare Schwenkwinkel beträgt maximal 180° und mit Endlagendämpfung 140° bis 165° [7.2]. 7.1.3.2 Schubkolbenschwenkantriebe Der Einsatz von Schubkolbenschwenkantrieben mit Zahnstangen-Ritzelantrieb erfolgt durch wechselseitiges Beaufschlagen jeweils einer Kolbenseite mit Druckflüssigkeit (Abb. 7.6). So wird ein in einem Zylinderrohr geführter Kolben, dessen Mittelteil als Zahnstange ausgebildet ist, in seiner Position verschoben. Tangential zu diesem Kolben ist ein Zahnritzel gelagert, das ein- oder beidseitig einen Abtriebszapfen hat.

7.2 Berechnung von Zylindern

181

Abb. 7.6 Schubkolbenschwenkantrieb mit Gleichgangzylinder und Zahnstangen-Ritzelantrieb nach [7.2]. 1 Gehäuse, 2 Zahnstange, 3 Abtriebsritzel, 4 Stellschraube für Anschlag, A, B hydraulische Anschlüsse

Beim Beaufschlagen einer Kolbenseite mit Fluid und Ausbildung eines Druckes verschiebt sich der Kolben und setzt das Abtriebsritzel in Bewegung. Je nach Ritzelübersetzung und Kolbenstangenlänge können Schwenkwinkel auch größer 360° realisiert werden.

7.2 Berechnung von Zylindern Voraussetzung für die Dimensionierung von Hydraulikzylindern ist die Kenntnis der auf den Zylinder wirkenden Kräfte. Die Lastkraft FS ist dem Konstrukteur bekannt bzw. ist als Maximalwert zu wählen. Unter Berücksichtigung der in den Führungen der bewegten Teile wirkenden Reibkräfte FR und der Trägheitskräfte FB kann die erforderliche Zylinderkraft FZ gemäß Gl. (7.1) berechnet werden FZ

FS FR FB .

(7.1)

Vor allem für langsam ablaufende Vorgänge und bei statischer Belastung bzw. konstanter Geschwindigkeit wird unter praktischen Bedingungen in der Regel auf den Anteil der Trägheitskräfte verzichtet, so dass von Gl. (7.1 a) ausgegangen wird (s. Abschn. 4.1) FZ | FS FR .

(7.1 a)

Die erforderliche Zylinderkraft muss vom Kolben überwunden werden, damit eine translatorische Bewegung der Masse ermöglicht wird. Aus den konstruktiven Daten des Zylinders kann die maximale Hubkraft FZmax durch einen Kraftansatz bestimmt werden, wobei generell Gl. (7.2) erfüllt sein muss FZ max ! FZ .

(7.2)

182

7 Arbeitszylinder

7.2.1 Hubkraft und Arbeitsgeschwindigkeit Für den häufig eingesetzten doppeltwirkenden Zylinder können unter Vernachlässigung der Wirkungsgrade mit den volumetrischen und mechanischen Verlusten aus Abb. 7.7 die wirkenden Kräfte beim Ausfahren F*ZAmax und für den Rücklauf F*ZRmax abgeleitet werden. Die zugehörigen Berechnungsgleichungen sind in Tabelle 7.1 zusammengefasst (s. auch Kap. 4). A1

A1

A2 p2

p1

A2 p2

FZA

FZR

p1

vR

vA Q

Q

b

a

Abb.7.7 Doppeltwirkender Arbeitszylinder. a Vorlauf b Rücklauf

Bei Ermittlung der maximalen Hubkraft muss die Gegenkraft berücksichtigt werden. Für den Maximaldruck p1max ist zu beachten, dass der Druck nicht zwangsweise identisch mit dem am VD eingestellten Wert ist, da zwischen Zylindereingang und Pumpenausgang noch weitere Druckverluste auftreten können. Tabelle 7.1 Berechnungsgleichungen für doppeltwirkende Zylinder Ausfahrt (Vorlauf) * FZA max

A1 p1 max A2 p 2

Q A1

vA

Einfahrt (Rücklauf) (7.3)

* FZR max

(7.4)

vR

Q A2

A2 p 2 max A1 p1

(7.3 a) (7.4 a)

Die Arbeitsgeschwindigkeit des Eilgangzylinders (Differentialzylinder) beim Ausfahren vE kommt gemäß Abb. 7.8 dadurch zustande, dass der auf der Stangenseite verdrängte Volumenstrom Q2 auf der Bodenseite zusätzlich zugeführt wird. Allerdings vermindert sich dann die maximale Hubkraft, da generell nur die Differenz der Flächen (A1 - A2) wirksam ist. Bei derartigen Schaltungen sind nur Kolbenflächenverhältnisse 1< M d 2 (siehe Gl. 7.11) zu verwenden. Aus dem Kraftansatz aus Abb. 7.8 ergeben sich die Gln. (7.7) bis (7.9) für die Berechnung des Eilvorlaufes * FZE max

Q1

p1 max ( A1 A2 )

Q Q2

(7.5) (7.6)


Q oder vE A1 A2

vE

Q1 . A1

( A1 ! A2 )

183

(7.7)

p1 A1

p2

A2 p2

FZE

p1 vE

Q1 a

-v

Q2

v

m

mg

b

Q

Abb. 7.8 Doppeltwirkender Zylinder. a mit Eilgangschaltung im Vorlauf b mit Drosselung im stangenseitigen Kreislauf

Eine weitere Problematik stellt die Druckübersetzung dar, die sich beim ausfahren des Zylinders und einer Ablaufdrosselung gemäß Abb. 7.8 b ergibt. Vor allem, wenn der Zylinder ohne äußere Last oder mit aktiver Last (ziehender Kraft) eingesetzt wird, muss Gl. 7.9 a bzw. b berücksichtigt werden. In diesem Fall kann in dem Drosselkreislauf der am Druckbegrenzungsventil eingestellte Druck (pmax) erheblich überschritten werden. pmax A1 F A2

p2 F 0 F 0

(7.8) (7.9 a) (7.9 b)

p2 pmax M p2 ! pmax M

Diskontinuierlich arbeitende Teleskopzylinder, die keinen Gleichlauf ermöglichen, sind gemäß Abb. 7.9 ausgeführt. Tabelle 7.2 Geschwindigkeiten und Drücke für zweistufige diskontinuierlich arbeitende Teleskopzylinder Ausfahren des Hubrohres der zweiten Stufe

Ausfahren des Hubrohres der ersten Stufe

v1

Q A1

p1

FZA A1

v2

Q A2

p2

FZA A2

(7.10) (7.11)

184

7 Arbeitszylinder

Die einzelnen Zylinderstufen fahren nacheinander aus. Dabei sind die Ausfahrgeschwindigkeiten der einzelnen Hubrohre entsprechend der Kolbenflächen bei konstantem Zuflussstrom unterschiedlich und ändern sich jeweils zu Beginn der Hubbewegung eines Hubrohres. Mit dem Ausfahren der einzelnen Hubrohre ändert sich auch bei konstanter Nutzkraft der Druck im Arbeitszylinder. Die maximale Hubkraft nimmt mit der wirksamen Kolbenfläche der Hubrohre ab und ist am Ende des gesamten Hubes am geringsten (s. Tabelle 7.2).

A´2 A´1

A3

A2 A1 Abb. 7.9 Diskontinuierlich arbeitender Teleskopzylinder

A2 A1

Abb. 7.10 Gleichlauf Teleskopzylinder

Kontinuierlich arbeitende Teleskopzylinder sind dadurch gekennzeichnet, dass die einzelnen Zylinderräume über Rückschlagventile gemäß Abb. 7.10 miteinander verbunden sind. Unter Berücksichtigung der Gl. 7.12 fahren die Stufen mit konstanter Geschwindigkeit aus, da das beim Ausfahren jeweils aus dem Ringraum verdrängte Öl zusätzlich auf die Bodenseite strömen kann.

A2

A1* und A3

A2*

(7.12)

Zwischen den Betätigungsstufen ergeben sich keine Druck- und Geschwindigkeitsstöße. Hinsichtlich der Geschwindigkeit ist zu beachten, dass die Kolben-


185

stange bezogen auf den Gesamtzylinder, die maximale Geschwindigkeit (vKolbensta) erreicht (s. Gl. 7.13) v Kolbensta

n v1 .

n

Anzahl der Stufen

v1

Geschwindigkeit der 1. Stufe

(7.13)

Bedingt durch den hohen konstruktiven Aufwand bleibt der Einsatz oft auf spezielle Anwendungen beschränkt. Eine weitere wichtige Kenngröße für Zylinder mit einseitiger Kolbenstange ist das Kolbenflächenverhältnis M. Es ist das Verhältnis der bodenseitig wirksamen Kolbenfläche zur stangenseitig wirksamen Kolbenfläche. Es kann mit den Gln. (7.14) bzw. (7.14 a) berechnet werden. Zylinder werden von vielen Herstellern mit einem Kolbenflächenverhältnis von M = 1,25; 1,4; 1,6; 2,0; 2,5 oder 5,0 angeboten

M M

A1 A2

(7.14) d12

d12 d 32

.

(7.14 a)

7.2.2 Reibungskräfte und Wirkungsgrad Die Reibkräfte FR im Zylinder entstehen an allen Stellen, an denen eine Relativbewegung von Reibungspartnern stattfindet. Das sind Bewegungsdichtstellen am Kolben und an der Kolbenstange. Das Reibverhalten dynamischer Hydraulikdichtungen wird maßgeblich von den nachfolgend dargestellten Reibungsarten beeinflusst: Haft- und Losbrechreibung (Trockenreibung), Mischreibung und Flüssigkeits- oder hydrodynamische Reibung. Eine Dichtung sollte statisch betrachtet keine Leckage zulassen. Das bedeutet, dass sie sich direkt an die Gegenfläche anlegt und Schmiermittel aus dem Dichtspalt verdrängt, so dass beim Anfahren Trockenreibung mit großen Reibkräften vorliegt. Nachdem die Haftreibung überwunden ist, herrscht kurze Zeit TrockenGleit-Reibung vor. Durch die Bewegung baut sich langsam ein hydrodynamischer Schmierfilm auf. Bevor dieser die Dichtung vollständig unterspült, durchfährt die Dichtung das Gebiet der Mischreibung. Hier haben Dichtungszonen direkten Kontakt mit der Gegenfläche, während andere schon auf einen kleinen Schmierfilm aufschwimmen. Mit zunehmender Geschwindigkeit nimmt der Anteil der hydrodynamischen Reibung zu und damit die Reibkraft ab. Im so genannten „Ausklinkpunkt“ geht die Mischreibung in Flüssigkeitsreibung über. Hier herrschen auch die geringsten Reibkräfte. Eine weitere Zu-

186

7 Arbeitszylinder

nahme der Geschwindigkeit lässt die Scherspannung im Schmiermittel steigen, so dass die Reibkräfte ebenfalls wieder zunehmen. Da die Dichtung hier nur mit dem Schmiermittel in Berührung steht, kommt es im Bereich der Flüssigkeitsreibung zum niedrigsten Verschleiß. Neben der Geschwindigkeit ist die Reibung u. a. von nachfolgenden Faktoren [7.20] abhängig:

Werkstoff (Art, Alterungszustand), Oberflächenstruktur im Dichtspalt (Herstellungsart, Flächenpressung), Flüssigkeit im Dichtspalt (Viskosität, Dichte, Temperatur), Partikel im Dichtspalt (Fremdkörper, Ausfällungen) und die Dichtflächenpressung (Dichtkörperform, Vorspannung, Flüssigkeitsdruck, Relaxation). FR

1

2

3

p = konst.

K1

Vkrit

v

Abb. 7.11 Reibungsverhältnisse am Zylinder. K1 Konstante der Gl. 7.15 Je nach eingesetzten Dichtmaterialien ergeben sich charakteristische Reibungsverhältnisse, die sich vor allem für langsame Geschwindigkeiten bzw. für Anfahrvorgänge als Stick-slip-Erscheinung (instabile Bewegung des Zylinders) äußern. Dieser Sachverhalt wird in Abb. 7.11 durch den Bereich 1 erfasst. Der Bereich 2 beinhaltet die Übergangsphase (kritische Arbeitsgeschwindigkeit), die ebenfalls zu vermeiden ist, da wechselnde Reibungsverhältnisse vorliegen. Ein kontinuierlicher, ruhiger Lauf des Kolbens ist nur im Bereich 3 (Abb. 7.11) möglich, was Geschwindigkeiten von (0,1–1) m/s bei herkömmlichen Dichtmaterialien entspricht. Als Sondervarianten werden auch Zylinder bis 2 m/s angeboten [7.3], bei denen zur Abdichtung Kolbenringe verwenden werden. Die maximal zulässige Geschwindigkeit wird des Weiteren von der Endlagenbremsung bestimmt (s. Abschn. 7.3.1). Sind geringe Geschwindigkeiten nicht zu umgehen, so dürfen zumindest keine gummielastischen Dichtungen eingesetzt werden. In Bewegung befindliche Zylinder sind durch Reibungsverhältnisse gemäß Gl. (7.15) charakterisiert, die mit ei-


187

nem konstanten- (K1), einem geschwindigkeits- ( K2 vn ) und einem druckabhängigen ( K 3 p ) Anteil erfassbar sind [7.4] FZ

K1 K 2 v n K 3 p .

(7.15)

In der Praxis ist Gl. (7.15) numerisch oft nicht lösbar, so dass i. Allg. vom Wirkungsgrad ausgegangen wird. Hinzu kommt, dass für den Konstrukteur, der einen Zylinder auszuwählen hat, am Anfang seiner Arbeit noch kein spezieller Typ bekannt ist, so dass auch keine Zahlenwerte für Wirkungsgrade vorliegen. Aus diesem Grund wird für die Berechnung der Zylinderkraft FZ von Gl. (7.16) ausgegangen, wobei K einen häufig nur geschätzten Verlustfaktor (Gesamtwirkungsgrad) darstellt (7.16) FZ K FZ* max . Für die Zylinderkraft F*Zmax werden je nach Zylindertyp und Bewegungsrichtung z. B. die mit den Gln. (7.3), (7.4) oder (7.7) berechneten Werte eingesetzt. Der Verlustfaktor K wird in der ersten Phase mit Werten von 0,8 – 0,95 belegt. Der Gesamtwirkungsgrad der Arbeitszylinder KZ,ges ist identisch mit dem mechanischen Wirkungsgrad Kmech, da die Leckverluste gummielastischer Dichtungen vernachlässigbar gering sind und es wird im Neuzustand von einem volumetrischen Wirkungsgrad von Kvol = 1 ausgegangen, so dass Gl. (7.17 a) zu berücksichtigen ist

KZ , ges KZ KZ

Kmech Kvol

Kmech .

(7.17) (7.17 a)

Der Wirkungsgrad der Arbeitszylinder ergibt sich aus dem Verhältnis der vom Zylinder abgegebenen mechanischen Nutzleistung und der zugeführten hydraulischen Leistung. Für doppeltwirkende Zylinder ist die schaltungsbedingte hydraulische Leistung für das Verdrängen des abfließenden Fluides zu berücksichtigen. Mit den Gln. (7.18) bzw. (7.19) kann der Wirkungsgrad für doppeltwirkende Zylinder mit einseitiger Kolbenstange beim Ausfahren berechnet werden

KZ

v FN p1 Q1 p 2 Q 2

(7.18)

KZ

FN . p1 A1 p 2 A2

(7.19)

In Abb. 7.12 ist qualitativ der Gesamtwirkungsgrad KZ und damit auch der mechanische Wirkungsgrad für Zylinder mit gummielastischen Dichtungen dargestellt. Dabei wird sichtbar, dass günstige Wirkungsgrade nur für höhere Drücke zu erzielen sind. Das setzt gleichzeitig eine entsprechend der erforderlichen Nutzkraft sinnvolle Auswahl der Baugröße voraus. Bei einfachwirkenden Arbeitszylindern entfällt die erforderliche Leistung zum Ausschieben des verdrängten Fluides während des Ausfahrens des Kolbens. Wer-

188

7 Arbeitszylinder

den doppeltwirkende Arbeitszylinder mit einseitiger Kolbenstange eingesetzt, so sind für das Ein- und Ausfahren die jeweiligen Kräfte zu ermitteln. KZ

T=konst.

p

Abb. 7.12 Wirkungsgrad von Arbeitszylindern

7.2.3 Knickung Hydraulikzylinder müssen aufgrund ihrer Bauart, die sich aus einer großen Länge gegenüber dem Durchmesser für die Kolbenstange ergibt, auf Knickung berechnet werden. Dazu wird, sofern die Bedingung gemäß Gl. (7.20) erfüllt ist, von den Berechnungsvorschriften nach Euler [7.4] ausgegangen

O t Og

(7.20)

O

lk I1 A3

(7.21)

Og S

E RP

(7.22)

Die für den gesamten Zylinder maximal zulässige axiale Kraft F wird unter Berücksichtigung der freien Knicklänge lk und des Sicherheitsfaktors S mit Gl. (7.23) berechnet F

K4

S 2 E1 I 1 S l k2

.

(7.23)

Bei Berechnung der Kraft F gemäß Gl. (7.23) bzw. (7.24) sind die nachfolgend angegebenen Kenngrößen zu berücksichtigen. Der Einfluss der Befestigungsart auf die Knicklänge ist Tabelle 7.3 zu entnehmen und in Gl. (7.23) der entsprechende Wert einzusetzen. Ist Gl. (7.20) nicht erfüllt, so erfolgt die Berechnung nach Tetmayer, da sonst mit einer Knickspannung gerechnet würde, die größer ist als die Spannung der Proportionalitätsgrenze. Nach Tetmayer wird die Gl. (7.24) verwendet [7.4]. Für die materialabhängigen Koeffizienten der TetmayerGeradengleichung s. z. B. [7.10]. Für S 235 gilt z. B. a = 310 N/mm2 und b = 1,14 N/mm2.

7.2 Berechnung von Zylindern A3 E1 E2

Kolbenstangenfläche Elastizitätsmodul des Kolbenstangenmaterials Elastizitätsmodul des Zylinderkörpermaterials

I1

Trägheitsmoment der Kolbenstange (Rundmaterial: I1

I2

Trägheitsmoment des Zylinderkörpers (Zylinderrohr: I 2

S lk

Sicherheitsfaktor in der Regel 1 – 3,5 je nach Einsatzfall freie Knicklänge (s. Tabelle 7.3) Schlankheitsgrad Vergleichswert Korrekturfaktor für Zylinder oft 1, sonst gemäß Gl. (7.25) Proportionalitätsgrenze des Kolbenstangenmaterials maximale axiale Kraft Innendurchmesser des Zylinderkörpers Kolbenstangendurchmesser Außendurchmesser des Zylinderkörpers Absolutglied der Tetmayer-Gerade (materielabhängig!) in N/mm2 Anstieg der Tetmayer-Funktion (materialabhängig!) in N/mm2

O Og

K4 RP F dI d3 dA a b

S d 34

189

)

64

S (d A4 d I4 ) 64

Tabelle 7.3 Auswahl der freien Knicklänge in Abhängigkeit von der Befestigungsart [7.2]

1

Belastungsfall symbolische Darstellung

2

3

4

Einbausituation für Zylinder

freie Knicklänge

lk

2l

lk

l

lk

0,7 l

lk

0,5 l

)

190

7 Arbeitszylinder

S d 32

F

S

(a b O )

.

(7.24)

Für Sonderbauarten bzw. spezielle Einsatzfälle gibt es zum Teil gesonderte Vorschriften. So ist z. B. für Rettungsgeräte in DIN 14751 die Berechnung auf Knicksicherheit geregelt. Die Besonderheit besteht hier darin, dass auch der Zylinderkörper mit einem Steifigkeitsfaktor K4 berücksichtigt wird, der sich aus Gl. (7.25) ergibt K4

§ I E · 1,6 0,6 ¨¨ 1 1 ¸¸ . © I 2 E2 ¹

(7.25)

Grundsätzlich ist darauf Wert zu legen, dass die Krafteinleitung immer mittig in der Kolbenstangenachse erfolgt und Biegekräfte vermieden werden müssen. Diese Forderung wird wesentlich von der konstruktiven Auslegung der Zylinderbefestigung beeinflusst (s. Abschn. 7.3.2). 7.2.4 Auslegung Aus den bisherigen Darstellungen ergibt sich unmittelbar der Algorithmus für die Auslegung von Zylindern. Am Beispiel eines doppeltwirkenden Zylinders beim Ausfahren wird der Ablauf dargestellt. Unter Berücksichtigung der Gln. (7.3) und (7.16) ergibt sich die Gl. (7.26) für die Berechnung des Kolbendurchmessers d1, wenn der Einfluss des Gegendruckes vernachlässigt wird (p2 = 0) d1

2

FZ K S p1 max

.

(7.26)

Wird mit einem gängigen Kolbenflächenverhältnis M gearbeitet, so kann mit Gl. (7.27) der Kolbenstangendurchmesser d3 ermittelt werden d3

d1

M 1 . M

(7.27)

Aus den nunmehr bekannten Daten muss aus Herstellerunterlagen ein realer Zylinder ausgewählt werden. Die gewählten Durchmesser, die Länge des Zylinders und das gewählte Material beeinflussen die zu überprüfende Knicksicherheit, die maximale Hubkraft und die Arbeitsgeschwindigkeit unter Berücksichtigung des Wirkungsgrades.

7.3 Zusatzelemente an Zylindern

191

7.3 Zusatzelemente an Zylindern 7.3.1 Dichtungen Ausgehend von der Wirkungsweise ist zwischen Dichtungsformen zu unterscheiden, die innen und/oder außen dichten können, d. h. als Kolben- und/oder als Stangendichtung einsetzbar sind. Die ursprüngliche Dichtungsform war der Nutring, der aus Chromleder hergestellt wurde [7.21], alle anderen Formen wurden später entwickelt, als elastomere Werkstoffe zur Verfügung standen. Verbunden mit nahezu beliebiger Formgebungsmöglichkeit können so vielfältige Abdichtungsprobleme gelöst werden [7.20 – 7.23 und 7.30]. Die gesamte Problematik der Abdichtung und Führung der Kolbenstange und des Kolbens eines Hydraulikzylinders ist in Abb. 7.13 dargestellt.

Abb. 7.13 Dichtungssystem eines Hydraulikzylinders. 1 Kolbendichtung, 2 Stangendichtung, 3 Abstreifer, 4 Kolbenführung, 5 Stangenführung

Derzeit werden vorwiegend nachfolgende Dichtwerkstoffe verwendet:

x x x

Thermoplastische Elastomere, Elastomere oder Thermoplaste.

Ein typischer Vertreter der thermoplastischen Elastomere ist PolyurethanElastomer (TPE-U), das von folgenden Eigenschaften geprägt ist:

x x

in ausgewählten Temperaturbereichen besitzen sie ähnliche Eigenschaften wie Gummi, vielfältige Möglichkeiten in der Formgebung durch unterschiedliche Polyurethan-Zusammensetzungen,

192

7 Arbeitszylinder

x x x x

Quellverhalten in Wasser, Fetten, Ölen und Lösungsmitteln kann durch Weichmacher beeinflusst werden, zeichnen sich durch höhere Verschleißfestigkeit gegenüber anderen Elastomerwerkstoffen aus, gutes Tieftemperaturverhalten (Spezial-Polyurethane) und hydrolyse- und alterungsbeständig.

Thermoplastische Elastomere sind in Abb. 7.14 am Bsp. von Polyurathan-Elastomeren in der chemischen Grundzusammensetzung und als Ausgangsmaterial dargestellt.

Abb. 7.14 Ployurethan-Elastomere (TPE-U)

Den Elastomeren können Nitributadienkautschuk (NBR) und Fluorkautschuk (FKM) zugeordnet werden. NBR ist dabei besonders für Standardhydrauliköle auf Mineralölbasis und ÖL-Wasser-Emulsionen geeignet. Der Einsatz ist in einem Temperaturbereich von -45°C – 120°C möglich. Durch Zusatzstoffe können besondere Einsatzbedingungen beachtet werden. FKM ist dort verwendbar, wo Dichtmaterialien nicht mehr sicher abdichten. Der Temperaturbereich erstreckt sich von -30°C – 230°C bei einem guten Druckverformungsrest (CompressionSet). Zu den Thermoplasten gehören Polytetraflourethylen (PTFE), Polyoxymethylen (POM) und Polyamid 6 Guss (PA 6 Guss). PTFE werden mit verstärkenden Compounds eingesetzt, um die mechanische Belastbarkeit des PTFE zu erhöhen. Sie besitzen so ein sehr gutes Verhalten gegen Verschleiß und Druckbelastung bei niedrigen Reibbeiwerten. Des weiteren haben sie folgende Eigenschaften:

x x

PTFE ist ein Fluorkunststoff mit außergewöhnlich guten chemischen, thermischen, elektrischen, antiadhäsiven und tribologischen Eigenschaften, der sich zum Teil thermoplastisch verhält, ist in der Schmelze hochviskos und lässt sich nicht im Spritzgießverfahren verarbeiten, spezielle Press- und Sintertechniken sind nötig. PTFE-Derivate wie PFA und FEP sind dagegen im Spritzgießverfahren verarbeitbar,


x x x x

193

PTFE und PFA besitzen die höchste Chemikalienbeständigkeit aller Kunststoffe aufgrund der starken Kohlenstoff-Fluor-Bindung in der Molekülkette, niedriger Reibungskoeffizient, sowohl statisch als auch dynamisch (verhindert Stick-slip), äußerst geringe Wasseraufnahme, fast universelle Medienbeständigkeit und sehr großer Temperaturbereich.

a

b Abb. 7.15 Elastomere und Thermoplaste. a Nitrilbutadienkautschuk (NBR) b Polytetrafluorethylen (PTFE) mit diversen Füllstoffen

POM wird häufig als Basiswerkstoff für Führungsringe und Stützringe verwendet (Abb. 7.15). PA 6 GUSS ist ebenso für Führungs- und Stützringe einsetzbar und wird besonders bei komplizierten Strukturen verwendet, wobei nachfolgende Effekte zu beachten sind:

x x x x

PA 6 Guss ist ein hochmolekulares Polyamid, mit dem auch große Elemente realisiert werden können. gute Abriebfestigkeit und Gleiteigenschaften, Herstellung von Halbzeugen, die im Extrusions- oder Spritzgießverfahren nicht möglich oder wirtschaftlich wären, aufgrund seiner rein chemischen, drucklosen Polymerisation in beheizten Formen, die Wasseraufnahme und damit verbundene Volumenänderung wird durch etwas höhere Toleranzen bei den Teilen berücksichtigt.

194

7 Arbeitszylinder

Abb. 7.16 Polyoxylmethylen (POM)

Zu den einzelnen Werkstoffgruppen gibt es zahlreiche Modifikationen, die je nach Hersteller unter verschiedenen Handelsnamen bekannt sind. In Tab. 7.4 wird ein Überblick vermittelt. Tabelle 7.4 Auswahl gebräuchlicher Dichtwerkstoffe [7.35] Werkstoffgruppe

Elastomere

Kurzbezeichnung

Werkstoff

NBR

Nitrilkautschuk

CR AU/EU

Chloropen-Kautschuk Polyurethan

EPM, EPDM

Ethylen-, PropylenKautschuk Acrylatkautschuk

ACM, AEM HNBR VMQ, PMQ, PVMQ FMQ, FVMQ

Hydrierter Nitrilkautschuk Silikon-Kautschuk

FKM

Fluor-SilikonKautschuk Fluorkautschuk

FFKM

Perfluorkautschuk

Thermische

TPE-E

Elastomere

TPE-U

Thermoplaste

PTFE POM

Thermoplastisches Polyester-Elastomer Thermoplastisches Polyurethan-Elastomer Polytetrafluorethylen Polyoxymethylen

PA 6 GUSS PE-UHMW PEEK

Polyamid 6 Guss Polyethylen Polyetheretherketon

Geschützte Handelsnamen (Auszug) Perbunan, Europrene N, Nipol Baypren, Neopren Urepan, Ullrathan, Desmopan, Adipren Buna EP, Vistalon, Nordel, Keltan Nipol AR, HyTemp, Vacmac Therban, Zeptol Elastosil, Silopren Silastic Viton, Florel, Tecnifon, Dai-EI Kalrez, Isolast, Parofluor, Simriz Hytrel

Teflon, Hostaflon Ultraform, Hostaform, Delrin Ultramid, Durethan Lupolen, Hostalen Victrex


195

x Stangendichtungen In Hydraulikzylindern ist die Stangendichtung die kritische Stelle. Von ihr wird im Stillstand (vKolben = 0) und während der Bewegung absolute Dichtheit erwartet. Sie hat gegenüber der Kolbendichtung eine hohe Vorpressung und verursacht daher auch die größte Reibung. Den Stangendichtungen muss, aufgrund der an sie gestellten Anforderungen, besonderes Augenmerk geschenkt werden. Die Dichtkante ist dabei so zu gestalten, dass sie keine Leckage zulässt, trotzdem aber einen ausreichenden Schmierfilm aufbaut, damit keine übermäßige Reibung entsteht. Reißt der Schmierfilm am Anfang der Dichtung ab, arbeitet der Rest der Dichtung im Trockenlauf. Dies kann zu kritischen Temperaturerhöhungen, übermäßigem Verschleiß und zu Stick-Slip-Effekten führen. Wegen der großen Dichtheitsanforderung an Stangendichtungen wurden in den letzten Jahren verstärkt PURWerkstoffe eingesetzt, deren Abdichtfähigkeit um eine Größenordnung höher liegt als die vergleichbarer Gummiwerkstoffe. Grund dafür ist das gute Elastizitätsverhalten bei großen Shore-Härten. Nach der Art der Anpresskrafterzeugung werden Stangendichtungen in Lippen- und Kompaktdichtungen unterschieden.

x Lippendichtungen Der Nutring ist das Standardelement für Lippendichtungen. Unter ihnen gibt es solche mit gleich langer Innen- und Außenlippe, die hauptsächlich aus Elastomeren oder Polyurethanen gefertigt werden. Daneben finden auch mit Elastomeren getränkte Gewebedichtungen Anwendung. Der Querschnitt der Dichtung ist größer als der Nennquerschnitt des Einbauraumes, um durch das Übermaß und die dadurch hervorgerufene Vorspannung eine Dichtwirkung zu erzielen. Dabei kommt der Rücken der Dichtung im unbelasteten Zustand nicht zur Anlage an die Gegenfläche. Steigt der Druck des Hydraulikmediums, führt dies zur Verformung des Dichtelements und zu einer wachsenden Auflagefläche der Dichtung, bis diese bei höheren Drücken über ihre gesamte Länge zur Anlage kommt. Durch das Druckmedium werden bei steigender Belastung die Lippen auseinandergepresst. Imprägnierte Gewebedichtungen benötigen wegen ihrer großen Steifheit im Niederdruckbereich einen Stützring, für den oft Elastomere eingesetzt werden. Sie stellen besondere Konstruktionsanforderungen an den Einbauraum und dessen Zugänglichkeit und werden auch als Dichtungen an ruhenden Flächen eingesetzt. Droht bei zu großen Drücken Spaltextrusion, indem die Dichtung in den Spalt hinter der Dichtung gequetscht wird, bieten thermoplastische Backringe Abhilfe. Dabei sind moderne Polyurethane nicht so anfällig wie Elastomere und kommen daher teilweise auch ohne Backring aus. Neuere Nutringkonstruktionen haben eine verkürzte Innenlippe. Der Dichtvorgang geschieht auf die gleiche Weise wie bei Nutringen mit gleichlangen Lippen. Der Dichtungsrücken hat etwas Untermaß, so dass im Niederdruckbereich nur die Dichtlippe zur Absenkung der Reibkraft anliegt. Um die Dichtwirkung im Niederdruckbereich zu verbessern, werden Nutringe mit einer weiteren Dichtkante ausgeführt. Bei dieser Art kommt im Hochdruckbereich ebenfalls die gesamte Dichtungslänge mit der Stange in Berührung. Durch Aufrauung der Dichtfläche mit 2 – 3 Gewebelagen wird eine Auf-

196

7 Arbeitszylinder

rechterhaltung eines ausreichenden Schmierfilms im Hochdruckbereich erreicht. In den so entstandenen Mikrokavernen lagern sich geringe Schmierstoffmengen an, die für eine optimale Schmierung ausreichen. Eine weitere Form der Lippendichtungen sind einzelne Lippenringe und zusammengesetzte Dachmanschetten. Beide haben keinen geraden Dichtungsrücken und benötigen zur Abstützung auf der druckabgewandten Seite einen Druckring. Auf der Druckseite des Dichtsatzes werden zur axialen Arretierung Stützringe eingesetzt. Damit die Reibung dieser Dichtungen nicht zu stark ansteigt, werden sie ohne oder mit geringer axialer Verspannung eingebaut. Mittels Distanzscheiben kann die Länge des Einbauraumes variiert werden. Damit ist die Höhe der Dichtung einstellbar, was auch bei übermäßigem Verschleiß eine Verlängerung der Lebensdauer durch Nachspannen ermöglicht. Eine andere Variante des Nachspannens bieten Federelemente an der Druckseite des Stützrings, dadurch erfolgt ein „automatisches Nachstellen“, was gleichzeitig wartungsfreundlicher ist.

x Kompaktdichtungen Im Gegensatz zu den Lippendichtungen sind bei Kompaktdichtungen weder Dichtlippe noch Nut vorhanden. Bei Elastomer- und PUR-Dichtungen sind diese vollständig mit Material ausgefüllt. In diesem Sinne stellt die Variante eines Nutringes mit eingesetztem Stützring eine Vorstufe der Kompaktdichtungen dar. Dichtkanten aus reinem Elastomer bieten eine bessere Dichtheit als Gewebedichtkanten, so dass der Gummiteil so vergrößert wurde, dass im Niederdruckbereich fast ausschließlich dieser Teil in Berührung mit der Gegenfläche steht. Kompaktdichtungen können aus einem oder mehreren Materialien zusammengesetzt sein. Auch sie werden auf Übermaß gefertigt; dies sorgt für die nötige Vorspannung im entlasteten Zustand. Unter Druck stehend werden diese Dichtungen axial gestaucht, was zu einer radialen Ausdehnung und damit steigender Flächenpressung führt. Im Hochdruckbereich liegen bei elastischen Kompaktdichtungen auch die gesamten Dichtungslängen an der Stange an. Die Leerlaufreibung solcher Dichtungen ist größer als die der Lippendichtungen. Dadurch besitzen sie im Hochdruckbereich eine größere Dichtwirkung. Dort gibt es nahezu keine Reibungsunterschiede zwischen Lippen- und elastischen Kompaktdichtungen. Gewebelagen, die im vorhergehenden Abschnitt beschrieben wurden, können auch hier mindernd auf die Reibkraft wirken. Eine andere Variante sind unter der Dichtung angeordnete Backringe aus reibungsarmen Thermoplasten. Durch formtechnische Maßnahmen können ebenfalls Schmiermitteldepots an der Lauffläche erzielt werden. Zum Schutz gegen Spaltextrusion dienen Backringe. Als Ersatz für Dachmanschetten werden länger bauende Kompaktdichtungen mit mehreren Dichtkanten verwendet, bei denen die schon genannten Maßnahmen zur Reibungssenkung durch Schmiermitteldepots und Verhinderung von Spaltextrusion zur Anwendung kommen. Eine andere Form von spaltextrusionsresistenten Kompaktdichtungen, die darüber hinaus auch noch hervorragende Reibeigenschaften aufweisen, ist die Kombination von einem Elastomeren O-Ring mit einer thermoplastischen Kunststoffdichtung. Der O-Ring dient zum Ausgleich der geringeren Elastizität der Thermoplaste und sorgt für ausreichende Vorspannung. Der Kunststoffring wird meist aus PTFE hergestellt. Dieser Werkstoff


197

ist extrem reibungsarm, über ein sehr breites Temperaturband einsetzbar und verfügt über sehr gute chemische Beständigkeit gegenüber vielen Hydraulikflüssigkeiten. Sogenannte Stick-slip freie Dichtungsvarianten bestehen überwiegend aus solchen Dichtungslösungen. Nachteilig wirkt sich hierbei die relativ hohe Leckage aus. Als Abhilfe werden hierzu zwei Stangendichtungen hintereinander angeordnet. Der zweite Dichtring ist somit druckentlastet und hat die Aufgabe, das Lecköl des ersten Ringes abzustreifen. Daher kommt es auch zu fast keiner Reibkrafterhöhung. Die zweite Dichtung kann sowohl aus einer baugleichen Kombinationsdichtung als auch aus einem elastomeren Nutring bestehen.

x Kolbendichtungen Einfach wirkende Hydraulikzylinder haben nur auf der Arbeitsseite des Kolbens einen mit Fluid gefüllten Raum und müssen daher gegen die Atmosphäre abdichten. Somit wird bei ihnen absolute Dichtheit gefordert. Es gelten für deren Kolbendichtungen die gleichen Anforderungen wie für Stangendichtungen. Man setzt hier die von den Stangendichtungen bekannten Dichtungsformen und Dichtungssätze ein. Anders verhält es sich bei doppeltwirkenden Kolben (Differential- und Gleichgangzylinder). Bei ihnen können beide Seiten des Kolbens zur Arbeitsseite werden; dabei wird in den jeweiligen Arbeitsraum Öl gefördert, während jeweils aus der anderen Seite das Fluid zum Tank abfließt. Somit bedeutet Leckage „lediglich“ Energieverlust, der jedoch bei einer hermetischen Dichtung mit einer deutlich größeren Reibarbeit verbunden ist. Die Anforderung an die dynamische Dichtheit solcher Dichtungen ist geringer. Um jedoch eine Last an einer bestimmten Stelle halten zu können, müssen auch diese Dichtungen statisch absolut dicht sein. Die Problematik der sich dehnenden Zylinderrohre unter Druckbeaufschlagung ist bei der Auslegung der Dichtung zu berücksichtigen. Die Kolbendichtungen können als Lippen- oder Kompaktdichtungen ausgeführt werden. In der Konstruktionsphase ist zu beachten, dass exakte Abstimmungen hinsichtlich der Einsatzanforderungen mit den Dichtungsherstellern vorzunehmen sind. Als Hilfsmittel werden Softwarepakete angeboten, s. [7.31 – 7.33]. Nicht unerwähnt soll bleiben, dass mit Nachdruck an der Verbesserung des mechanischen Wirkungsgrades von Zylindern und an der Verlängerung der Lebensdauer der Dichtungen gearbeitet wird [7.24 – 7.28]. 7.3.2 Endlagendämpfung Die Endlagendämpfung bzw. -bremsung, die ein weiches Anfahren des Kolbens in die Endlage ermöglicht, dient dem Schutz des Zylinders sowie der gesamten Anlage. Eine Endlagendämpfung ist i. Allg. für größere Kolbengeschwindigkeiten, die noch weit unter der maximal zulässigen Geschwindigkeit liegen, erforderlich, da die sich aus dem System ergebende kinetische Energie (abhängig von Masse und Geschwindigkeit) ansonsten voll von den Endanschlägen im Zylinderboden bzw. -deckel aufgenommen werden muss. Die Gesamtenergie des mechanischen

198

7 Arbeitszylinder

Systems wird mit Gl. (7.28) berechnet und muss der Dämpfungsenergie nach Gl. (7.29) entsprechen, damit die angestrebte Wirkung erreicht wird. E m s v g

Masse der bewegten Teile Dämpfungslänge Geschwindigkeit der bewegten Teile Erdbeschleunigung Winkel der Kraftwirkungslinie gegenüber der senkrechten Einbaulage Vorzeichen je nach Bewegungsrichtung (+ Schub, - Zug) Dämpfungskraft

D r

FB

E

(7.28)

0,5 m v 2 r m g s sin D

s

³ FB ds .

(7.29)

0

Die hydraulische Endlagendämpfung setzt voraus, dass der Rücklaufquerschnitt der sich leerenden Zylinderkammer kurz vor Hubende über den Dämpfungsweg gedrosselt wird. Für die praktische Umsetzung gibt es verschiedene Möglichkeiten. Die am Kolben angebrachten Zusatzelemente ragen jeweils in den Dämpfungsraum und bewirken durch den sich ergebenden Gegendruck die Dämpfungskraft. Die wesentlichen Arten sind in Abb. 7.17 schematisch dargestellt.

a

b

c

d

Abb. 7.17 Arten der Endlagendämpfung. a mit Ringspalt b mit Bohrungen c mit Keilspalten d mit Drosselventilen


199

Die Realisierung der Endlagendämpfung gemäß Abb. 7.17 a ist eine kostengünstige und sehr einfache Art der Dämpfung, die keine ständige Veränderung der Dämpfungskraft gestattet. Der Arbeitskolben schließt gemäß Abb. 7.17 b abwechselnd die aus mehreren Bohrungen bestehenden Rücklaufquerschnitte teilweise ab. Auch hier ist die Dämpfung nicht regelbar, sie ist von den jeweiligen Querschnitten der Bohrungen abhängig. Eine weitere Variante ist die in Abb. 7.17 c dargestellte Rücklaufdrosselung, bei der der Dämpfungskolben mit Keilspalten oder Drosselkerbe in den Dämpfungsraum ragt. Um beim Anfahren in Gegenrichtung nicht mit verminderter Kolbenfläche aus dem Dämpfungsbereich fahren zu müssen, werden Rückschlagventile eingesetzt. Die Endlagendämpfung gemäß Abb. 7.17 d wird realisiert, indem der Dämpfungskolben kurz vor Hubende, wenn er die Bohrung im Zylinderdeckel erreicht hat, den Hauptabfluss der verdrängten Druckflüssigkeit verschließt. Das Fluid muss nun über das Drosselventil abfließen und es wird der oft einstellbare Gegendruck aufgebaut. Bei Richtungsumkehr wird der Zylinder mit dem gesamten Volumenstrom beaufschlagt, so dass ein ungehindertes Ausfahren des Zylinders möglich ist. Eine vollkommen andere Möglichkeit stellt der Einsatz von Industriestoßdämfern dar, die als separate Komponente parallel zum Hydraulikzylinder angeordnet werden [7.33]. Sie werden so dimensioniert, dass sie über ihren Arbeitsweg hinweg die kinetische Energie des gesamten bewegten Systems so abbauen, dass bei Erreichen der Endposition keine freie Energie verbleibt. Sie arbeiten ähnlich den in Kfz eingesetzten hydraulischen Stoßdämpfern, wobei innerhalb des System durch den Aufbau von unterschiedlichen Gegendrücken der Bewegungsrichtung Gegenkräfte entgegengesetzt werden. Sie werden vorrangig dort eingesetzt, wo hohe Geschwindigkeiten verbunden mit großen Kräften in den Endpositionen der Zylinder nicht zu umgehen sind.

7.3.3 Befestigungsmöglichkeiten der Zylinder Die Einsatzbedingungen bestimmen die mögliche Befestigungsart von Zylindern. Sie werden entweder in den Zylinderboden integriert oder durch Befestigungen am Zylinderkörper realisiert. Die Befestigungsarten unterliegen verschiedenen nationalen und internationalen Normen, um eine Austauschbarkeit zwischen verschiedenen Herstellern und Ländern zu gewährleisten. Abbildung 7.18 zeigt die grundlegenden Arten, die durch zahlreiche Modifikationen vor allem als starre Ausführung oder als Kugelgelenk realisiert werden. Es gibt keine Vorzugsvarianten, sondern die Kinematik, die Kraftwirkungslinie und die Einbauverhältnisse bestimmen die Befestigungsart, die in jedem Fall gemeinsam mit der Gestaltung des Kolbenstangenendes zu betrachten ist. Die Befestigung hat immer so zu erfolgen, dass die in Tabelle 7.3 angegebenen Belastungsfälle eingehalten werden, also keine statisch unbestimmten Systeme vorliegen bzw. keine außermittige Krafteinleitung erfolgt. Um das zu realisieren, müssen die beiden Zylinderbefestigungen entsprechend gestaltet werden. Die Kolbenstangenenden werden so ausgelegt, dass sie aufzuschrauben sind oder anderweitig befestigt werden können. Die Gestaltung selbst erfolgt nach den erforder-

200

7 Arbeitszylinder

lichen Gegebenheiten als Gewindeanschluss, Gelenkauge, Querrohr oder nur als Bohrung in der Kolbenstange.

a

d

b

c

e

Abb. 7.18 Befestigungsarten. a Flanschbefestigung am Zylinderkopf b Flanschbefestigung am Zylinderboden c Fußbefestigung d Schwenkbodenbefestigung e Gelenkaugenbefestigung

7.3.4 Wegmesssysteme Zylinderantriebe mit Wegmessung erweitern die Einsatzmöglichkeiten der Zylinder und sind für geregelte translatorische Achsen eine Grundvoraussetzung. Dabei ist grundsätzlich zwischen in den Zylindern integrierbaren Verfahren und externen Verfahren zu unterscheiden. Ein weiteres Unterscheidungsmerkmal ist die Art der Wegmessung, die auf der Basis analoger und digitaler Verfahren ausgeführt werden kann. Unter den analogen Systemen dominieren die Widerstandswegmessung (mit Potentiometer) für Längen bis ca. 1 m und der Einsatz induktiver Sensoren für Längen bis ca. 500 mm. Dagegen hat die kapazitive Wegmessung nur für sehr kleine Wege Bedeutung. Die induktiven Sensoren arbeiten als passive Sensoren, die auf dem Prinzip der Selbstinduktion basieren. Fließt durch eine Spule ein Wechselstrom, so erzeugt dieser ein sich ständig änderndes Magnetfeld, das wiederum in der Spule gemäß dem Induktionsgesetz eine Spannung induziert. Zur Lagemessung wird eine wegabhängige Induktionsänderung genutzt. Es werden vorwiegend Aufnehmer verwendet, die nach dem Differentialtransformator- oder dem DifferentialdrosselSystem arbeiten – sie stellen elektrisch einen Transformator mit einer Primärwicklung und zwei lose angekoppelten Sekundärwicklungen dar. Die Sekundärwicklungen sind räumlich auf einer gemeinsamen Achse hintereinander liegend angeordnet und elektrisch einander gegengeschaltet, so dass bei Mittelstellung des


201

Kerns (Tauchanker) die Ausgangsspannung Null wird. Durch Verschieben des Tauchankers wird die in den Sekundärspulen induzierte Wechselspannung ungleich. Am Ausgang des Aufnehmers liegt dann proportional zur Verschiebung des Ankers eine Wechselspannung an. Die Spulen werden oft mit einer Trägerfrequenz von 5 kHz oder höher betrieben. Nach einer Demodulation und Filterung liegt dann ein Gleichspannungssignal vor. Die Aufnehmer sind aufgrund ihres Aufbaus besonders für den Einsatz unter schwierigen Umgebungsbedingungen geeignet [7.17]. Wegaufnehmer in Differentialdrossel-Schaltung stellen elektrisch eine Wheatston’sche Halbbrücke mit veränderlichen, komplexen Widerständen dar, die durch eine Ohmsche Halbbrücke im Trägerfrequenzverstärker ergänzt wird. Die Ausgangsspannung der Brückenschaltung ist proportional der Verschiebung eines Magneteisenkerns. Im Messverstärker wird das Messsignal demoduliert und geglättet. Die berührungsfreien arbeitenden Sensoren sind besonders für kleine Wege geeignet. Für größere Wege sind die offenen Wegaufnehmer nach dem OszillatorDämpfungsverfahren besser geeignet. Bei diesem Verfahren wird durch Annäherung eines elektrisch leitenden Messobjektes die Dämpfung und damit die Amplitude eines LC-Schwingkreises verändert. Über einen relativ großen Weg erhält man eine der Messobjektposition proportionale Amplitude der Ausgangsspannung. Nach der Gleichrichtung und Filterung des Ausgangssignals liegt dann ein Gleichspannungssignal vor. Bei hohen Oszillatorfrequenzen (50 – 500 kHz) können sehr dynamische Messsysteme erreicht werden.

Abb. 7.19 Hydraulikzylinder mit integriertem Wegmesssystem (AHP Merkle GmbH)

In Abb. 7.19 ist eine Prüfvorrichtung mit Belastungszylinder dargestellt, die u. a. für Zerstörungsversuche für kleinere Zylinder eingesetzt wird. Der innerhalb der Vorrichtung montierte Prüfzylinder wird von dem sichtbaren äußeren Zylinder belastet. Dadurch, dass der Belastungssensor mit Druck- und Wegsensoren ausgerüstet ist, können Aussagen über die Belastungsgrenzen des Prüfzylinders bestimmt werden.

202

7 Arbeitszylinder

Eine weitere Möglichkeit ist das magnetostriktive Sensorprinzip, das berührungslos als absolutes Längenmesssystem arbeitet. Kernstück des Wegaufnehmers ist ein ferromagnetisches Messelement, wobei die zu messende Position durch einen beweglichen Dauermagneten markiert wird, der den Wellenleiter umschließt. Zur eigentlichen Messung wird ein kurzer Stromimpuls durch den Wellenleiter geschickt. Dadurch entsteht ein mit dem Impuls laufendes, örtlich veränderliches zweites Magnetfeld radial um den Wellenleiter. Das Zusammentreffen mit dem Magnetfeld des Positionsgebers löst einen Impuls aus. Die Laufzeit zwischen zwei Impulsen wird ausgewertet und damit die Stelle des Positionsgebers bestimmt. Die digitalen Verfahren arbeiten entweder mit codierten Linealen oder mit Ultraschall. Die Verfahren mit Längenmassstäben können inkremental oder absolut arbeiten.

7.4 Überprüfung von Zylindern Grundvoraussetzung für die optimale Funktion von Zylindern ist deren exakte Fertigung, da nur so leckagefreie und reibungsarme Komponenten hergestellt werden können. Für die Bewertung der Dichtheit der eingesetzten Dichtungen in Hydraulikzylindern gibt es in Deutschland derzeit keine verbindlichen Richtlinien bzw. Normen. In der Praxis werden häufig bei der Abnahme von Standardzylindern Funktionsproben mit Sichtprüfung durchgeführt, bzw. erfolgt die Prüfung nach eigenen Vorschriften. Meist geschieht dies in Anlehnung an die amerikanische Prüfnorm ASME B30.1 bzw. die in Österreich und der Schweiz geltende ISO 101000:2001. Die wesentlichen Aussagen beider Normen sind nachfolgend dargestellt:

x

ISO 10100:2001 1. Stick-Slip-Test, Zylinder wird mit 5 bar (Zylinderdurchmesser D 32 mm) bzw. 10 bar (D > 32 mm) beaufschlagt und mindestens 3 Mal in die Endpositionen gefahren, 2. Sichtprüfung nach innerer Leckage, Zylinder wird unter max. Betriebsdruck einund ausgefahren, 3. Sichtprüfung nach äußerer Leckage, wechselseitiges Beaufschlagen der Kolbenboden- bzw. Stangenseite mit 1,5-fachem des max. Betriebsdrucks, 10 s Haltezeit.

x

ASME B30.1 1. Dichtheitsprüfung mit 10 Arbeitsspielen bei 110% des max. Betriebsdruckes über den gesamten Hub, 2. Dichtheitsprüfung mit einer Belastung des Zylinders bei 90% des maximalen Hubes und dem 1,5-fachen des Betriebsdruckes.

x

VDMA Richtlinie 24577 Beurteilung von Zylindern durch Reibkraftmessungen.

7.4 Überprüfung von Zylindern

203

320

24

300

22

280

20

260

18

240 0

24

48

p2 [bar] Kolbenbodenseite

72

T2 [°C] Kolbenbodenseite

96

Temperatur [°C]

Druck [bar]

Vor diesem Hintergrund wurden von [7.36] experimentell gestützte Untersuchungen durchgeführt. Die Experimente wurden an ausgewählten Zylindern und Dummys (dem Zylindervolumen entsprechende verschlossene Rohre) durchgeführt. Aufbereitete Messwerte von Druckhalteprüfungen sind in Abb. 7.20 dargestellt. Es ist eindeutig erkennbar, dass bei dem Prüfzylinder während Langzeitmessungen über mehrere Tage keine Druckverluste bzw. Leckagen nachweisbar sind. Der Zylinder wurde zu Beginn der Messung mit 300 bar beaufschlagt und die Kugelventile geschlossen. Über die gesamte Messzeit wurde kein Öl nachgefördert. Bedingt durch unterschiedliche Ausdehnungskoeffizienten des Öles und des Zylinderkörpers bzw. der Kolbenstange ergeben sich die ermittelten Messwerte. So ist zu erkennen, dass die Druckschwankungen ausschließlich durch die Temperaturschwankungen hervorgerufen werden. 1 2 3

16 120

Zeit [h] T3 [°C] Zeit[h] Raumtemperatur

Abb. 7.20 Langzeituntersuchung zum Druckhaltevermögen. 1 Druck Kolbenbodenseite, 2 Raumtemperatur, 3 Temperatur Kobenbodenseite

Mit Hilfe eines mathematischen Modell (gemäß Abb. 7.21) kann die thermodynamischen Veränderungen des Systems werden. Die Ermittlung der

. Der innere Wärmestrom Temperaturverläufe erfolgt über die Wärmeströme Q ergibt sich zu: (7.30) Q i D i Ai TÖl TMetall Der äußere Wärmestrom ergibt sich zu: Q a D a Aa TMetall TUmgebung (7.31)

Anhand der Wärmeströme kann die Energieänderung des Öls und des Metalls ermittelt werden: 'EÖl Q i 't Q i t 2 t1 (7.32) 'E Metall

Q i Q a 't Q i Q a t 2 t1

(7.33)

Mit nachfolgenden Gln. wird der Verlauf der Öl- und Metalltemperatur iterativ von Punkt zu Punkt berechnet:

204

7 Arbeitszylinder

'E Öl TÖl , 2

mÖl cÖl 'TÖl TÖl ,1

mÖl cÖl TÖl ,2 TÖl ,1

'EÖl mÖl cÖl

'E M

m M c M 'TM

TM ,2

TM ,1

(7.34) (7.35)

m M c M TM , 2 TM ,1

'E M mM c M

(7.36) (7.37)

VMetall, mMetall

h ra

TUmgebung

Qa TMetall Qi ri

p VÖl, mÖl, TÖl

Ai

Abb. 7.21 Modell zur Bestimmung der Wärmeströme an Hydraulikzylindern

In einem geschlossenen System, wie es bei einem statischen Zylindertest vorliegt, wird durch eine Temperaturänderung eine Volumenänderung und damit eine Druckänderung verursacht. Befindet sich das System im thermischen Gleichgewicht, dann sind bei einem geschlossenen System keine Druckänderungen zu erwarten. Der Temperatureintrag beim Drucktest, unabhängig von der Zylindergröße beträgt ca. 0,01 K/bar. In Abhängigkeit von der Wärmekapazität des Zylinders sowie der Ölmenge wird der zeitliche Verlauf des Temperaturausgleichs beeinflusst. Die Dauer bis zum Erreichen des stabilen thermischen Zustandes nimmt mit der Größe der Zylinder zu und erreicht bei größeren Zylindern Zeiträume von mehreren Stunden. Der Druckverlust infolge der Temperaturänderung betrug bei den untersuchten Zylindern etwa 10 bar/K. Das Simulationsmodell bietet die Möglichkeit, für einen beliebigen Zylinder den zu erwartenden Enddruck in Abhängigkeit des Temperatureintrages zu bestimmen. Mit dem Simulationsmodell wird es möglich, innere Leckagen zu erfassen. Defekte an den Kolbendichtungen verursachen zwar keine umweltgefährdenden äußeren Leckagen; sie sind beim statischen Drucktest jedoch deutlich schwieriger zu detektieren und beeinträchtigen die Funktionsfähigkeit bis hin zum Versagen des Zylinders. Die Ursachen des Druckverlustes sind im Wesentlichen auf thermische Vorgänge zurückzuführen, solange der Zylinder dicht ist. Wird davon ausgegangen, dass das Öl im Hydraulikzylinder unter Druck steht und allmählich auskühlt, und

7.4 Überprüfung von Zylindern

205

dabei sich das Ölvolumen durch die sinkende Temperatur verringert. Durch die Kompressibilität des Öls wird jedoch erreicht, dass sich das Öl entspannt, es somit zu einem Druckabfall kommt, und das Öl wiederum das innere Zylindervolumen annimmt. Mit Gl. (7.38) kann das mathematisch erfasst werden 'p

§ VZyl , 2 · 1¸ . k ¨ ¨ VZyl ,1 ¸ © ¹

(7.38)

Bei einer anderen Betrachtungsweise wird der Zylinder als starrer Körper, der unabhängig von Temperatur- und Druckänderungen volumenkonstant ist, angenommen. Das heißt, der Betrag, um den sich das Öl aufgrund der Abkühlung zusammenzieht, wird infolge der Kompressibilität des Öls ausgeglichen, so dass wieder das Ursprungsvolumen herrscht. 'VÖl ,t 'p

'VÖl , p

'TÖl E t ,Öl k

(7.39) (7.40)

Für den Einsatz des Simulationsmodells bei Zylinderprüfungen müssen folgende Bedingungen realisiert werden:

x x x x x x x x

Das System Fluid-Zylinder-Umgebung muss bei Testbeginn im thermischen Gleichgewicht stehen; Die Umgebungsbedingungen dürfen sich während des Tests nicht ändern; Wärmeeinträge, außer die durch die Druckbeaufschlagung verursachten, wie z. B. durch die Reibung bei Zylinderhub, durch Befüllung mit warmem Öl etc., müssen vermieden werden; schneller Aufbau des Prüfdrucks (max. 1 – 2 s), zylindernahe Absperrventile, geeignete Ventiltechnik (unter Druck schaltbar; 100%-ig dicht), Wärmebrücken zwischen Zylinder und Prüfstand sind zu vermeiden und Bestimmung der zylinderspezifischen Wärmeübergangskoeffizienten.

Das Modell wurde an Zylindern mit Elastomerdichtungen und an reibungsoptimierten Zylinder mit Gleitringdichtungen erfolgreich erprobt. Durch Realisierung von messbaren Spalten im Bereich der Dichtungen ergibt sich der in Abb. 7.22 dargestellte Verlauf. Das Öl strömt durch den Dichtbereich des Zylinderkolbens und der sich daraus ergebende Druckabfall ist in kürzester Zeit erkennbar (gestrichelte Linien). Dieser Sachverhalt entspricht einer Fehlmontage des Zylinders bei der Fertigung, diese Zylinder sind auch bei Kurzeitprüfungen eindeutig erkennbar.

206

7 Arbeitszylinder

Abb. 7.22 Druckabfallmessung an Hydraulikzylindern. 1 Zylinder funktionstüchtig, 2 Zylinder defekt

Unter messtechnisch vertretbarem Aufwand und hinreichender Genauigkeit der Aussagen stellt die zeitbezogene Druckabfallmessung die praktisch umsetzbare Lösung dar [7.18]. In Abb. 7.23 ist schematisch ein Lösungsvorschlag dargestellt, dabei wird deutlich, dass vor allem die Spannvorrichtungen für den schnellen Prüfzylinderwechsel unter der Voraussetzung, dass Zylinder mit unterschiedlichen geometrischen Daten zu prüfen sind, den Aufwand ausmachen. Dieser Prüfstand wird erfolgreich zur Qualitätskontrolle von Hansa-Flex AG Aggregatebau in Dresden [7.19] eingesetzt.

Abb. 7.23 Zylinderprüfstand (HANSA-FLEX AG Aggregatebau Dresden)

8 Ventile

Die Verbraucher (Hydromotoren bzw. Arbeitszylinder) erhalten von der Volumenstrom- bzw. Druckquelle ihre hydraulische Leistung und formen sie in mechanische Leistung um. Damit die Verbraucher an der anzutreibenden Maschine die geforderten Parameter (z. B. Drehzahl, Drehmoment bzw. Geschwindigkeit, Kraft) zeitlich und größenmäßig zur Verfügung bringen können, sind Ventile in den Kreislauf zu schalten. Ventile haben die Aufgabe, die hydraulische Leistung zu steuern bzw. zu regeln, um damit Start bzw. Stopp zu bewirken sowie Richtung und Größe des Volumenstromes und/oder Größe des Druckes zu beeinflussen. Dabei erhalten die Ventile ihre Schalt- und Steuerinformationen meist als elektrische oder mechanische Informationen über ihre Betätigungselemente. Häufig werden diese Informationen aus den aktuellen Parametern des Hydraulikkreislaufs entsprechend der vorhandenen Schalt- bzw. Regelungsstruktur gewonnen. Die Ventilfunktion wird durch Öffnen oder Schließen der Ventilelemente verwirklicht. Dabei sind definierte Schaltstellungen für freien Durchfluss oder Sperrung, aber auch stetig verstellbare Zwischenstellungen der Ventilelemente zur Drosselung des Durchflussstromes gebräuchlich. Die Ventilelemente sind als Sitzelemente oder Schieberelemente ausgeführt (Abb. 8.1). F

F

p

p

a

F

F

p

b

c

p

d

F

F

p

p

p

e

f

g

Abb. 8.1 Ventilelemente. a Kugelsitzelement b bis d Kegelsitzelemente e schieber-geführtes Kegelsitzelement f Teller- bzw. Plattenelement g Kolbenlängsschieberelement


208

8 Ventile

Abb. 8.1 zeigt Prinzipbeispiele von Ventilelementen. Grundsätzlich ist bei Schieberelementen durch das funktionsnotwendige Spiel zwischen Kolben und Bohrung Leckage nicht zu vermeiden. Dagegen lässt sich bei Sitzelementen Dichtheit erreichen. Um Sitzelementen zusätzlich Führung zu geben, werden zunehmend schiebergeführte Sitzelemente verwendet (s. Abb. 8.1 e). Die Ventilelemente werden meistens durch Federkraft in einer bevorzugten, häufig durch Anschlag definierten Endstellung (Schließstellung oder geöffnete Stellung) gehalten. Durch eine Gegenkraft, die von einem auf eine Fläche wirkenden Druck, einer Magnetkraft oder einer anderen mechanischen Betätigungskraft gebildet wird, erfolgt eine Verschiebung des Ventilelementes in eine andere Endstellung oder in eine drosselnde Zwischenstellung. Das graphische Grundsymbol eines Ventils ist ein Rechteck oder ein Quadrat und wird nach DIN 1219-1 dargestellt. Die Auswahl und der Einsatz der verschiedenen Ventile richten sich nach der zu erfüllenden Aufgabe in der Hydraulikanlage. Danach werden die Ventile eingeteilt in:

Druckventile, Stromventile, Sperrventile, Wegeventile.

Neben der Aufgabenbezeichnung der Ventile werden von den Herstellern Nenngröße (NG) und Nenndruck (ND) angegeben. Die Nenngröße ist häufig gleich der Nennweite (NW) der Anschlussbohrungen des Ventils. Die Nenngröße sagt nichts aus über die Größe des zulässigen Durchflussstromes und die zu erwartenden Kennwerte und Kennlinien. Kenngrößen und Einsatzbedingungen der Ventile werden vom Hersteller angegeben. Ventile für Hydraulikanlagen müssen den Ausführungsgrundlagen nach DIN 24346 entsprechen. Dabei sind insbesondere Forderungen bezüglich der Ausführung, der technischen Sicherheit, der Einbaulage, der Betätigungskennzeichnung und der Leitungsverlegung zu beachten und einzuhalten. Sicherheitstechnische Anforderungen bestehen für Ventile und besonders für Druckbegrenzungsventile nach EN 982, deren Einhaltung für Konstruktion, Bau und Modifizierung von Hydraulikanlagen gilt.

8.1 Druckventile Druckventile haben die Aufgabe, den Druck, die Druckdifferenz oder das Druckverhältnis in einer Hydraulikanlage zu begrenzen, konstant zu halten oder in Abhängigkeit von den Betriebsbedingungen nach vorgegebenen Parametern zu steuern bzw. zu regeln. Entsprechend ihrer Aufgabe werden die Druckventile eingeteilt in: Druckbegrenzungsventile, Druckreduzierventile, Druckdifferenzventile, Druckverhältnisventile.

8.1 Druckventile

209

8.1.1 Druckbegrenzungsventile Das Druckbegrenzungsventil VD hat die Aufgabe, den Druck in einer Hydraulikanlage oder in einem Teilbereich der Anlage zu begrenzen. Ein Druckanstieg kann in einem Leitungssystem entstehen: wenn der Zustrom (z. B. durch die Pumpe) größer ist als der Abstrom (z. B. durch den Hydromotor), wenn das Volumen eines abgeschlossenen Systems verkleinert wird (z. B. durch äußere Kraft bewirktes Einfahren des Kolbens eines Arbeitszylinders), wenn die Belastung am Verbraucher (Hydromotor bzw. Arbeitszylinder) ansteigt, wenn der Druckflüssigkeit in einem abgeschlossenem System Wärmeenergie zugeführt wird. Das Druckbegrenzungsventil soll die Anlage und insbesondere die Pumpe vor unzulässig hohen Drücken schützen. Das Druckbegrenzungsventil in seiner Funktion als Sicherheitsventil ist Bestandteil einer jeden Hydraulikanlage. Es wird stets im Nebenschluss geschaltet. Zwischen Pumpe und Druckbegrenzungsventil darf keine Sperrung durch ein Ventil möglich sein. In seiner Grundvariante besteht das Druckbegrenzungsventil als direktgesteuertes Ventil aus einem Ventilelement (analog nach Abb. 8.1), das mit einer vorgespannten Feder in seine Schließstellung gedrückt wird. Damit wird die Druckleitung zum Behälter abgesperrt. Der zu begrenzende Druck wirkt im Ventil über eine Steuerleitung mit Dämpfungsdrossel VDr (vgl. Abb. 8.2) auf die Fläche A des Ventilelementes in Öffnungsrichtung.

VDr

p1

QVD s

As p2 A

QV

a

b

Abb. 8.2 Direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil (Funktionsprinzip des geöffneten Ventils). a Prinzip b Symbol

Er bildet unter stationären Bedingungen (p1 = p2) die Kraft A p1

c F ( s svor ).

(8.1)

Wird die Federvorspannungskraft c F svor von der ansteigenden Druckkraft erreicht und überschritten, beginnt das Ventilelement sich zu öffnen. Dabei strömt

210

8 Ventile

durch die Öffnung des Ventils mit der Spaltlänge s ein gedrosselter Volumenstrom zum drucklosen Behälter. In Abb. 8.3 sind zwei direktgesteuerte Druckbegrenzungsventile dargestellt. Das Sitzventil ermöglicht einen leckagefreien Betrieb und eine kurze Ansprechzeit, da bereits bei einem kleinen Hub ein relativ großer Querschnitt frei wird. Die große Empfindlichkeit des Ventils kann bei kleinen Durchflüssen und kleinen Leitungsvolumina zur Instabilität der Druckregelung führen. Diese große Empfindlichkeit wird bei Kolbenventilen gemäß Abb. 8.3 b m. H. von Kerben an der Kolbensteuerkante vermieden. Der grundlegende Nachteil von Kolbenventilen, keine Leckagefreiheit, bleibt erhalten. Das dynamische Verhalten wird mittels Dämpfungsdrosseln und Dämpfungskolben beeinflusst. Der in Abb. 8.3 b eingezeichnete Dämpfungskolben 1 taucht in eine Sackbohrung ein. Die unter dem Kolben befindliche Flüssigkeit ermöglicht die angestrebte Dämpfung. Diese Dämpfungsorgane sind auch bei Sitzventilen anwendbar.

L P

A P a

b

A 1

Abb. 8.3 Direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil. a als Sitzventil b als Kolbenventil 1 Dämpfungskolben

Der Ansprechdruck des Ventils p1 kann durch Variation des Federvorspannwegs svor auf verschiedene Werte eingestellt werden. Beeinflusst wird die Kennlinie durch Strömungs-, Reib- und Widerstandskräfte (vgl. Abschn. 4.5 und 4.9). Da Strömungskräfte in Schließrichtung des Ventilelementes wirken, verstärken sie die Wirkung der Federkraft. Reibkräfte am Ventilkolben und Federhysteresis bewirken eine Kennlinienhysteresis, die eine Differenz des Volumenstroms Q zwischen Öffnungs- und Schließdruck zur Folge hat. Das Verhalten eines direktgesteuerten Druckbegrenzungsventils in einem Kreislauf. Innerhalb eines Hydrauliksystems ist ein Druckbegrenzungsventil im geöffneten Zustand ein Druckregler. Es sorgt dafür, dass bei steigendem oder sinkendem Druck ein größerer oder kleinerer Volumenstrom aus dem System abgeführt wird. Die Dynamik des Gesamtsystems mit seinen Energiespeichern (Massen, Federn, kompressible Medien) zu analysieren ist wichtig, da es die Struktur eines Regelkreises besitzt (Stabilitätsgrenze, Eigenwerte). Der Algorith-

8.1 Druckventile

211

mus der Modellierung und viele Funktionen wurden aus Abschn. 4.9 übernommen (s. auch [8.44]). Der 1. Schritt: In Abb. 8.4 ist ein einfacher Kreislauf zur Ermittlung des dynamischen Verhaltens eines Druckbegrenzungsventils, hier eines direktgesteuerten Kegel-Sitzventils, dargestellt. Das Wegeventil werde zum Zeitpunkt t = 0 geschlossen, QVW wird null. Der Anfangswert p1(0) sei kleiner als der Ansprechdruck des Druckbegrenzungsventils. Die Pumpe fördert ihren Volumenstrom QP für t > 0 in das abgeschlossene Leitungsvolumen VL und bewirkt einen Druckanstieg. Mit dem Erreichen des Öffnungsdruckes des Druckbegrenzungsventils pÖ entsteht der Volumenstrom QVD, der im eingeschwungenen Zustand der Regelung gleich dem Förderstrom QP ist. Der 2. Schritt: Die Energiespeicher des Systems sind die bewegte Masse m, die Feder mit der Federkonstante c und die Kapazität CL = VLE. Die Funktionen der Energiespeicher lauten (s. auch Abschn. 4.9): p 1

s

1 Q gL , p1 VL E

1 FB , s m

³ p

1

dt ,

(8.2 a)

³ s dt , s ³ s dt (F

B

(8.2 b)

… Beschleunigungskraft).

VL QgL

p1

QVD QVW

s

A

QD QV

m Drosselspalt mit Leitwert GSp

H

c

QP p1(0)

d

p2

GD

p=0

svor

VDr

Abb. 8.4 Schema eines Kreislaufs zur Ermittlung des dynamischen Verhaltens eines Druckbegrenzungsventils

Der 3. Schritt: Die folgenden Bilanzgleichungen der Volumenströme und der Kräfte können ermittelt werden (FF … Federkraft, FAn … Anschlagkraft, FSt … Strahlkraft, s. Gl. (4.102)): QgL

QP QVD

QP (QV QD ) .

(8.3 a)

212

8 Ventile

FB

(8.3 b)

p2 A FF FRP FRC FAn FSt

Der 4. Schritt: Die weiteren statischen Grundbeziehungen des Systems lauten (s. Abschn. 4.9): QD A s GD p1 p2 GD 'p12 Strömung in der Dämpfungsbohrung), QV

GSp p1 mit GSp

K Sp hSp , K Sp

(s. Gl. (4.96) und Abb. 4.41) und hSp FRP FF

k s , FRC

(Annahme

D d S

laminarer 2

U

(8.4 b)

0 für s d 0 , ® ¯s sin H für s ! 0

FRC sign(s) ,

c s svor , FA

(8.4 a)

0 für s t a . ® ¯s c An für s a

(8.4 c) (8.4 d)

Die axiale Strahlkraft FSt lautet analog Gl. (4.102): QV QV FSt U QV v cos H . Mit Gl. (8.x2 b) und v ergibt sich | D AStr D hSp S d FSt | 2 D S d cos H hSp p1

K St hSp p1 .

(8.4 e)

Da die Regelgröße p1 annähernd konstant bleibt, entsteht für s > 0 quasi eine Federcharakteristik ( FSt | f ( s ) ). Der 5. Schritt: Die Funktionen in den Gln. (8.4 a) bis (8.4 e) sind in dem in Abb. 8.5 dargestellten Blockschaltbild wieder zu finden. Dieses Blockschaltbild ist die Basis des Simulationsmodells (s. auch Abschn. 4.9). Die Regelungsstruktur ist erkennbar: Pumpe und Leitungssystem sind die Regelstrecke, das Druckbegrenzungsventil ist der Druckregler mit den Eingangsgrößen Druck p1 sowie Federvorspannung svor und der Ausgangsgröße QVD. Der 6. Schritt (Festlegung der Koeffizienten des Systems und der Anfangswerte der Zustandsgrößen): Die Druckbegrenzung soll bei etwa pÖ = 160 bar = 16 N/mm2 einsetzen. Der Pumpenförderstrom soll maximal QP = 24 l/min = 400000 mm3/s betragen. Das Leitungsvolumen VL soll im Bereich von 0,5 l und 2 l liegen. Als Anfangswerte der Zustandsgrößen wurden festgelegt:

p1(0) = 150 bar = 15 N/mm2, p1 (0) A c svor s (0) 0,00078 mm , c An c s(0) 0 .

8.1 Druckventile

QP

QgL

p1

1 VL ß

-

Pumpe und Leitungssystem

p1

³ dt

Druckbegrenzungsventil

QVD

p1

cAn FAn p2

FRC

-

--

1 m

FB

'p12

s FRP

1 GD

QD

³ dt

hSp

³ dt

KSp

GSp

S

QV

k s

A

FF FSt

s

s

-

A

-

QVD

213

svor

c

p1

S

2 D S d cosH

Abb. 8.5 Blockschaltbild des Systems nach Abb. 8.4

Folgende Koeffizienten wurden gewählt:

Durchmesser d = 10 mm

Fläche A = 0,78 cm2 = 78 mm2,

Volumen: VL = 0,5 l = 0,5 · 106 mm3 bis VL = 2 l = 2 · 106 mm3,

Kompressibilität des Öles: E = 10-3 mm2/N,

zu bewegende Lastmasse: m = 200 g = 0,0002 N s2/mm (Steuerschieber mit dem linken Teil der Feder),

Federkonstante: c = 120 N/mm,

Federkonstante des Anschlages: cAn = 100000 N/mm,

Durchflussbeiwert: D = 0,7,

Kegelwinkel H = 45°,

Dichte des Öles: U = 0,9 kg/dm3 = 9 · 10-10 N s2/mm4,

Beiwert des Drosselspaltleitwertes: K Sp

D d S

2

U

0,7 10 mm S

9 10 10

3 2 6 mm , 1 , 04 10 | N s 2 / mm 4 s N

214

8 Ventile

6 10 3

l / min bar

1 103

mm 5 , sN

Leitwert der Dämpfungsbohrung: GD

Beiwert der Strahlkraft:

| 31mm , 2 Faktor der geschwindigkeitsproportionalen Reibkraft: k = 1 N s/mm,

Coulombsche Reibkraft: FRC = 0 N,

K St

2 D S d cos H

2 0,7 10 mm S

1

A pö 78 mm 2 16 N / mm 2 10,4 mm . c 120 N / mm Der 7. Schritt: Die Simulation zur Ermittlung des Verhaltens dieser Druckregelung wurde m. H. von WinFACT/BORIS [8.45] für zwei Varianten durchgeführt (s. auch Abschn. 4.9):

svor = 10,4 mm svor

Var. 1: QP = 24 l/min = 400000 mm3/s, VL = 0,5 l = 0,5 · 106 mm3 , Var. 2: QP = 12 l/min = 200000 mm3/s, VL = 2 l = 2 · 106 mm3,

a

b Abb. 8.6 Simulationsergebnisse für zwei Parameter-Varianten, Var. 1: QP = 24 l/min, VL = 0,5 l/min, Var. 2: QP = 12 l/min, VL = 2 l/min. a Druckverläufe p1 b VolumenstromVerläufe QVD

Aus den Kurven in Abb. 8.6 sind folgende Erkenntnisse zu gewinnen:

8.1 Druckventile

215

Die Regelung besitzt einen bleibenden Regelfehler. Je größer die Volumenströme sind (im stationären Zustand ist QP = QVD), desto größer ist der sich stationär einstellende Druck p1. Frequenz und Dämpfung der Kurven hängen stark von der Kapazität der Leitungen ab. Die Ermittlung der Stabilitätsgrenze der Regelung (diese ist für s > 0 in Funktion) und die Bestimmung der Eigenwerte wie Eigenzeitkonstante oder Dämpfung kann an Hand eines linearen Modells dieses Systems erfolgen. Die Dämpfungskraft kann linear beschrieben werden, wenn die coulombsche Reibung vernachlässigt wird. Die Rückwirkung der Dämpfungsbohrung führt zu einer zur Reibkraft FRP parallelen geschwindigkeitsproportionalen Kraft A2 A2 . s . Der Gesamtfaktor dieser Kraft ist damit k ges k FD GD GD Auf die annähernde Federcharakteristik der Strömungskraft FSt wurde schon hingewiesen. Die Gesamtfederwirkung ergibt sich für p1 | p10 | konst. zu (s. Gl. (8.4 b und e) c ges | c 2 D S d cos H sin H p10 .

Mit p1 | p10 | konst. ist QV | K Sp sin H p10 s . Da QV >> QD ist, wird gesetzt: QVD | QV | K Sp sin H p10 s

KVD s .

Damit entsteht ein lineares Modell, das in Abb. 8.7 als Blockschaltbild dargestellt ist. Analog zu Abb. 4.54 wurden die Integrationen über die Zeit in die Blöcke mit der Übertragungsfunktion 1/s überführt. QgL

QP -

p1 1 p1 F1 A s VL ß 1

GH(s)

QVD

1 m --

s

1 s

1 s

s

KVD

QVD

kges cges

Abb. 8.7 Blockschaltbild des linearisierten Systems (Integrationen m. H. des Laplaceoperators s in die Funktionen 1/s überführt)

Über die Übertragungsfunktion GH(s) (s. Abschn. 4.9) GH ( s )

s(s) F1 ( s )

c ges

1 , k ges s m s 2

(8.5 a)

ergibt sich die ÜTF des offenen Regelkreises: G0 ( s )

A 1 KVD . VL E s c ges k ges s m s 2

(8.5 b)

216

8 Ventile

Dieses System dritter Ordnung kann instabil werden. Bei Anwendung eines der üblichen Stabilitätskriterien der Regelungstechnik ergibt sich folgende Stabilitätsbedingung für diesen Regelkreis: KVD m . c ges k ges E

VL !

(8.5 c)

Werden die oben angegebenen Koeffizienten eingesetzt und der Arbeitspunkt des Druckes mit p10 = 16,4 N/mm2 gewählt, ergibt sich über k ges 7,1 N s / mm , c ges

480 N / mm , KVD | 3 10 6 N s / mm 5 die Stabilitätsbedingung

VL > 174 mm3. Ein so kleines Kreislauf-Leitungs-Volumen tritt kaum auf, so dass ein Kreislauf mit Druckbegrenzungsventil fast immer stabil ist. Als Ursache der teilweise schwach gedämpften Schwingungen in Abb. 8.6 wird häufig das Feder-Masse-System Druckbegrenzungsventil vermutet. Wird die Gl. (8.5 a) in die Form nach Gl. (4.134 c) gebracht mit K

1 c ges

m , DVD c ges

, TVD

k ges 2 m c ges

,

(8.6 a)

ergibt sich jedoch, dass DVD deutlich größer als eins ist: DVD

k ges

7,1

2 m c ges

2 0,0002 480

11,5 ,

(8.6 b)

d. h., die Masse m in Gl. (8.5 a) hat keinen Einfluss auf die Übergangsvorgänge. Die Ursache der schwachen Dämpfung liegt in der Regelkreisstruktur selbst. Der Ansatz für die ÜTF QVD(s)/QP(s) lautet für m = 0

G (s)

QVD ( s ) QP ( s )

G0 ( s ) 1 G0 ( s )

1 A KVD VL E s c ges k ges s . 1 A 1 KVD VL E s c ges k ges s

(8.7 a)

Die Umformung in die Normalform ergibt 1

G ( s) 1

mit T

VL E c ges A KVD

VL E k ges A KVD

s

VL E k ges A KVD

und D

c ges 2

s2

1 1 2 DT s T 2 s 2

(8.7 b)

VL E . A KVD k ges

Für die Parametervariante 1 (Abb. 8.6) sind die Eigenwerte T = 0,0039 s und D = 0,13. Sie stimmen gut mit den Kurven in Abb. 8.6 überein. Folgende Tendenz

8.1 Druckventile

217

ist aus Gl. (8.7 b) zu erkennen: Mit wachsendem VL nimmt die Dämpfung D zu, mit wachsender Bedämpfung des Ventils selbst (kges, DVD) jedoch ab (weitere Darlegungen über das stationäre und dynamische Verhalten von Druckbegrenzungsventilen siehe in [8.1 – 8.7]). Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil weicht im Aufbau wesentlich vom direktgesteuerten Ventil ab. Es besteht grundsätzlich aus zwei Ventilen und bedeutet einen Mehraufwand. Trotzdem werden vorgesteuerte Ventile sehr häufig insbesondere für große Volumenströme eingesetzt, da sie günstigere stationäre Kennlinien besitzen (s. folgende Seite). Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil besteht aus dem Hauptventil und dem Vorsteuerventil (s. Abb. 8.8 und Abb. 8.9 a). Das Hauptventil sperrt mit dem Kolben 1 die Verbindung zum Behälter ab, solange der am Vorsteuerventil 3 eingestellte Druck nicht erreicht wird. Der zu begrenzende Druck p1 wirkt somit auf beide Flächen des Kolbens 1 und die Kolbenkräfte heben sich auf. Die Feder 2 hält den Kolben 1 in Schließstellung. Der Druck p1 wirkt über eine Funktionsdrossel VDr auf das direktgesteuerte Vorsteuerventil 3 und es gilt p1 = p2.

1

2

4 X AK

FF P

5 3

T Y

Abb. 8.8 Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil. 1 Hauptkolben, 2 Feder, 3 Vorsteuerventil, 4 Drossel (Blende), 5 Fernsteueranschluss

218

8 Ventile

Q

p1

s

VDr

p2

As

b 1

A

4

2

3

a

c

Abb. 8.9 Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil. a Prinzip 1 Hauptkolben, 2 Feder, 3 Vorsteuerventil, 4 Drosselspalt b Symbol c vereinfachtes Symbol

Steigt der Druck p1 und erreicht er den Sollwert, der am Vorsteuerventil durch die Federvorspannung eingestellt ist, beginnt das Vorsteuerventil zu öffnen. Damit fließt ein kleiner Steuerstrom durch die Funktionsdrossel VDr. Bei weiterer Erhöhung von p1 ergibt sich eine Druckdifferenz p1 – p2, die auf den Hauptkolben 1 in Öffnungsrichtung wirkt. Überschreitet die Differenzkraft A · (p1 – p2) die Federvorspannungskraft der Feder 2, beginnt der Hauptkolben 1 zu öffnen und der Volumenstrom Q fließt gedrosselt durch den Drosselspalt 4 zum Behälter. Durch die mögliche niedrige Federsteife der Feder 2 lässt sich eine günstige stationäre Kennlinie des vorgesteuerten Ventils erreichen (s. Abb. 8.10).

p1

a b c

Q

Abb. 8.10 Stationäres Verhalten von Druckbegrenzungsventilen p1 = f(Q). a direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil b vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil c ideale Kennlinie

Beim vorgesteuerten Ventil lässt sich das Vorsteuerventil getrennt vom Hauptventil anordnen und mit einer Steuerleitung verbinden, so dass eine Ferneinstellung des Druckes ermöglicht wird. Eine Funktionserweiterung wird mit mehreren auf verschiedene Drücke eingestellten Vorsteuerventilen erreicht, die

8.1 Druckventile

219

z. B. mit einem Wegeventil nacheinander in einer Programmfolge in Funktion geschaltet werden. Wird die Steuerleitung zwischen Haupt- und Vorsteuerventil direkt zum Behälter geschaltet, dann öffnet das Hauptventil vollständig und der Volumenstrom fließt praktisch drucklos zum Behälter. Ventilvarianten und Anwendungsvarianten. Bei den Druckbegrenzungsventilen ist zwischen Ventilvarianten und Anwendungsvarianten zu unterscheiden. Die Ventilvarianten unterscheiden sich z. T. nur geringfügig im Ventilaufbau. Die Anwendungsvarianten werden von den Ventilvarianten und der Hydraulikkreislaufstruktur beeinflusst. Folgende Ventilvarianten werden unterschieden: direktgesteuert – vorgesteuert, eigengesteuert – fremdgesteuert, ablaufdruckentlastet – nicht ablaufdruckentlastet. Das direktgesteuerte und das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil wurden oben beschrieben. Diese Ventile sind eigengesteuert, weil deren eigener zu begrenzender Druck dazu benutzt wird, die Regelfunktion des Ventils aufrechtzuerhalten. Im Gegensatz dazu wird das fremdgesteuerte Ventil von einem fremden Druck betätigt und besitzt eine gesonderte Steuerleitung. Die Symbole dazu sind in Abb. 8.11 a und b dargestellt. Beim fremdgesteuerten Ventil ist darauf hinzuweisen, dass der fremde Steuerdruck nicht ein beliebiger Druck sein kann, sondern er muss in einem indirekten Zusammenhang mit dem zu regelnden Druck stehen (s. Anwendungsvarianten nach Abb. 8.12). Wie in Abb. 8.2 a dargestellt, ist am Federraum des Ventils eine Leckleitung angeschlossen. Eine solche Entlastungsleitung ist für die Funktion des Ventils notwendig, da sonst das im Federraum sich ansammelnde Fluid die Bewegung des Ventilkolbens behindert, ja sogar blockieren kann. Um eine gesonderte Leckleitung zum Behälter einzusparen, ist häufig innerhalb des Ventilgehäuses eine Bohrungsverbindung zwischen Federraum und Ablaufleitung vorhanden. Das setzt voraus, dass in der Ablaufleitung kein Druck durch einen Widerstand, ein nachgeschaltetes Ventil oder einen nachgeschalteten Verbraucher entstehen kann. Diese Ventilvariante ist in Bezug auf den Federraum nicht ablaufdruckentlastet (Abb. 8.11 d), während die Ventilvariante mit einer gesonderten Leckölleitung als ablaufdruckentlastet bezeichnet wird (Abb. 8.11 c). In der Praxis wird dieser Unterschied nicht immer beachtet. Dadurch kann es bei der nicht ablaufdruckentlasteten Variante zu Fehlfunktionen führen. Wirkt z. B. bei der nicht ablaufdruckentlasteten Ventilvariante ein Druck p2 durch einen Widerstand in der Ablaufleitung, dann öffnet das Ventil erst mit einem Druck p1 = pe + p2 vor dem Ventil, wobei pe der an der Feder eingestellte Druck ist. In einem solchen Falle arbeitet das Ventil als Druckdifferenzventil mit pe = p1 – p2 (s. Abschn. 8.1.3).

220

8 Ventile

px

a

b

c

d

Abb. 8.11 Ventilvarianten des direktgesteuerten Druckbegrenzungsventils. a eigengesteuert b fremdgesteuert (px – Fremdsteuerdruck) c ablaufdruckentlastet d nicht ablaufdruckentlastet

Druckbegrenzungsventile können unter Beachtung der Ventilvarianten zu unterschiedlichen Anwendungsschaltungen, den Anwendungsvarianten, eingesetzt werden. Folgende Ventilanwendungsvarianten sind zu unterscheiden:

Sicherheitsventil, Überströmventil, Zuschaltventil und Abschaltventil.

In Abb. 8.12 diese Ventilanwendungsvarianten innerhalb von Prinzipschaltungen dargestellt. Am häufigsten werden Druckbegrenzungsventile als Sicherheitsventile eingesetzt (Abb. 8.12 a). Diese Ventile sind im Normalzustand geschlossen (QVD = 0 und p < pe) und öffnen nur bei Überlastung des Systems, d. h., wenn der Druck im System den eingestellten Wert pe überschreitet. Gerade dann soll ein solches Ventil sehr schnell reagieren und ohne große Druckspitze öffnen und gedämpft einschwingen. Wird das gleiche Ventil als Überströmventil in einer solchen Kreislaufstruktur verwendet (Abb. 8.12 b), bei der der Zustrom QP (z. B. durch Konstantpumpe) ständig größer ist als der Abstrom QS (z. B. durch Volumenstromdosierung mit einem Zwei-Wege-Stromregelventil), dann befindet sich das Ventil VD immer in Regelstellung (QVD > 0, p = pe) und hält den Druck p aufrecht. Eine solche Kreislaufstruktur bildet eine Druckquelle (s. Abschn. 5.1). Zu beachten ist, dass Druckquellen dieser Art eine Verlustleistung PV = p·(QP – QS) produzieren. Sie sind lediglich für kleine Leistungen und bei kurzer Einschaltdauer zu verwenden. Das Druckbegrenzungsventil als Zuschaltventil (Abb. 8.12 c), auch als Folgeschalt- oder Vorspannventil bezeichnet, hat z. B. die Aufgabe, einen zweiten Leitungszweig dann mit Volumenstrom zu versorgen, wenn ein bestimmter Druck p in der Hauptleitung erreicht und überschritten wird. Eine solche Bedingung wird immer dann gefordert, wenn technologisch bedingt ein Vorgang (z. B. Spannvorgang mit einem Arbeitszylinder) abgeschlossen ist und eine Druckerhöhung die Folge ist. In diesem Falle (mit pe2 > pe1) öffnet das Druckbegrenzungsventil VD1 als Schaltventil. Dabei ist als Ventilvariante das ablaufdruckentlastete Ventil zu

8.1 Druckventile

221

verwenden. Wird das nicht beachtet, dann wird der Zulaufdruck um den Wert des Verbraucherdruckes im zweiten Leitungszweig überhöht und die gewollte Funktion nicht erreicht. p

VD2

VD

pe2

pe

a

QP

VD1 pe1

c

p p

VD

VD2 QS

b

p

QVD

pe

d

pe2

VD1 pe1

Abb. 8.12 Anwendungsvarianten von Druckbegrenzungsventilen. a VD Sicherheitsventil b VD Überströmventil (QP > QS) c VD1 Zuschaltventil (ablaufdruckentlastet), VD2 Sicherheitsventil d VD1 Abschaltventil (fremdgesteuert), VD2 Sicherheitsventil

Das Druckbegrenzungsventil als Abschaltventil (Abb. 8.12 d) hat die Aufgabe, z. B. bei einer Parallelschaltung von zwei Pumpen, eine Pumpe druckabhängig in den drucklosen Umlauf zu schalten. Diese Forderung besteht, wenn eine Hochdruck- und eine Niederdruckpumpe gemeinsam in ein Leitungssystem fördern und bei einem vorgegebenen Druck pe1 am Ventil VD1 die Niederdruckpumpe über das Abschaltventil VD1 drucklos in den Behälter fördern soll. Die Hochdruckpumpe fördert dann allein in das System. Sinkt der Druck p wieder unter den Einstellwert des Abschaltventils, schließt das Abschaltventil und die Pumpe fördert wieder zum System. Als Ventilvariante ist ein fremdgesteuertes Ventil in Verbindung mit einem Rückschlagventil zu verwenden. Werden mehr als zwei Pumpen parallel geschaltet, ist die Struktur mit der entsprechenden Anzahl von Abschalt- und Rückschlagventilen auszurüsten, wobei die einzelnen Abschaltdrücke gestuft einzustellen sind. In der Praxis wird insbesondere für die Aufladung von Druckspeichern ein Abschaltventil mit ausgesprochener Schalthysteresis benötigt. Das beschriebene Ventil besitzt keine Schalthysteresis. Die Schalthysteresis kann z. B. mit einem vorgesteuerten Druckbegrenzungsventil verwirklicht werden, bei dem der drucklose Umlauf des Pumpenstromes im Hauptventil durch ein elektromagnetisch betätigtes Wegeventil am Vorsteuerventil geschaltet wird. Das Wegeventil wird durch einen elektrohydraulischen Druckschalter angesteuert.

222

8 Ventile

8.1.2 Druckreduzierventile

Druckreduzierventile, auch als Druckminderventile VM bezeichnet, haben die Aufgabe, den Sekundärdruck p2 in einem Leitungsbereich vermindert konstant zu halten, unabhängig vom Volumenstrom Q und vom veränderlichen, aber höheren Primärdruck p1. Der Einsatz von Druckreduzierventilen ist dann notwendig, wenn in einem Hydrauliksystem, das von einer Pumpe versorgt wird, zwei Leitungsbereiche mit unterschiedlichen Drücken arbeiten müssen. Der reduzierte Druck wird häufig für Nebenfunktionen oder für Steuerfunktionen benötigt. Druckreduzierventile werden als direktgesteuerte, vorgesteuerte oder Drei-Wege-Ventile verwendet. Das direktgesteuerte Ventil besteht aus einem Kolbenschieberelement, das durch eine Feder in seiner Ruhestellung die Verbindung zwischen Primär- und Sekundärseite voll öffnet. Bei der direktgesteuerten Ventilvariante ist die der Federseite gegenüberliegende Kolbenseite mit einer Steuerleitung über eine Dämpfungsdrossel mit der Sekundärdruckleitung verbunden. Steigt der Primärdruck an, der durch das zunächst geöffnete Ventil auch auf der Sekundärseite wirkt, und überschreitet die Kolbenkraft die Federvorspannungskraft, beginnt das Ventil sich zu schließen. Es bildet dann in Regelstellung gerade einen solchen Drosselspalt, der die Regelfunktion des Ventils aufrechterhält und den Sekundärdruck p2 konstant hält. Beim vorgesteuerten Druckreduzierventil ist in Analogie zum vorgesteuerten Druckbegrenzungsventil das Vorsteuerventil gleichfalls ein direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil. Durch Variation der Federvorspannung am Vorsteuerventil wird der Sekundärdruck eingestellt. Symbole von Druckreduzierventilen sind dargestellt in Abb. 8.13. Das Druckreduzierventil bildet für den nachgeschalteten Kreislauf eine Druckquelle mit dem Druck p2.

P

a

A

P

p1

p2

b

A

P

p1 T

p2

P

p1

A

p2

p1

d c

A

p2

Abb. 8.13 Druckreduzierventile. a direktgesteuert b Drei-Wege-Ventil c vorgesteuert d vorgesteuert (vereinfachtes Symbol)

8.1 Druckventile

223

Das in Abb. 8.14 dargestellte Druckminderventil wird von P nach A von einem Volumenstrom durchflossen. Die Drosselung des Fluids an der Drosselstelle 3 bewirkt, dass der Druck im Nebenkreis kleiner als der Druck im Hauptkreis ist. Der Nebenkreisdruck erzeugt auf der rechten Seite des Regelkolbens 4 eine Druckkraft, die der einstellbaren Federkraft entgegen wirkt. Die Leckagen des Schieberventils müssen über den Anschluss T abgeführt werden. 1

3

A

2

T

P 4

Abb. 8.14 Druckreduzierventil. 1 Druckfeder, 2 Einstellschraube, 3 Drosselquerschnitt, 4 Regelkolben

Beim Einsatz von Druckreduzierventilen sind einige Besonderheiten zu beachten: Der Primärdruck muss immer größer sein als der Sekundärdruck (p1 > p2). Der Federraum bei den direktgesteuerten Ventilen muss druckentlastet sein und er darf nicht mit der Sekundärdruckleitung verbunden sein. Bei den direktgesteuerten Ventilen muss immer ein Mindestvolumenstrom von der Primär- zur Sekundärdruckseite fließen. Kommt ein Stillstand des Verbrauchers z. B. bei einem Spannvorgang eines Arbeitszylinders zustande, ist keine Druckreduzierung durch Drosselung möglich. In einem solchen Falle kann mit einem kleinen Volumenstrom über einen Bypass die Druckreduzierung aufrechterhalten werden. Beim vorgesteuerten Ventil wird durch den ständig fließenden Steuervolumenstrom die Druckreduzierung aufrechterhalten. Bei Erhöhung des Sekundärdruckes durch äußere Wirkung, z. B. durch äußere Kraft bewirktes Einfahren des Kolbens eines Arbeitszylinders, besteht die Gefahr einer unzulässigen Druckerhöhung im Sekundärzweig. Ist eine Druckerhöhung möglich, muss ein Drei-Wege-Druckreduzierventil (Symbol Abb. 8.13 b) eingesetzt werden. Ein solches Ventil besitzt einen dritten Anschluss, der mit dem Behälter verbunden ist. Bei Drucküberhöhung wird der Ventilkolben weiter gegen die Feder verstellt und wirkt als Druckbegrenzungsventil für den Sekundärbereich.

224

8 Ventile

Durch die Druckreduzierung wird eine Verlustleistung PV = (p1 - p2) · Q, erzeugt, die nur für kleine Leistungen und kurze Einschaltdauer akzeptabel ist. Verhalten eines direktgesteuerten Druckreduzierventils in einem Kreislauf. In Abb. 8.15 ist ein einfacher Kreislauf zur Ermittlung des dynamischen Verhaltens eines direktgesteuerten Druckreduzierventils dargestellt. Die Regelgröße ist der Druck p2 der Sekundärseite. p1 = p10 = konst. QVR s s0

p3

A

QD

m GD

c

d

H

Drosselspalt mit Leitwert GSp

p2 QDr

QgL VL

svor

Drosselventil mit einstellbarem Leitwert GDr

Abb. 8.15 Schema eines Kreislaufs zur Ermittlung des dynamischen Verhaltens eines Druckbegrenzungsventils

Die Funktionen für die Energiespeicher des Systems, die Bilanzgleichungen der Volumenströme und der Kräfte sowie die statischen Grundbeziehungen des Systems sind denen in Abschn. 8.11 analog und führen zu dem Blockschaltbild in Abb. 8.16. In diesem System ist nicht mit Kavitation zu rechnen (s. Abschn. 4.9). Die Regelungsstruktur ist erkennbar: Drosselventil und Leitungssystem sind die Regelstrecke, das Druckreduzierventil ist der Druckregler mit den Eingangsgrößen Druck p2 und Federvorspannung svor sowie der Ausgangsgröße QVR - QD. Für die Simulation des Verhaltens werden im Wesentlichen die Parameter aus Abschn. 8.11 übernommen, mit Ausnahme der Drosselspaltcharakteristik. Es ist zu beachten, dass die Feder hier Drosselspalt öffnend wirkt, eine Strahlkraft aber immer Spalt schließend. Die Strahlkraftänderungen sollten kleiner sein als die Federkraftänderungen in Abhängigkeit der Kolbenposition s. Erreicht wird dies in diesem Beispiel, indem der Drosselspaltkegel mit dem sehr kleinen Kegelwinkel versehen wird (H = 4°). 'hSp sin H 0,07 ist eine Größenordnung kleiner als in Der Anstieg 's Abschn. 8.11, der Beiwert der Strahlkraft aber nur wenig größer: K St 2 D S d cos H 2 0,7 10 mm S 1 | 44 mm .

8.1 Druckventile p10

225

'p12

'p12 -

cAn FAn -

p2

p3

FRC

A

-

--

s

1 m

FB

'p23

³ dt

FRP QD

1 GD

p2

p2

s

A

p2

GDr

-

S

KSp

GSp

S

QVR

'p12 svor

S QVR Druckreduzierventil

QgL

1 VL ß

hSp

QVR

c

2 D S d cosH

³ dt

s0 -

³ dt

k

FF FSt

s

s

-

-

Drosselventil und Leitungssystem

QDr

Abb. 8.16 Blockschaltbild des Systems nach Abb. 8.15

Der Druck p2 soll auf etwa p2 = 160 bar = 16 N/mm2 eingeregelt werden. Dafür müssen analog Abschn. 8.11 s0 2 mm und svor 8,4 mm sein. Zur Simulation: Das System sei zunächst drucklos. Die Anfangswerte der Zustandsgrößen sind damit p2(0) = 0,

s(0) | 0 ,

s(0)

0.

Nach 0,02 s wird der Druck p10 = 250 bar zugeschaltet (das Ventil wurde in Abb. 8.15 nicht dargestellt), nach 0,8 s wird er sprungförmig auf p10 = 320 bar erhöht. Der Leitwert des Drosselventils betrage zuerst GDr und werde nach 0,4 s auf GDr

100000

mm

4

s N

1,9

20000 l / min bar

mm 4 s N

erhöht.

0,38

l / min bar

226

8 Ventile

Die Simulation zur Ermittlung des Verhaltens dieser Druckregelung wurde für zwei Varianten durchgeführt (s. auch Abschn. 4.9): Var. 1: VL = 0,5 l = 0,5 · 106 mm3 , Var. 2: VL = 2 l = 2 · 106 mm3, Aus den Kurven in Abb. 8.17 geht hervor, dass die Regelung einen bleibenden Regelfehler besitzt: Je größer der Volumenstrom QDr im stationären Zustand ist, desto kleiner ist der sich einstellende Druck p2. (Dieser Fehler ist umso größer, je größer der Strahlkraftbeiwert ist.) Je größer der Druck auf der Primärseite p1 ist, desto größer ist der sich stationär einstellende Druck p2.

a

b Abb. 8.17 Simulationsergebnisse für zwei Varianten, Var. 1: VL = 0,5 dm3, Var. 2: VL = 2 dm3. a Druckverläufe p2 b Volumenstrom-Verläufe QVR

Beim Zuschalten des Druckes p10 nach 0,02 s entsteht ein großer Volumenstromimpuls, da sich der Druck p2 erst aufbauen muss.

8.1 Druckventile

227

Ein markantes Anwendungsbeispiel ist der in Abb. 8.18 dargestellte Bremskraftminderer, der oft im Hinterachsbremskreis von Kfz verbaut wird.

Abb. 8.18 Bremskraftminderer. 1 Druckfeder, 2 Anschluss HBZ, 3 Ringraum 1, 4 Bohrung, 5 Anschluss RBZ, 6 Ringraum 2, 7 Ventil, 8 Gehäuse, 9 Stufenkolben [8.46]

Beim Bremsvorgang wird die Bremsflüssigkeit vom Hauptbremszylinder (HBZ) zum Anschluss 2 gefördert. Sie fließt über den Ringraum durch die Bohrung im Kolben zum Anschluss für die Radbremszylinder (RBZ) der Hinterachse. Durch die damit verbundene Bewegung der Kolben der RBZ wird durch Anlegen der Bremsbacken an die Bremstrommel bzw. Bremsscheibe ein Druck aufgebaut. Der Druck liegt nunmehr im gesamten Bremskreis vor. Wird das Bremspedal weiter betätigt, steigt auch der Druck im Bremskreislauf weiter an. Dieser sich daraus einstellende Druck wirkt an den Flächen der Ringräume 2 und 4. Da die Fläche 2 größer ist, wird der Kolben sich im Bild nach rechts verschieben. Damit ist zunächst eine Absperrung des RBZ-Kreises verbunden. Wird die Bremspedalkraft weiter erhöht, so steigt der Druck im HBZ-Kreis und der Kolben verschiebt sich bis das Ventil 7 öffnet. Durch den nun stattfindenden Druckausgleich bewegt der Kolben sich nach links und der Bremsdruck im RBZ-Kreis steigt wieder an. Damit setzt der Kolben sich wieder in Bewegung. Die Druckverminderung zwischen den beiden Bremskreisen ergibt sich aus dem Verhältnis der Ringflächen der Ringräume 2 und 5. Wird die Pedalkraft vermindert, wirkt die Kraft, die sich aus dem Druck im RBZ-Kreis und der Wirkfläche des Kolbens ergibt, auf den Kolben 9, der sich auf der Druckfeder 1 abstützt. Die Bewegung des Kolbens und Öffnung des Ventils führen dazu, dass die Bremsflüssigkeit aus den RBZ zurückfließen kann und damit der Druck im Bremskreislauf abgebaut wird.

228

8 Ventile

8.1.3 Druckdifferenzventile

Druckdifferenzventile VDi haben die Aufgabe, die Druckdifferenz zwischen Eingangs- und Ausgangsdruck oder die Druckdifferenz entsprechender Anschlüsse konstant zu halten, unabhängig von Volumenstrom und Druckniveau. Druckdifferenzventile bestehen aus einem federbelasteten Kolben in einem Ventilgehäuse, der die beiden Hauptanschlüsse in der Ruhelage sperrt oder geöffnet hält. Die Druckdifferenz wird gebildet von der Differenz der Drücke, die auf die Kolbenseite und auf die Federseite wirken. Die Größe des Differenzdruckes wird durch die Federvorspannung festgelegt. Es lassen sich unterschiedliche Ventilvarianten verwirklichen. Abb. 8.19 zeigt Symbole verschiedener, häufig verwendeter Ventilvarianten. p1

p1

p1

p1

p1

pX

p2

a

p2

p2

b

c

pX

pX p2

p2

d

e

Abb. 8.19 Druckdifferenzventile. a Druckgefälleventil b Anwendungsbeispiel für das Druckgefälleventil c bis e fremdgesteuerte Druckdifferenzventile

Das Ventil nach Abb. 8.19 a ist ein nicht ablaufdruckentlastetes Druckbegrenzungsventil (vgl. Abb. 8.7 d) und wird auch als Druckgefälleventil bezeichnet. Es kann zur Regelung bzw. Begrenzung der Druckdifferenz 'p = p1 - p2 zwischen Eingangsdruck und Ausgangsdruck verwendet werden. Abb. 8.15 b zeigt dazu ein Anwendungsbeispiel zur Drehmomentbegrenzung einer Hydropumpe. Die Symbolbeispiele nach Abb. 8.15 c bis e sind fremdgesteuerte Ventile, die vorwiegend in Verbindung mit Drosselventilen für Stromregelventile Verwendung finden. Dabei ist zu beachten, dass das Ventil nach Abb. 8.15 c in seiner Ruhelage geschlossen ist. Es wird für das Drei-Wege-Stromregelventil verwendet. Die Ventile nach Abb. 8.15 d und e sind in ihrer Ruhelage geöffnet. Sie werden für ZweiWege-Stromregelventile genutzt (s. Abschn. 8.2.2). Weitere Ventilvarianten können entsprechend entwickelt werden. Das dynamische Verhalten der Druckdifferenzventile ist von der Ventilvariante, der Kombination mit anderen Elementen und der verwendeten Kreislaufstruktur abhängig. 8.1.4 Druckverhältnisventile

Druckverhältnisventile VDv haben die Aufgabe, das Druckverhältnis zwischen Eingangsdruck und einem Steuerdruck bzw. dem Ausgangsdruck konstant zu halten. Die Ventile besitzen unterschiedlich große Ventilkolbenflächen, durch die das feste Druckverhältnis festgelegt ist. Die Ventile besitzen keine Feder. In manchen

8.1 Druckventile

229

Fällen wird eine schwache Feder verwendet, die beim Start der Anlage lediglich eine definierte Ausgangsposition des Ventilkolbens festlegt, aber praktisch keinen Einfluss auf das Ventilverhalten ausübt. Bei dem in Abb. 8.20 a dargestellten Ventil wird der Systemdruck p1 gemäß Gl. (8.8 a) konstant gehalten. Der Regelkolben 1 bewegt sich bei fallendem Systemdruck nach rechts, wodurch der Drosselquerschnitt 2 sich verkleinert. Dadurch steigt der Systemdruck wieder. Bei steigendem Systemdruck erfolgt die Umkehrung des Vorganges. p1

p 3

A2 A1

(8.8 a)

Für das Ventil gemäß Abb. 8.20 b erfolgt die Regelung des Druckverhältnisses p1/p2 nach Gl. (8.8 b). Steigt das Druckverhältnis, bewegt sich der Regelkolben 1 nach rechts und vergrößert den Drosselquerschnitt, was einen Abfall von p1/p2 zur Folge hat. p1 p2

a

A2 A1

(8.8 b)

konst.

b

Abb. 8.20 Druckverhältnisventile. a mit Steuerdruck b mit Regelung des Druckverhältnisses p1/p2 1 Regelkolben, 2 Drosselquerschnitt p1 Systemdruck p2 Ausgangsdruck p3 Steuerdruck

In der Grundvariante des Ventils nach Abb. 8.20 und Abb. 8.21 a gilt für das Druckverhältnis Gl. (8.8 b). Im Symbol werden die unterschiedlich großen Ventilkolbenflächen durch entsprechend große Kolbenansätze dargestellt. Druckverhältnisventile werden nur für wenige Einsatzfälle verwendet. Beispiele sind zwei in Reihe geschaltete Konstantpumpen oder Hydromotoren, deren Antriebs- oder Abtriebswellen starr miteinander gekoppelt sind. Dabei hat das Druckverhältnisventil die Aufgabe, den Belastungsdruck auf beide Geräte so aufzuteilen, dass jedes Gerät mit der Druckdifferenz p1 /2 = p2 belastet wird.

230

8 Ventile p1

a

p1 A 2

A2

c

A1 p2

A1

p1

p2

Q1 p2

p1 Q1 VD

Q2

Q2

p2

d

b

Abb. 8.21 Druckverhältnisventil. a Symbol der Grundvariante b Anwendungsbeispiel in Reihe geschalteter Pumpen (Q2 > Q1) VD Sicherheitsventil c Drei-Wege-Ventil d Anwendungsbeispiel in Reihe geschalteter Hydromotoren

In Abb. 8.21 b wird das Beispiel mit zwei Pumpen dargestellt. Als Voraussetzung gilt: Q2 > Q1, wobei vom Ventil der Volumenstrom Q2 – Q1 zum Behälter abgesteuert wird. Möglich sind auch Drei-Wege-Ventilvarianten in Analogie zu den Drei-Wege-Druckreduzierventilen. Dabei können bei den in Reihe geschalteten Pumpen bzw. Hydromotoren die Verdrängungsvolumina beliebige Werte annehmen. Vom jeweils größeren Volumenstrom wird durch das Druckverhältnisventil der überschüssige Anteil zum Behälter bzw. zum anderen Gerät geleitet, so dass das vorgegebene Druckverhältnis eingehalten wird. Abb. 8.21 c zeigt die Ventilvariante und Abb. 8.21 d ein Beispiel für zwei Hydromotoren. Für die angeführten Beispiele ist ein Druckverhältnis p1 /p2 = 2 sinnvoll.

8.2 Stromventile Hydraulikantriebe besitzen einen ihrer Hauptvorteile in der stufenlosen Änderung der Abtriebsbewegungen der Hydromotoren bzw. der Arbeitszylinder. Dazu wird vorwiegend ein veränderlicher Volumenstrom genutzt, der entweder von einer verstellbaren Pumpe geliefert oder mit Hilfe von Stromventilen erzeugt wird. Stromventile VS haben vorwiegend die Aufgabe, die Größe eines Volumenstromes zu beeinflussen. Die Veränderung des zu nutzenden Volumenstromes erfolgt durch Änderung des Durchflussquerschnittes oder durch Änderung der Druckdifferenz an einem Widerstand. Diese Verwendung von Stromventilen ist bei Druckquellen im direkten Leitungszweig und bei Volumenstromquellen durch Bildung eines Nebenzweiges mit Absteuerung eines Teilvolumenstromes möglich. Vorteile der Volumenstrombeeinflussung durch Stromventile sind der einfache Aufbau, die Betriebssicherheit und die hohe Genauigkeit der Stromventilsteuerungen und -regelungen sowie die Erfüllung hoher dynamischer Forderungen. Nachteilig wirken sich Energieverluste aus, die als belastungsabhängige Verluste im direkten Leitungszweig durch die Drosselung im Stromventil selbst und als stromabhängige Verluste im Nebenstromzweig entstehen. Die Energieverluste und

8.2 Stromventile

231

die damit verbundene Energieumwandlung in Wärme mit der entsprechenden Temperaturerhöhung der Druckflüssigkeit setzen Leistungsgrenzen des Einsatzes von Stromventilen. Durch gezielte energieoptimierte Kreislaufgestaltung [8.10 – 8.12] lassen sich die genannten Vorteile besser nutzen und die Nachteile zurückdrängen. Stromventile werden eingeteilt in: – Drosselventile, – Stromregelventile, – Stromteilventile. 8.2.1 Drosselventile

Drosselventile VDr sind konstante oder veränderliche Strömungswiderstände, die zur Beeinflussung von Volumenströmen eingesetzt werden. Kleine Konstantdrosseln werden häufig integriert in verschiedenen Hydraulikgeräten als Dämpfungsdrosseln oder Funktionsdrosseln verwendet. Der Volumenstrom QDr durch eine Drossel ist abhängig von der Größe des Drosselwiderstandes und der Druckdifferenz 'pDr. Der Drosselwiderstand ist wiederum abhängig von der Reynoldszahl und damit vom Durchflussquerschnitt und seiner geometrischen Form sowie der Viskosität der Druckflüssigkeit. Am häufigsten wird zur Änderung des Drosselwiderstandes die Änderung des Drosselquerschnitts verwendet [8.20]. Beim Durchströmen eines Drosselwiderstandes entsteht ein Druckverlust, der durch Reibungs- und Stoßverluste zu einem Energieverlust führt und sich in Wärme umwandelt und damit eine Temperaturerhöhung der Druckflüssigkeit bewirkt. Die Beeinflussung eines Volumenstromes durch Drosselung soll möglichst temperaturunabhängig erfolgen. Damit sind Drosselformen zu bevorzugen, deren Widerstand weitgehend unabhängig von der Reynoldszahl ist. Solchen Drosselformen kommen blendenförmige Widerstände, d. h. kurze Durchströmlängen (l > d), insbesondere bei kleinen Reynoldszahlen, stark von der Viskosität abhängig. In Abschn. 4.4.1 sind diese beiden Widerstandsgrundformen dargestellt und erläutert. Angestrebt wird der Einsatz von Druckflüssigkeiten, deren Viskositätsabhängigkeit von der Temperatur gering ist. Eine Änderung des Durchflusswiderstandes durch Viskositätsbeeinflussung wurde vorgeschlagen [8.13, 8.14], konnte sich bisher jedoch noch nicht durchsetzen. Für verstellbare Drosselventile werden folgende Forderungen gestellt: 1. hohe Kompaktheit des Drosselquerschnittes und damit geringe Empfindlichkeit gegen Verstopfung durch Verunreinigungen, 2. einfache Veränderbarkeit des Drosselquerschnittes, 3. progressive Zunahme des Drosselquerschnittes in Abhängigkeit des Stellparameters, insbesondere bei kleinen Querschnitten. Die erste Forderung ist vor allem für kleine Drosselquerschnitte wichtig, um den Aufwand für die Filterung gering zu halten. Wird diese Forderung gut erfüllt, sind auch kleine Drosselquerschnitte betriebssicher zu beherrschen und damit große

232

8 Ventile

Drosselstellbereiche zu gewährleisten. Für das Maß der Kompaktheit eines Durchflussquerschnittes gilt der hydraulische Durchmesser dh = 4A/U. Bei gegebenem Querschnitt und großem hydraulischem Durchmesser ist die Verstopfungsgefahr gering. Der Kreisquerschnitt ist der kompakteste Querschnitt überhaupt. Allerdings lässt er sich technisch sehr schlecht in seiner Größe verändern unter Beibehaltung der Kreisstruktur. Eine Abdeckung des Kreises zu einem Kreisabschnitt bringt besonders bei kleinen Querschnitten ungünstige Werte. Tabelle 8.1 zeigt eine Übersicht verschiedener Drosselquerschnittsformen und die Bewertung nach den gestellten Forderungen. Daraus ist erkennbar, dass der Dreiecksquerschnitt (gleichseitiges Dreieck) bei Querschnittsänderung seine geometrische Form bei seiner Verstellung beibehält und sich für kleine Querschnitte gut eignet. Der Kreisringquerschnitt, wie er bei den häufig verwendeten Nadelventilen auftritt, behält bei Verstellung auch seine geometrische Form, erfüllt die erste und dritte Forderung nicht. Die Forderungen an verstellbare Drosselventile werden am besten vom Dreiecksquerschnitt und vom Rechteckquerschnitt erfüllt. Aus den genannten Gründen wird deshalb der Dreiecks- und der Rechteckquerschnitt bevorzugt bei Drosselund Regelventilen in der Praxis verwendet [8.16]. Tabelle 8.1 Übersicht von Drosselquerschnittsformen und ihre Eignung für veränderliche Drosselwiderstände entsprechend den Forderungen 1 bis 3 Querschnittsform

Bezeichnung

Erfüllung von Forderung 1



s so

Kreis

sehr gut (bei Beibehaltung der Kreisstruktur)

schlecht

gut

s so

Rechteck

gut

gut

gut

Dreieck

gut

gut

sehr gut

Kreisring

schlecht

gut

schlecht

s o /k

so

D

s

so

D

s

do

8.2 Stromventile

233

Der Volumenstrom QDr durch eine blendenförmige Drosselstelle bei großen Reynoldszahlen ist vor allem von der Druckdifferenz 'pDr und dem Durchflussquerschnitt ADr, aber kaum von der Temperatur abhängig, s. Gl. (8.9 a): QDr k Dr

k Dr ADr 'p Dr 2 /( U 9 ) .

(8.9 a) (8.9 b)

Drosselventile lassen sich mit Konstantpumpen zur stufenlosen Änderung der Abtriebsbewegungen von Hydromotoren bzw. Arbeitszylindern für besonders einfache Kreisläufe bei geringen Anlagenkosten einsetzen. Die Abtriebsbewegungen der Verbraucher (Drehzahlen oder Geschwindigkeiten) sind lastabhängig. Demzufolge werden solche Drosselkreisläufe dann eingesetzt, wenn die Belastung konstant ist (z. B. Hubeinrichtung), die Lastabhängigkeit nicht stört oder ausdrücklich gewünscht wird. Drosselventile können in drei Grundkreisläufen verwendet werden (s. Abschn. 14.3 und 14.5): 1. Drosselventil in Reihe vor dem Verbraucher, gespeist von einer Druckquelle, 2. Drosselventil in Reihe hinter dem Verbraucher, gespeist von einer Druckquelle, 3. Drosselventil parallel zum Verbraucher, gespeist von einer Volumenstromquelle. Die in Drosselkreisläufen entstehenden Verluste lassen den Einsatz nur für kleine Leistungen bzw. für geringe Einschaltdauer zu. Die Wirkungsgrade von Drosselkreisläufen sind deshalb gering [8.19 – 8.21]. Abb. 8.22 zeigt ein einstellbares Drosselventil.

Abb. 8.22 Drosselventil, einstellbar

234

8 Ventile

8.2.2 Stromregelventile

In Stromregelventilen sind Drosselventile jeweils mit einem Druckdifferenzventil kombiniert. Das Druckdifferenzventil hat die Aufgabe, die Druckdifferenz 'pDr nach Gl. (8.9 a) konstant zu halten. Damit ist der Volumenstrom QDr nur von dem Drosselquerschnitt ADr und damit vom Stellweg s der Drossel abhängig. Die einstellbare Drossel wird als Passiv- oder Messdrossel und die veränderliche Drossel des Druckdifferenzventils als Aktiv- oder Regeldrossel bezeichnet. Beim Einsatz von Drosselventilen ergeben sich belastungsabhängige, mit Stromregelventilen belastungsunabhängige Abtriebsbewegungen der Verbraucher. Für die Kombination von Drosselventil und Druckdifferenzventil lassen sich zwei Varianten verwirklichen: – Reihenschaltung von Drosselventil und Druckdifferenzventil zum Zwei-WegeStromregelventil VSZ (Abb. 8.23 a bis c), – Parallelschaltung von Drosselventil und Druckdifferenzventil zum Drei-WegeStromregelventil VSD (Abb. 8.23 d bis f).

p10 s

a

Q0

Q2

p3

p3 s

p2

d

Q1

Q2 p1

Q1

f b

c

e

Abb. 8.23 Stromregelventile. a Prinzip des Zwei-Wege-Stromregelventils (Druckdifferenzventil nach Abb. 8.14 d p10 = konst. p3 = Belastungsdruck) b Symbol c vereinfachtes Symbol d Prinzip des Drei-Wege-Stromregelventils (Druckdifferenzventil nach Abb. 8.14 c Q0 = konstant p3 = Belastungsdruck) e Symbol f vereinfachtes Symbol

Diese Ventilkombinationen sind sehr verbreitet im Einsatz. Mit ihnen lassen sich ab einer Mindestdruckdifferenz, die von der Federvorspannung des Differenzdruckventils abhängt, annähernd konstante Volumenströme mit relativ hoher Genauigkeit erreichen. Die Federvorspannungskraft am Druckdifferenzventil wird nicht verstellt. Sie bildet mit der Kolbenfläche eine Druckdifferenz, die sich auf einem relativ niedrigen Mittelwert von ca. 10 bar bewegt. Beim Zwei-Wege-Stromregelventil lässt sich eine gegenüber Abb. 8.23 a andere gleichwertige Variante verwirklichen, bei der in der Reihenschaltung das Drosselventil hinter dem Druckdifferenzventil angeordnet ist. Dabei muss das Druck-

8.2 Stromventile

235

differenzventil nach Abb. 8.23 e verwendet werden. Beide Zwei-WegeStromregelventil-Varianten sind in der Praxis in Anwendung. Die Variante nach Abb. 8.23 a wird bisweilen bevorzugt, weil der meist größere Druckabfall im Druckdifferenzventil mit möglicher Temperaturerhöhung der Druckflüssigkeit entsteht und nicht der Messdrossel zugeführt wird. Stromregelventile lassen sich zur Beeinflussung des Volumenstromes in vier Grundkreisläufen verwenden (s. Abschn. 14.3 und 14.5): – Schaltung 1: Zwei-Wege-Stromregelventil in Reihe vor dem Verbraucher, gespeist von einer Druckquelle, – Schaltung 2: Zwei-Wege-Stromregelventil in Reihe hinter dem Verbraucher, gespeist von einer Druckquelle, – Schaltung 3: Drei-Wege-Stromregelventil in Reihe vor dem Verbraucher, gespeist von einer Volumenstromquelle. In Analogie zu den vorgesteuerten Druckbegrenzungsventilen lassen sich vorgesteuerte Stromregelventile aufbauen, die insbesondere für größere Volumenströme bei höherer Genauigkeit geeignet sind. Das wird erreicht durch Zurückdrängung des Einflusses der Störkräfte im Verhältnis zu den aktiven Stellkräften, bei Verminderung der Steilheit der Federkennlinie. Abb. 8.20 zeigt eine Prinzipdarstellung und das Symbol eines vorgesteuerten Zwei-Wege-Stromregelventils. Dabei ist darauf hinzuweisen, dass das Hauptventil in der Ruhelage geöffnet ist. Das Vorsteuerventil ist ein Druckdifferenzventil, das die Aufgabe hat, eine konstante Druckdifferenz über der Messdrossel durch Beeinflussung des Druckes p4 aufrechtzuerhalten. Die Funktion des vorgesteuerten Stromregelventils ist aus Abb. 8.24 ersichtlich und erfolgt in Analogie zu den vorgesteuerten Druckbegrenzungsventilen. Q

p10

Q

p4

p4

s

Q1 Q1

p2

Q3

p2

Q2

Q2

a

p10

Q3

p3

p3

b

Abb. 8.24 Vorgesteuertes Zwei-Wege-Stromregelventil. a Funktionsprinzip b Symbol

Verhalten von Zwei-Wege-Stromregelventilen. In Abb. 8.25 ist ein sehr einfacher Kreislauf zur Ermittlung des Verhaltens eines direktgesteuerten Zwei-WegeStromregelventils dargestellt. Die Regelgröße ist der Volumenstrom Q3. Die Druckquelle sei rückwirkungsfrei, aber steuerbar (p10 f(Q1, Q2), p10 = f(t)).

236

8 Ventile p10 Q1

Drosselventil mit einstellbarem Leitwert GDr

VV

Q2

QgV

p2

s0 s

H

c

d

m

A

Q2

Drosselspalt mit Q3 Leitwert GSp

p3 (ist hier annähernd null)

svor

Abb. 8.25 Schema eines Kreislaufs zur Ermittlung des Verhaltens eines Zwei-Wege-Stromregelventils

Die Funktionen für die Energiespeicher des Systems, die Bilanzgleichungen der Volumenströme und der Kräfte sowie die statischen Grundbeziehungen des Systems sind denen in Abschn. 8.11 analog und führen zu dem Blockschaltbild in Abb. 8.26. GDr p10

p2 - 'p 12

'p12

Q1

S

p3

QgV

1

-

VV ß

p2

³ dt -

p2 - p 3

Q3 cAn FAn -

A

FRC

A --

FB

1 m

s

³ dt

FRP

FF FSt

s

s

-

2 D S d cosH

³ dt

Q2 hSp

-

KSp

GSp

S

Q3

s0

k

s c

svor

S

Abb. 8.26 Blockschaltbild des Zwei-Wege-Stromregelventils nach Abb. 8.25

Die verschiedenen Wirkungskreise sind erkennbar. Die Gesamt-Ventilfunktion lautet Q3 = p1 – p3. Der Sollwert des Volumenstroms Q3 wird m. H. des Leitwertes GDr eingestellt.

8.2 Stromventile

237

Für die Simulation des Verhaltens werden im Wesentlichen die Parameter aus Abschn. 8.11 und 8.12 übernommen. Das innere Volumen VV des Ventils ist jedoch wesentlich kleiner als VL in den Abschn. 8.11 und 8.12. Es wird gesetzt: VV = 10 cm3 = 10000 mm3 . Es ist zu beachten, dass auch hier, wie in Abschn. 8.12, die Feder Drosselspalt öffnend wirkt, die Strahlkraft aber Spalt schließend. Der Drosselspaltkegel wird deshalb auch hier mit einem sehr kleinen Kegelwinkel versehen (H = 4°, der An'hSp sin H 0,07 ), damit die Änderungen von Strahlkraft und Federstieg ist 's kraft etwa gleichgroß sind. Damit das Ventil bereits bei kleinen Druckdifferenzen p1 – p3 als Stromregler wirkt, wird ein Ventilschieber mit d = 20 mm verwendet. Damit sind A = 314 mm2 und der Beiwert der Strahlkraft: K St 2 D S d cos H 2 0,7 20 mm S 1 | 88 mm . Weiterhin werden festgelegt: s0 2 mm und svor 2 mm . Die statischen Kennlinien wurden für den Druckbereich p1 – p3 = 0 … 300 bar und für die drei Leitwerte GDr = GDr1/GDr2/GDr3/ GDr

20000 / 50000 / 100000

mm 4

0,38 / 0,95 / 1,95

l / min

s N bar ermittelt (Abb. 8.27). Genutzt wird das Modell des dynamischen Verhaltens (Abb. 8.26), die Eingangsgröße p1 – p3 wird jedoch so langsam verändert, dass die Verzögerungen in den Energiespeichern keinen Einfluss auf die Ausgangsgröße Q3 haben.

Abb. 8.27 Stationäre Kennlinien eines Zwei-Wege-Stromregelventils nach Abb. 8.25

Die Wirkung des Druckventils im Zwei-Wege-Stromregelventil beginnt bei etwa 15 bar. Bei größeren Druckwerten wird der Kennlinienanstieg leicht negativ, da dort die Strahlkraft etwas stärker mit der Druckdifferenz p1-p3 ansteigt als die Federkraft. Zur Simulation des dynamischen Verhaltens: Das System sei zunächst drucklos. Die Anfangswerte der Zustandsgrößen sind damit

238

8 Ventile

p2(0) = 0, c svor s (0) 0,0024mm , c An

s(0)

0.

Nach 2 ms wird der Druck p10 = 200 bar zugeschaltet (das Ventil wurde in Abb. 8.25 nicht dargestellt), nach 15 ms wird er sprungförmig auf p10 = 100 bar reduziert. Der Druck p3 bleibe die gesamte Zeit null. Abb. 8.28 zeigt die Zeitverläufe des Volumenstromes Q3 und des Weges s für die zwei Leitwerte des Drosselventils mm 4 l / min mm 4 l / min 0,38 1,9 und GDr 3 100000 . GDr1 20000 s N bar s N bar

a

b Abb. 8.28 Dynamisches Verhalten eines Zwei-Wege-Stromregelventils nach Abb. 8.25. a Volumenstrom-Verläufe Q3 b Weg des Ventilschiebers s

Aus den Kurven in Abb. 8.28 a ist erkennbar, dass beim Zuschalten des Ventils ein Stromimpuls entsteht, der bei einem angeschlossenen Arbeitszylinder zu einem Anfahrsprung führt. Ursache ist die schnelle Bewegung des Ventilschiebers aus seiner Nulllage in den Arbeitspunkt der Regelung, was zu dem Verschiebevolumenstrom Q2 führt. Es sind Vorschläge bekannt geworden, die den Volumenstromsprung unterbinden bzw. verringern [8.15 – 8.19]. Das dynamische Verhalten eines Kreislaufes mit Stromregelventil und Verbraucher wird besonders von der Speicherwirkung

8.2 Stromventile

239

der Leitung zwischen Stromregelventil und Verbraucher beeinflusst [8.22 – 8.26]. Abgesehen vom Anfahrsprung wird ein günstiges Verhalten erreicht, wenn das Leitungsvolumen zwischen Stromregelventil und Verbraucher möglichst gering gehalten wird. Häufig wird in der Praxis das Stromregelventil am Verbraucher angeflanscht [8.30]. 8.2.3 Stromteilventile

Stromteilventile VST teilen einen Volumenstrom z. B. von einer Pumpe in zwei Ströme in einem vorgegebenen Verhältnis. Dabei wird das Teilverhältnis auch bei unterschiedlichen Belastungsdrücken durch die Verbraucher aufrechterhalten und ermöglicht den Synchronlauf von zwei Arbeitszylindern bzw. Hydromotoren. Das Teilverhältnis ist entsprechend der unterschiedlichen Nenngröße der Verbraucher festzulegen bzw. einzustellen. Häufig ist das Teilverhältnis konstant und 1 : 1 bei gleich großen Verbrauchern. Das Stromteilventil besteht in seiner Grundvariante nach Abb. 8.29 und Abb. 8.30 aus zwei parallel geschalteten Drosselwiderständen und einem doppelt wirkenden Regelkolben mit seinen veränderlichen Widerständen 3 und 4. Der Regelkolben hält die Druckdifferenz 'p = p - p1 = p - p2 über den Drosselwiderständen 1 und 2 konstant aufrecht. Wird dem Stromteilventil ein Strom Q zugeführt, ergibt sich bei gleich großen Belastungsdrücken p3 und p4 die Mittelstellung des Regelkolbens. Steigt die Belastung eines Verbrauchers z. B. durch Erhöhung des Druckes p3, dann fließt zunächst über die Drossel 1 ein verminderter Volumenstrom Q1 bei ansteigendem Druck p1. Das hat zur Folge, dass der Regelkolben so weit nach rechts verschoben wird und der Regeldrosselwiderstand 3 sich verringert, bis der Druck p1 = p2 und damit das Teilverhältnis wieder hergestellt ist. In Abb. 8.29 und Abb. 8.30 sind die Regeldrosseln 3 und 4 vergrößert dargestellt. 2

Q

4

p

p

p1

p2 1

3

5 p4

p3 Q1

Q2

Abb. 8.29 Stromteilventil. 1 Regelkolben; 2, 4 Drosselwiderstand; 3, 5 Drosselquerschnitt; Q Gesamtvolumenstrom (Eingang); Q1, Q2 Ausgangsvolumenströme

240

8 Ventile

Die Volumenstromteilung ist mit Fehlern verbunden. Dabei sind Störkräfte am Regelkolben, Kompressibilität der Druckflüssigkeit und Elastizitäten von Leitungen und Schläuchen verantwortlich. Deshalb sollte, wie bei den Stromregelventilen, das Leitungsvolumen zwischen Stromteilventil und Verbraucher so gering wie möglich gewählt werden. Zwischen Stromteilventil und Verbraucher sollte kein Ventil mit Leckage geschaltet sein [8.28]. p

Q 1 p1

Q1

a

3 4

2 p2

p3 p4

Q2

b

Abb. 8.30 Stromteilventil. a Funktionsprinzip b Symbol

Stromteilventile werden für einen bestimmten Volumenstrom Q ausgewählt (Dimensionierung der Regeldrosseln). Die Funktion des Stromteilventils ist auch gewährleistet, wenn der Zulaufstrom sich ändert. Ein zu großer Volumenstrom Q erhöht die Drosselverluste. Ein zu kleiner Volumenstrom Q vermindert die Teilgenauigkeit. Häufig werden Stromteilventile mit Rückschlagventilen kombiniert, die einen ungeregelten Rücklauf des Verbrauchers ermöglichen. Auf Anfahrsprünge, wie sie bei Stromregelventilen auftreten, ist zu achten, da beim Start der Regelkolben eine beliebige Lage einnehmen kann (s. Abb. 8.28 a). Eine Volumenstromsummation lässt sich mit einer analogen Ventilvariante der Stromteilung erzielen (s. Abb. 8.31). Q1

p3

Q2

p4

p1

a

Q

b

Abb. 8.31 Stromsummationsventil. a Funktionsprinzip b Symbol

8.3 Sperrventile

241

Ein Gleichlauf für zwei bzw. mehrere Verbraucher lässt sich auch mit zwei bzw. mehreren Zwei-Wege-Stromregelventilen erzielen, die jeweils in Reihe zum Verbraucher geschaltet werden. Weitere Volumenstromteilungen können mit gekoppelten Rotationsmotoren [8.27] oder mit gesonderten elektro-hydraulischen Gleichlaufregelungen erreicht werden (s. Kap. 14).

8.3 Sperrventile Sperrventile haben die Aufgabe, den Durchfluss eines Volumenstromes in einer oder in beiden Richtungen zu sperren und die Sperrung unter bestimmten Voraussetzungen aufzuheben. In Sperrventilen werden vorwiegend Sitzelemente als Ventilelemente verwendet. Die Sperrventile lassen sich einteilen in:

Absperrventile, Rückschlagventile, Entsperrbare Rückschlagventile, Wechselventile für logische Funktionen.

8.3.1 Absperrventile

Absperrventile VA werden für das Sperren und Öffnen einer Leitung verwendet. Sie gewährleisten beim Öffnen den Durchfluss in beliebiger Richtung. Als Ventilelemente werden von Hand, hydraulisch über Kolben oder elektro-mechanisch über Gewindespindel verstellbare Kegelsitz- oder Plansitzelemente verwendet. Durch den Gegendruck erzeugte Schließkraft bewirkt eine elastische Verformung am Sitzelement. Bei ausreichender Schließkraft ist eine leckfreie Dichtheit gewährleistet.

Abb. 8.32 Kugelhahn als Absperrventil (Argus)

242

8 Ventile

Häufig werden Kugelelemente mit durchgehender Bohrung verwendet, die in einer sich selbsttätig nachstellenden Dichtung gelagert sind und bei Drehung um 90° die volle Öffnung freigeben (s. Abb. 8.32). 8.3.2 Rückschlagventile

Rückschlagventile VR gewährleisten den Durchfluss eines Volumenstromes in einer Richtung. In der anderen Richtung erfolgt die Sperrung durch Kugel- oder Kegelsitzelement (s. Abb. 8.33). Dabei wird zur Sicherung der Zentrierung das Ventilelement häufig kolbenschiebergeführt (s. Abb. 8.1 e). Das Ventilelement wird meistens durch eine Feder auf den Ventilsitz gedrückt. Beim Öffnen des Ventils sind die Federkraft und der Gegendruck zu überwinden. Es werden Ventile mit unterschiedlichen Federn ausgerüstet, die je nach Anwendungsfall Öffnungsdrücke von 0,5 bis 10 bar erfordern. Wird ein Ventil ohne Feder ausgerüstet, so ist seine einwandfreie Funktion nur bei senkrechtem Einbau zu erzielen. Solche Ventile werden z. B. als Nachsaug- oder Füllventile eingesetzt.

1

2 3 Abb. 8.33 Rückschlagventil. 1 Gehäuse, 2 Feder, 3 Kugelelement,

Abb. 8.34 Gleichrichterschaltung mit vier Rückschlagventilen

8.3 Sperrventile

243

Die Dichtheit eines Rückschlagventils in Sperrstellung wird gewährleistet, wenn das metallische Ventilsitzelement geometrisch einwandfrei ist und zentrisch mit ausreichend Kraft auf seinen Sitz gedrückt wird. Die Verwendung von elastischen Dichtungen im Bereich des Ventilsitzes hat sich bisher nicht bewährt. Rückschlagventile werden vielfältig in Ventilkombinationen und Schaltungen verwendet, wie z. B. als Drosselrückschlagventil (Parallelschaltung von Drossel und Rückschlagventil), beim Abschaltventil (Abb. 8.8 d), als Gegendruckventil in Rücklaufleitungen, in Gleichrichterschaltungen zur Durchströmung eines Ventils (z. B. eines Stromregelventils) in einer Richtung (Abb. 8.34). Eine häufig eingesetzte Bauart stellen die in Abb. 8.35 dargestellten Rohrbruchsicherungsventile dar. Mit ihrer Hilfe wird eine nicht kontrollierbare, beschleunigte Bewegung eines unter Last befindlichen hydraulischen Zylinders oder Motors verhindert. Das Schließelement 2 wird durch die Federkraft nach oben gedrückt und das Ventil ist in der eingezeichneten Strömungsrichtung des Fluides geöffnet. Durch die Strömungskräfte wirkt eine Kraft der Federkraft entgegen, die das Ventil bei plötzlichem Druckabfall nach der Rohrbruchsicherung schließt.

Abb. 8.35 Rohrbruchsicherungsventil. 1 Ventilsitz, 2 Schließelement, 3 Feder

8.3.3 Entsperrbare Rückschlagventile

Rückschlagventile, deren Sperrwirkung durch Steuerdruck aufgehoben werden kann, bezeichnet man als entsperrbare Rückschlagventile VRe (Abb. 8.27). Dabei wird durch einen gesonderten Steuerdruck ein Kolben beaufschlagt, der den Ventilkegel oder die Ventilkugel vom Sitz abhebt und damit den Durchfluss in der vorher gesperrten Richtung freigibt. Der Steuerdruck ist niedriger als der sperrende Lastdruck und wird durch das Flächenverhältnis Rückschlagventilsitzfläche zu Steuerkolbenfläche bestimmt und liegt etwa bei 1:3 bis 1:20. Es ist zwischen Ven-

244

8 Ventile

tilen mit oder ohne Voröffnung zu unterscheiden. Bei der Voröffnung wird beim Öffnen des Ventils durch den Steuerkolben zuerst ein kleines Rückschlagventil, das sich im eigentlichen Ventil befindet, geöffnet, um dann das Hauptventil zu öffnen. Diese Ventilvariante wird insbesondere bei großen Nennweiten verwendet, wodurch ein sanfteres Öffnen bei Vermeidung von Entlastungsschlägen und mit geringerem Öffnungsdruck erfolgen kann. Bei den entsperrbaren Rückschlagventilen ist zwischen druckentlasteten und nicht druckentlasteten Ventilen zu unterscheiden. Bei der druckentlasteten Variante ist eine gesonderte Leckleitung vom Kolbenraum hinter dem Steuerkolben angebracht. Dagegen erfolgt bei der nicht druckentlasteten Variante die Abführung der entstehenden Leckage über eine interne Bohrung zum Anschluss A des Ventils. Während die druckentlastete Variante den momentan am Anschluss A herrschenden Druck zum Öffnen mit nutzen kann, ist bei der nicht druckentlasteten Ventilvariante ein erhöhter Öffnungsdruck erforderlich.

1

2

Abb. 8.36 Entsperrbares Rückschlagventil. 1 Aufstoßkolben, 2 Rückschlagventil, x Anschluss für Steuerdruck

Entsperrbare Rückschlagventile werden vorwiegend zum Halten von belasteten Arbeitszylindern eingesetzt. Dabei wird ein Absinken der Last auch nach längerer Haltezeit verhindert. Die entsperrbaren Rückschlagventile werden deshalb auch als Halteventile bezeichnet. Eine typische Anwendungsschaltung mit einem entsperrbaren Rückschlagventil zeigt Abb. 8.37.

8.3 Sperrventile

245

X A B

P

T

Abb. 8.37 Anwendung des entsperrbaren Rückschlagventils als Halteventil

Dabei wird zum Absenken der Last nach Betätigung des Wegeventils VW die Steuerleitung X zum Entsperren des Ventils beaufschlagt und gibt den Weg vom Verbraucher zum Behälter T frei. Hierbei kann es zu ruckartigen Bewegungen des Arbeitszylinderkolbens kommen, weil nach Öffnen des Sperrventils der Druck in der Zuleitung und damit in der Steuerleitung X zusammenbricht. Danach schließt das Sperrventil und der Vorgang wiederholt sich. Ist kontinuierliches Absenken erforderlich, werden Senkbremsventile verwendet. Diese Ventile sind im Prinzip entsperrbare Rückschlagventile mit entsprechenden Drossel- und Dämpfungseinrichtungen und regeln die Absenkgeschwindigkeit entsprechend des auf der Gegenseite des Verbrauchers zugeführten Volumenstromes. Zu beachten ist, dass bei Hydromotoren durch die funktionsbedingte Leckage ein Halten der Last im Stillstand nicht möglich ist. In einem solchen Anwendungsfall ist eine zusätzliche Haltebremse einzusetzen, die beim Anfahren des Hydromotors hydraulisch gelüftet wird. Entsperrbare Rückschlagventile sind möglichst nahe am Verbraucher anzuordnen oder direkt am Verbraucher anzuflanschen, um die Speicherwirkung der Leitung auszuschalten. Zwischen Verbraucher und entsperrbarem Rückschlagventil ist keine Schlauchleitung zu verwenden. Damit wird eine Schlauchbruchsicherung erreicht. Wenn Schlauchleitungen erforderlich sind, sind sie zwischen Sperrventil und Wegeventil zu installieren. Wird ein Verbraucher in wechselnder Richtung belastet, müssen zwei entsperrbare Rückschlagventile eingesetzt werden, oder es wird ein entsperrbares Doppelrückschlagventil mit einem gemeinsamen Steuerkolben nach Abb. 8.29 verwendet. Das Prinzip des entsperrbaren Rückschlagventils wird in Wege-Sitzventilen angewendet und es ermöglicht leckagefreies Abdichten zwischen den verschiedenen Leitungen.

246

8 Ventile

Abb. 8.38 Wechselseitig entsperrbares Rückschlagventil (Bosch Rexroth). 1 und 2 Rückschlagventile, 3 Steuerkolben zum wechselseitigen Öffnen der Rückschlagventile

8.3.4 Wechselventile

Wechselventile sind Doppelrückschlagventile für logische Funktionen. Dabei werden in der Hydraulik insbesondere die ODER-Funktion und die UND-Funktion verwendet. Diese Ventile arbeiten ohne Federn und fast ausschließlich in zwei Schaltstellungen, den Endstellungen. Das ODER-Ventil (Abb. 8.39 a) besteht aus einem Gehäuse mit drei Anschlüssen. Zwei Anschlüsse sind für die Eingangsgrößen x1 und x2 und ein Anschluss für die Ausgangsgröße y vorgesehen. Im Gehäuse befindet sich eine Kugel oder ein Doppelkegel, die bzw. der in den Endlagen den Ausgang verschließt. Das Ausgangssignal y hat dann einen Wert, wenn am Eingang 1 ODER am Eingang 2 ein Signal anliegt. Werden beide Eingänge beaufschlagt, hat das Ausgangssignal den Wert des größeren Eingangswertes. x1

x2

x1

x2

y

a

y

x1

x2

y

x1

x2

y

0 0 1 1

0 1 0 1

0 1 1 1

0 0 1 1

0 1 0 1

0 0 0 1

b

Abb. 8.39 Wechselventile mit Schaltbelegungstabelle. a ODER-Ventil b UND-Ventil

8.4 Wegeventile

247

ODER-Ventile werden z. B. in Load-Sensing-Systemen verwendet, wenn mehr als ein Verbraucher von einer Pumpe versorgt wird. Dabei erfolgt die Signalisierung des jeweils höchsten Belastungsdruckes an die Regeleinrichtung der Pumpe. Das UND-Ventil hat ebenfalls am Gehäuse drei Anschlüsse. Zwei Kugeln oder zwei Kegel sind mechanisch starr verbunden und verschließen in ihren Endlagen jeweils auf einem Sitz den Ausgang (Abb. 8.39 b). Das UND-Ventil wird dann verwendet, wenn ein Ausgangssignal nur dann entstehen soll, wenn die beiden Eingangsgrößen x1 und x2 gleichzeitig anliegen. Das Ausgangssignal y hat dann den Wert des kleineren Eingangssignals. Eine Anwendung des UND-Ventils ist dann sinnvoll, wenn z. B. in einem Hydraulikantrieb die Hauptpumpe erst dann eingeschaltet werden darf, wenn die zwei getrennt wirkenden dazugehörigen Steuerkreisläufe eingeschaltet sind und in beiden Steuerkreisläufen Druck aufgebaut worden ist.

8.4 Wegeventile Um mit einem Arbeitszylinder oder Hydromotor die Hauptbewegungen auszuführen, wie z. B. Start, Stopp, Vorwärts und Rückwärts, sind bestimmte Leitungswege für den Volumenstrom zu schalten. Für die verschiedenen Kombinationen von Verbindungen und Sperrungen der entsprechenden Leitungen werden Wegeventile VW eingesetzt. Wegeventile lassen sich einteilen:

nach der Bauart in Schieber- und Sitzventile, nach der Arbeitsweise in schaltende und stetig stellbare Ventile, nach der Anzahl der Anschlüsse und der Schaltstellungen, nach der Art und dem Aufbau der Steuer- und Stelleinrichtungen.

Bauarten. Schieberventile unterscheiden sich gegenüber Sitzventilen in der konstruktiven Ausführung (vgl. Abb. 8.1) und in der Dichtheit. Während Schieberventile durch das konstruktiv bedingte Spiel zwischen Kolben und Gehäuse Leckage zwischen den Ventilkanälen mit unterschiedlichen Drücken innerhalb des Ventils und nach außen zulassen, ist mit Sitzventilen bei genügend hoher Sperrkraft Dichtheit zu erreichen. Von den Schieberventilen werden vorwiegend Kolbenlängsschieberventile eingesetzt, während Drehkolbenschieber nur bei Sonderfällen, aber auch bei mehr als drei Schaltstellungen Verwendung finden. Bei den Sitzventilen sind sowohl Kugel- oder Kegelsitzelemente (Abb. 8.1 a bis d) mit Aufstoßkolben nach dem Prinzip des entsperrbaren Rückschlagventils als auch schiebergeführte Kegelsitzelemente (Abb. 8.1 e) als gesteuerte Einzelwiderstände in der Anwendung. Sitzventile haben den Vorteil, von ihrer Sperrstellung aus bei kleinstem Verstellhub bereits einen nennenswerten Durchflussquerschnitt freizugeben. Schieberventile benötigen dagegen wegen ihrer notwendigen positiven Überdeckung in Sperrstellung einen relativ großen Hub, um einen vergleichbaren Durchflussquerschnitt zu

248

8 Ventile

gewährleisten. Deshalb werden Sitzventile und insbesondere die 2/2–Wege-Sitzventile für große Nennvolumenströme eingesetzt (Abb. 8.40). A

A

a

P

T

b

T

P

A

P T

c

A

d

T

A

P

e

P

A

T

f

P T

Abb. 8.40 Bauarten von Wegeventilen am Beispiel des 3/2-Ventils. a Kolbenlängsschieberventil b Drehschieberventil c Symbol der Ventile a und b d Kugelsitzventil e Kegelsitzventil f Symbol der Ventile nach d und e

Arbeitsweise. Wegeventile arbeiten entweder in vorgegebenen Schaltstellungen mit festgelegten Leitungsverbindungen und Sperrungen (Abb. 8.41), oder sie werden stetig in beliebig vielen Zwischenstellungen und mit unterschiedlich großen Durchflusswiderständen verstellt und beeinflussen durch die Drosselung die Größe des Volumenstromes. Da eine einfache Drosselung belastungsabhängig den Volumenstrom beeinflusst, wird häufig über die Wegeventildrossel ein Druckdifferenzventil geschaltet, um die belastungsunabhängige Stromregelventilfunktion zu erzielen (s. Abschn. 8.2.1 und 8.2.2). Die stetige Verstellung des Wegeventilwiderstandes durch elektrische oder elektrohydraulische Stell- und Regeleinrichtungen wird in Servo- und Proportionalventilen (s. Abschn. 8.5) genutzt.

Abb. 8.41 Beispiele von Einzelsymbolen für Wegeventile für vorgegebene Schaltstellungen

8.4 Wegeventile

249

Anschlüsse und Schaltstellungen. Schaltende Wegeventile werden nach der Anzahl der Leitungsanschlüsse und Anzahl der Schaltstellungen klassifiziert und bezeichnet. Nach DIN-ISO 1219-1 sind die einzelnen Schaltstellungen durch entsprechende Anzahl von aneinander gezeichneten Symbolen (s. Kap. 2) dargestellt. An das Symbol, das die Null-, Neutral- oder Haltstellung symbolisiert, werden alle Leitungsanschlüsse gezeichnet. Ein Wegeventil z. B. mit vier Anschlüssen und drei Schaltstellungen wird als 4/3-Wegeventil bezeichnet. Stetig stellbare Wegeventile erhalten im Symbol zusätzlich zwei parallele Linien (s. Abb. 8.42 c).

a

b

c

Abb. 8.42 3/2-Wegeventil. a Standardsymbol b Symbol mit Zwischenstellung (positive Schaltüberdeckung) c Symbol mit beliebiger Anzahl von Zwischenstellungen bei unterschiedlicher Drosselwirkung

Steuer- und Stelleinheiten. Die eigentliche Steuerfunktion der Wegeventile, d. h. die Herstellung der verschiedenen Kombinationen von Leitungsverbindungen wird in einer Baueinheit, der Steuereinheit, verwirklicht. Für die Stelleinrichtung zur Verstellung der Wegeventilfunktion in der Steuereinheit werden i. d. R. gesonderte Baueinheiten, die Stelleinheiten, verwendet, die an das eigentliche Wegeventil (Steuereinheit) angeflanscht werden. Die Verstellung von Schaltstellung zu Schaltstellung oder die stetige Verstellung erfolgt häufig von Hand oder elektromagnetisch direkt. Für große Nennweiten sind meist elektrohydraulische Vorsteuerungen mit gesonderten Vorsteuerventilen in der Anwendung. 8.4.1 Kolbenlängsschieberventile

Kolbenlängsschieberventile werden in der Praxis am meisten angewendet. Ihre Steuereinheiten bestehen aus einem Gehäuse mit der zentralen Längsbohrung, in der der mit entsprechenden Eindrehungen versehene Kolben längs beweglich geführt wird. Durch unterschiedliche Abmessungen der Kolbeneindrehungen können unterschiedliche Varianten von Schaltfunktionen in den einzelnen Schaltstellungen verwirklicht werden. Abb. 8.44 zeigt an einem 5/3-Wegeventil mit ein und demselben Gehäuse und unterschiedlichen Kolben verschiedene Schaltfunktionen in den drei Schaltstellungen.

250

8 Ventile AB

T 1 P T2

A

T1 P T2

T1

B

A

AB

T1 P T2

T1 P T2

P

T1 A

AB

T1P T2

T1

P

T1 P T2

T1

1

A

T2

P

T2

T1

0

B

T1

T2 B

A

T2

T2

P

T1

B

P

B

A

T2

T2

P

T1

B

A

B

A

T2

P

T1

B

1

P

T1

B

A

AB

T2

T2

P

T1

B

A

B

A

T2

T2

P

T1

B

P

T1

B

A

AB

T2

B

A

T2

T2

P

T1

B

A

P

T1 A

T2

T1 P

B

P

T1

A

T2

T2

P

T1

B

A

B

A

T2

P

B

P

T1

B

A

T1 P T2

A

T2

P

T1

AB

0

P

T1

AB

2

B

A

P

2

Abb. 8.44 Auswahl von Wegeventilfunktionen mit Vierkolben- (Dreikolben-) Steuerschieber (0, 1, 2 Schaltstellungen)

T2

8.4 Wegeventile

251

8.4.1.1 Druckentlastung

Das Spiel zwischen Kolben und Bohrung ist so gewählt, dass sich wirtschaftliche Fertigung bei zulässiger Leckage mit minimaler Reibkraft ergänzen. Dazu sind radiale und axiale Druckentlastungen des Kolbens unbedingt zu gewährleisten. Die radiale Druckentlastung wird durch Ringkanäle oder durch paarweise diametral angeordnete radiale Bohrungen im Gehäuse erreicht. Außerdem sind am Umfang des Kolbens Druckentlastungsrillen (s. Abschn. 4.7) eingedreht. Dabei werden radiale Kräfte auf den Kolben, insbesondere an den druckführenden Anschlussleitungen, ausgeschaltet. Wird die radiale Druckentlastung nicht durchgeführt, kommt es durch einseitige radiale Druckkräfte zu starken Reibkräften, die eine Verschiebung des Kolbens erschweren bzw. verhindern. Die axiale Druckentlastung wird durch Leckageleitungen an den Kolbenstirnräumen oder durch Verbindungskanäle zum Tankanschluss gesichert. Wird die axiale Druckentlastung nicht verfolgt, sammelt sich mit der Zeit Leckflüssigkeit in den Kolbenstirnräumen an und verhindert eine Verschiebung des Kolbens (Abb. 8.43).

3

1

2

1

Abb. 8.43 Druckentlastung an einem Wegeventil. 1 Axiale Druckentlastung durch Leckageleitungen, 2 Radiale Druckentlastung durch Ringkanäle, 3 Druckausgleich auf den Kolben im Bereich der Ringkanäle

8.4.1.2 Kanalsysteme

Die im Gehäuse des Wegeventils befindlichen Ringkanäle werden in unterschiedlicher Anzahl bei den verschiedenen Wegeventilvarianten ausgeführt. Diese Ringkanäle sind meistens im Gussverfahren eingebracht worden. Sie bilden mit ihren Kanalkanten und den verschiedenen Kolbenabmessungen mit den entsprechenden Kantenprofilierungen die jeweiligen Drossel-, Sperr- oder Öffnungsfunktionen des Ventils. Vorwiegend wird das Fünf-Kanalsystem bei Wegeventilen in Varianten angewandt. Die fünf Kanäle werden von den fünf Funktionsanschlüssen, wie Druckanschluss (P), gesteuerte Anschlüsse (A, B) und Tankanschlüsse (T1, T2) bestimmt. Da praktisch nur ein Tankanschluss benötigt wird, ist meistens im Gehäuse eine Bohrungsverbindung der beiden T-Anschlüsse vorhanden und nur ein Anschluss wird nach außen geführt. Anschlussplatten nach DIN 24340, Form A, führen vier Hauptanschlüsse, Ausführung mit fünf Anschlüssen (Form B).

252

8 Ventile

Durch die Ausführung mit zwei T-Leitungen kann für bestimmte Anwendungsfälle die getrennte Beeinflussung der beiden Rücklaufvolumenströme zum Tank bewirkt werden (5/3-Ventil). Das Fünf-Kanalsystem des Wegeventilgehäuses kann mit unterschiedlichen Kolbenvarianten ausgerüstet werden. Abb. 8.45d und e zeigen zwei Varianten. Für die Ventilfunktion (4/3-Ventil) wird auch eine vereinfachte Variante mit drei Kanälen angewendet (s. Abb. 8.45 c). Dabei werden die stirnseitigen Federräume miteinander verbunden und bilden den T-Anschluss. Trotz des geringeren Aufwandes ist die Anwendung eingeschränkt, da eine hydraulische Verstellung nicht möglich ist. Wegeventile mit drei Kanälen werden deshalb vorwiegend als Vorsteuerventile elektromagnetisch oder von Hand verstellt. Außer dem Drei- und Fünf-Kanalsystem werden Wegeventile z. B. auch mit zwei Kanälen (2/2-Ventil), drei Kanälen (3/2- oder 3/3-Ventile) oder mit mehr als fünf Kanälen ausgerüstet. Abb. 8.45 zeigt eine Übersicht über Kanalsysteme bei Wegeventilen. A

A

P

a P A B

c

A

P T

e

T1 P T 2

F PT

B

T1 A

T

d

B

P

T 1 P T2 A B

f

T2

P

F

P T

T B

A

P

T1

T2 B

A

P

T

B

F

P

P T AB

T

A

FA B

g

b

P

AB

A

A

P

T

Abb. 8.45 Kanalsysteme bei Wegeventilen. a Zweikanalsystem (2/2-Ventil) b Dreikanalsystem (3/3-Ventil) c Dreikanalsystem (4/3-Ventil) d Fünfkanalsystem mit Vierkolbenschieber (5/3-Ventil) e Fünfkanalsystem mit Dreikolbenschieber (5/3-Ventil) f Fünfkanalsystem (4/3-Ventil) g Achtkanalsystem (6/3-Ventil)

8.4 Wegeventile

253

8.4.1.3 Überdeckungsverhältnisse

Die wirksame Dichtlänge des Drosselspaltes zwischen zwei Druckräumen wird bei Ventilen, insbesondere bei Wegeventilen, als Überdeckung bezeichnet. Sie ist neben dem Kolbenspiel, dem Kolbendurchmesser, der Druckdifferenz und der Viskosität der Druckflüssigkeit für den Leckstrom verantwortlich. Es ist zwischen positiver, negativer und Nullüberdeckung zu unterscheiden (vgl. Abb. 8.46).

Ü>0

Ü=0

Ü ü1, ü2 in Abb. 8.72 a führt dazu, dass in beiden Auslenkungsrichtungen die ablaufseitigen Steuerspalte wesentlich größere Querschnitte haben

8.5 Elektrisch betätigte Stetigventile

281

als die zulaufseitigen, weshalb eine Drosselung des Volumenstromes zum Verbraucher nur zulaufseitig erfolgt. Ai

A1 b02

A

A2

ü02

ü01

s

b01

A01

A02 ü1

b1

ü2

B

P

T

A

B

s

b2

a Ai

A02

A1

b1

A01

ü1

b02

ü2

ü02

ü01

b2

b01

s

A2 P

T

A

B

s

b

A02

A1

Ai

-ü1

b1

A2

A01

-ü2 b2 b02

ü02

s P

ü01

b01

T

s

c Abb. 8.72 Drosselquerschnitte Ai als Funktion der Verschiebung s bei drei verschiedenen positiven und negativen (in Abb. 8.71 gestrichelt gezeichnet) Überdeckungen üi (Profilbreiten bi in allen Fällen gleich groß). a positive Überdeckung in Mittelstellung, Drosselung des Zulaufs zum Verbraucher b positive Überdeckung in Mittelstellung, Drosselung des Ablaufs vom Verbraucher c negative Überdeckung der äußeren Spalte in Mittelstellung, Drosselung des Zulaufs zum Verbraucher

Dieser Spalt kann mit einem Druckdifferenzventil, das zwischen Druckquelle, Anschluss P und zulaufseitigem Verbraucheranschluss angeordnet wird, so verbunden werden, dass die Funktion eines Zwei-Wege-Stromregelventils entsteht. Das ist ausführlich in Abschn. 14.3.2.2 dargelegt.

282

8 Ventile

In Abb. 8.72 b sind ü01, ü02 < ü1, ü2, die Drosselung des Verbrauchervolumenstromes erfolgt ablaufseitig. Auch hier kann mit Druckdifferenzventilen die Funktion des Zwei-Wege-Stromregelventils realisiert werden (s. Abschn. 14.3.2.2). Im Beispiel in Abb. 8.72 c sind die äußeren Spalte negativ überdeckt (vgl. Abb. 8.71 a). Dadurch ist der Verbraucher in Mittelstellungsfunktion nicht verblockt und kann schwach gebremst auslaufen oder von äußeren Kräften bewegt werden. Die übrigen Funktionen entsprechen denen in Abb. 8.72 a. Die Funktionen Ai = f(s) können mit Hilfe unterschiedlichster Überdeckungen üi und Profilbreiten bi sowie Profilformen und -versatz sehr vielfältig gestaltet und dem Bedarf angepasst werden. Oft wird die Dreieckkerbe mit ihrem annähernd quadratischen Anstieg Ai a 's2 und ihrer dadurch sehr feinfühligen Verstellung bei kleinen Ai als Standard verwendet (s. Abb. 8.71 a). Gewünschte Verzerrungen werden dann mit der Ansteuerelektronik realisiert. Diese Funktionsbildner spielen auch bei der Kompensation von Totzonen eine Rolle (s. Abschn. 8.5.3). Sind die zu steuernden Volumenströme sehr groß, entstehen Strömungskräfte, die von den Proportionalmagneten nicht mehr überwunden werden können. Deshalb ist die Direktansteuerung auf kleine Nenngrößen von Proportional-Wegeventilen beschränkt.

8.5.2.4 Vorgesteuerte Proportional-Wegeventile

Vorgesteuerte Proportional-Wegeventile werden eingesetzt, wenn sehr große Ströme zu steuern und damit große Strömungskräfte zu erwarten sind. Die Hauptstufe hat prinzipiell den Aufbau mit vier Steuerspalten wie in Abb. 8.71 a, aber die relevanten Abmessungen sind wegen der erforderlichen größeren Strömungsquerschnitte größer. Abb. 8.73 zeigt die schematische Darstellung und das Symbol der Hauptstufe eines vorgesteuerten Proportional-Wegeventils. a

b sHS

T

A

P

A B

B

Geber

a

b P T

Abb. 8.73 Schematische Darstellung und Symbol der federzentrierten Hauptstufe eines vorgesteuerten Proportional-Wegeventils (gestrichelt dargestellt: die ebenfalls mögliche elektrische Positionsmessung für eine Lageregelung)

8.5 Elektrisch betätigte Stetigventile

283

Im Gegensatz zum Servoventil, bei dem jede weitere Verstärkerstufe durch die vorhergehende angesteuert wird, kann das in Abschn. 8.5.2.3 beschriebene direktgesteuerte Proportional-Wegeventil nur dann als Vorsteuerstufe eingesetzt werden, wenn es eine negative Überdeckung aller Steuerspalte in Mittelstellung erhält. In Abb. 8.74 a sind das Symbol dieser Vorsteuerstufe (unten: ProportionalWegevorsteuerventil mit negativen Überdeckungen) und die Zusammenschaltung mit der Hauptstufe dargestellt. Die Druckanschlüsse (P) können dabei getrennt sein (zwei verschiedene Druckquellen) oder auch zusammengefasst werden (Versorgung von einer gemeinsamen Druckquelle). Prinzipe der Vorsteuerung mit Proportionaldruckventilen sind in Abb. 8.74 b und c dargestellt. In beiden Fällen bestimmen die zusätzlich erforderlichen Konstantdrosselventile, welche Verlustleistung in der Vorsteuereinrichtung entsteht. Haben die Drosselventile einen zu großen Querschnitt, sind die Verluste hoch. Bei sehr kleinem Querschnitt erfolgen die Stellbewegungen des Hauptsteuerschiebers zu langsam. In praktischen Ausführungen werden meist zusätzliche Komponenten verwendet, um ein Optimum zu erreichen, z. B. ein Stromregelventil vor den Druckbegrenzungsventilen oder ein weiteres Druckreduzierventil vor den Proportional-Druckreduzierventilen, ggf. spezielle Drei-Wege-Proportional-Druckreduzierventile (s. Abschn. 8.1.2). A B

A B

Geber

a

Geber

a

b

b P T Geber

P T

a

b

P T

A B Geber

a

c

b

P T

Abb. 8.74 Vorsteuerprinzipe für mehrstufige Proportional-Wegeventile. a direktgesteuertes Proportional-Wegevorsteuerventil mit negativen Überdeckungen als Vorsteuerventil b Vorsteuerung mit Proportional-Druckbegrenzungsventilen c Vorsteuerung mit ProportionalDruckreduzier-Ventilen

284

8 Ventile

8.5.3 Vergleich Servo- und Proportionalventile

Die teilweise großen Unterschiede zwischen den in Abschn. 8.5.1 beschriebenen Servoventilen und den Proportional-Wegeventilen nach Abschn. 8.5.2 sind in Tabelle 8.3 zusammengefasst (s. auch [8.39]). Tabelle 8.3 Hauptunterschiede zwischen Servo(-Wege)-Ventilen und („unverfeinerten“) Proportional-Wegeventilen Eigenschaften

Servoventil

Proportional-Wegeventil

Ansteuerleistung

10-1 Watt und kleiner

bis 100 Watt

Ventilhub

wenige Zehntelmillimeter

um r1 Millimeter

Erforderliche Filterfeinheit/Verschmutzungsgefahr

sehr hoch

deutlich geringer

Leerlauf-Kennlinie

stetig durch negative Überdeckung aller Steuerspalte

nicht stetig durch positive Überdeckung der wesentlichen Steuerspalte

Volumenstromverluste in Mittelstellung

relativ hoch durch negative Überdeckung aller Steuerspalte

gering durch positive Überdeckung der wesentlichen Steuerspalte

90°-Frequenz/3 dB-Frequenz

bis über 100 Hertz

um 10 Hertz

Zulässige Fertigungstoleranzen

sehr gering

deutlich höher

Herstellungskosten

hoch

deutlich geringer

Einsatzgebiete

Servoventil

Proportional-Wegeventil

Einsatz in Lage- und Kraft-/Momentregelungen

für diesen Einsatz prädestiniert

nicht möglich wegen nichtstetiger Leerlaufkennlinie*)

Einsatz in Geschwindigk.-/Drehzahlregelungen


möglich

Verknüpfung mit Druckdifferenzventilen zu Volumenstromreglern

nicht möglich


*)

Die infolge der positiven Überdeckungen entstehenden Unstetigkeiten der Leerlaufkennlinien und Totzonen der Kurzschlusskennlinien können prinzipiell mit elektronischen Funktionsbildnern kompensiert werden. Die in diesen Funktionen enthaltenen Unstetigkeitsstellen führen meist zu unruhigem Verhalten der von den Ventilen versorgten Verbraucher.

8.5.4 Regelventile

Viele Anwendungsfälle fordern technische Parameter, die denen des Servoventils nahe kommen, aber Kostenobergrenzen, wie sie nur von Lösungen mit Proportio-

8.6 Verkettungstechnik und Montageformen für Ventile

285

nal-Wegeventil eingehalten werden können. Neuentwicklungen, genauere Fertigung, bessere Proportionalmagnetwerkstoffe u. a. haben dazu geführt, dass es inzwischen auf Proportionalventilen basierende Stetigsteuerventile mit deutlich höheren 90°- bzw. 3 dB-Frequenzen und auch mit negativer Überdeckung und damit stetiger Leerlaufkennlinie gibt. Damit eignen sie sich auch für Einsatzgebiete, wie Lage- und Kraftregelung, die bisher den Servoventilen vorbehalten waren. Die Entwicklungsergebnisse der Leistungselektronik in den letzten Jahren (es können kostengünstig relativ hohe Ausgangsleistungen bereitgestellt werden) haben dazu geführt, dass die weiterhin deutlich höheren Eingangsleistungen in die Proportionalventile kein gravierender Nachteil mehr sind. Ventile mit diesen Eigenschaften werden häufig unter dem Begriff „Regelventile“ zusammengefasst. Sie sind dem Prinzip nach meist „verfeinerte“ Proportionalventile, wobei die Grenzen fließend sind. So ist z. B. nicht selten die Kombination eines zweistufigen Servoventils mit eigener Druckversorgung und entsprechend feiner Filterung (Vorstufe) mit einer typischen Proportional-Wegeventilhauptstufe eine optimale Lösung: sie wird gleichzeitig hohen technischen Anforderungen gerecht und ist ausreichend robust für eine raue Industrieumgebung.

8.6 Verkettungstechnik und Montageformen für Ventile Unter Verkettungstechnik wird bei Hydraulikanlagen die sinnvolle Kombinationsund Montageform von Ventilen und Zubehörgeräten verstanden. In einem Hydraulikkreislauf sind Verbindungsleitungen zwischen Pumpen, Verbrauchern und Ventilen entsprechend dem Hydraulikschaltplan notwendig. Es haben sich verschiedene Verkettungstechniken und Montageformen für Geräte und Leitungen herausgebildet, die den unterschiedlichen Forderungen Rechnung tragen. Um eine einwandfreie Funktion des Kreislaufes zu gewährleisten, sind die Richtlinien in den Ausführungsgrundlagen für hydraulische Anlagen nach DIN 24346 und VDI 3230 einzuhalten. Folgende Verkettungstechniken und Montageformen sind derzeitig zu unterscheiden [8.43]:

Rohrleitungseinbau, Mehrventilblockbauweise, Anschlussplattenverkettung, Einschraub- bzw. Einbauverkettung.

8.6.1 Rohrleitungseinbau

Beim Rohrleitungseinbau besitzen die Ventile und die übrigen Geräte des Kreislaufes Gewindeanschlüsse für Rohrverschraubungen oder Flanschanschlüsse. Jedes dieser einzelnen Geräte ist ein abgeschlossenes funktionsfähiges Gerät und gesondert zu befestigen und mit Rohrleitungen bzw. mit Hochdruckschläuchen untereinander zu verbinden (s. Abschn. 10.2). Der Rohrleitungseinbau ist dann be-

286

8 Ventile

sonders aufwändig und unübersichtlich, wenn es viele Geräte sind, die zu verbinden sind. Dabei ist ein erhöhter Platzbedarf erforderlich und der Geräteaustausch ist aufwändig und zeitraubend, weil häufig eine zusätzliche Demontage von Leitungen und Verschraubungen notwendig wird. Der Rohrleitungseinbau ist dann zu empfehlen, wenn es sich um einfache Kreisläufe mit wenigen Geräten handelt. Abb. 8.75 zeigt ein Beispiel für Rohrleitungseinbau.

Abb. 8.75 Drosselrückschlagventil für Rohrleitungseinbau (Voith)

8.6.2 Mehrventilblockbauweise

Die Mehrventilblockbauweise, auch als Batterieverkettung bezeichnet, ist die Anordnung von mehreren Ventilen, vorwiegend Wegeventilen, in Sandwichbauweise (Abb. 8.76).

Abb. 8.76 Aufbau eines Wegeventilblocks in Sandwichbauweise. 1 Eingangsplatte, 2 Wegeventilplatte, 3 Endplatte, 4 Zuganker


287

Dabei besitzen die Einzelgeräte planparallele Dichtflächen, sind batteriemäßig aneinandergefügt und durch Zuganker zusammengeschraubt. Zwischen den Ventilen befinden sich Rundringdichtungen mit Dichtplatten, die für die Abdichtung zwischen den einzelnen Kanälen und nach außen verantwortlich sind. Außer den Wegeventilen können auch andere Ventile, wie Druck-, Strom- und Sperrventile sowie Proportionalventile in die Batterie integriert werden. Die Batterie besitzt i. d. R. eine Eingangsplatte und eine Ausgangsplatte, in manchen Fällen Zwischenplatten. Die Eingangsplatte mit Leitungsanschluss zur Pumpe besitzt meistens ein Druckbegrenzungsventil, das als Sicherheitsventil für die gesamte Anlage fungiert. Die Ausgangsplatte hat häufig einen Leitungsanschluss zum Behälter und ist oft mit einem Gegendruckventil ausgerüstet. Die Wegeventile besitzen Leitungsanschlüsse zu den Verbrauchern. Die Wegeventile sind alle oder teilweise parallelgeschaltet und werden in der Halt- bzw. Ruhestellung vom Pumpenvolumenstrom verlustarm durchströmt. Wird eines der Wegeventile betätigt, erfolgt die Sperrung des freien Umlaufs (s. 6/3-Wegeventil in Abb. 8.45 g) und der Volumenstrom gelangt zum Verbraucher. Die Mehrventilblockbauweise wird insbesondere in der Mobilhydraulik eingesetzt und hat durch die Vorteile der platz- und massesparenden Bauweise, der verringerten Anzahl von Leitungen, der komplett montierten und geprüften Ventilbatterie durch den Hersteller seinen Platz in der Praxis behauptet. Abb. 8.77 zeigt einen Mehrventilblock in Sandwichbauweise.

Abb. 8.77 Mehrventilblock in Sandwichbauweise (Heilmeier & Weinlein). a Blockdarstellung von vier Wegeventilen mit Handbetätigung 1 Anschlussblock, 2 Ventilsegmente, 3 Endplatte, 4 Druckbegrenzungsventil, 5 Sekundärdruckbegrenzungsventil, M Manometeranschluss, Br Segmentbreite, b Schaltplan

288

8 Ventile

Trotz der vielfach genutzten Vorteile hat die Mehrventilblockbauweise auch Nachteile. Ein Auswechseln eines Ventils ist bei der Sandwichbauweise nur mit entsprechend hohem Aufwand möglich, weil die gesamte Batterie demontiert werden muss. Die Anzahl der geflanschten Ventile wird durch Dehnung der Zuganker (Dichtheit), insbesondere bei hohen Drücken begrenzt, reicht aber in vielen Anwendungsfällen aus. Um den letzteren Nachteil zu vermeiden, sind für höhere Drücke und serienmäßigen Einsatz die Dichtstellen zwischen den Ventilen ausgeschaltet und die Montageoperationen durch einen gemeinsamen Gehäuseblock extrem verringert worden. Ein solcher Block wird als Monoblock bezeichnet. Durch die Einführung von 3D-CAD-Programmen und die Möglichkeit der rechnergestützten mechanischen Bearbeitung ergeben sich sehr viele Möglichkeiten auch für Sonderanwendungen mit geringen Stückzahlen. 8.6.3 Anschlussplattenverkettung

Beim Einsatz der Hydraulik in hochproduktiven Maschinen und Anlagen ist die Möglichkeit eines schnellen und problemlosen Ventilwechsels zu sichern. Da diese Forderung von Ventilen im Rohrleitungseinbau und mit der Mehrventilblockbauweise nicht erfüllt werden kann, sind Anschlussplattenventile entwickelt worden. Plattenventile besitzen selbst keine Rohrverschraubungen. Alle Anschlusskanäle werden nach einer Seite, an der Montagefläche des Ventils, herausgeführt. An dieser Montagefläche wird das Ventil an einer Anschlussplatte angeflanscht und mit Rundringdichtungen abgedichtet. Die Anschlussplatte hat ein genormtes Bohrbild nach DIN 24340, das mit dem Bohrbild des Ventils übereinstimmt, und besitzt die notwendigen Anschlüsse für die Rohrleitungen. Für verschiedene Ventilfunktionen gibt es auch verschiedene Bohrbilder. Damit ist die Austauschbarkeit der Ventile auch verschiedener Hersteller mit wenigen Handgriffen und ohne Demontage von Rohrleitungen problemlos möglich. Bei der Gestaltung der Anschlussplatten sind unter Einhaltung der genormten Anschlussmaße je nach Anwendung verschiedene Formen zu unterscheiden: Einzelanschlussplatten, Verkettungsplatten, Sonderanschlussplatten. Die Einzelanschlussplatte ist für die Aufnahme von einem Ventil vorgesehen und besitzt dafür die entsprechenden Rohrleitungsanschlüsse für die Leitungen, die entweder nach unten oder seitlich angeordnet sind. Da für die Abgangsverschraubungen viel Platz benötigt wird, ist die Anschlussplatte oft größer als die Montagefläche der Ventile. Die Kanäle werden dann durch Schrägbohrungen zu den Abgangsgewinden geführt. Da bei Einzelanschlussplatten alle Leitungen für Druck- und Behälteranschluss, für Verbraucheranschlüsse und ggf. für Steuer- und Leckageanschlüsse gesondert zu installieren sind, ist der Montageaufwand beachtlich. Deshalb wird die Einzelanschlussplattenverkettung nur für Kreisläufe mit wenigen Ventilen verwendet. Abb. 8.78 a zeigt die Verkettung der Einzelanschlussplatte, Abb. 8.78 b Lochbilder für Wegeventile.


289

Für vorgesteuerte Wegeventile wird oft eine Höhenverkettung angewandt, bei der auf dem Hauptventil das Vorsteuerventil wie auf einer Anschlussplatte montiert ist. Zwischen Hauptventil und Vorsteuerventil werden häufig Zwischenplatten eingesetzt, die Druck-, Strom- oder Sperrventilfunktionen enthalten. Damit und durch die innerhalb der höhenverketteten Ventile geführten Steuerleitungen werden Leitungen eingespart. In Abb. 8.79 ist eine ausgeführte Verkettung dargestellt.

a

b

Abb. 8.78 Anschlussplattenverkettung (Bosch AT-didactic). a Ventil mit Einzelanschlussplatte 1 Wegeventil, 2 Anschlussplatte, 3 Rohrverschraubung, 4 Rundringdichtung, b Anschlussplattenbohrbilder für Wegeventile nach DIN 24340 für verschiedene Nenngrößen mit 4-Kanal-System, NG 10 mit 5-Kanal-System (maßstäblich verkleinert)

Abb. 8.79 Ventilverkettung (Bosch Rexroth)

Verkettungsplatten sind batteriemäßig verkettete Anschlussplatten. Durch alle Verkettungsplatten verläuft ein für die Längsverkettung notwendiges Kanalsy-

290

8 Ventile

stem. Das Kanalsystem besteht i. Allg. aus fünf Hauptbohrungen entsprechend dem Fünfkanalsystem bei Wegeventilen und kann mit weiteren Bohrungen für gesonderte Steueröl- bzw. Leckageleitungen ausgerüstet sein. Die Verkettungsplatten werden aneinander verschraubt und abgedichtet. Sie sind jeweils am Anfang und am Ende mit einer Befestigungsplatte ausgerüstet. Die Ventilverkettungssäule wird entsprechend dem Hydraulikbauschaltplan mit Umlenk- und Trennplatten ergänzt und für Nenngrößenreduzierung mit Reduzierplatten erweitert. Die eigentlichen Verkettungsplatten sind für den Anschluss der verschiedenen Ventile auf der einen Seite mit einer Montagefläche mit Lochbild nach DIN 24340 wie die Einzelanschlussplatten ausgerüstet und besitzen auf der Gegenseite lediglich Einschraubverschraubungen für die Leitungen zu den Verbrauchern. Die Vorteile der Anwendung der Verkettungsunterplatten sind vor allem in der Einsparung von Rohrleitungen, der komplett montierten und geprüften Ventilverkettungssäule durch den Hersteller, der Veränderungsmöglichkeit des Kreislaufs und der schnellen Austauschmöglichkeit der Ventile zu sehen.

a

b

Abb. 8.80 Steuerblock und Geräteträger (HANSA-FLEX AG Aggregatebau Dresden). a Steuerblock Schnitt b mit Ventilen bestückter Geräteträger


291

Sonderanschlussplatten werden aus einem Stück aufgebaut und als Anschlussblock oder als Reihenplatte bezeichnet. Sie sind kreislaufgebundene Sammelanschlussplatten zur Aufnahme von Anschlussplattenventilen, Anschlussplattenventilen in Höhenverkettung sowie Einschraub- bzw. Einbauventilen. Die Ventile können z. B. an mehreren Flächen des Anschlussblockes unter Beibehaltung der Zugänglichkeit raumsparend angeflanscht werden (Abb. 8.80). Die Sonderanschlussplatte besitzt alle notwendigen Verbindungskanäle ähnlich einer Verkettungsplatte, hat i. d. R. nur eine Zu- und eine Ablaufleitung sowie die Anschlussleitungen zu den Verbrauchern. Der Vorteil der Anwendung von Sonderanschlussplatten besteht darin, dass Rohrleitungen, Platz und Dichtstellen eingespart werden. Allerdings ist aus wirtschaftlichen Gründen eine Mindeststückzahl erforderlich. Sonderanschlussplatten oder Verkettungsplatten mit den erforderlichen Ventilen werden häufig bei Hydraulikaggregaten eingesetzt und an einer Ventilmontagewand befestigt. Die Ventile sind übersichtlich angeordnet. Die notwendigen Rohrleitungen werden hinter der Montagewand montiert (Abb. 8.81).

Abb. 8.81 Kleinaggregat mit Ventilen (HANSA-FLEX AG Aggregatebau Dresden)

292

8 Ventile

8.6.4 Einschraub- bzw. Einsteckverkettung

Bei allen vorgenannten Verkettungs- und Montageformen der Ventile werden die gleichen Ventilfunktionen benötigt. Es liegt nahe, unabhängig von der Montageform, die Ventile einheitlich als Einschraubventile für verschiedene Gehäuse zu verwirklichen. Diese Einschraubventile bestehen aus einer zylindrischen, meist gestuften, mit Gewinde versehenen Büchse, die die Ventilfunktionselemente, wie z. B. Kolben und Feder aufnimmt. Bei magnetbetätigten Wegeventilen kleiner Nenngröße ist der Magnet an der Ventilbüchse befestigt. Die Ventile werden in eine entsprechende Gehäuseaufnahmebohrung eingeschraubt. Dabei ist durch Dichtungen die eindeutige Trennung der Anschlusskanäle gesichert. Einschraubventile sind besonders kompakt aufgebaut. Sie lassen sich schnell und problemlos auswechseln. Abb. 8.82 zeigt als Einschraubventile Druckbegrenzungsventile mit verschiedenen Druckeinstellvarianten.

Abb. 8.82 Einschraubventil als Druckbegrenzungsventil (Voith)

Für Wegeventile, die als 2/2-Wegeventile aufgebaut sind (s. Abschn. 8.4.2), hat sich die Einsteck- bzw. Einbauausführung herausgebildet. Dabei wird die Ventilelemente tragende Büchse in eine entsprechende Bohrung eingesteckt und mit einem Deckel positioniert. Der Deckel dient häufig zur Einleitung von Steuersignalen oder trägt dann selbst ein Vorsteuerventil. Die Einsteckventilverkettung hat sich vor allem für Ventile für große Volumenströme, kurze Schaltzeiten und hohe Packungsdichte in der Praxis bewährt.

9 Druckflüssigkeitsspeicher

Druckflüssigkeitsspeicher (auch Hydrospeicher, hydropneumatische Speicher, Druckspeicher) haben die Aufgabe, ein Flüssigkeitsvolumen unter Druck, also hydrostatische Energie, aufzunehmen und bei Bedarf wieder abzugeben. Passende Analogievergleiche sind Akkumulatoren und Kondensatoren (Kapazitäten, s. Abschn. 4.5) in elektrischen Systemen oder Schwungräder als Speicher mechanischer Energie. Eine herausragende Eigenschaft der Druckflüssigkeitspeicher ist die Möglichkeit, Energie über lange Zeiträume nahezu verlustfrei zu speichern.

9.1 Anwendungen Die zahlreichen Anwendungsmöglichkeiten (s. Abb 9.1 bis 9.4) lassen sich in drei Hauptaufgaben einordnen: 1. Deckung des Volumenstrombedarfs bei schwankenden Anforderungen, bei Havariesituationen oder als Leckageausgleich, 2. Abbau von Druckspitzen und Dämpfung von Druck- und Volumenstromschwankungen (Pulsationen), 3. Einsatz als hydropneumatisches Federelement. In Verbindung mit dem ersten Anwendungsprinzip ergeben sich Möglichkeiten für beträchtliche Leistungseinsparungen über eine Energierückgewinnung. In der Mobiltechnik kann bei sekundärgeregelten Antrieben die kinetische Energie des bewegten Fahrzeuges über die Bremsenergie in Druckflüssigkeitsspeichern gespeichert und bei Bedarf dem Antriebssystem wieder zur Verfügung gestellt werden. Bei Autobussen („Hydrobus“) sind Kraftstoffeinsparungen von 25% nachgewiesen. Weitere hochinteressante Anwendungen gibt es bei der Erzeugung von Bewegungen mit sehr hohen Beschleunigungen und Endgeschwindigkeiten, wie sie bei Beschleunigungsanlagen für die sog. Invers-Crash-Tests in der Kfz-Industrie (Beschleunigungen bzw. Verzögerungen ! 60 g, Beschleunigungsgradient ! 10 g/ms), bei speziellen hochdynamischen Prüfmaschinen oder für die Schiffchenbewegung („Schuss“) in großformatigen Webmaschinen benötigt werden. Die dafür in kürzester Zeit, oft bis in den Millisekunden-Bereich, notwendigen riesigen Volumenströme in Größenordnungen von bis zu mehreren Millionen


294


Litern pro Minute können wirtschaftlich nur aus Hydrospeichern zur Verfügung gestellt werden. Bei der Funktion „Deckung des Volumenstrombedarfs bei schwankenden Anforderungen“ wird von der Pumpe der durchschnittliche Grundbedarf sichergestellt, während der Speicher die Spitzenlasten übernimmt. Diese Anwendung dominiert bei kurzen Zykluszeiten und bei ölhydraulischen Anlagen. Extrem kleine Pumpenparameter sind möglich, wenn der Speicher so dimensioniert wird, dass er das gesamte für ein Arbeitsspiel erforderliche Volumen aufnehmen kann. Diese Lösung ist für die Wasserhydraulik oder für Arbeitszyklen mit zwischenzeitlichen Stillstandsperioden charakteristisch. Generell muss die Pumpe mit Sicherheit so dimensioniert werden, dass der Speicher vor dem Start eines neuen Arbeitsspiels wieder den notwendigen Ladezustand aufweist. Deshalb sollte die Pumpe besser eine Sicherheitsreserve aufweisen als im Grenzbereich dimensioniert zu sein.

Strommehrbedarf

III

Überschüssiger Flüssigkeitsstrom

Pumpenförderstrom

Erforderlicher Flüssigkeitsstrom

Abb. 9.1 Speicheranwendung: Deckung unterschiedlichen Volumenstrombedarfs (s. Abb. 9.2)

II I 1 Arbeitstakt

Abb. 9.2 Q– t –Diagramm zu Beispiel Abb. 9.1

Zeit

9.2 Wirkungsprinzip

295

Hydrospeicher können auch eingesetzt werden, um Drücke konstant aufrechtzuerhalten, ohne dass Bewegungen und damit Volumenströme notwendig sind, zum Beispiel für Spannsysteme in der Seilbahntechnik. Dafür genügen relativ kleine Speicher, die Hochdruckpumpen, welche gegen das Druckbegrenzungsventil arbeiten müssen, ersetzen. Die mögliche Funktion als Dämpfungselement für Schwingungen (Pulsationen) und Stöße (Federung) beruht auf der elastischen Federwirkung des Gasvolumens.

a

b

Abb. 9.3 Speicheranwendungen. a Notbetätigung b Pulsationsdämpfung

Abb. 9.4 Speicheranwendung: unterschiedlicher Volumenstrombedarf einzelner Takte

9.2 Wirkungsprinzip Das Wirkungsprinzip der Speicherung hydrostatischer Energie beruht auf dem Verdichten vorgespannter Gasvolumina. Flüssigkeiten sind auf Grund der äußerst geringen Kompressibilität als Speichermedium ungeeignet. Während die Druckerzeugung mittels Gewichts- oder Federbelastung keine praktische Bedeutung besitzt, ist Gas (in der Praxis meist Stickstoff) sehr gut geeignet: hohe Kompressibilität, hohe Druckbelastbarkeit, vernachlässigbar kleine Masse. Gas und Flüssigkeit dürfen wegen der druckabhängigen Absorption keinen Kontakt bekommen

296


(s. Abschn. 3.3.3). Die Trennung erfolgt durch elastische Trennwände (Membran, Gummiblase) oder durch mit Dichtungen versehenen Kolben. Diese konstruktiven Unterschiede bilden auch das Einteilungskriterium für die Bauarten, s. Abschn. 9.3. Besonders für großvolumige Speicher (Gesamtvolumen bis ! 5 104 dm3) sind bei relativ kleinen Drücken bis ca. 80 bar auch Ausführungen ohne Trennmedium im Einsatz. Das Füllgas Stickstoff belastet das Hydrauliköl direkt. Das physikalisch bedingt in die Flüssigkeit diffundierte Gas wird im vorgespannten Tank wieder abgegeben, von dort mit einem Kompressor abgesaugt und über einen Zwischenspeicher dem Hauptspeicher bedarfsgerecht wieder zugeführt >9.1@. Ein Druckflüssigkeitsspeicher ist eine hydraulische Kapazität, die auch kurzzeitig als Druckquelle arbeiten kann (s. Abschn. 5.1.2). Der an das Hydrauliksystem abgebbare Flüssigkeitsstrom ist vom Widerstand der dem Speicher nachgeschalteten Elemente abhängig (Grenzwerte: Q = 0, wenn R o f, Q o f, wenn R = 0). Eine definierte Volumenstromabgabe ist nur in Verbindung mit Stromventilen oder anderen Dosierelementen möglich. Die Zustandsänderungen des Gases beim Laden und Entladen eines Druckflüssigkeitsspeichers können polytrop bis adiabat verlaufen; Grundlage für Auslegungsberechnungen sind die Gesetze der Thermodynamik (s. Abschn. 9.4). Das Hauptproblem bei Speicheranwendungen ist die Festlegung und Einhaltung des richtigen, von der Funktion bestimmten, Gasfülldruckes. Ein zu hoher Gasfülldruck oder eine Absenkung des minimalen Betriebsdruckes, ohne die gleichzeitige Anpassung des Gasfülldruckes, kann zu Funktionsstörungen oder auch zu Schäden an Kolben- und Blasenspeichern führen. Gleiches gilt für den umgekehrten Fall (zu niedriger Gasfülldruck, Erhöhung des Betriebsdruckes ohne Anpassung). Die Spezifik hochkomprimierter Gase mit der Möglichkeit, in sehr kurzer Zeit Energie freizusetzen, beinhaltet ein Gefahrenpotential, weshalb die Speicher strengen Sicherheitsvorschriften und der Prüfpflicht laut Europäischer Druckgeräterichtlinie >9.2@ und nationaler Betriebssicherheitsverordnung >9.3@ unterliegen (s. Abschn. 9.5).

9.3 Bauarten Die in der Praxis dominierenden Bauarten von Druckflüssigkeitsspeichern zeigt Abb. 9.5. Dem Wirkungsprinzip nach gehören alle zu den Gasdruckspeichern. Außer bei Wasserhydrauliksystemen wird überwiegend Stickstoff als Füllgas verwendet. Neben der funktionsbedingten Forderung nach einem inerten Gas sprechen auch die Verfügbarkeit und der Preis für Stickstoff. Für spezielle Anwendungen werden jedoch auch andere Gase (z. B. He, CO2) eingesetzt. Die Eigenschaften von Kohlendioxid würden eine quasi isobare Zustandsänderung und damit die Speicherung hoher Energiebeträge in kleinen Volumina erlauben. Die zu Grunde liegenden Gesetzmäßigkeiten spielen sich allerdings in einem äußerst engen Temperatur-

9.3 Bauarten

297

Druck-Fenster ab, weshalb eine Temperierung der Speicher notwendig wird und der steuerungstechnische Aufwand einem breiten Einsatz entgegensteht. Eine interessante Lösung bei Speichern in der Funktion als Pulsationsdämpfer stellt die Füllung der Gasseite mit Silikonpartikeln dar. Die Kompressibilität entsteht durch das Ausfüllen der Hohlräume in und zwischen den Partikeln unter Druckbeaufschlagung.

a

b

c

Abb. 9.5 Bauarten von Druckflüssigkeitsspeichern. a Blasenspeicher b Membranspeicher (Schweißausführung) c Kolbenspeicher (OLAER)

Unterschiedliche konstruktive Lösungen gibt es für die räumliche Trennung von Flüssigkeit und Gas. Bei den Blasen- und Membranspeichern kann durch die Verwendung eines Elastomerelementes eine hermetische Abdichtung erreicht werden, während die bewegten Dichtflächen der Kolbenspeicher prinzipbedingt eine gewisse Undichtheit – sowohl für die Flüssigkeit als auch für das Gas – und damit Leckverluste aufweisen. Eine tiefergehende Analyse zeigt, dass auch der Begriff „hermetisch“ zu relativieren ist, weil das Gas infolge der Permeabilität der Trennwand durch die Blasen oder Membranen diffundieren kann. Dieser Vorgang, die sogenannte Permeation, ist vom Gas (Molekülgröße), von Druckdifferenz, Temperatur, Einwirkungszeit sowie den Abmessungen (Fläche, Dicke) des Trennelementes abhängig; als Anhalt für die Größenordnung seien 1 bis 10% Verlust an Gasvolumen pro Jahr genannt. Die Besonderheiten der Bauarten stellen Entscheidungskriterien für die anwendungsgerechte Speicherauswahl dar, s. a. Tabelle 9.1. Zu den wesentlichen Speicherkenngrößen gehören - das maximale Druckverhältnis p2 /p0, also das Verhältnis von maximalem Lastdruck p2 und Vorfülldruck (Gasdruck) p0 sowie

298


-

der Nutzungsgrad 4 als Verhältnis von maximal aufnehmbarem Flüssigkeitsvolumen 'V und maximalem Gasvolumen V0.

4 = 'V/ V0

(9.1)

Blasenspeicher finden in der Praxis eine breite Anwendung. Ein Beispiel für die konstruktive Ausführung zeigt Abb. 9.5 a, während Abb. 9.6 die Funktionsweise veranschaulichen soll. Druckflüssigkeit und Stickstoff werden durch eine geschlossene Blase 3 aus Elastomer voneinander getrennt. Je nach der erforderlichen Beständigkeit gegenüber der verwendeten Druckflüssigkeit werden unterschiedliche Kautschuk-Arten (Acrylnitril-, Butadien-, Fluor-, Isobuten-, IsoprenKautschuk) eingesetzt. Das Gas befindet sich im Inneren der Blase. Blasenspeicher sind nahezu wartungsfrei, arbeiten sehr trägheitsarm und zeichnen sich wegen des sehr schnellen Ansprechverhaltens durch eine hohe Dynamik aus. Die breiteste Anwendung fällt in den Bereich eher kleinerer Gesamtvolumina (V < 50 dm3), es sind aber auch wesentlich größere Blasenspeicher im Einsatz.

Abb. 9.6 Betriebszustände eines Blasenspeichers

Das Druckverhältnis p2 /p0 soll 4 nicht übersteigen. Eine zu große Dehnung der Blase und damit ein negativer Einfluss auf die Lebensdauer soll vermieden werden. Das Flüssigkeitsvolumen darf wegen Beschädigungsgefahr der Blase nicht vollständig entnommen werden; das Verhältnis 'V /V0 ,also der Nutzungsgrad, ist i. d. R. kleiner als 0,7 und damit ungünstiger gegenüber Membran- und Kolbenspeichern, s. a. Tabelle 9.1. Die Ursache liegt in der begrenzten Verformbarkeit der Elastomerblase. Es muss vermieden werden, dass die elastische Trennwand auf dem Fluidventil 4 aufschlägt oder gar unter das Ventil gezwängt wird. Die bevorzugte Einbaulage ist die senkrechte; prinzipiell kann jedoch auch waagerecht eingebaut werden. Bei der zweiten Variante besteht jedoch die Gefahr einer ungleichmäßigen Abnutzung der Blase infolge unterschiedlicher Reibungsbedingungen. Im Extremfall können bestimmte Fluidvolumina von der Blase eingeschlossen und damit vom Auslass ferngehalten werden, so dass sich das Abgabevolumen reduziert >9.4@. Bei Membranspeichern (Abb. 9.5 b) werden die Medien Flüssigkeit und Gas durch eine eingespannte Membrane 2 aus Elastomeren getrennt. Die zur Membranmontage notwendige Teilung des Speichergehäuses 3 erfordert eine Verbin-

9.3 Bauarten

299

dung der meist halbkugelförmigen Hälften durch eine Schraub- oder Schweißverbindung. Membranspeicher werden hauptsächlich für kleine Volumina (V < 4 dm3) eingesetzt. Das maximale Druckverhältnis p2 /p0 darf Werte von 8 bis 10 erreichen, der Volumennutzungsgrad 'V /V0 liegt bei 0,8 bis 0,9. Membranspeicher sind äußerst robust, wartungsfrei und preiswert; sie arbeiten praktisch trägheitsfrei und können in beliebiger Einbaulage verwendet werden. Hauptanwendungsgebiete sind Pulsations- und Stoßdämpfer, Schockabsorber sowie die Versorgung von Steuerkreisen mit Druckflüssigkeit. Ein sehr bekannter Einsatzfall ist die originelle hydropneumatische Federung der Fa. Citroën. Herzstück der Kolbenspeicher (Abb. 9.5 c) ist ein frei beweglicher (fliegender) Kolben 3 zur Trennung von Flüssigkeit und Gas. Der Kolben wird in einem gehonten Zylinderrohr 2 geführt und dichtet mittels spezieller Dichtelemente die beiden Medienräume gegeneinander ab. Diese notwendige Bewegungsdichtung mit Gleitreibung verursacht Verluste (Folge: Verringerung des entnehmbaren Druckes), eine Verlängerung der Reaktionszeit und die Gefahr von Stick-SlipErscheinungen bei kleinen Entnahmen. Zur Vermeidung thermischer Überbeanspruchung und eines übermäßigen Verschleißes der Dichtungen soll die Kolbengeschwindigkeit 2 bis 3 m/s nicht übersteigen. Durch diesen Kennwert wird auch der je nach Baugröße (Kolbendurchmesser) maximal mögliche Volumenstrom begrenzt. Ein wesentlicher Vorteil der Kolbenspeicher liegt in den großen Nutzvolumina; es werden Volumennutzungsgrade bis zu 0,9 erreicht. Das maximale Druckverhältnis p2 /p0 d 12 stellt schon den Spitzenwert unter allen Speicherbauarten dar, aber theoretisch besteht keine Beschränkung, denn das Problem der Schädigung der Trennwände aus Elastomeren entfällt bei den Kolbenspeichern >9.4@. Das Nachschalten von Druckflaschen und damit die nahezu beliebige Variation und Anpassung des Gasvolumens sind problemlos möglich. Bei Blasenspeichern dagegen sind bei derartigen Volumenerweiterungen Restriktionen zu beachten, vor allem die Begrenzung des maximalen Druckverhältnisses p2 /p0. Die Einbaulage von Kolbenspeichern ist prinzipiell beliebig, bevorzugt jedoch senkrecht. Bei waagerechter Installation kann ein ungleichmäßiger und vorzeitiger Verschleiß der Dichtungen eintreten, insbesondere bei ungenügender Sauberkeit der Druckflüssigkeit. Nur die Kolbenspeicher bieten über die Wegabfrage der Kolbenstellung eine Überwachungsmöglichkeit für das Volumen. Eine Zusammenstellung wesentlicher Speicherparameter und Auswahlkriterien bietet Tabelle 9.1. Neuere Entwicklungen in der Speichertechnik entspringen den Anforderungen aus dem Leichtbau, insbesondere der Mobiltechnik, und verwenden zum Beispiel Aluminium oder Composite-Werkstoffe mit dem Ergebnis beträchtlicher Massereduzierungen gegenüber der Stahlausführung. Auf dem Markt sind bereits Blasenspeicher mir Gehäusen aus CFK-Faserschichten (Fa. HYDAC) sowie CFKVerbundfasern bei gewickelten Druckrohren von Kolbenspeichern. Der reine Federspeicher erlebt im Druckbereich bis 50 bar eine Renaissance, weil er gasunabhängig und damit äußerst wartungsarm ist. Eine moderne und zukunftweisende Konstruktion stellen Metallbalg-Speicher dar, die eine einhundert-

300


prozentige Gasdichtheit garantieren und dadurch sehr hohe Lebensdaueranforderungen, in der Mobiltechnik zum Beispiel zehn Jahre, erfüllen. Bei Drücken bis 200 bar sind die Volumina allerdings auf Werte von weniger als 1 dm3 begrenzt. Auch für die Klarwasserhydraulik stehen serienmäßige Druckflüssigkeitsspeicher aller drei Hauptbauarten zur Verfügung. Der notwendige Korrosionsschutz wird entweder durch die Verwendung korrosionsresistenter Werkstoffe oder eine entsprechende Beschichtung der mit dem Wasser kontaktierten Innenflächen sichergestellt. Tabelle 9.1 Parameter und Einsatzkriterien verschiedener Speicherbauarten

Speichervolumen (Baugröße) [dm]3 max. Druck [bar] Gasfülldruck p0 [bar] max. zul. Druckverhältnis p2 /p0 Volumenstrom [dm3/s] Nutzungsgrad ' V/V0

Dynamik Einbaulage Austauschbarkeit Trennelement Überwachungsmöglichkeit Schadenanfälligkeit

Blasenspeicher Hochdruck Niederdruck 0,2 – 50 2,5 - 500 (200) 550 (1000) 40 (50)

Membranspeicher geschweißt geschraubt 0,1 - 4

0,1 - 10

Kolbenspeicher 1 - 250 (1500)

250

210 (600)

350 (600)

9.8@

Die weiteren Betriebszustände (Indizes 1 und 2) sind dadurch gekennzeichnet, dass nach dem Überschreiten von p0 Druckflüssigkeit in den Speicher gelangt und dabei das Gasvolumen druckabhängig komprimiert wird. Die entsprechenden Kenngrößen sind: p1 minimaler Betriebsdruck p2 maximaler Betriebsdruck

V1 Gasvolumen bei p1 V2 Gasvolumen bei p2.

Mit p3 wird der höchste Systemdruck bezeichnet, also der Druck, bei welchem das Sicherheitsventil öffnet. Zu beachten ist in jedem Fall auch der zulässige Betriebsüberdruck pzul , mit dem jeder Speicher nach der Betriebssicherheitsverordnung (BetrSichV) >9.3@ gekennzeichnet ist. Die Größen p1, p2, V1, V2 bestimmen auch den möglichen Energievorrat und die austauschbaren Volumina. Es gelten die Definitionen

'p = p2 - p1

Betriebsdruckdifferenz

(9.2)

302


'V = V1 - V2 [> 0] Flüssigkeitsabgabe (Gasexpansion)

(9.3 a)

'V = V2 - V1 [< 0] Flüssigkeitsaufnahme (Gaskompression).

(9.3 b)

Einzuhalten sind die von der Speicherbauart abhängigen maximal zulässigen Druckverhältnisse p2 /p0 (vgl. Abschn. 9.3, Tabelle 9.1). Das austauschbare Flüssigkeitsvolumen 'V ist nicht nur von den Kenngrößen des Speichers und den gewählten Parametern, sondern auch von der Zustandsänderung des Speichergases beim Lade- und Entladevorgang abhängig. Zur Zustandsbeschreibung des Gases in den genannten Betriebszuständen 0 (Ende der Gasfüllung), 1 und 2 (Flüssigkeitsaufnahme bzw. -abgabe) wird die Polytropengleichung idealer Gase herangezogen: p V n

p0 V0 n

p1 V1 n

p2 V2 n

konst . .

(9.4)

Je nach zeitlichem Verlauf der Austauschvorgänge kommt eine isotherme (n = 1), adiabate , isentrope (n =N = 1,4) oder polytrope (1 < n < 1,4) Zustandsänderung der Praxis am nächsten. Physikalisch ist die polytrope Zustandsänderung so zu verstehen, dass außer dem Austausch potentieller Energie (Volumenarbeit) auch ein Wärmeaustausch mit der Umgebung stattfindet. Bei einem isothermen Vorgang findet ein vollkommener Wärmeaustausch statt; eine Temperaturänderung erfolgt nicht. Dieser Zustand ist bei Speicheranwendungen anzutreffen, bei denen der Lade- und Entladezyklus der Druckflüssigkeit langsam (Größenordnung > 3 min.) verläuft, so dass genügend Zeit für einen vollständigen Wärmeaustausch zwischen Füllgas und Umgebung bleibt. Ein Praxisbeispiel dafür ist die Speicheranwendung zur Druckhaltung durch Leckflüssigkeitskompensation. Es gilt die Zustandsgleichung p V

p0 V0

p1 V1

p 2 V2

konst . .

(9.5)

Die adiabate (isentrope) Zustandsänderung ist durch einen sehr schnellen Flüssigkeitsaustausch (t < 1 min.) gekennzeichnet, wodurch das Gas kaum Wärme mit der Umgebung austauschen kann. Es kommt damit zu Temperaturänderungen. Typische Anwendungsbeispiele sind die Energiespeicherung zur Deckung kurzzeitiger Bedarfsspitzen oder auch die Schockabsorber. Zur Beschreibung dient die Zustandsgleichung: p V N

p0 V0 N

p1 V1N

p 2 V2 N

konst . .

(9.6)

Für die Abhängigkeit der Temperatur von den Zustandsgrößen p und V gilt: T V N 1

T1 V1N 1

T p( 1N )/ N

T1 p1( 1N )/ N .

(9.7) (9.8)

Alle angegebenen Gleichungen sind exakt nur für ideale Gase gültig. Das Füllgas Stickstoff weicht als reales Gas vor allem bei höheren Drücken von den idealen Zustandsgleichungen ab. Für den Zusammenhang zwischen p, T und V existieren

9.4 Auslegung von Druckflüssigkeitsspeichern

303

Näherungsgleichungen. In der Auslegungspraxis hat sich allerdings die Anpassung mit Hilfe von Korrekturfaktoren (Ci bzw. Ca) durchgesetzt: V0, real = Ci, a . V0

(9.9 a)

'Vreal = Ci, a . 'V .

(9.9 b)

Index i bezieht sich auf die isotherme, a auf die adiabate Zustandsänderung. Diese Korrekturwerte werden in den Unterlagen der Speicherhersteller zur Verfügung gestellt. 9.4.2 Auslegungspraxis Ausgangsangaben für die Auslegung eines Druckflüssigkeitsspeichers sind der Anwendungsfall und die dafür notwendigen Betriebsparameter, in erster Linie das aufzubringende Flüssigkeitsvolumen 'V bzw. die erforderliche hydrostatische Energie 'Whydr. Rahmenbedingungen werden vor allem durch Sicherheitsforderungen und anlagenspezifische Einflussgrößen abgesteckt. Als Ziel der Auslegung sind im Wesentlichen die Speichergröße, d. h., das effektive Speichervolumen V0, und der Gasvorfülldruck p0 zu bestimmen. Während der Druck p0 in bestimmten Abhängigkeiten und Grenzen beliebig wählbar ist, liegt V0 in der Praxis nur gestuft, entsprechend den Baureihen der Speicherhersteller, vor. Bei der Festlegung des Gasvorfülldruckes p0 ist nicht zuletzt aus Sicherheitsgründen der Betriebstemperaturbereich während des Speichereinsatzes zu berücksichtigen. Der Druck p0 ist immer auf die maximale Betriebstemperatur T2(TBmax) zu beziehen; das Füllen und Kontrollieren erfolgt jedoch meistens bei einer anderen Temperatur T0 , z. B. bei Raumtemperatur. Die Umrechnung erfolgt dann über die Beziehung p0 ,T0

p0 ,T2 T0 / T2 .

(9.10)

Zu beachten ist, dass T0 und T2 grundsätzlich als absolute Temperaturen in °K ( - /°C + 273) einzusetzen sind. Im Folgenden werden für die grundsätzlichen Anwendungsfälle der Speichertechnik die Auslegungsgleichungen für eine Vorauswahl angegeben. Viele Speicherhersteller bieten heute ihren Kunden sehr ausgereifte Programme zur rechnergestützten Auswahl und Dimensionierung an. Anwendungsfall Energiespeicherung/Volumenaustausch Vorgegeben ist das Entnahmevolumen 'V . Unter Annahme einer polytropen Zustandsänderung gilt: V0

'V 1/ n

p0 / p1

p0 / p 2 1 / n

.

(9.11)

304


Der Vorfülldruck p0 soll p0 = 0,9 · p1 (bei Temperatur T2!) betragen. Der Betriebsdruckbereich zwischen Minimum p1 und Maximum p2 wird i. d. R. vom Hydrauliksystem bestimmt. Die Genauigkeit und Zuverlässigkeit der Berechnung nach Gl. (9.11) wird durch die Wahl der Größe des Polytropenexponenten n bestimmt. Hierin liegt das eigentliche Problem, denn n hängt von den Betriebsbedingungen ab. In der Praxis bewährt hat sich der Ansatz, dass zwischen p0 und p1 eine isotherme und zwischen p1 und p2 eine polytrope Zustandsänderung abläuft [9.5, 9.8] und damit die Bestimmungsgleichung für V0 übergeht in: V0

'V p1 / p 0 1

.

(9.12)

1 p1 / p 2 n

Typische Beispiele für diesen Ansatz sind Speicheranwendungen als Not- bzw. Sicherheitsfunktion. Gleichung (9.12) liefert ein Ergebnis auf der „sicheren Seite“, weil das Volumen etwas größer errechnet wird. Für den ersten Überschlag wird n N 1,4 gesetzt. Eine Verbesserung der Genauigkeit der Ergebnisse wird durch Korrekturfaktoren möglich, die den Katalogen der Speicherhersteller entnommen werden können, z. B. [9.5, 9.6]. Anwendungsfall Leckölkompensation, Volumenkompensation Sowohl der Ladevorgang (p0 o p2) als auch die Arbeitsfunktion (langsame Abgabe von 'V, Druckabfall p2 o p1) können als isotherme Zustandsänderungen angesetzt werden. Die Auslegungsgleichung lautet damit: V0

'V . p 0 / p1 p 0 / p 2

(9.13)

Anwendungsfall Arbeitsaustausch und Energieinhalt Das Energiespeichervermögen beruht auf der Volumenänderung der Gasfüllung. Die dem Speicher zugeführte hydraulische Energie verrichtet Volumenänderungsarbeit am Gas: V2

Whydr .

W12

p dV .

³

(9.14)

V1

Unter Einbeziehung der Zustandsgleichungen (Gasgesetze) p = f (V) lassen sich Lösungen für das Integral gewinnen >9.7@ isotherm W12 = p1 V1 ln p 2 / p1 polytrop

W12

n 1 / n º p1 V1 ª§ p2 · «¨ ¸ 1» . n 1 «© p1 ¹ » ¼ ¬

(9.15)

(9.16)

9.4 Auslegung von Druckflüssigkeitsspeichern

305

Für einen gegebenen Bauraum V1 und maximalen Betriebsdruck p2 existiert ein optimales Druckverhältnis (p1 /p2)opt, für das ein Maximum an Volumenänderungsarbeit verrichtet wird. Die Lösung der entsprechenden Extremwertaufgabe ergibt für den isothermen Vorgang

( p1 / p2 )i,opt = 1 / e = 0,388

(9.17 a)

e Eulersche Zahl und für die adiabate Zustandsänderung ( p1 / p2 ) a , opt

N 1 / 1N

0,308.

(9.17 b)

Daraus folgt die maximal speicherbare hydraulische Energie Whydr ,max

W12 max

W12 max

W12 max

0,308 p 2 V1

0,368 p 2 V1

adiabat.

isotherm

(9.18 a) (9.18 b)

Das Produkt p2 V1 ist von Bauart und -größe des Speichers abhängig. Für p1 gibt es Variationsmöglichkeiten über den wählbaren Fülldruck p0, aber der speicherbare Energieinhalt kann höchstens 37% (isotherm) bzw. 31% (adiabat) vom Druck-Volumen-Produkt p2 V1 betragen. Das effektive Speichervolumen V0 für eine vorgegebene aufzunehmende Energie Whydr lässt sich unter Beachtung von Zusatzbedingungen (p0 = 0,9 p1, ideales Gas) berechnen >9.8@: V0

W hydr n 1 0,9 p1

1

p 2 / p1 n 1 / n 1

.

(9.19)

Die Auslegung für reale Gase wird in >9.9@ dargestellt. Anwendung als Hydrodämpfer Druckflüssigkeitsspeicher werden auch eingesetzt, um die in Hydraulikanlagen unerwünschten periodischen Druckschwankungen oder auftretende Druckstöße abzufangen und abzubauen. Es gibt mehrere Ursachen für derartige Vorgänge: Förderstromschwankungen und Druckpulsationen von Pumpen (Verdrängereinheiten), Absperr- und Öffnungsvorgänge mittels Ventilen bei kurzen Schaltzeiten, An- und Abschalten von Pumpen, schlagartiges Verbinden von Räumen mit unterschiedlichem Druckniveau. Zu den negativen Auswirkungen gehören dynamische Beanspruchung von Anlagenkomponenten bis hin zur Bruchgefahr, erhöhte Geräuschentwicklung,

306


Funktionsgefährdung für Bauelemente und Messgeräte, Leistungsreduzierungen (Absenkung von Drücken und Volumenströmen), Beeinträchtigung der Arbeitsgenauigkeit (z. B. Werkzeugmaschinen). Ein als Dämpfungselement eingesetzter Speicher (s. Abb 9.3 b) gleicht durch den Volumenaustausch die Volumenstrom- bzw. Druckpulsationen aus (Absorption der Pulsationen im Gasvolumen; physikalisch bedeutet das, Verzehr der unerwünschten kinetischen Energie durch Umwandlung in Wärmeenergie). Die Speicherhersteller bieten spezielle, für die unterschiedlichen Einsatzfälle konzipierte Bauformen an: Pulsationsdämpfer, Schockabsorber (Druckstoßdämpfer), Saugstromstabilisatoren oder Flüssigkeitsschalldämpfer (Silencer) >9.6@. Bei der Pulsationsdämpfung wird die adiabate Zustandsänderung angesetzt, denn es handelt sich um schnelle Vorgänge. Auslegungskriterium ist die vorgegebene, zulässige Restpulsation G des Druckes:

G

p max p min p max p min

p 2 p1 . p 2 p1

(9.20)

Die Minimierung von G ist an eine flache p-V-Kennlinie des Speichers gebunden. Die Verringerung der Kennliniensteigung erreicht man durch ein größeres Speichervolumen und eine Erhöhung des Gasfülldruckes. Die erforderliche Speichergröße läßt sich unter Berücksichtigung bestimmter Vorgabewerte (Volumenpulsation 'V, Restpulsation des Druckes G, Druckverhältnis p1 /p0) berechnen >9.8@: V0

p1 ' V . ª § 1 G ·1 / N º p0 «1 ¨ ¸ » ¬« © 1 G ¹ ¼»

(9.21)

Für den Vorfülldruck p0 wird empfohlen: p0 = 0,6 pm (pm = Mitteldruck). Die sog. Schockabsorber bauen Druckstöße durch das Umwandeln kinetischer Energie der Strömung in potentielle Energie des komprimierten Gases ab. Auslegungsgleichungen für die Speichergröße (V0) sind in der Literatur zu finden >9.6, 9.8@. Die für schnell veränderliche Zustandsänderungen wichtige Eigendynamik von Druckflüssigkeitsspeichern wird maßgebend von der Kapazität Ch des Speichers und der Induktivität Lh der angeschlossenen Leitung bestimmt [9.8], siehe auch Abschn. 4.5. Für die Eigenkreisfrequenz Z s des Systems (Speicher und Rohrleitung) gilt:

Zs

1 c h Lh

.

(9.22)

Bei Kolbenspeichern kann die Genauigkeit verbessert werden, wenn gemäß (9.23) aus der Kolbenmasse mK und der Kolbenfläche AK die Induktivität berechnet wird LK

m K /( AK ) 2 .

(9.23)

9.5 Sicherheitsvorschriften

307

9.5 Sicherheitsvorschriften Hochgespannte Gase können wegen der gespeicherten Energie ein erhebliches Gefahrenpotential darstellen, deshalb bestehen für die Konstruktion und Herstellung von Druckflüssigkeitsspeichern sowie für den Betrieb und die Wartung hydraulischer Anlagen mit Speichereinsatz strenge Sicherheitsvorschriften. Im Zuge der Harmonisierung der Rechtsvorschriften der Mitgliedstaaten der Europäischen Gemeinschaft vollziehen sich gegenwärtig gravierende Veränderungen in Bezug auf die Sicherheitsvorschriften für Druckgeräte, denen auch die Druckflüssigkeitsspeicher zuzuordnen sind. Die bisher in Deutschland maßgebenden amtlichen Vorschriften in Form der Unfallverhütungsvorschrift des Hauptverbandes der gewerblichen Berufsgenossenschaften UVV VBG 17 über Druckbehälter sowie der Druckbehälterverordnung (DruckbehV) mit der Ergänzung der Technischen Regeln Druckbehälter (TRB) sind außer Kraft getreten. Verbindlich für die Hersteller und Lieferanten von Druckgeräten ist die Richtlinie 97/23/EG des Europäischen Parlaments und des Rates vom 29. Mai 1997 >9.2@, wonach alle Druckgeräte, das sind Geräte mit einem maximal zulässigen Druck von mehr als 0,5 bar, einem sog. Konformitätsbewertungsverfahren zu unterziehen sind. Geregelt werden die für die Hersteller wichtigen Bereiche Auslegung, Konstruktion und Fertigung. Das für die Anwender (Betreiber) wichtigste Dokument ist die auf der Grundlage der o. g. EG-Richtlinie erstellte Betriebssicherheitsverordnung (BetrSichV) >9.3@, wo im Abschnitt 3 „Besondere Vorschriften für überwachungsbedürftige Anlagen“ die notwendigen Maßnahmen beim Betreiben von „Druckgeräten“ definiert sind. Im Mittelpunkt stehen die Prüfung vor der Inbetriebnahme sowie die wiederkehrenden Prüfungen. Nach der europäischen Druckgeräterichtlinie werden die Druckgeräte nach zunehmendem Gefahrenpotential in Gruppen eingestuft. Grundlage dafür ist die Einteilung der Fluide in zwei Gruppen, s. Tabelle 9.2. Tabelle 9.2 Fluidgruppen nach der europäischen Druckgeräterichtlinie 97/23/EG >9.2@ Gruppe

Merkmal

Fluidgruppe 1

explosionsgefährlich, hoch entzündlich, leicht entzündlich, entzündlich (wenn die maximal zulässige Temperatur über dem Flammpunkt liegt), sehr giftig, giftig, brandfördernd

Fluidgruppe 2

alle nicht in Gruppe 1 genannten Fluide

Über den maximal zulässigen Druck PS in bar, das Behältervolumen V in dm3 sowie das Produkt PS * V in bar * dm3 (bar * Liter) ist das Druckgerät einem Diagramm nach Anhang II der Richtlinie zuzuordnen. Abbildung 9.8 zeigt ein Beispiel für Fluide der Gruppe 2, dazu sind auch die in der Hydraulik verwendeten Druckflüssigkeiten zu zählen. Die mit römischen Ziffern bezeichneten Kategorien beinhalten „Module“ nach Anhang II der Richtlinie, in denen die Kontroll- und Prüf-vorschriften festgelegt sind, s. Tabellen 9.3 und 9.4.

308


Abb. 9.8 Konformitätsbewertungsdiagramm (Beispiel) nach Anhang II in >9.2@ Tabelle 9.3 Module im Konformitätsbewertungsverfahren nach >9.2@, Anhang III Modul

Bezeichnung

A A1 B B1 C1 D D1 E F G H H1

interne Fertigungskontrolle interne Fertigungskontrolle mit Überwachung der Abnahme EG – Baumusterprüfung EG – Entwurfsprüfung Konformität mit der Bauart Qualitätssicherung Produktion Qualitätssicherung Produktion Qualitätssicherung Produkt Prüfung der Produkte EG – Einzelprüfung umfassende Qualitätssicherung umfassende Qualitätssicherung mit Entwurfsprüfung und besonderer Überwachung der Abnahme

Tabelle 9.4 Modulkategorien in den Konformitätsbewertungsdiagrammen nach >9.2@, Anhang II Kategorie I II III IV

Module A A1, D1, E1 B1+D, B1+F, B+E, B+C1, H B+D, B+F, G, H1

Die Betriebssicherheitsverordnung (BetrSichV) >9.3@, regelt die notwendige Prüfung vor der Inbetriebnahme sowie die Intervalle für die wiederkehrenden Prüfungen. Über die Einstufung in die Kategorien nach der europäischen Druckgeräterichtlinie werden der Prüfumfang und die zur Prüfung Berechtigten definiert, während die Prüfzyklen für alle Kategorien einheitlich sind: alle 2 Jahre „äußere Prüfung“, alle 5 Jahre „innere Prüfung“ und alle 10 Jahre eine „Festigkeitsprüfung“.

9.6 Einbau, Inbetriebnahme und Wartung

309

Weitere Quellen für das breit angelegte Sicherheitskonzept sind die Normen DIN EN 982 „Sicherheitstechnische Anforderungen an fluidtechnische Anlagen und deren Bauteile“, DIN 24552 „Allgemeine Anforderungen an Hydrospeicher in Hydrauliksystemen“, ISO 4413 (Allgemeine Regeln für Systeme, Kennzeichnung, Einbau) und DIN 24343 „Wartungs- und Inspektionsliste für hydraulische Anlagen“. Über die gesetzlichen Vorschriften hinaus erlassen die meisten Hersteller eigene Betriebs-, Einbau- und Wartungsvorschriften. Bei Exportgeschäften sind zusätzlich die Druckbehältervorschriften des Ziellandes zu beachten.

9.6 Einbau, Inbetriebnahme und Wartung Die strengen Sicherheitsvorschriften (s. Abschn. 9.5) bedingen, dass Druckflüssigkeitsspeicher nur über spezielle Systemkomponenten mit der Hydraulikanlage verbunden werden dürfen. Auf der Gasseite müssen zugelassene Geräte für die Befüllung und Zustandskontrolle eingesetzt werden. Auf der Flüssigkeitsseite stellt ein Sicherheits- und Absperrblock (Abb. 9.9) die Verbindung zur Hydraulikanlage her. Dieses „Speicher-Zubehör“ gehört zum Angebot der Hersteller. Kernstück ist das Speichersicherheitsventil 1, das unabhängig vom Druckbegrenzungsventil der Anlage (angebracht in Pumpennähe) den Speicher gegen zu hohe Druckbeaufschlagung absichert. Dieses Ventil muss eine hohe Zuverlässigkeit und ein ausgezeichnetes Öffnungs- und Schließverhalten aufweisen, und es muss baumustergeprüft sein, d. h., es wird beim Hersteller durch den TÜV oder eine andere berechtigte Institution abgenommen. Die Einstellung ist gegen unbefugte Änderungen durch Plomben zu sichern. Das Speichersicherheitsventil soll im normalen Betrieb möglichst nicht ansprechen, deshalb sollte der zulässige Betriebsdruck des Speichers höher – i. d. R. um 10% – als der maximale Betriebsdruck der Anlage liegen.

4

2

1

Abb. 9.9 Schaltplan eines Sicherheits- und Absperrblockes

3

310


Zur Trennung des Speichers vom System dient ein Absperrventil 4. Zur Druckentlastung sind Ablassventile vorgeschrieben, die handbetätigt 2 oder wahlweise auch elektromagnetisch 3 betätigt werden. Vorschrift ist auch die Ausrüstung mit einer Druckkontrollmöglichkeit, meist werden separate Manometer eingesetzt. Zwischen Pumpe und Druckflüssigkeitsspeicher sollte ein Rückschlagventil in die Druck- bzw. Speicherfüllleitung eingebaut werden, um ein Rückströmen der Speicherflüssigkeit zur Pumpe hin zu verhindern. Das Befüllen der Speicher mit Gas (i. d. R. Stickstoff) oder das Ändern vorhandener Fülldrücke geschieht mit Hilfe von Füllvorrichtungen. Quellen für die Gase sind Stickstoff-Druckflaschen oder spezielle Ladegeräte. Handelsübliche Druckflaschen sind für einen Druck von maximal 200 bar ausgelegt. Speicher mit einem Vorfülldruck p0 > 200 bar können deshalb nicht mehr aus Flaschen gefüllt werden. Bei Vorfülldrücken zwischen 100 und 150 bar werden die Stickstoff-Flaschen schlecht ausgenutzt. Stickstoffladegeräte ermöglichen hohe Speicherladedrücke und eine optimale Ausnutzung der Flaschen bis zu einem Restdruck von 20 bar. Bei Erstbefüllungen oder nach Reparaturen sollen Druckkontrollen nach einer Woche, anschließend nach vier Monaten und danach im Jahresrhythmus durchgeführt werden. Des Weiteren sind nachfolgende Schwerpunkte zu beachten: Bedienung und Wartung ist nur von qualifiziertem Personal vorzunehmen. Vor jeder Inbetriebnahme müssen alle Absperr- und Sicherheitselemente funktionstüchtig und sachgemäß angeschlossen sein. An Speichern dürfen keine Löt- und Schweißarbeiten und keine mechanischen Bearbeitungen durchgeführt werden. Speicher sind stabil und sicher mit Halterungen (Schellen) an gut zugänglichen Stellen mit genügend Platz für das Zubehör zu befestigen. Reparaturen am Speicher sollten nur vom Hersteller oder einem autorisierten Fachbetrieb vorgenommen werden. An betriebsbereiten Anlagen dürfen keinerlei Arbeiten durchgeführt werden, ohne dass der Speicher drucklos oder entleert ist. Von entscheidender Bedeutung für die zuverlässige Funktion und Sicherheit von Anlagen mit Speicheranwendung ist die Einhaltung des vorgesehenen Gasfülldruckes (s. Abschn. 9.2, 9.3, 9.4). Deshalb sollten regelmäßig Druckkontrollen über das Manometer des Sicherheitsblockes durchgeführt werden. Noch größere Sicherheit gegenüber einer unverhofften Störung bietet die kontinuierliche Überwachung mit Hilfe eines Diagnosesystems (Condition Monitoring). Auf dem Markt sind bereits zahlreiche Überwachungssysteme bis hin zu elektronischen Fernübertragungen im Angebot. Ursache für das Absinken des Gasfülldruckes müssen nicht nur havarieartig auftretende Leckstellen sein, sondern auch das schleichend ablaufende Diffundieren des Gases durch die Trennwand aus Elastomeren (Vorgang der „Permeation“). Kolbenspeicher haben den großen Vorteil, dass auch eine relativ einfache Volumenkontrolle über die Erfassung des Kolbenweges möglich ist.

10 Zubehör

10.1 Flüssigkeitsbehälter (Tank) Es liegt an der Spezifik der Wirkungsweise eines Hydrauliksystems, dass als Anlagenkomponente ein Gefäß zur Bevorratung und zum Ausgleich der Druckflüssigkeit vorhanden sein muss. Der Flüssigkeitsbehälter einer Hydraulikanlage hat neben der Aufnahme des notwendigen Flüssigkeitsvorrates weitere wichtige Aufgaben zu erfüllen und erfährt deshalb bestimmte konstruktive Detailgestaltungen: Abführung von Verlustwärme aus dem System, die mit der Flüssigkeit vom Entstehungsort zum Behälter transportiert worden ist; x über die Oberflächen wirkt der Behälter als Wärmetauscher. Ausscheiden von ungelöster Luft (Luftblasen, Schaum) aus der Flüssigkeit; x notwendig sind eine möglichst große Oberfläche der Flüssigkeit und eine angemessene Verweildauer im Behälter. Absetzen von Verunreinigungen; x Alterungsprodukte und sehr kleine Partikel, die nicht über Filter ausgeschieden werden, setzen sich am Boden ab. Abscheiden von Kondenswasser; x Ansammlung des Wassers am tiefsten Punkt des Behälters, dort sind Ablassmöglichkeiten vorzusehen. Funktion als Trägerelement zur Aufnahme von Anlagenkomponenten (Pumpen, Ventile, Speicher); x die Festigkeit und Steifigkeit des Behälters, insbesondere der Deckplatte, muss dieser Funktion gerecht werden. Konstruktiver Aufbau und Ausführungsformen Die Behälter für Industriehydraulikanlagen (Stationärhydraulik) werden sehr häufig als Rechteckbehälter in Schweißkonstruktion aus Stahlblech (DIN 24339) ausgeführt und mit einem Deckel abgeschlossen. In Anlagen der metallurgischen Industrie sind Rundbehälter sehr verbreitet. Gusskonstruktionen haben vor allem bei größeren Losgrößen technologische Vorteile und bieten bei Leichtmetalleinsatz (Aluminium-Kokillenguss) Massereduzierungen und Korrosionsbeständigkeit. Die richtige Gestaltung und Bemessung der Behälter beeinflusst die Funktionszuverlässigkeit der Anlage sowie die effektive Nutzungsdauer der Druckflüssigkeit. Im Folgenden werden daraus abgeleitete Forderungen und Hinweise für die konstruktive Umsetzung zusammengestellt (s. Abb. 10.1).


312

10 Zubehör

Dichtheit: Deckel und Rohrdurchführungen sind staubdicht auszuführen. Korrosionsschutz: Stahlbehälter sind zur Vermeidung von Korrosion (innen Gefahr durch Kondenswasser) mit einem Innen- und Außenanstrich zu versehen oder anderweitig zu schützen (z. B. Feuerverzinken). Die Anstrichstoffe müssen mit der eingesetzten Druckflüssigkeit verträglich sein. Die Innenflächen müssen dem Norm-Reinheitsgrad (DIN 55928) entsprechen. Im Einsatz sind auch Behälter aus Aluminiumlegierungen und Kunststoff.

Abb. 10.1 Standard-Flüssigkeitsbehälter. 1 Rücklaufleitung, 2 Leckflüssigkeitsleitung, 3 Saugleitung, 4 Rohrdurchführung (elastisch), 5 Einfüller und Belüfter, 6 Flüssigkeitsstandanzeige, 7 Ablassschraube, 8 Leitblech, 9 Reinigungsöffnung (beidseitig) (VICKERS) [10.2]

Be- und Entlüftung: Bei den vorwiegend verwendeten drucklosen (offenen) Behältern besteht eine Verbindung zwischen dem Luftraum im Behälter und der Außenluft, so dass die Flüssigkeit unter atmosphärischem Druck steht. Ein Luftaustausch muss möglich sein, weil der Füllstand im Behälter während des Betriebes der Anlage Schwankungen unterliegen kann („Tankatmen“), z. B. beim Ein- und Ausfahren doppelt wirkender Arbeitszylinder mit einseitiger Kolbenstange (Austausch unterschiedlicher Volumina wegen der Flächendifferenz zwischen Stangen- und Kolbenbodenseite) oder infolge von Temperaturschwankungen. Zur Verhinderung des Schmutzeintrages darf der Luftaustausch nur über einen Filter (Feinheit 5–15 Pm) möglich sein. Auf dem Markt sind spezielle Belüftungsfilter (DIN 24557/T.2). Vorspannung des Flüssigkeitsvorrates: Die Verwendung geschlossener Behälter mit Innendruck kann notwendig sein zur Sicherung eines einwandfreien Saugverhaltens der Pumpen, zur Verhinderung des Schmutzeintrages (z. B. Stäube sind schwer filtrierbar) oder zur Abdichtung gegenüber Sauerstoff und Feuchtigkeit von außen (Vermeidung der vorzeitigen Alterung der Flüssigkeit). Das zur Vorspannung verwendete Gas sollte inert sein (z. B. Stickstoff) oder noch besser durch ein elastisches Trennelement (Membran, Balg) von der Flüssigkeit getrennt werden.

10.1 Flüssigkeitsbehälter (Tank)

313

Befüllen und Ablassen: Die Befüllung muss grundsätzlich über Filter (Feinheit d 63 Pm) erfolgen; Varianten sind separate Einfüllfilter, der Filter in der Rücklaufleitung der Anlage (Anbindung über Schnellkupplung) oder transportable Befüllgeräte (Filter-Pumpen-Einheiten). Meist sind zusätzlich Magnetfilter kombiniert. Zur Standardausrüstung der Flüssigkeitsbehälter gehören Füllstandsanzeigen, mindestens Kontrollaugen für maximalen oder minimalen Flüssigkeitsstand. Ablassstutzen an der tiefsten Stelle des oft geneigten Behälterbodens müssen eine vollständige Entleerung ermöglichen. Reinigungsmöglichkeit: Bei größeren Behältern sollte der Innenraum über abnehmbare Reinigungsdeckel in den Seitenflächen ohne Demontage der Behälterdeckplatte gut zugänglich sein (Abb. 10.1). Abgabe von Luft, Wärme und Schmutzpartikeln (Flüssigkeitsberuhigung): Durch Trennwände (Leitbleche) im Behälter wird der Weg von der Rücklaufzur Saugleitung und damit die Beruhigungsstrecke für die Flüssigkeit verlängert. Schräg eingebaute Siebe (Neigung ca. 30°, Maschenweite 0,1 – 0,3 mm) fördern die Luftabscheidung.

Abb. 10.2 Einbau von Saug- Rücklauf- und Leckflüssigkeitsleitungen. 1 niedrigster Flüssigkeitsstand, 2 Rücklauffilter, 3 Saugleitung, 4 Leckflüssigkeitsleitung, 5 Rundring, 6 Entlüftungsbohrung, 7 Schottverschraubung, 8 Deckplatte, 9 Behälterboden, 10 Rücklaufleitung [10.1]

Bei der Ankopplung des Behälters an das Leitungsnetz der Hydraulikanlage sind einige bewährte Gestaltungsregeln zu beachten (s. a. Abb. 10.2). Die Saug- und Rücklaufleitungen sollen so weit wie möglich voneinander entfernt sein (Vermeidung von Strömungskurzschluss). Für den Einbau der Leitungen gibt es Richtwerte: bei den Saug- und Rücklaufleitungen sind mindestens 100 mm für die Eintauchtiefe (Maß a) und 50 mm für den Bodenabstand (Maß b) einzuhalten. Zur Querschnittserweiterung sind die Rohrenden unter 45° – 60° abzuschrägen. Leckflüssigkeitsleitungen sind auf kürzestem Weg drucklos zum Behälter zu führen. Im Behälter sind minimal 50 mm Eintauchtiefe (Maß c) und zwei Entlüftungsbohrungen außerhalb des maximalen Flüssigkeitsspiegels vorzusehen.

314

10 Zubehör

Behältergröße Ein typisches Optimierungsproblem stellt die Bestimmung des für eine Hydraulikanlage notwendigen Flüssigkeitsvolumens und damit der Behältergröße dar. Ein großes Volumen begünstigt die Abführung der Verlustwärme und damit die Einhaltung des zulässigen Temperaturniveaus ohne Zusatzkühlung, was wiederum positiv auf den Anlagenwirkungsgrad, die Nutzungsdauer der Druckflüssigkeit und die Lebensdauer von Dichtungen wirkt. Die Nutzungsdauer und damit der Wechselzyklus für die Flüssigkeiten werden vom Alterungsprozess bestimmt, der entscheidend durch erhöhte Temperatur beschleunigt wird (s. Abschn.3.3.5). Der Vergrößerung der Flüssigkeitsvolumina stehen die höheren Anschaffungskosten für Druckflüssigkeit und Behälter sowie die Zunahme von Masse und Platzbedarf gegenüber. Grundsätzlich ist zwischen dem Behältervolumen und dem Flüssigkeitsvolumen der Hydraulikanlage zu unterscheiden. Das Behältervolumen ist so zu dimensionieren, dass das gesamte Flüssigkeitsvolumen im Behälter aufgenommen werden kann, im Betriebszustand immer eine Mindestmenge VR im Behälter verbleibt und ein Luftvolumen VL von mindestens 10 bis 15% des Behältervolumens bei maximaler Füllhöhe eingehalten wird. Die Bestimmung der Behältergröße über die Wärmebilanz der Anlage (s. Abschn. 4.8) ist schwierig und aufwendig. Eine überschlägliche Auslegung kann über die Umwälzzahl UZ

(10.1)

QP / VB

QP Flüssigkeitsstrom der Pumpe(n) VB Behältervolumen vorgenommen werden. UZ (in h-1 bzw. min-1) gibt an, wie oft das Behältervolumen pro Zeiteinheit umgewälzt wird. Eine kleinere Umwälzzahl bedeutet eine längere Verweildauer der Flüssigkeit im Behälter. Richtwerte für bestimmte Betriebsbedingungen zeigt Tabelle 10.1. Tabelle 10.1 Umwälzzahlen, Behälter- und Flüssigkeitsvolumina (nach [10.1]) QP in dm3/min Einsatzbereich/Betriebsbedingungen Mobilhydraulik Stationärhydraulik Aussetzbetrieb mit Pumpenabschaltung Aussetzbelastung (Leerlaufzeiten mit drucklosem Umlauf) Dauerbetrieb mit größerem Wärmeanfall (Widerstandssteuerungen, Stromventile)

VBmin=QP /UZ [dm3] 2 QP

UZ [h-1]

VR [dm3] 0,5 QP

3 QP

t 30 d 30 20

(4 - 5) QP

15

(1-3) QP

6 QP

10

(2 - 3) QP

1 QP

Praxiserfahrungen besagen, dass bei Umwälzzahlen UZ < 15 keine Zusatzkühlung notwendig ist, während andererseits UZ -Werte > 20 immer auf die Notwendigkeit von Flüssigkeitskühlung hinweisen. In modernen Hydraulikanlagen geht der Trend zu möglichst kleinen Behältervolumina. Eine genauere Berechnung der Behältergröße ist nur über die Wärmebilanz der Hydraulikanlage möglich (s. Abschn. 4.8). Die aus den Druck-, inneren Leck-

10.1 Flüssigkeitsbehälter (Tank)

315

(Spalt-) und Strömungs- („Drossel“-) verlusten resultierende Verlustleistung einer Hydraulikanlage wird als Wärmestrom wirksam. Dieser in die Anlage eingebrachte Wärmestrom heizt zum einen die Druckflüssigkeit und Anlagenkomponenten entsprechend deren Wärmespeichervermögen auf und muss zum Anderen zur Verhinderung von Übertemperatur aus der Anlage abgeführt werden: Wärmestrom = Wärmespeicherung + Wärmeabgabe. Das Wärmespeichervermögen C (Ws/K)hängt von den Massen mi der aufzuheizenden Flüssigkeit und Festkörper und deren spezifischer Wärme ci ab. C =mFl cFl+mK1 cK1 + mK2 cK2 + ...+ mi ci

(10.2)

Tabelle 10.2 ist die spezifische Wärmekapazität hydraulikrelevanter Medien zu entnehmen. Tabelle 10.2 Kenngrößen hydraulikrelevanter Medien Mittelwerte [10.3] Medium

Spezifische Wärme c kWh/kg K

Dichte kg/m3

Wasser

1,16 · 10-3

1000

-3

870

-3

930

Stahl

0,128· 10

-3

7860

Luft

0,279· 10-3

1,15

Mineralöl

0,523 · 10

Rapsöl, synthetische Ester

0,514 · 10

Die Wärmeabgabe (Wärmestrom) WW,ab (in W) über den Flüssigkeitsbehälter erfolgt nach der Gesetzmäßigkeit

WW ,ab

k A '-

(10.3)

A wärmeabgebende Oberfläche k Wärmedurchgangszahl, s. Tabelle 10.3.

'- Temperaturdifferenz

Die größten Probleme liegen meist bei der Bestimmung der Verlustleistung als Ursache für den zugeführten Wärmestrom (s. Abschn. 4.8). Neben aufwendigen Berechnungsansätzen [10.7 – 10.9] werden Abschätzungen über die Wirkungsgrade sowie messtechnische Methoden in der Literatur beschrieben [10.3 – 10.4]. Tabelle 10.3 Wärmedurchgangszahlen k für freistehende Blechbehälter Zirkulationsbedingungen ungünstige Luftzirkulation, geschlossener Raum normale allseitige Luftzirkulation, geschlossener Raum allseitige Zirkulation in belüfteten oder teilweise offenen Räumen (Maschinenhallen) künstlich erzeugte Zirkulation (Anblasen mit Ventilator) vL = 2-5 m/s Luftgeschwindigkeit vL t 5 m/s

k 8,0 - 9,5 W/m2K 10,5 – 12,0 W/m2K 12,0 – 15,0 W/m2K 20,0 – 25,0 W/m2K 0, 75

7,5 v L

W/m2K

316

10 Zubehör

10.2 Flüssigkeitskühler und Vorwärmer Der in der Praxis bewährte und anerkannte Richtwert für die Flüssigkeitstemperatur stationärer Hydraulikanlagen beträgt 50 bis 60°C. In Mobilhydrauliksystemen wird im Hinblick auf Massereduzierung (kleine Behältergröße, Vermeidung zusätzlicher Kühler) oft mit höheren Temperaturen bis 85°C gearbeitet. Zur Beherrschung des Wärmeregimes müssen unter bestimmten Kriterien Flüssigkeitskühler oder auch Vorwärmer vorgesehen werden. Die Notwendigkeit einer zusätzlichen Kühlung ergibt sich, wenn die Wärmeabführung über Abstrahlung nicht mehr ausreicht, eine Beharrungstemperatur unter der zulässigen Betriebstemperatur für die Flüssigkeit zu sichern. Weitere Einsatzkriterien können – stark schwankende Leistungsanforderungen an die Anlage oder – erhöhte und veränderliche Umgebungstemperaturen sein. Im Rahmen der Anlagenprojektierung muss das Kühlprinzip ausgewählt werden; eine Übersicht und Kriterien zeigt Tabelle 10.4. Tabelle 10.4 Kühlerbauarten [10.3] Vorteile Nachteile Wasserkühlung kleiner kostengünstiger Kühler; gute hohe Wasserkosten; gesonderte InstalRegelbarkeit; geräuschloser Betrieb lation notwendig; bei Korrosion Folgeschäden für Anlage und Umwelt Luftkühlung geringe Betriebskosten; keine War- hoher Anschaffungspreis (Faktor 3-4 tung; Leckage sofort sichtbar; kein gegenüber Wasserkühlung); Belastung Installationsaufwand durch Lüftergeräusche (um 85 dB(A)) und Zugluft; größerer Platzbedarf; für Innenräume häufig Frischluft- und Abluftführung notwendig Kälteanlage beliebige Flüssigkeitstemperatur er- sehr hohe Investitionskosten; größerer reichbar; kein Installationsaufwand Platzbedarf gegenüber Wasserkühlung

Die wassergekühlten Flüssigkeitskühler (Arbeitsprinzip als Wärmetauscher) sind als Rohrbündel- oder Plattenwärmetauscher auf dem Markt. Die Druckflüssigkeit und das Kühlmittel Wasser durchströmen die Kühler gleichzeitig im Gegenstrom, getrennt durch wärmeleitende Rohre oder Lamellen. Durch hohe Fließgeschwindigkeiten und teilweise eine spezielle Gestaltung der genutzten Kanäle (Turbulenzeinlagen) sollen turbulente Strömungsverhältnisse erreicht werden, weil das die mögliche Wärmeübertragungsrate verbessert. Für eine effektive Wärmeabführung sollte außerdem die Temperaturdifferenz zwischen beiden Flüssigkeiten min-destens 25°K betragen. Die luftgekühlten Flüssigkeitskühler werden in den Hydraulikkreislauf der Anlage mit eingebunden und meist im Nebenstrom, oft kombiniert mit Filtration (s. Abschn. 10.4.2), betrieben. Ein Lüfter erzeugt den notwendigen Kühlluftstrom durch den Kühler. Die Kühlleistung wird neben den Volumenströmen von Druckflüssigkeit und Kühlluft auch von der Temperaturdifferenz und damit von der Umgebungstemperatur bestimmt. Zur Ansteuerung der Kühler werden auch Thermostatventile eingesetzt, wodurch die Temperatur der Druckflüssigkeiten in engen Grenzen geregelt werden kann und Betriebskosten zu sparen sind.

10.3 Leitungen und Leitungsverbindungen

317

Kühlaggregate, die nach Kühlschrankprinzipien arbeiten, werden unter solchen Bedingungen wie – kleine zulässige Temperaturdifferenzen, – große abzuführende Wärmemengen, – hohe Temperatur der Umgebungsluft oder – fehlendes Kühlwasser in Kombination mit einem flüssigkeitsgekühlten Wärmetauscher eingesetzt. Für die richtige Auswahl von Kühlertyp und -größe stehen in der Praxis Beratungsangebote und Auslegungssoftware der Hersteller zur Verfügung. Um unabhängig von schwankenden und niedrigen Umgebungstemperaturen ein problemloses Startverhalten oder den Betrieb der Hydraulikanlage unter möglichst gleichmäßigen Bedingungen zu sichern, können Vorwärmer, also Heizeinrichtungen für die Druckflüssigkeit, notwendig werden. Solche Forderungen nach konstanten Betriebsverhältnissen werden z. B. bei Präzisionswerkzeugmaschinen oder hydraulisch betriebenen Prüfeinrichtungen (Einsatz im Fahrzeug- oder Flugzeugbau) gestellt. Der Aufwärmprozess muss gesteuert ablaufen, denn örtliche Überhitzungen der Flüssigkeit sind unbedingt zu vermeiden.

10.3 Leitungen und Leitungsverbindungen Die Verknüpfung der einzelnen Komponenten einer Hydraulikanlage untereinander und der zur hydraulischen Leistungsübertragung notwendige Transport der Druckflüssigkeit erfolgt über Leitungen in Form von Rohren und Schläuchen. Einen Sonderfall stellen die rohrlosen Verkettungssysteme (s. Abschn. 8.6) dar, bei denen die Verbindung über integrierte Bohrungs- und Kanalsysteme realisiert wird (Kompakthydraulik). An den Trennstellen des Leitungssystems werden meist lösbare Verbindungselemente (Rohrverschraubungen) eingesetzt. Bei der konstruktiven Gestaltung und Dimensionierung des Leitungssystems ist eine Reihe von Kriterien zu berücksichtigen: Betriebsparameter, Durchflussstrom und Druck, Druckstöße, mechanische und hydraulische Schwingungen (Druckpulsationen), Montage- und Wartungsfreundlichkeit, Kosten. Von ganz besonderem Gewicht ist das Kriterium Dichtheit, denn der Zusammenhang mit der Umweltverträglichkeit, als heute wesentliches Akzeptanz- und Wettbewerbsargument, ist unmittelbar. Der Begriff trockene Hydraulik bezieht sich eigentlich ausschließlich auf das Leitungssystem und dessen Verbindungsstellen zu den Anlagenkomponenten. 10.3.1 Rohrleitungen Rohrleitungen bilden starre Verbindungen zwischen ortsfesten Leitungsanschlüssen; je nach der Funktion im Kreislauf sind Saug-, Druck-, Rücklauf- und Leckflüssigkeitsleitungen zu unterscheiden, wobei die Zuordnung Druck oder Rücklauf bei Hydromotoren (linear und rotierend) keinen Sinn macht, da ja die Bewegungs-

318

10 Zubehör

richtung i. Allg. umkehrbar ist. Die Projektierung des Leitungsnetzes umfasst die folgenden Auswahlschritte: Halbzeug und Werkstoff, Rohrabmessungen (Innendurchmesser und Wanddicke), Verlegungsvorschriften (z. B. Biegeradien, Befestigung). Halbzeug und Werkstoff Es werden fast ausnahmslos nahtlose Präzisionsstahlrohre (DIN EN 10305-1/4) verwendet. Der Zusatz „Präzision“ weist auf eine hohe Maßhaltigkeit und gute Oberflächenqualität, was besonders beim Außendurchmesser für die Funktionssicherheit der Schneidringrohrverschraubung (s. Abschn. 10.3.2) notwendig ist. Die Rohre werden kaltgezogen oder kaltgewalzt und normalgeglüht; auf Grund des Feinkorngefüges sind sie gut kaltverformbar, was für das Biegen und Bördeln notwendig ist. Als Werkstoffe kommen unlegierte Stähle mit erhöhter Güte (besonders beruhigt vergossen) zum Einsatz: E235 und für höhere Drücke bzw. notwendige Wanddickenreduzierungen E355. Rohrabmessungen Bei der Rohrdimensionierung gehen die beiden Betriebsparameter Durchflussstrom Q und Druck p ein. Der Durchflussquerschnitt und damit der Rohrinnendurchmesser sind so zu wählen, dass bei gegebenem Durchflussstrom bestimmte Strömungsgeschwindigkeiten in den einzelnen Leitungstypen nicht überschritten werden. In der Praxis bewähren sich die in Tabelle 10.5 angegebenen Richtwerte, die auf dem Kompromiss zwischen Druckverlust (s. Abschn. 4.4.1) und Abmessungen basieren. Tabelle 10.5 Richtwerte für Strömunsgeschwindigkeiten in Rohrleitungen

Art der Leitung

zulässige Strömungsgeschwindigkeit

Saugleitungen Druckleitungen bis:

Rücklaufleitungen

vzul in [m/s] 0.5 bis 1,5

100 bar

2,0 bis 4,0

bis 200 bar

4,0 bis 5,5

> 250 bar

6,0 bis 10,0 2,0 bis 4,0.

Durchflussquerschnitt und Innendurchmesser („Nennweite“ NW) erhält man aus A Q / v zul

S d i2 / 4.

(10.4)

Der Markt bietet natürlich nur Rohre in bestimmten Normabmessungen an. Bei der Bestimmung von Wanddicke und Rohraußendurchmesser ist die Festigkeit der Leitung zu sichern, deshalb geht auch der Werkstoff als Einflussgröße ein. Für Berechnungen stehen die Normen DIN ISO 10763 und DIN EN 13480 zur Verfügung. Bei dynamischen Drücken (Druckschwellbelastung) ist die DIN 2413 zu berücksichtigen. In der Projektierungspraxis werden oft Herstellerangaben über die Zuordnung von zulässigen Drücken zu den genormten Rohrabmessungen


319

(DIN EN 10305) genutzt. Zu beachten ist die nach DIN EN 13480 geforderte Vergrößerung der Wanddicke bei Rohrbiegungen wegen der möglichen Verformungen des Kreisringquerschnitts und der Veränderung der Wanddicke [10.5]: Biegeradius r = 1,5 · da r = 2 · da r = 3 · da

Mindestwanddicke vor dem Biegen 1,25 · s 1,20 · s 1,13 · s

Dabei ist s die erforderliche Mindestwanddicke für gerades Rohr. Die im Biegeprozess mögliche Unrundheit ist nicht vorrangig ein optischer Mangel, sondern wegen der Veränderung der Quersteifigkeit ein Festigkeitsproblem. Als maximal zulässige Unrundheit (da,max - da,min)/ da,nenn sind 10 % zu betrachten. Die Beschränkung des Festigkeitsproblems auf den Rohrinnendruck wird der Praxis nicht gerecht. Die Ursache aufgetretener Rohrbrüche lag in der äußeren Beanspruchung, vor allem in Form dynamischer Biegemomente oder durch die unzulässige Nutzung des Rohres als Tragelement. Zu den Grundregeln der Gestaltung von Leitungsnetzen gehört deshalb die sichere Befestigung und Abstützung mit Hilfe von Rohrschellen [10.6]. Leitungen können nicht nur geradlinig verlegt werden, denn die Gegebenheiten der Anlage verlangen auch Richtungsänderungen – z. T. mit Bewegungsmöglichkeit – im Leitungsnetz. Die technische Realisierung ist möglich mittels Rohrbogen, Rohrverschraubung (s. Abschn. 10.3.2) oder Schlauch (s. Abschn. 10.3.3). Sowohl aus energetischer (Druckverluste) als auch technologischer Sicht ist die Anzahl der Leitungsverbindungen (Rohrverschraubungen) zu minimieren. Ein gebogenes Rohr ist also einer Richtungsänderung mittels Winkelverschraubung vorzuziehen. Beim Biegen von Rohren dürfen zulässige Biegeradien nicht unterschritten werden (DIN 5508). Als Richtwerte gelten: d a d 18 mm : rzul

(2,5 bis 3) d a

d a ! 18 mm : rzul

(3 bis 4) d a .

Das Kaltbiegen hat gegenüber dem Warmbiegen Vorrang, wobei die gute Kaltumformbarkeit der genormten Präzisionsstahlrohre zugute kommt. Es sind entsprechende Biegevorrichtungen zu verwenden. Bei der Montage (s. Abschn. 11.1) selbst ist auf höchste Sauberkeit und Genauigkeit zu achten. Nach mechanischen Bearbeitungen sind alle Späne sorgfältig zu entfernen und die Leitungen anschließend zu spülen. Warmgebogene Rohre sollten wegen möglicher Verzunderung gebeizt und nachfolgend ebenfalls gespült werden. Falls die Leitungsnetze Richtungsänderungen mit Unterschreitung der zulässigen Biegeradien erfordern, empfiehlt sich der Einsatz einbaufertiger Rohrbögen. 10.3.2 Rohrverschraubungen Die Elemente zur lösbaren Verbindung zwischen Leitungen untereinander (Rohr/ Rohr, Rohr/Schlauch) sowie zwischen Anlagenkomponenten (Geräten) und Lei-

320

10 Zubehör

tungen werden unter dem Begriff Rohrverschraubungen zusammengefasst. Bei größeren Nennweiten (ab NW 32) werden Flanschverbindungen angewendet. Die Hauptanforderungen an Rohrverschraubungen sind:

Gewährleistung der Dichtheit und damit hoher Leckagesicherheit auch bei veränderlichen Bedingungen (Druckstöße, Temperaturschwankungen, Schwingungen), hohe Ausreißfestigkeit bei Längsbeanspruchung, einfache und sichere Montage durch x kurzen Anzugsweg x kontrollierbares Anziehen mit angemessenen Drehmomenten x kein Nachziehen x problemlose Demontage und Wiederholmontage, – Passfähigkeit für die nationalen und internationalen Normen. Als wichtigster Montageparameter stellt sich das Anziehdrehmoment für die Überwurfmutter dar. Die Angaben der Hersteller von Rohrverschraubungen sind immer nur als Richtwerte zu betrachten. Aufgrund zahlreicher Einflussfaktoren wie Gewindetoleranzen, Oberflächenrauigkeiten, Beschichtungsdicken, Lagetoleranzen der Gewindemittellinie zur Abdichtfläche muss in der Praxis von Anwendungsfall zu Anwendungsfall der günstigste Wert gefunden werden. In der modernen Rohrverbindungstechnik wird mehr und mehr zu weg- bzw. winkelabhängigen Anziehmethoden übergegangen. Rohrverschraubungen müssen zu den sicherheitsrelevanten Elementen gezählt werden, sie beeinflussen unmittelbar die Betriebssicherheit und heute geforderte Leckagefreiheit und tragen deshalb entscheidend zur Akzeptanz der im harten Wettbewerb zu alternativen Antriebslösungen stehenden hydraulischen Systeme bei. Neue Lösungen werden aktuell beim Oberflächenschutz entwickelt, denn die EU-Altauto-Richtlinie Nr. 2000 (verbindlich ab 07/2007) verbietet den Einsatz der Chrom-VI-haltigen Überzüge (sechswertiges Chrom) [10.15]. Alternativen sind Zink- oder Zink- Nickel-Schichten mit einer zusätzlichen anorganischen oder organischen Versiegelung [10.15]. Das VDMA-Einheitsblatt 24576 legt Anforderungen an Cr(VI)-freie Korrosionsschutzschichten für fluidtechnische Bauteile fest und definiert die Wirksamkeit über die Einführung von Korrosionsschutzklassen (K1 bis K5). Die Beanspruchung des Leitungssystems und der Rohrverbindungen stellt sich in Form eines Belastungskollektivs als Resultierende aus statischen und dynamischen Lasten dar. Vor allem die durch Schwingungen von außen oder durch Druck- und Strompulsationen über die Druckflüssigkeit von innen angeregten dynamischen Beanspruchungen sind sehr schwer zu ermitteln und in die Auslegung einzubeziehen. Die auf den ersten Blick unscheinbar und problemlos wirkende Rohrverbindungstechnik hat aufgrund der immer höheren Anforderungen an Leckagefreiheit („trockene Hydraulik“) und Sicherheit in den letzten Jahren einen umfangreichen Entwicklungsweg mit zahlreichen Innovationen durchlaufen


321

[10.13]. Die über Jahrzehnte dominierende Schneidringverschraubung ist modifiziert und durch

Bördelverschraubungen, Schweißnippel-(Schweißkegel-) verschraubungen, Umformsysteme in verschiedenen Ausführungen ergänzt und teilweise ersetzt worden. Während die „klassische“ Schneidringverschraubung auf einer rein metallischen Dichtung beruht, sind heute zahlreiche Kombinationen mit Elastomeren (Weichdichtungen) auf dem Markt [10.6]. Abbildung 10.3 soll beispielhaft die Veränderungen veranschaulichen, die sich im Laufe der Entwicklung vollzogen haben und inzwischen weiter gegangen sind. metallisch gedichtete Trennstellen

Jahr

weich gedichtete Trennstellen

a

4

4

4

3

3

3

1

2a

2b

4 3

4

1935

1940

1960

1970

1985

1995

2

3

4

2

3 2

b

Abb. 10.3 Rohrverschraubungen. a charakteristische Dichtstellen b Veränderungen des Dichtprinzips [10.12]

Das Feld 1 steht für Dichthilfen wie in der Wasserinstallation (z. B. Hanf). Die Ziffer 2a bezeichnet Einschraubzapfen mit zylindrischem Gewinde und plandichtenden Metallringen (z. B. Kupfer). Im nächsten Entwicklungsschritt wurde die angearbeitete Dichtkante eingeführt (2b), für die heute O-Ring- oder Profildichtungen zum Einsatz kommen.

Abb. 10.4 Rohrverschraubungen nach ISO 8434 Teil 1: Schneidringverschraubung 24° (auch DIN 2353) Teil 2: Bördelverschraubung 37° (auch SAE J514) Teil 3: Bördelverschraubung 90°, flachdichtend (auch SAE J1453) Teil 4: Schweißkegelverschraubung 24° (auch DIN 3865) [10.11]

322

10 Zubehör

Jede Hydraulikverschraubung hat zwei Seiten: die Einschraubseite und die Rohranschlussseite. Wesentliche Maße der Elemente einer Rohrverschraubung sind seit langem national und international genormt, s. Abb. 10.4 und 10.5. Besonders wichtig ist dabei der Kegel des Verschraubungsstutzens. Der Gestaltungsspielraum für die Hersteller ist damit eingegrenzt und bezieht sich eigentlich nur auf das Dichtprinzip und die Dichtelemente.

Abb. 10.5 Relevante Normen als Rahmen für Rohrvorschraubungen [10.11]

An Hand von Beispielen soll die Wirkungsweise lösbarer Leitungsverbindungen erläutert werden. Die Schneidringverschraubung (s. Abb. 10.4 und 10.6) ist wegen ihrer einfachen Montagetechnologie (Ablängen des Rohres, Montage der Verbindung „Vor Ort“ mittels Gabelschlüssel) bisher die am häufigsten angewendete Leitungsverbindung.

Abb.10.6 Schneidringverschraubung (Typ EO, PARKER). a vor dem Anzug der Überwurfmutter b nach dem Anzug der Überwurfmutter

Die Verbindung entsteht dadurch, dass beim Anziehen der Überwurfmutter der mit ein, zwei oder drei Schneidkanten versehene Dichtring in den Innenkonus des Schraubstutzens gepresst wird und dabei in das feststehende Rohrende einschneidet [10.6, 10.8]. Voraussetzung ist die Verwendung nahtloser Präzisionsstahlrohre. Die Abdichtung erfolgt metallisch durch Pressung zwischen Dichtring, Innenkonus und Rohr. Als Beispiel für die Detailgestaltung im Hinblick auf


323

optimale Funktion sei auf Abb. 10.6 verwiesen: Schneide A dringt in Rohr, bevor Schneide B zum Eingriff kommt; Stoppkontur C verhindert den weiteren Vorschub, wenn der vorgesehene Einschnitt erreicht ist; die Innenkontur D bewirkt höhere Sicherheit bei Biegewechselbeanspruchung; Bundaufwurf E muss den Raum vor der ersten Schneide ausfüllen Es ist wichtig, dass alle Elemente der Verschraubung im elastischen Bereich bleiben, da nur so die Betriebsbeanspruchungen in Form von Druck, Druckstößen und Schwingungen aufgenommen werden können. Damit die funktionsnotwendige Montagevorspannung auch unter Betriebslast gehalten werden kann, dürfen die Schneidringe keine plastische Verformung erfahren. Schneidringe wurden deshalb bezüglich ihrer Geometrie immer wieder optimiert; ein Beispiel zeigt Abb. 10.8.

a

b

c

Abb.10.7 Schneidringverschraubung (VOSS). a Typ ES-4 mit zwei Schneiden und zusätzlicher Feindichtung durch Weichdichtelemente im Sekundärbereich b, c Typ ES-4VA mit Labyrinthdichtung rohrseitig und FKM-Formdichtung b vor dem Anzug c nach dem Anzug

Abb.10.8 Schneidringverschraubung (EATON WALTERSCHEID) mit optimierter, patentierter Ringgeometrie („Profilring“)

Als Risiko für Schneidringverschraubungen erweist sich die Gefahr der Untermontage, das heißt ein Anziehen mit zu geringem Drehmoment bei großen Rohrabmessungen über ca. 16 mm. Eine wesentliche Verbesserung der Montagesicher-

324

10 Zubehör

heit lässt sich durch die Vormontage in speziellen Stutzen oder mittels einer Vormontagemaschine und anschließend eine über den Drehwinkel gesteuerte Endmontage erzielen [10.6].

a

b c Abb. 10.9 Bördel-Rohrverschraubung 37°. a SAE-Bördel-Rohrverschraubung (Grundtyp) b Kombination mit Weichdichtung ( EATON WALTERSCHEID) c Typ VFM (VOSS)

Bei der Bördelverschraubung (s. Abb. 10.9, weiteste Verbreitung in den USA) sind Halte- und Dichtfunktion getrennt. Die Haltefunktion wird durch das Aufbördeln des Rohrendes und die über einen Stützring angreifende Überwurfmutter gesichert. Für die Umformung des Rohrendes sind Apparate notwendig, die von den Herstellern angeboten werden.

Abb. 10.10 Umformverschraubung WALFORM (EATON WALTERSCHEID)

Ein völlig neues System kam 1995 mit dem Rohr-Umformsystem WALFORM der Fa. WALTERSCHEID auf den Markt, s. Abb. 10.10. Das Rohrende wird maschinell so angestaucht (Abb. 10.11), dass es formschlüssig den Bauraum zwischen 24°-Konus im Stutzen und 90°-Konus der Überwurfmutter ausfüllt. Die Merkmale – hohe Montagesicherheit, – niedriges Montagedrehmoment und kurzer Anzugsweg, – ausreißsicher durch formschlüssige Verbindung, – Verwendung der genormten Standardteile der Verbindungstechnik.


325

führten bereits zu einer guten Markteinführung, vor allem auch wegen der Akzeptanz in Sicherheitsbereichen. Inzwischen gibt es auch weitere Hersteller für dieses Konzept.

Abb. 10.11 Umformverschraubung, technologisches Schema (EATON WALTERSCHEID)

Für Rohrleitungen, die Dreh- oder Schwenkbewegungen ausführen müssen, stehen richtungseinstellbare Winkelverschraubungen und Rohrgelenke zur Verfügung. Charakteristisch für alle Konzepte moderner Rohrverschraubungen ist, dass die unterschiedlichen inneren Dichtelemente der einzelnen Anbieter immer in die genormten Kegel der Verschraubungsstutzen passen, vgl. Abb.10.12.

Abb. 10.12 Rohrverschraubungssystem (EATON WALTERSCHEID). Varianten bei einheitlichen Anschluss- und Verschraubungsteilen nach DIN 2353

326

10 Zubehör

Die bisher betrachtete Verbindungstechnik bezieht sich auf den Rohrabmessungsbereich 6 bis 42 mm. Für größere Abmessungen kommen Flanschverbindungen zum Einsatz; Beispiele zeigt Abb. 10.13.

a

b

Abb. 10.13 Flanschverbindungen (VOSS) a Bauformen b Spezialausführung für sicherheitsrelevante Bereiche

Für das Verbinden von Schläuchen sind auch gewindelose Hydraulikarmaturen entwickelt worden wie das Quick-Lok-System von GATES. Ohne eine Schraubbewegung wird die Verbindung durch das Einrasten der Armatur in den vorinstallierten Adapter des Bauteils hergestellt. Das Klickgeräusch ist die Rückmeldung für eine exakte Montage und die damit gewährleistete Dichtheit. Die Einsparung an Montagezeit liegt auf der Hand [10.19]. 10.3.3 Schlauchleitungen Mit Schläuchen werden flexible Verbindungen im Leitungsnetz hergestellt. Der Einsatz leitet sich aus den Eigenschaften und konstruktiven Möglichkeiten ab:

Relativbewegung der angeschlossenen Elemente (die Alternative Rohrgelenk ist aufwendiger und energetisch ungünstiger, da höhere Druckverluste), Leitungsverlegung unter ungünstigen räumlichen Bedingungen, Einsparung aufwendiger Anpassarbeiten bei der Installation des Leitungsnetzes, Dämpfung von Druckspitzen (elastische Schlauchaufweitung, Speicherwirkung), Schwingungen und Geräuschen, Masseeinsparung am Leitungsnetz, z. B. in der Mobilhydraulik, in Kombination mit Schlauchkupplungen wird schnelles und bequemes Anund Abkoppeln von Teilanlagen (Anbau-, Zusatzgeräte) möglich.

10.4 Filter

327

Schläuche werden für verschiedene Druckstufen bis zu Höchstdruckausführungen von 600 bis 700 bar zulässigen Betriebsdruck angeboten [10.14]. Hydraulikschläuche sind gegenüber dem Bersten mit einer 4-fachen Sicherheit, bezogen auf den maximalen Arbeitsdruck, herzustellen. Die Druckbelastbarkeit wird durch einen mehrschichtigen Aufbau aus synthetischem Kautschuk mit einvulkanisierten Armierungen aus Textil- und/oder Metallgewebe erreicht. Höchstdruckschläuche enthalten Drahtspiraleinlagen, bei denen die Einzeldrähte im Gegensatz zu Geflechten (kreuzende Drähte) nur Zugkräfte und keine Scherkräfte aufzunehmen haben. Bei der Auswahl sollten die Angaben der Hersteller genutzt werden. Die Bestimmung der Nennweite erfolgt prinzipiell nach gleichen Kriterien wie bei den Rohrleitungen. Bei der Anlagenprojektierung sollte immer beachtet werden, das Schlauchleitungen trotz ihres hohen technischen Standes eine Schwachstelle im System darstellen. Neben der Steifigkeitseinbuße infolge des wesentlich kleineren Kompressionsmoduls (s. Abschn. 3.3.2) müssen Schläuche gegenüber mechanischen Beschädigungen und thermischen Überbeanspruchungen besonders geschützt werden. Die Grundregeln für die Montage werden in Abschn. 11.1 vorgestellt. Rohrgelenke sind unempfindlicher gegen mechanische Beschädigung, gegen Drucküberlastungen und Temperatureinwirkungen als Schläuche. Ihr kleiner Umlenkradius gestattet die Gestaltung raumsparender Konstruktionen. Rohrgelenke werden für Bewegungen in einer, zwei oder drei Ebenen hergestellt.

10.4 Filter

10.4.1 Funktion und Kenngrößen Schmutz muss als der Hauptfeind der Hydrauliksysteme angesehen werden. Statistiken zur Schadensfallanalyse besagen, dass über 70% der Störungen durch die Druckflüssigkeit und dabei besonders durch Verschmutzung verursacht worden sind. Diese Aussage dürfte beim aktuellen Stand der Technik nicht mehr haltbar sein, aber eindeutig nachweisbar ist die Verlängerung der Lebensdauer aller Hydraulikkomponenten und damit eine Erhöhung der Zuverlässigkeit und Verfügbarkeit der gesamten Anlage. Verschmutzungspartikel in der Größenordnung > 50 Pm können unmittelbar zu Funktionsstörungen führen, die teilweise schlagartig auftreten (z. B. Klemmen von relativ bewegten Funktionselementen oder Verstopfen von Düsen), während kleine Partikel (< 10 Pm) über den Verschleiß langfristig Störungen verursachen und infolge größerer Verluste die Wirtschaftlichkeit herabsetzen. Durch Filter sollen Verunreinigungen einer Druckflüssigkeit zurückgehalten werden. Die Reinhaltung (Filtration) ist der wesentliche Bestandteil der Druckflüssigkeitspflege. Die Quellen für Verschmutzungen und der Kettenreaktionseffekt werden im Abschn. 11.3 beschrieben. Bei der Anlagenprojektierung sind als wesentliche Teilaufgaben zu lösen:

328

10 Zubehör

Auswahl der Filtertypen und deren Anordnung im Kreislauf Bestimmung von Filtergröße und Filterkenngrößen. Immer noch sehr problematisch ist die Voraussage von Filterstandzeiten oder des erzielbaren Reinheitsgrades einer Druckflüssigkeit. Die Zusammenhänge zwischen Schmutzeintrag, Verschleiß und Filtration sind sehr komplex, so dass eine optimale Filterauswahl häufig nur über die Nutzung von Erfahrungswerten erfolgen kann. Die enge Zusammenarbeit mit den Filterherstellern als Erfahrungsträger ist unerlässlich. Viele Anlagenbetreiber lassen sich heute von den Filteranbietern nicht nur die Standzeiten der Filter, sondern auch das Erreichen einer bestimmten Reinheit der Flüssigkeit vertraglich zusichern. Der erreichbare Reinheitsgrad ist ein wesentliches Kriterium bei der Filterauswahl. Für die Messung und Klassifizierung der Reinheit bzw. Verschmutzung gibt es unterschiedliche Methoden (s. Abschn. 12.2.3.1). Am verbreitetsten sind heute optoelektronische Partikelzählgeräte (Extinktionspartikelzähler), die nach dem Lichtunterbrechungsprinzip arbeiten, alle neueren Entwicklungen mit Laser. Daneben sind gravimetrische Verfahren (Membranfiltration) und mikroskopische Zählungen (mit dem Vorteil, auch Form und Art der Verschmutzung zu erkennen) im Einsatz. Zur Klassifizierung der Flüssigkeitsreinheit bzw. Verschmutzung (je nachdem, wie man es sieht) werden Verschmutzungsgrade (bzw. Reinheitsgrade) nach ISO 4406:1999 (s. Tabelle 10.6) definiert. Tabelle 10.6 Ordnungszahlen für die Definition der Reinheitsgrade nach ISO 4406:1999 (Auszug) Partikelanzahl pro 1 ml

Ordnungs-

Partikelanzahl pro1 ml

Ordnungs-

über

bis

zahl

über

bis

5000

10000

20

40

80

zahl 13

2.500

5.000

19

20

40

12

1.300

2.500

18

10

20

11

640

1.300

17

5

10

10

320

640

16

2,5

5

9

160

320

15

1,3

2,5

8

80

160

14

0,64

1,3

7

Der veraltete Standard NAS (National Aerospace Standard) 1638 wurde durch SAE AS 4059:2001 ersetzt (s. Tabelle 10.7) und damit dem Grundkonzept von ISO 4406 angenähert. Beide Systeme beschreiben die Größenverteilung von Feststoffpartikeln in der Flüssigkeit. Gemeinsames Merkmal ist, dass sich bei jeder nächsthöheren Klasse bzw. Ordnungszahl die Zahl der Partikel verdoppelt. Unterschiedlich ist der Aufteilungsmodus nach Partikelzahl und Größe. Der Standard SAE 4059 beschreibt die Verteilung mittels sechs Partikelgrößenbereichen, während nach ISO 4406:1999 Ordnungszahlen (1 bis 28) angegeben werden, durch welche die Anzahl für Partikel t 4 Pm (c); t 6 Pm (c) und t14 Pm (c) definiert ist. Beispielsweise bedeutet die Angabe 15/12/8 für den Reinheitsgrad nach ISO 4406:1999, dass für die Partikel t 4 Pm (c) die Ordnungszahl 15, für die Partikel t

10.4 Filter

329

6 Pm (c) die Ordnungszahl 12 und für die Partikel t14 Pm (c) die Ordnungszahl 8 gilt. Zu beachten ist generell, dass die Partikelanzahl in der Norm SAE AS 4059 auf ein Flüssigkeitsvolumen von 100 ml bezogen wird, während in der ISO 4406 1 ml die Bezugsgröße ist! Tabelle 10.7 Reinheitsklassen nach SAE AS 4059 (Auszug) maximale Partikelzahl je Reinheitsklasse pro 100 ml

Pm Größencode Klasse 1 Klasse 2 Klasse 3 Klasse 4 Klasse 5 Klasse 6

>4Pm A 1560 3120 6250 12500 25000 50000

>6Pm B 609 1220 2430 4860 9730 19500

>14Pm >21Pm >38Pm >70Pm C D E F 109 20 4 1 217 39 7 1 432 76 13 2 864 152 26 4 1730 306 53 8 3460 612 106 16

Als Abgrenzung und Unterscheidungskriterium zu historischen Reinheitsklassenbestimmungen und Filterleistungsdatenermittlungen werden alle Angaben, die sich auf automatische Partikelzählungen und Gerätekalibrierungen gemäß ISO 11171:1999 beziehen, mit dem Index „(c)“ versehen. In dieser Norm erfolgte eine eindeutige Partikelgrößen- und Partikelanzahldefinition, wodurch sich die Genauigkeit, Reproduzierbarkeit und Vergleichbarkeit von Partikelzählungen wesentlich verbessert haben [10.16 – 10.17]. Für die Kalibrierung der Partikelmesstechnik wird seit 1999 der neue Teststaub ISO MTD (Medium-Test- Dust nach ISO 12103-1) und die zertifizierte Kalibriersuspension SRM 2806 (Standard Reference Material) vom NIST (National Institut of Standards and Technology, USA) verwendet („NIST-Kalibrierung“).

Abb. 10.14 Aufbau eines Hydraulikfilters (INTERNORMEN)

330

10 Zubehör

Bei der Auswahl und Leistungsbewertung von Filtern müssen die Grundkennwerte eines Filters im Zusammenhang betrachtet werden: Abscheideleistung („ȕ-Wert“), Schmutzkapazität (Schmutzaufnahme) und Druckverlust. Ein optimal ausgelegter Filter erzielt die erforderliche Filterwirkung bei möglichst geringem Druckverlust (und damit geringen Leistungsverlusten) bei einer möglichst großen Standzeit, d. h. bei einer großen Schmutzaufnahme. Die Gegensätzlichkeit der Aufgaben kommt mit Abb. 10.14 zum Ausdruck, wo an einem Bsp. der Aufbau eines Hydraulikfilters dargestellt ist. Die Abscheideleistung und damit die Wirksamkeit eines Filters wird durch das Filtrationsverhältnis Ex(c) („E-Wert“) nach ISO 16889 charakterisiert. Dieser Wert gilt heute als die wesentliche Kenngröße in der Filtertechnik. Der ȕ-Wert gibt das Verhältnis von Partikeln vor dem Filter zu Partikeln hinter dem Filter an. Die Norm schreibt dabei die Ermittlung eines zeitgewichteten Durchschnittswertes aus zehn Messungen vor. Zum Beispiel bedeutet E5 t 200: von 200 Partikeln > 5 Pm (c) kann ein Partikel den Filter passieren. das entspricht einer Rückhalterate (Abscheidegrad) von H t 99,5%; Als Rückhalterate ( Abscheidegrad ) H ist definiert

H

Ex 1 / Ex

(10.5)

Aus dieser mathematischen Funktion ergibt sich ein typisch asymptotischer Verlauf (s. Tabelle 10.8).

N x,u

N x,d

n

¦N

u , x ,i

i 1

E x (c ) u.... upstream (vor Filter) d.... downstream (nach Filter) x.... Partikelgr öße [ P m]

n

n

(10.6)

¦N

d , x ,i

i 1

n

N x ..Partikel anzahl > x/ml

Tabelle 10.8 Zusammenhang zwischen ȕ – Wert und Abscheidegrad İ ȕ – Wert

Abscheidegrad İ / %

1

0,00

2

50,00

10

90,00

25

96,00

50

98,00

75

98,67

100

99,00

200

99,50

1000

99,90

10.4 Filter

331

In der Praxis dominieren ȕ - Werte zwischen 75 und 200, denn darüber rechtfertigt der exorbitant wachsende Aufwand kaum noch die zu erzielende Wirkung. Die Schmutzkapazität CR (auch ISO-MTD-Kapazität, allgemein auch Schmutzaufnahme) ist ein Maß für die Menge an Feststoffverschmutzung, die ein Filterelement aufnehmen kann, und damit eine wesentliche Kenngröße für die Filterstandzeit. Zur Sicherung der objektiven Vergleichbarkeit von Filtern müssen die Randbedingungen durch Normen festgelegt werden, was bei dem komplexen Problem des Filtervorganges gar nicht ganz einfach ist. Für einen definierten Schmutzeintrag müssen sowohl die Partikelgrößen als auch deren Verteilung berücksichtigt werden. Dafür sind spezielle Teststäube entwickelt und genormt worden. Der wichtigste Versuch ist der so genannte Multipass-Test nach ISO 16889, bei dem in der Prüfanlage so lange eine definierte Verschmutzung (Teststaub ISO MTD = Medium-Test- Dust nach ISO 12103-A3) zugegeben wird, bis die das Ende der Standzeit signalisierende Druckdifferenz 'p über dem Filter erreicht wird. Hauptkriterium bei der Auswahl der Filter-Baugröße ist die zulässige Druckdifferenz 'p. Die notwendigen Q-'p-Kennlinien stellen die Hersteller zur Verfügung. Bei der Auswahl des Filtertyps müssen Filtrationsverhältnis (E-Wert) und Schmutzaufnahmekapazität in Abhängigkeit von der Anlagenspezifik betrachtet werden. Die Begriffe absolute und nominelle Filterfeinheit (in Pm): sind nicht genormt, sondern stellen relativ willkürlich definierte Bezeichnungen durch Hersteller dar. 10.4.2 Filterarten und Filterkonzept Durch die Wahl eines geeigneten Filterkonzeptes ist dafür zu sorgen, dass die notwendigen Reinheitsgrade der Flüssigkeit auch erreicht werden. Es geht dabei um die Auswahl der Filterbauart sowie die Anordnung im Kreislauf. Der bzw. die Filter müssen so platziert sein, dass die Flüssigkeit ausreichend oft über die Filter geführt wird. Eine grundsätzliche Entscheidung bezieht sich auf Hauptstrom(Vollstrom-) oder Nebenstromfiltration. Es kann also der gesamte umlaufende Volumenstrom oder nur ein Teil davon gefiltert werden. Bei der Hauptstromfiltration ist der Filter allen Parameterschwankungen während wechselnder Betriebszustände ausgesetzt (Druck- und Volumenstromschwankungen, Druckstöße und Vibrationen), was für die Effektivität eines Filters sehr ungünstig ist und eine exakte Auslegung erschwert. Bei der Nebenstromfiltration (vgl. auch Abb. 10.16) wird der Filter aus dem Hauptsystem herausgenommen und in einen separat arbeitenden, aber am selben Behälter angeschlossenen, Kreislauf eingebunden. Der Flüssigkeitsstrom wird durch eine separate Pumpe gefördert oder von einer druckführenden Leitung (meist Rücklauf) abgezweigt. Unabhängig vom Hauptkreislauf können sehr konstante Betriebsbedingungen eingehalten und damit effektive Filterleistungen erreicht werden. Wesentliche Einsatzkriterien für das in der Praxis sehr erfolgreich eingeführte Nebenstromprinzip sind – die Stabilisierung der Feinstverschmutzung im System, dabei werden Filter mit deutlich besserer Feinheit gegenüber den Hauptstromfiltern eingesetzt

332

10 Zubehör

(zum Beispiel Nebenstrom 3 Pm (c) bis 5 Pm (c) bei 10 Pm (c) im Hauptstrom), als umgewälzter Volumenstrom genügen 10 bis 20% vom Hauptstrom; zu beachten ist, dass nur die Stabilisierung des Feinschmutzlevels gesichert ist, während eine Verbesserung der Reinheitsklasse nicht zwingend zu erreichen ist! – Anlagen mit diskontinuierlichen Rückströmen, wie sie zum Beispiel bei hydraulischen Pressen oder Systemen mit mehreren Arbeitszylindern (z. B. Stahl- und Walzwerksanlagen) auftreten; dabei werden die sonst sehr effektiven Rücklauffilter ersetzt, wobei die Effektivität der alternativen Nebenstromfiltration wesentlich vom Volumenstrom der Nebenstromeinheit abhängt. In Bezug auf die Funktion werden Schutzfilter, Arbeitsfilter (auch Systemfilter) und, als spezielle Bauart, die Einfüll- und Belüftungsfilter für den Tank (s. Abschn.10.1) unterschieden. Schutzfilter haben die Aufgabe, schmutzempfindliche Anlagenkomponenten (Pumpen, Motoren, Ventile, insbesondere Stetigventile) vor Schmutzpartikeln zu schützen, vor allem, um die Funktion zu gewährleisten und plötzliche Ausfälle zu vermeiden. Es handelt sich um eine relativ grobe Filtration. Typische Beispiele sind die Saugfilter zum Schutz von Pumpen sowie Druckfilter, die Servoventilen oder Motoren vorgeschaltet werden. Arbeitsfilter werden eingesetzt, um eine vorgegebene Reinheitsklasse zu erreichen und stabil einzuhalten; deshalb müssen auch feinere Partikel mit einer hohen Abscheiderate ausgefiltert werden. Wichtige Anwendungsfälle sind Rücklauffilter und die Filter von Serviceaggregaten für Nebenstromfiltration und Befüllung. Große Aufmerksamkeit gebührt auch dem Belüftungsfilter für den Tank, denn er stellt mit der Verbindung zur Umwelt eigentlich die einzige „undichte“ Stelle einer Hydraulikanlage dar und ist damit ein wesentlicher Ort für den Schmutzeintrag. Die Filterfeinheit muss deshalb mindestens das Niveau der geringsten Feinheit der Flüssigkeitsfilter im Kreislauf aufweisen. Im Grundaufbau besteht ein Filter aus dem Filtergehäuse und dem Filterelement (-einsatz) als eigentlichem Filtermedium. Beide Komponenten verursachen einen Druckverlust. Die sich über dem Filter aufbauende Druckdifferenz ist für eine vorgegebene Filtergröße vom Volumenstrom Q und beim Filterelement von der Filterfeinheit sowie vom Verschmutzungsgrad abhängig. Entsprechende Q-'p-Kennlinien stehen bei den Filterherstellern als Grundlage für die Dimensionierung zur Verfügung. Zum Schutz des Filters und anderer vorgeschalteter Anlagenkomponenten kann durch ein parallel geschaltetes Druckventil (Bypass-Ventil) der sich aufbauende Druck begrenzt werden. Der Druckanstieg kann auch für eine Anzeige oder Signalisierung des Verschmutzungsgrades genutzt werden. Nach den Materialien für die Filterelemente unterscheidet man Oberflächenfilter und Tiefenfilter. Oberflächenfilter (s. Abb. 10.15) bestehen aus einer dünnen Gewebeschicht, z. B. Metall-, Zellulose- oder Kunststoffgewebe oder Papier. Eine konstruktive Variante sind auch die Sieb- und Spaltfilter. Die Schmutzablagerung findet fast ausschließlich auf der Filteroberfläche statt. Papierfilter sind Wegwerffilter, während die anderen Gewebetypen meist und die metallischen Sieb- und Spaltfilter immer gereinigt werden können.

10.4 Filter

333

D

Abb. 10.15 Prinzip eines Oberflächenfilters

Abb. 10.16 Prinzip eines Tiefenfilters

Die Wirkungsmechanismen und Probleme beim Filtrieren sollen durch die folgenden Erläuterungen veranschaulicht werden (s. Abb. 10.15): A: Partikel > als Maschenweite verschließen die Oberfläche; B: Partikel mit wesentlich größerer Länge passieren den Filter; C: Partikel < als Maschenweite werden durch Anlagerung auch noch zurückgehalten; D: Partikel < als Maschenweite passieren den Filter. Die Schmutzaufnahmekapazität sowie die Rückhalterate sind wesentlich geringer als bei einem Tiefenfilter. Oberflächenfilter sind nur bedingt reinigbar; bei der Reinigung im Ultraschallbad ist die Reinseite zu verschließen. Tiefenfilter (s. Abb. 10.16) benutzen poröse Materialien (Sinterwerkstoffe) und Vliese aus Glas-, Kunststoff-, Metall- oder Zellulosefasern. Auch bei kleiner Porenweite sind relativ geringe Durchflusswiderstände zu erreichen. Die Schmutzpartikel verfangen sich in den labyrinthartigen Gängen und Kanälchen im Innern des Filterwerkstoffes. Tiefenfilter haben meist die Aufgabe der Feinfiltration. Sie sind nicht reinigbar (Einwegfilter). Zur Erläuterung der Wirkungsweise: A: Partikel einer bestimmten Größenordnung verschließen die Poren, lassen jedoch durch die nicht gleichmäßige Öffnung der Poren noch kleinere Partikel passieren. B: Auch Partikel < als die effektive Porengröße werden noch zurückgehalten. C: Längliche Partikel verstricken sich im Porengewirr und werden im Gegensatz zum Gewebe (Oberflächenfilter) zurückgehalten. Die Schmutzaufnahmekapazität sowie die Rückhalterate sind im Vergleich zu einem Oberflächenfilter um Größenordnungen höher. 10.4.3 Anordnung der Filter im Kreislauf Als Einbauorte für Filter kommen alle Leitungstypen in Frage: Saug-, Druck- und Rücklaufleitungen, s. Abb. 10.17. Jede Variante hat Vorteile, aber auch Probleme; das Optimum liegt oft in Kombinationen. Hauptkriterium ist die größtmögliche Schutzwirkung der schmutzgefährdeten Anlagenkomponenten.

334

10 Zubehör

Saugfilter sollen den Funktionsschutz der im Kreislauf nachfolgenden Pumpen gewährleisten. Zur Vermeidung von Ansaugproblemen und Kavitationserscheinungen, insbesondere beim Kaltstart, sind die Druckverluste klein zu halten; das bedingt geringe Filterfeinheiten und relativ große Abmessungen. Sehr häufig kom-men Siebelemente mit Maschenweiten in der Größenordnung 40 Pm bis 125 Pm zum Einsatz. Der Verschleißschutz ist damit nicht zu sichern. Wichtig sind eine wirksame Verschmutzungsanzeige und die wartungsfreundliche Montage. Druckfilter werden nach der Pumpe eingebaut und haben die Aufgabe, besonders schmutzempfindliche (Servoventile, Regeleinrichtungen, spezielle Motoren), teure (Großzylinder) oder sicherheitsrelevante (Bremssysteme) Anlagenkomponenten zu schützen. Sie müssen bis zum maximalen Betriebsdruck, der oft dynamisch wirkt, belastbar sein und sind teuer. Rücklauffilter sind am häufigsten konzipiert; es liegt eine ökonomisch günstige Variante vor (preiswert, Beaufschlagung nur mit dem Druck in der Rücklaufleitung, hohe Filterfeinheit, große Filterfläche, geringe Beeinflussung der Anlagenfunktion). Sie arbeiten meist als Hauptstrom(Vollstrom-)filter mit BypassVentil. Nachteilig ist, dass die Verunreinigung erst nach Verlassen des Kreislaufes erfasst werden kann.

Abb. 10.17 Einbauvarianten für Filter

11 Montage, Inbetriebnahme und Instandhaltung

Unter der harten Wettbewerbssituation auf den Märkten gewinnen die ökonomischen und ökologischen Forderungen zunehmend an Bedeutung. Um den funktionsgerechten und wirtschaftlichen Betrieb einer Hydraulikanlage mit hoher Zuverlässigkeit und Sicherheit bei einer langen Lebensdauer zu gewährleisten, sind bei der Montage und Inbetriebnahme bestimmte Regeln einzuhalten und in der anschließenden Nutzungsphase die Verfügbarkeit durch vorbeugende Instandhaltung zu sichern. Voraussetzungen dafür sind eine instandhaltungsgerechte Projektierung und Konstruktion, aussagefähige und nutzerfreundliche Betriebsanleitungen und Wartungsvorschriften der Hersteller sowie letztlich die Umsetzung der Vorgaben durch qualifiziertes Personal, s. a. [11.1, 11.15].

11.1 Montage Vor Beginn der eigentlichen Montageoperationen sollten alle notwendigen technischen Dokumentationen (Schaltpläne, Montage- und Betriebsanleitungen u. a.) am Arbeitsplatz zur Verfügung stehen und ausgewertet sein. Unabhängig von allen anlagenspezifischen Aufgaben gibt es eine Reihe allgemeingültiger Erfahrungswerte und Montagegrundregeln: Oberstes Gebot bei der Montage ist Sauberkeit. In der Bereitstellungsphase, spätestens jedoch vor dem Einbau, ist gewissenhaft zu kontrollieren, ob die im Projekt vorgeschriebenen Geräte und Zubehörteile wirklich vorliegen. Das geht bis zum kleinsten Detail der Ausführungsform, z. B. muss die Verträglichkeit von Dichtungswerkstoffen oder Filtereinsätzen mit der eingesetzten Druckflüssigkeit gewährleistet sein. Metallkomponenten müssen am Ende der Fertigung vor dem Einbau gewaschen [11.2] bzw. bei Zulieferteilen meist erst entkonserviert werden. Bei der Montage des Antriebsaggregates sind Motor, Kupplung und Hydraulikpumpe exakt auszurichten. Die Haupttätigkeit im Montageprozess wird fast immer der Aufbau des Leitungsnetzes sein. Die Verrohrung ist spannungsfrei auszuführen, worauf auch die Vorrangstellung der schweißlosen Systeme (s. Abschn. 10.3.2) beruht. Zur Gewährleistung der Spannungsfreiheit sind Erwärmung und Schwingungen zu berücksichtigen; die Leitungslänge ist so zu wählen, dass ein Ausgleich möglich ist. Die Montagevorschriften der Hersteller sind zu beachten, dazu gehören die Vormontage von Rohrverschraubungen (Schneidring-, Bördelver-


336


schraubung) unter Verwendung entsprechender messgesteuerter Maschinen und eine gesteuerte Endmontage [11.3]. Schadensfallanalysen belegen, dass Leckageprobleme der Rohrverschraubungen zu 90% in Montagefehlern begründet sind. Sowohl zu hohe (Übermontage) als auch zu geringe Anzugsmomente (Untermontage) verursachen Schadensbilder [11.3]: Übermontage Untermontage

x Rohreinschnürung, Schwingungsbruchgefahr x Deformation der Verschraubungselemente, Folge: Leckage, kein Nachziehen möglich, Bruchgefahr x mangelhafte Einschnitttiefe Folge: Leckage, reduzierte Druckbelastung, unzureichende Rohrumklammerung, Schwingungsbruchgefahr im Schneidenbereich.

Lange Leitungen sind durch Schellen zu befestigen, dabei dürfen jedoch keine Verspannungen, keine zusätzlichen Kräfte und Momente entstehen, die auf die Rohrverschraubungen einwirken [11.4]; sehr nützlich können dabei Winkelausgleichschellen sein. Bei sehr langen Leitungen (> 30 m) sind Dehnungskompensatoren einzusetzen, die nach dem Prinzip doppeltwirkender Zylinder im Gegensatz zu den klassischen U-Bögen eine wirkliche Spannungsfreiheit garantieren [11.5]. Bei umfangreichen Leitungsnetzen ist die Kennzeichnung der Leitungen und Anschlüsse im Interesse der Wartung und ggf. Fehlersuche sehr zweckmäßig. In einigen Anwendungsbereichen ist diese Praxis seit langem bewährt (z. B. Flugzeughydraulik). Bei der Einbindung der Leitungen in den Flüssigkeitsbehälter sind die Mindesteintauchtiefen in der Flüssigkeit zu beachten (s. Abschn. 10.1). Schlauchleitungen (s. Abschn. 10.3.3) sind sicherheitsrelevante Bauteile und müssen sehr sorgfältig montiert und sachkundig gewartet werden [11.16, 11.17]. Obligatorisch sollte die Vorauskontrolle sein, ob die zulässige Verwendungs- bzw. Lagerungsdauer eingehalten wird, denn Schläuche unterliegen werkstoffbedingt einer natürlichen Alterung. Für den „Normalbetrieb“ gilt als Anhaltswert: Maximale Verwendungsdauer für Schlauchleitungen 6 Jahre einschließlich einer Lagerungsdauer von höchstens 2 Jahren [11.6 – 11.7]. Einige Grundregeln für die Montage selbst sollen mit Abb. 11.1 veranschaulicht werden. Schläuche dürfen keiner Verdrehung (Fäden der Geflechtseinlage werden dabei unzulässig gegensinnig beansprucht) und Zugbeanspruchung ausgesetzt werden. Drill-effekte entstehen auch, wenn Einbau- und Biegeebene nicht übereinstimmen. Bei der Längenfestlegung sind die Änderungen durch Druckschwankungen (+ 2% bis - 4%) sowie Toleranzen zu beachten. Für die Konfektionierung (Abb. 11.2) stehen verschiedene Schlaucharmaturen zur Verfügung. Sie darf außer beim Hersteller nur von autorisierten Fachbetrieben ausgeführt werden. Zu wenig beachtet werden die notwendigen – neuerdings im europäischen Normenwerk (B- und C- Normen) auch vorgeschriebenen – Maßnahmen zur Sicherung der Umgebung bei Versagen von Schlauchleitungen. Das betrifft vor allem den Schutz von Personen vor Gefährdungen

11.1 Montage

337

wie Herumschlagen (Aufpeitschen) des Schlauches, Austreten von Flüssigkeit unter hohem Druck und Entzündungsgefahr. Hauptkriterien für den Umfang an Schutzmaßnahmen sind die räumliche Zuordnung von Schlauchleitungen und Personen, die Kontaktzeit sowie die Einschaltdauer und Betriebsbedingungen der Anlage. Die wirksamste Schutzmaßnahme ist ein Schutz- oder Fangblech. Andere Varianten sind Befestigungen mit Seilen oder Ketten sowie die Verwendung von Schutzschläuchen gegen austretende Flüssigkeit. Ausführliche Hinweise zu den sicherheitstechnischen Forderungen und Lösungsangebote für die Praxis bietet die Literatur [11.6].

Abb. 11.1 Grundregeln für die Montage von Schlauchleitungen

Abb. 11.2 Armaturentypen für Schlauchleitungen (GATES)

Nach dem Abschluss der Montage ist die Anlage zu spülen. Dafür gibt es Spülgeräte auf dem Markt [11.8, 11.20]. Der Umlauf des Spülöles kann zu solchen Strömungsgeschwindigkeiten gesteuert werden, dass in den Rohrleitungen

338


Turbulenzen entstehen, wodurch auch feinste Schmutzpartikel von den Wänden abgelöst und zum Filter des Spülgerätes transportiert werden. Im Rahmen der Vormontage können unter bestimmten Bedingungen (Verzunderung, starke Verschmutzung) Beizen, Neutralisieren, Spülen und Trocknen mit Warmluft notwendig werden.

11.2 Inbetriebnahme Auch bei der Inbetriebnahme sind, unabhängig von aller Anlagenspezifik, bestimmte Maßnahmen zu beachten, die in vorgegebener Reihenfolge abgearbeitet werden müssen: Kontrolle, ob die richtigen, dem Projekt entsprechenden Komponenten verwendet und diese ordnungsgemäß montiert worden sind; teilweise bei großen und besonders sicherheitsrelevanten Anlagen: Durchführung einer Dichtheitsprüfung ohne Flüssigkeit mit gereinigter, trockener Druckluft bei geschlossener Rücklaufleitung und langsamer Drucksteigerung auf Werte in die Größenordnung bis 20 bar; Befüllen des sorgfältig gereinigten Flüssigkeitsbehälters mit der vorgeschriebenen Druckflüssigkeit über Einfüllfilter als Vollstromfilter (s. Abschnitt 11.3). Es ist zu beachten, dass auch nach der Flüssigkeitsaufnahme der gesamten Anlage der Mindestfüllstand eingehalten wird. Bei geschlossenen Kreisläufen ist das Rohrleitungssystem mit gefilterter Druckflüssigkeit zu füllen; Füllen (Laden) der Druckflüssigkeitsspeicher mit Stickstoff auf den vorgegebenen Vorfülldruck unter Benutzung der Fülleinrichtungen (s. Abschn. 9.5 und 9.6); Ventile schalten und einstellen: Druckbegrenzungs- und Stromventile öffnen (Das ist ein ganz wichtiger Schritt!), Wegeventile – wenn möglich – auf drucklosen Umlauf schalten; Drehrichtung des Antriebsmotors auf Übereinstimmung mit der vorgegebenen Pumpendrehrichtung durch kurzzeitiges Einschalten prüfen und ggf. korrigieren; Einschalten des Antriebsmotors und Kontrolle, dass an den Manometern der Anlage Drucklosigkeit angezeigt wird (Druckbegrenzungsventile sind ja noch geöffnet); Entlüften des Systems durch entsprechende Entlüftungsvorrichtungen oder durch Öffnen von Rohrverschraubungen an der höchsten Stelle der Anlage. Zur Beobachtung des Vorganges bei größeren Anlagen sind SchwebekörperDurchflussmesser mit Glaskonen gut geeignet. Leerlaufbetrieb (Spülbetrieb) der Anlage (10 bis 15 min) und anschließend Filterkontrolle und, bei Notwendigkeit, -reinigung; Dichtheitsprüfung der Anlage bei langsam gesteigertem Druck (systematisches Schließen der Druckbegrenzungsventile); Abschlusskontrolle bei maximalem Betriebsdruck bzw. einem vorgegebenen Prüfdruck während einer Prüfdauer

11.3 Vorbeugende Instandhaltung (Wartung)

339

von 10 bis 15 min. Achtung: Undichte Rohrverschraubungen oder Verkettungssysteme dürfen nur bei druckloser Anlage nachgezogen werden! Nach erfolgreicher Dichtheitsprüfung unter Druck sind die Druckbegrenzungsventile auf den vorgeschriebenen Wert (Kontrolle durch Manometer) einzustellen und zu plombieren; Durchführung der Funktionsprobe der gesamten Hydraulikanlage mit Überprüfung der laut technischer Dokumentation geforderten Parameter; dabei sind auch vorhandene Sicherheits- oder Alarmeinrichtungen zu justieren; Freigabe der Anlage und Ausstellung eines Abnahmeprotokolls. Als Hilfsmittel stehen dem Hydraulikmonteur oder Anlagenbetreiber umfangreiche Angebote an Messgeräten, Messeinrichtungen (s. Kap. 12) oder ganzen Service- und Prüfanlagen [11.8 – 11.9] zur Verfügung, wobei in [11.15] unterstützende Hinweise zu finden sind.

11.3 Vorbeugende Instandhaltung (Wartung) Hydraulische Antriebe und Steuerungen gehören zu den zuverlässigsten Systemen im Maschinen- und Fahrzeugbau. Voraussetzung ist jedoch eine entsprechende Wartung und vorbeugende Instandhaltung der Anlagen. Die Philosophie vieler Hersteller als Systemanbieter beinhaltet zunehmend die Instandhaltung als integrale Komponente der Maschinen- oder Anlagenlieferung. Im Mittelpunkt steht dabei die Pflege und Reinhaltung der Druckflüssigkeit in Verbindung mit deren Zustandskontrolle (Fluidcontrolling) [11.9 – 11.12], womit man gleichzeitig einen permanenten Überblick über den Zustand der Anlage erhält. Weitere Maßnahmen sind die Überwachung der ordnungsgemäßen Funktion der Anlage und die Kontrolle der Betriebsparameter sowie Sichtprüfungen in bezug auf Dichtheit. Schlauchleitungen müssen nach den Vorschriften des jeweiligen Einsatzfalles regelmäßig auf ihren arbeitssicheren Zustand überprüft werden, mindestens jedoch einmal pro Jahr, möglichst durch einen Sachkundigen. Gleichzeitig ist die Einhaltung der durch Materialalterung begrenzten Verwendungsdauer von Schläuchen zu kontrollieren. Als Empfehlung für diese gelten 6 Jahre (einschließlich 2 Jahre Lagerungsdauer); je nach Belastungs- und Umgebungsbedingungen können jedoch auch wesentlich kürzere oder in Ausnahmefällen auch längere Einsatzzeiten in den Sicherheitsrichtlinien vorgegeben sein [11.6]. Die Inspektionsintervalle verkürzen sich dann auf halb- oder vierteljährlich. Im Zentrum der vorbeugenden Instandhaltung steht die Druckflüssigkeitspflege, denn es ist durch zahlreiche Untersuchungen eindeutig belegt, dass die Verschmutzung der Druckflüssigkeit die wichtigste Ursache für Schäden – bis hin zu plötzlichem Ausfall – sowie für Wirkungsgradeinbußen als Folge von Verschleiß darstellt. Wegen des unmittelbaren Zusammenhanges mit der Effektivität und Zuverlässigkeit hydraulisch angetriebener Systeme ist diese Thematik in jüngster Zeit in den Vordergrund getreten. Der Begriff „Verschmutzung“ bezieht sich dabei auf feste, flüssige und gasförmige Verunreinigungen. Bei den Feststoffen ist zwischen Fein- und Grobpartikeln zu unterscheiden, deren Wirkung sich stark vo-

340


neinander unterscheidet. Abbildung 11.3 soll eine Übersicht über die Quellen und Folgen von Verunreinigungen vermitteln.

Abb. 11.3 Quellen, Arten und Folgen von Verunreinigungen (nach [11.13])

Ein wichtiger Hinweis für die Praxis ist, dass auch neue Druckflüssigkeiten nicht frei von Verunreinigungen sind, sondern oft viel mehr an Schmutzpartikeln enthalten, als für den verschleißarmen Betrieb zulässig ist. Die Verschmutzungsquellen „Fertigung, Montage, Reparatur“ erhärten die Forderung nach größter Sauberkeit und Sorgfalt. Das Eindringen von Verschmutzungen aus der Umgebung ist durch „Behälter-(Tank-)atmung“ (s. Abschn. 10.1) oder über die Kolbenstangendichtungen von Arbeitszylindern möglich. Unter den Verschmutzungsfolgen sind die plötzlichen Ausfälle besonders gefürchtet; Ursachen können beispielsweise klemmende Ventilschieber oder Fressschäden an Pumpen sein, hervorgerufen durch Grobpartikel in der Größenordnung der Dichtspaltweiten der betroffenen Komponenten. Initialschäden sind Vorschädigungen von Anlagenelementen, die zwar nicht zum unmittelbaren Ausfall, jedoch zu erhöhten Leckageverlusten, erhöhten Reibwerten und damit zu Leistungsverlusten führen. Außerdem können Grobpartikel zertrümmert werden und als Feinpartikel am Schädigungsprozess fortgesetzt teilnehmen. Die schädlichen Einflüsse von Wasser und Luft und das Problem Flüssigkeitsalterung werden in Abschn. 3.3.3 und 3.3.5 behandelt. Beim Verschleiß wirken auch in Hydrauliksystemen die klassischen Verschleißmechanismen Abrasion, Erosion und Oberflächenermüdung. Als Schädigungseffekt kommt es zur Wirkungsgradabnahme durch höhere Verluste. Ein zweiter Effekt führt zur sog. „Kettenreaktion des Verschleißes“ [11.13]: Wenn die durch einen Verschleißprozess entstandenen Verschleißpartikel nicht aus dem Kreislauf entfernt werden können, werden diese wieder neue Partikel erzeugen usw. Die Flüssigkeit wird mit der Zeit immer stärker verschmutzen – auch wenn von außen keine Verschmutzung eindringt! Experimentelle Untersuchungen belegen den Vorgang sehr eindrucksvoll, s. Abb. 11.4. Zur Erläuterung: In einem hydrostatischen Fahrantrieb wurde nach 182 Betriebsstunden der herkömmliche 25 Pm-Filter durch einen Feinfilter (Filter-

11.3 Vorbeugende Instandhaltung (Wartung)

341

feinheit 3 Pm, E3 = 75) ersetzt. Innerhalb von 20 Minuten verringerte sich die Anzahl der Partikel > 5 Pm pro 100 ml Druckflüssigkeit von über 2 Millionen auf ca. 20.000, also eine Reduzierung mit dem Faktor 100. Während der folgenden 300 Betriebsstunden sank die Zahl weiter auf weniger als 2.500 Partikel > 5 Pm pro 100 ml. Danach wurde der 3 Pm-Filter wieder durch einen 25 Pm-Filter ersetzt. Innerhalb von 100 Betriebsstunden stieg die Zahl der betrachteten Partikel (> 5 Pm) auf über 800.000 an, d. h. eine Erhöhung um den Faktor 300. Es war sicher, dass kaum Verschmutzung aus der Umgebung eindringen konnte und damit die Ursache im Prozess zu suchen ist.

Abb. 11.4 Kettenreaktion des Verschleißes [11.13]

Eine moderne, systematisch angelegte Flüssigkeitspflege sollte drei Phasen umfassen; s. Tabelle 11.1. Tabelle 11.1. Phasen der Flüssigkeitspflege für Hydrauliksysteme Phase 1. Vor bzw. bei Inbetriebnahme von Neuanlagen 2. während des Betriebes 3. nach Reparaturen oder Revisionen

Zuständigkeit Komponenten- und Anlagenhersteller Anlagenbetreiber Anlagenbetreiber

Wichtige Maßnahmen der 1. Phase sind: Waschen von Elementen und Anlagenkomponenten, ganz wichtig ist Filtration der Waschflüssigkeiten; Befüllung der Anlage über Feinstfilter, um die vorhandene Neuflüssigkeitsverschmutzung bereits im Füllprozess weitestgehend abzuscheiden; Spülen der Anlage vor der Inbetriebnahme unter Einsatz von Feinstfiltern mit online-Kontrolle bis zum Erreichen des vorgegebenen Reinheitsgrades. Zu den wesentlichen Maßnahmen während des Betriebes (2. Phase) gehören: – Systemfiltration zur Verhinderung der „Kettenreaktion“ des Verschleißes; die Rückhalterate muss der notwendigen Reinheitsklasse angepasst werden; wichtig sind dabei die regelmäßige Filterkontrolle und der rechtzeitige Wechsel; – Verbesserung der Ölreinheit durch Umstellung des Filterkonzeptes (Neben

342


stromtechnik, Übergang zu höheren Filterfeinheiten und größeren E-Werten; Einsatz von Nebenstromaggregaten mit Filterelementen und je nach Bedarf mit Kühl- und Heizelementen, wasserabsorbierenden Filterelementen oder stationären Entwässerungseinheiten; bei entsprechender Auslegung können dadurch Feststoffverschmutzung, Wassergehalt und Tanktemperatur dauerhaft auf niedrigem Niveau gehalten werden; regelmäßige Zustandskontrollen der Druckflüssigkeit, vor allem im Hinblick auf den Reinheitsgrad und zusätzlich auf Wassergehalt und Alterungszustand; dafür gibt es eine große Anzahl von Geräten auf dem Markt, heute auch Betriebsmesstechnik für die Überprüfung vor Ort anstelle der Analyse im Speziallabor nach vorheriger Probenahme sowie Condition Monitoring – Systeme, siehe [11.9, 11.10]; Entwässerung bei zu hohem Wassergehalt, denn Wasser ist als Verunreinigung aufzufassen (s. Abschn. 3.3.3). Der Wassereintrag kann bei der Befüllung, über Undichtigkeiten (z. B. Kolbenstangendichtungen), über die Behälterentlüftung ohne einen Spezialfilter, und/oder durch Kondenswasser erfolgen. Für die Praxis stehen Prüfgeräte (Wasserwarner) und technische Mittel zur Einhaltung des zulässigen Wassergehaltes zur Verfügung. Als Minimalvariante sollten wasserabsorbierende Einsätze für die Be- und Entlüftungsfilter der Flüssigkeitsbehälter verwendet werden. Durch ventilgesteuerte Filter kann zudem im Behälter ein Luftpolster zur Speisung des Luftpendelvolumens aufgebaut und damit der Austausch mit der Außenluft deutlich eingeschränkt werden. Effektive Verfahren mit größeren Abscheideraten sind: 1. das Vakuumverfahren: x hierbei dampft das Wasser aus der Flüssigkeit heraus, x auf dem Markt sind Servicewagen zum Spülen von Anlagen; 2. die Trocknung der Zuluft in den Flüssigkeitsbehälter; 3. die Entfeuchtung nach dem Diffusionsprinzip; x Vorteil ist, dass keine zusätzliche Belastung der Flüssigkeit durch Wärmeeintrag oder Entzug leichtflüchtiger Bestandteile (wie im Vakuum) auf tritt. – Wechsel der Flüssigkeit bei Notwendigkeit, z. B. Flüssigkeitsalterung. Die für die Flüssigkeitspflege angebotene Gerätetechnik wird immer komfortabler. Stand der Technik sind Aggregate, die eine hochwirksame Entwässerung und Entgasung mit effektiver Nebenstromfiltration innerhalb einer Einheit kombinieren [11.14]. Nach Reparaturen oder Revisionen, also nach dem Öffnen und Entleeren von Anlagen (Phase 3), sind prinzipiell die gleichen Schritte wie bei der Inbetriebnahme von Neuanlagen zu durchlaufen. Erfahrungen aus der Praxis belegen, dass der Aufwand einer systematischen Flüssigkeitspflege durch die Verringerung von Ausfallkosten, die Verbesserung des Wirkungsgrades sowie durch den Gewinn an Zuverlässigkeit und Image betriebswirtschaftlich lohnend und im Endeffekt Kosten sparend ist.

12 Messtechnik in der Hydraulik

Die Messtechnik stellt heute ein disziplinübergreifendes Wissensgebiet dar, das sich beim eigentlichen Messvorgang mit der Erfassung und Darstellung physikalischer Größen befasst. Sie unterliegt, bedingt durch die technologische Weiterentwicklung der Sensorik, der rechnergestützten Messwerterfassung, Messwertverarbeitung und Messwertauswertung einer ständigen Weiterentwicklung. Jede physikalische Größe G gemäß Gl. (12.1) umfasst immer eine quantitative Aussage ^G` , die durch den Zahlenwert (oft auch Maßzahl) ausgedrückt wird und eine qualitative Aussage [G], die durch die Einheit (oft auch Maßeinheit) charakterisiert wird. G

^G` >G @

(12.1)

Unter Berücksichtigung der seit dem 01.01.1978 verbindlichen Anwendung der sog. SI-Einheiten (System International d’Unites) gelten als Basisgrößen die Zeit, die Länge, die Masse, die elektrische Stromstärke, die Temperatur, die Lichtstärke und die Stoffmenge. Daraus lassen sich weitere physikalische Größen ableiten, z. B. die in Tabelle 12.1 für die Hydraulik dargestellten. Sie sind in den in der Praxis gebräuchlichen Einheiten angegeben, da die handelsüblichen Messgeräte selbige verwenden. Tabelle 12.1 Zusammenstellung ausgewählter für die Hydraulik bedeutungsvoller physikalischer Größen

Physikalische Größe Formelzeichen Druck

p

Volumenstrom

Q

Drehzahl

n

Kraft

F

Berechnung F p (12.2) A dV (12.3) Q dt N n (12.4) t F m a (12.5)

Maßeinheit

Drehmoment

M

M

F r (12.6)

Nm

Geschwindigkeit

v

v

ds / dt (12.7)

m/s

bar, MPa dm3/min, l/min 1/min N

A = Fläche, dV = Volumenelement, dt = Zeitintervall, N = Anzahl der Umdrehungen, t = Bezugszeit z. B. Dauer eines Zeitintervalls, m = Masse, a = Beschleunigung, r = Abstand des Angriffspunktes der Kraft von der Drehachse, s = Weg


344


Moderne Maschinen und Anlagen, die hydraulische Systeme verwenden, müssen an die jeweils gegebenen Bedingungen, häufig auch unter Berücksichtigung mechatronischer Aspekte, angepasst werden. Dazu sind zumindest die Ventile einzustellen; oft reicht das aber nicht aus, da Steuer- oder Regelsysteme eingesetzt werden, die ebenfalls optimal abzugleichen sind. Die Kenntnis des Aufbaus und der Wirkungsweise von Sensoren und Messgeräten zur Messung der physikalischen Kenngrößen ist für den in der Praxis tätigen Hydrauliker unabdingbar. Aus den messtechnisch erfassten hydraulischen Größen können u. a. Kennlinien dargestellt, Wirkungsgrade und Leistungen berechnet werden. Innovation in der Hydraulik heißt nicht nur effektive Gestaltung der Komponenten, deren optimale Verknüpfung und Steuerung, sondern auch der Einsatz von Sensoren- und Messsystemen zur Überwachung und Diagnose der Komponenten (s. Kap.13).

12.1 Messgrößen Um die nachfolgen Ausführungen besser verstehen zu können, muss man sich im Klaren sein, dass Messen stets ein Vergleich von Größen darstellt. Die überwiegende Anzahl der in der Natur vorkommender Erscheinungen liegt in analoger Form vor, d. h. es gibt eine unendlich feine Stufung der zu erfassenden Größen. Der Messvorgang hat damit die Aufgabe, eine endliche Stufung der Messwerte vorzunehmen, was durch Vergleich mit einem „Normal“ erfasst und in sinnvolle Messgrößen angezeigt und gespeichert wird (s. Abb. 12.1). Die Genauigkeit des Vergleiches ergibt schließlich die Messgenauigkeit. Der Vergleich kann analog oder digital bzw. direkt oder indirekt erfolgen [12.36]. Eine einheitliche Bezugsbasis stellen die Basisgrößen dar, für die es festgelegte Normative gibt. Vergleichsnormal

Messgröße

Wandlung

Vergleich

Messergebnis

Abb. 12.1 Grundprinzip eines Messvorganges

12.1 Messgrößen

345

Neben den nunmehr bekannten Begriff des Messens ist noch der Begriff „Kalibrierung“ zu klären. Beim Kalibrieren wird die Abweichung einer Messgröße von einem Standard dokumentiert. Wird hingegen ein Signal eines Sensors auf einen Sollwert eingestellt, handelt es sich um ein justieren. Durch eine Kalibrierung von Sensoren werden durch geeignete Maßnahmen Störgrößen und Nichtlinearitäten und gegebenenfalls Unstetigkeitsstellen in den Kennlinien erfasst und möglichst bereinigt. Eine häufig auftretende Störgröße ist der Temperatureinfluss. Des Weiteren ist der Begriff des Eichens zu klären, wobei gemäß [12.37] darunter „das amtliche Prüfen von Messanordnungen nach Einhaltung von Eichfehlergrenzen“ zu verstehen ist. Die Durchführung und die damit verbundene Beurkundung und Kennzeichnung der Messgeräte darf nur von zugelassenen Einrichtungen durchgeführt werden. Die in der hydraulischen Messpraxis eingesetzten Sensoren und Messgeräte werden i. d. R. vom Hersteller kalibriert und ermöglichen so einen professionellen Einsatz. Durch Angabe von Fehlergrenzen kann der Anwender die Messergebnisse bewerten und für seine Applikationen die erforderlichen Informationen nutzen. Messsysteme werden von den Sensoren und der zugehörigen Messwertverarbeitung geprägt. Die Sensoren wandeln oft nichtelektrische Messsignale in elektrische Ausgangssignale um. Dabei sind Störgrößen, wie u. a. Temperaturschwankungen oder Schwankungen der Versorgungsspannung des Sensors zu berücksichtigen. Grundlegend gilt der in Abb. 12.2 dargestellte Sachverhalt. Prinzipiell gibt es aktive Sensoren, die eine Energieform direkt in ein elektrisches Signal umwandeln. Sie beruhen auf physikalischen Effekten, wie Thermoeffekt, Fotoeffekt oder Piezoeffekt und stellen Spannungserzeuger dar.

Abb. 12.2 Wirkschema eines Sensors

Passive Sensoren bewirken eine Änderung der elektrischen Energieform, wie z. B. der Kapazität, der Induktivität oder des Widerstandes. Sie benötigen eine Versorgungsspannung und Verstärkerelemente. 12.1.1 Allgemeines Der Einsatz für den Messvorgang unabdingbar notwendiger Vergleichsnormale wird dem praktizierenden Hydrauliker oft nicht bewusst, außerdem erfolgt in der Messanordnung häufig eine Wandlung in andere physikalische Größen. Da i. d. R. keine physikalischen Basisgrößen gemessen werden, muss eine Kalibrierung der

346


gesamten Messkette erfolgen. Die Grundkalibrierung kann nur von autorisierten Firmen durchgeführt werden, welche die dazu erforderlichen messtechnischen Voraussetzungen erfüllen. Ein weiterer zu beachtender Sachverhalt ist der des Messsignals, wobei man unter Signal eine von der physikalischen Größe getragene Zeitfunktion versteht. In Abb. 12.3 ist ein typischer Verlauf kontinuierlicher analoger Signale dargestellt. Die Signale selbst werden im Sensor in elektrische Einheitssignale gewandelt. Die abgestimmt festgelegten Einheitssignale betragen 0 – 20 mA (toter Nullpunkt), 4 – 20 mA (lebender Nullpunkt) bzw. 0 – 10 V. Das Signal ändert sich in den Bereichen unabhängig vom Messbereichsumfang, aber immer proportional zum Messwert. Toter Nullpunkt bedeutet, dass der Anfangswert eines Ausgangssignals bei einem Eingangswert von null ebenfalls null ist. Die Verwendung des lebenden Nullpunktes hat den Vorteil, dass die Funktionsfähigkeit auch ohne Kalibriereinrichtungen überprüft werden kann, da sich bei Leitungsunterbrechung der mechanische Nullpunkt einstellt. Das elektrische Ausgangssignal ist in diesem Fall z. B. 4 mA. Außerdem führen die oft in der Nähe des Nullpunktes vorhandenen Nichtlinearitäten nicht zu Verfälschungen, da sie außerhalb des Funktionsbereiches liegen.

Messignale

tA

y1

y2

Zeit t

Abb. 12.3 Kontinuierliche analoge Messsignale y1(t) und y2(t)

Bei der Umwandlung der analogen Messsignale in digitale Impulse ist das Abtasttheorem nach Shannon [12.1] zu berücksichtigen. Bei jeder Umsetzung eines Analogwertes ist eine kurze Zeit erforderlich, da aus dem kontinuierlichen Verlauf nur Samples entnommen werden. Die Weiterverarbeitung des so gewonnenen digitalen Signals erfordert ebenfalls eine Zeit. Enthält eine Zeitfunktion x(t) keine höheren Frequenzen als fo, so lässt sich der Verlauf aus Abtastwerten gemäß Gl. (12.8) beschreiben. In der Zeit zwischen zwei Signalen tA ist die Analog-DigitalWand-lung möglich. Das Abtasttheorem ist der theoretische Hintergrund für die Umwandlung von analogen in digitale Signale. Für den praktischen Gebrauch ist es wichtig, dass der Originalverlauf eines Messsignals digital nachgebildet werden kann, wenn die Gl. (12.8) eingehalten wird. Der theoretische Grenzfall wird praktisch kaum ausgenutzt [12.2 – 12.3], oft werden bis zu 10mal höhere Abtastraten gewählt. Sollen mehrere Messsignale zeitgleich ausgewertet werden, werden oft

12.1 Messgrößen

347

Multiplexer eingesetzt, die innerhalb der Zeit tA alle Signale erfassen und weiterleiten müssen [12.4]. 1 f0 mit T0 1 / f 0 (12.8) 2 Die Messgenauigkeit ist ebenfalls von zentraler Bedeutung. Es ist zwischen systematischen, für das Messverfahren charakteristischen Abweichungen, und den zufälligen oder statistischen, vom Messpersonal abhängigen Abweichungen, zu unterscheiden. Systematische Abweichungen werden ermittelt, indem mit der gleichen Probe von unterschiedlichen Prüfstellen Messungen durchgeführt und die Ergebnisse miteinander verglichen werden. Aus den zufälligen Abweichungen wird durch die Fehlerrechnung die Messgenauigkeit der angewandten Messverfahren bestimmt. Die praxisgerechten Verfahren sind in den nachfolgend dargestellten Normen zusammengefasst:

tA

x DIN 1319-1 : Grundbegriffe der Messtechnik, x DIN 55302-2 : Statistische Auswerteverfahren, x DIN 55303-2 : Statistische Auswertung von Daten und x DIN 55350-11: Qualitätssicherung und Statistik. Werden die physikalischen Größen nicht direkt gemessen, sondern aus Messungen der Teilgrößen berechnet, so muss das Fehlerfortpflanzungsgesetz von Gauß berücksichtigt werden. Als Messergebnisse liegen die arithmetischen Mittelwerte und die Standardabweichungen der Teilgrößen vor, aus denen sich die Fehlergrenzen der physikalischen Größe gemäß Tabelle 12.2 berechnen lassen. Tabelle 12.2 Kennwerte zur Fehlerrechnung indirekt gemessener physikalischer Größen Kennwerte der Fehlerfortpflanzung f wahrscheinlichster Wert der indirekt gemessenen physikalischen Größe f s f Standardabweichung der Größe f 'f Absoluter Grösstfehler der Größe f

Berechnung

f = f ( x , y , z ,...)

2

(12.9)

2

2

§ wf · 2 § wf · 2 § wf · 2 ¨ ¸ s x ¨¨ ¸¸ s y ¨ ¸ s z ... (12.10) © wz ¹ © wx ¹ © wy ¹

sf 'f

wf wf wf s z ... sy sx wz wy wx

x , y , z - arithmetischer Mittelwert der Teilmessgrößen x, y, z s x , s y , s z - Standardabweichungen der Teilmessgrößen x, y, z wf wx

,

wf wy

,

wf wz

- partielle Ableitungen der Funktionen f(x, y, ) nach den Teilgrößen x, y, z

(12.11)

348


y( x)

(12.12)

a bx

Experimentelle Untersuchungen haben häufig das Ziel, nicht nur die Werte bestimmter physikalischer Größen zu messen, sondern auch bestimmte Zusammenhänge numerisch zu beschreiben und hierfür mathematische Beziehungen zu ermitteln. Als Hilfsmittel wird die Regressionsrechnung verwendet, wobei bei Vorhandensein eines Zusammenhanges z. B. zwischen zwei Messgrößen aus den Einzelwerten eine graphische Darstellung bzw. eine mathematische Funktion ermittelt werden kann [12.5]. Unter der Voraussetzung des linearen Zusammenhanges gemäß Gl. (12.12), der oft in der hydraulischen Messtechnik gegeben ist oder aber durch sinnvolle Koordinatentransformation hergestellt werden kann, gelten die Gleichungen der Tab. 12.3. Tabelle 12.3 Berechnung statistischer Kennwerte

Statistischer Kennwert arithmetische Mittelwert

Berechnung

x

arithmetische Mittelwert y

y

2

empirische Streuung s x

empirische Streuung s

1 n ¦ xi ni1

x

1 n ¦ yi ni1 1 n s x2 ( xi x) 2 ¦ n 1 i 1 1 n ¦ ( yi y ) 2 n 1 i 1

s y2

2 y

(12.13)

(12.14) (12.15)

(12.16)

n

empirischer Korrelationskoeffizient rxy

rxy

¦ (x

i

x )( yi y )

i 1

n

¦ (x i 1

n

i

(12.17)

x) 2 ¦ ( yi y ) 2 i 1

Schätzwert für Parameter a

a

y bx

Schätzwert für Parameter b

b

rxy

sy sx

(12.18)

(12.19)

12.1 Messgrößen

349

Ist der Korrelationskoeffizient rxy gemäß Gl. (12.17) nahe bei 1, dann besteht mit großer Wahrscheinlichkeit ein linearer Zusammenhang zwischen den beiden Messwerten. Der Korrelationskoeffizient gibt den Einfluss der jeweils unabhängigen Variable x auf die Zielvariable y an. Oft wird auch anstatt von rxy das Bestimmtheitsmaß rxy2 verwendet. Es reicht also nicht aus, nur den funktionellen Zusammenhang zu ermitteln, sondern es muss stets überprüft werden, ob die Funktion mit hinreichender Genauigkeit das auch zum Ausdruck bringt. Heute sind auf vielen Taschenrechnern bzw. in mathematischen Programmen (auch MSExcel) derartige Funktionen integriert, so dass eine umfassende Anwendung erfolgen kann. In Abb. 12.4 ist qualitativ ein Beispiel für eine Anwendung aus der hydraulischen Messpraxis dargestellt. Mit den Gleichungen der Tabelle 12.3 kann die Regressionsgerade gemäß Gl. (12.12) berechnet werden. Bei konstanter Antriebsdrehzahl und für zwei Öltemperaturen einer Hydraulikpumpe wurde aus aufgenommenen Messwerten die Gleichung Q 0,0052 p 7,51 ermittelt. Sie gilt für die Öltemperatur T1 in Abb. 12.4. Die untere Gerade (T2) ergibt sich bei höherer Fluidtemperatur durch die zunehmenden volumetrischen Verluste. Mit einem Korrelationskoeffizient von r = 0,99 wird der Sachverhalt sehr gut beschrieben. Die Zahlenwertgleichung für die Bestimmung des Volumenstromes in l/min gilt nur, wenn der Druck in bar eingesetzt wird. Sie gilt nur für einen Pumpentyp und einen Schädigungszustand (vgl. Abschn. 13.2).

n = konst TÖ l = konst

Q [l/min]

T1 T2 T 2 > T1

p [bar]

Abb. 12.4 Pumpenkennlinie (s. auch Kap. 8)

Für weitere Vertiefungen zur Problematik Messfehler und statistische Auswertungen von Messdaten kann auf einschlägige Literatur, wie [12.6 – 12.8] verwiesen werden.

350


12.1.2 Druck Der Druck ist in der Hydraulik eine zentrale Größe. Durch Druckmessungen können Grundeinstellungen der Anlage vorgenommen werden, die eine große Bedeutung für die Diagnose des gesamten Hydrauliksystems haben. Die Messung des Druckes setzt voraus, dass Messstellen zum möglichst einfachen Anschluss der Sensoren bzw. der Messgeräte vorhanden sind. Dazu haben sich seit vielen Jahren die in Abb. 12.5 dargestellten Minimessanschlüsse gut bewährt. Das mechanische Wirkprinzip, das eine Einbringung von Drucksensoren in Hydraulikanlagen ermöglicht, wird mit Abb. 12.5 b sichtbar. So können Manometer zur statischen Messung oder elektrische Signale abgebende Drucksensoren auch bei wirkendem Systemdruck eingebracht werden. Die exakte reproduzierbare Messung des Druckes setzt eine Reihe von Dingen voraus, die nachfolgend dargestellt werden. Eine Besonderheit stellen die so genannten Kombi- oder Dualsensoren dar. Mit Ihnen kann unter Verwendung des in Abb. 12.5 c dargestellten Minnimessanschlusses mit einem Eingriff der Druck und die Temperatur gemessen werden.

a

b

c

Abb. 12.5 Minimessanschluss (Hydrotechnik). a für Drucksensoren b Schnittmodel für Drucksensor c für Temperatur- oder Dualsensoren

12.1.2.1 Manometer Bei Verwendung von Manometern, die für statische Messungen gut einsetzbar sind, erfolgt eine rein mechanische Übertragung des Messsignals auf einen Zeiger. Das in Abb. 12.6 dargestellte Rohrfedermanometer gehört zu dieser Kategorie. Hier wird der Bourdon-Effekt genutzt, indem ein am Ende verschlossenes, gekrümmtes Rohrstück sich bei Beaufschlagung mit Druck verbiegt. Für einen Druck bis ca. 100 bar werden gezogene Profilrohre aus Bronze oder Stahl ein-

12.1 Messgrößen

351

gesetzt. Für höhere Drücke werden gezogene Rohrfedern aus Stahl verwendet. Die Verbiegung wird direkt oder unter Zwischenschaltung von Getrieben zu einer Anzeige gebracht. Die gegenüber Überlastung relativ empfindlichen Manometer sind für dynamische Messungen nicht einsetzbar. Zur Dämpfung der Anzeige wird in den Manometern oft die Wirkung einer Drosselstelle genutzt bzw. die Manometer mit einer Flüssigkeit (oft Glyzerin) gefüllt.

a

b

Abb. 12.6 Rohrfedermanometer. a Schema 1 Messrohr, 2 Ritzel, 3 Zahnradsegment, 4 Hebel, 5 Drosselstelle, b Rohrfedermanometer mit Glycerinfüllung (JRA-MESSTECHNIK)

12.1.2.2 Prinzipien der Verformung einer Metallmembran In der hydraulischen Messpraxis werden vorrangig Drucksensoren eingesetzt, die im elastischen Deformationsbereich einer Metallmembran arbeiten. Die Druckmessung erfolgt immer gegenüber einem Referenzdruck, der hier identisch mit dem Luftdruck ist (s. Abschn. 4.1). Die elastische Deformation der Membran, die von der Druckdifferenz hervorgerufen wird, ist das Grundprinzip von Druckaufnehmern, die den Piezoeffekt nutzen bzw. auf der Basis piezoresistiver Elemente arbeiten. In den meisten Anwendungsfällen wird eine Membran dem wirkenden Druck ausgesetzt und die Verformung gemessen. Durch die mechanische Beanspruchung treten an den Grenzflächen der oft verwendeten Quarze, die als Piezosensor (aus dem griechischen - drücken, auf Druck beruhend) arbeiten, elektrische Ladungen auf, deren Größe zeitbezogen nicht konstant ist. Die messbare elektrische Spannung fällt bei statischer Beanspruchung nach kurzer Zeit auf Null ab. Damit sind derartige Sensoren nur für wechselnde Beanspruchung geeignet. Sie sind für hydraulische Systeme i. d. R. nicht einsetzbar. Drucksensoren auf der Basis piezoresistiver Elemente nutzen den Piezowiderstandseffekt, d. h. unter Einwirkung einer mechanischen Spannung ändert sich der elektrische Widerstand des Materials. Solche Druckaufnehmer sind sowohl für statische als auch dynamische Anwendungen geeignet. Sie sind passiv und benötigen eine Speisespannung. Je nachdem, welche Widerstände verwendet werden

352


und nach welchem Fertigungsprinzip der Druckaufnehmer hergestellt ist, wird er unterschiedlich bezeichnet. Bei Einsatz von Dehnmessstreifen (DMS) wird die Membran mit Metallfolien oder Halbleitermaterialien beklebt und über die Widerstandsänderung die Verformung und damit der Druck gemessen. Durch optimale Anordnung der DMS auf der Druckfläche des Messfühlers können sehr kleine Dehnungen gemessen werden. Unter Anordnung der DMS als Wheatstonsche Brücke und Speisung selbiger mit einer Spannung verhält sich das Messsignal proportional zur Druckdifferenz (Abb. 12.7). Als DMS werden Draht- oder besser Halbleitermaterialien eingesetzt. Die DMS verändern ihren Widerstand durch eine Deformation siehe Abb. 12.8. DMS sind aus einer auf einen Trägerfilm aufgebrachten Metallfolie herausgeätzt und werden zur Messung von Deformationen aller Art eingesetzt. Die Widerstandsveränderung resultiert aus zwei überlagerten Effekten. Zum einen bewirkt eine Dehnung des Messkörpers eine Querschnittsverringerung und dadurch eine Erhöhung des Widerstandes. Zum anderen verändert sich auch der spezifische Widerstand mit der Dehnung. Dieser zweite Effekt wird piezoresistiver Effekt genannt. Ihm sind etwa 20% der Widerstandsveränderung beim normalen DMS zuzuschreiben. Bei Halbleitermaterialien ist der piezoresistive Effekt sehr viel ausgeprägter als bei Metallen. Er hängt von der Orientierung des HalbleiterEinkristalles und von der Dotierung (Art, Dichte und Verteilung der Fremdatome, welche die Leitfähigkeit bestimmen) ab. Bei Halbleiter-DMS ist der piezoresistive Effekt etwa 50 mal stärker als bei metallischen DMS.

Abb. 12.7 Messwiderstände (Brückenschaltung) Abb. 12.8 Beanspruchung der Messwiderstände [12.9]

In letzter Zeit werden oft kompaktere Drucksensoren verwendet, die auf der Basis piezoresistiver Prinzipien arbeiten [12.9]. Grundsätzlich gibt es unterschiedliche Bauarten. Die in Abb. 12.9 dargestellte Messzelle führt eine Trennung zwischen dem Messmedium und der eigentlichen Messstelle durch. An die sichtbare dünne Stahlmembran schließt sich ein mit Silikonöl gefüllter Innenraum an. Die Flüssigkeit überträgt den an der Membran wirkenden Druck auf den Drucksensor [12.10]. Die Membran, die mit Sicken versehen ist, sollte sich spannungsfrei deformieren können. Trotzdem kann im Interesse eines guten Temperaturverhaltens

12.1 Messgrößen

353

der Durchmesser der Membran nicht beliebig reduziert werden, da die durch die Ausdehnung des Öls verursachte temperaturabhängige Verwölbung der Membran nicht kräftefrei erfolgt. Die damit verbundene Druckänderung macht sich als Nullpunktverschiebung bemerkbar. Der als Einbaumesselement ausgelegte Druckaufnehmer gemäß Abb. 12.9, mit der piezoresistiven Messzelle als Kernstück, ist universell verwendbar [12.11]. Eine andere Ausführungsart ist in Abb. 12.10 dargestellt, wobei hier auf eine Trennflüssigkeit verzichtet wird. Das Sensorelement besteht aus einer Edelstahlmembran mit in Dünnfilmtechnik aufgedampften Widerstandsstrukturen. Durch Variation der Stärke des Membran und unterschiedlicher Auslegung der Elektronik können sehr breite Messbereiche (derzeit 0,001 bar – 3000 bar) abgedeckt werden. Die Verbindung zwischen Sensor und der erforderlichen Messwertverarbeitung erfolgt über einen Spacer, der als Kontaktträger dient. Die elektrische Verbindung erfolgt mittels 50 μm starker Golddrähte (Golddrahtbondung) [12.38].

Abb. 12.9 Druckmesszelle (Keller)

Abb. 12.10 Drucksensor (NAGANO)

Bei der technischen Ausführung ist zwischen Dünnfilmtechnik und Dickschichttechnik zu unterscheiden. Erstere Art setzt eine hochglanzpolierte Oberfläche des Sensorelementes voraus, die auf einer Isolationsschicht mit niederohmigen Leiterbahnen bestückt ist. Die Dünnschichtwiderstände werden in mehreren Arbeitsschritten aufgebracht (Abb. 12.11). Durch die Möglichkeit der Miniaturisierung und der wirtschaftlichen Herstellung ergibt sich ein breites Einsatzspektrum. Die Dickschichtechnik verwendet oft ein keramisches Grundmaterial, auf das mit Siebdrucktechnik und Maskentechnik ein Widerstandsnetzwerk aufgebracht wird, für das noch weitere Bearbeitungsgänge notwendig sind. Diese Bauart ist vor allem durch eine geringe Überlastbarkeit des Sensorelementes, Dichtheitsprobleme in der praktischen Ausführung, unterschiedliche Ausdehnungskoeffizienten der eingesetzten Materialien und eine gegenüber den anderen Verfahren größeren thermischen Hysterese geprägt.

354


1

2 3 Abb. 12.11 Dünnschichtwiderstände (NAGANO) 1Golddraht, 2 DMS, 3 Spacer

Bei Einsatz von Drucksensoren ist zu beachten, dass in Hydraulikanlagen oft Druckstöße durch Lastschwankungen oder aber bei der schnellen Betätigung von Ventilen insbesondere beim plötzlichen Abschalten von Hydraulikkreisen entstehen. Maßgebend ist dabei die Fortpflanzungsgeschwindigkeit der Druckwelle (Schallgeschwindigkeit) die mit Gl. 12.20, bzw. wenn die Verformung der Rohrleitung vernachlässigt wird mit Gl. 12.21, berechnet werden kann. 1

c

D · §1 ¸ © K E e ¹

(12.20)

U ¨ c c

U K D E e

K

(12.21)

U Geschwindigkeit der Druckwelle Dichte der Flüssigkeit 3 Kompressionsmodul der Flüssigkeit (für Öl: 1,4 10 N/m2) Innendurchmesser des Hydraulikrohres 5 E-Modul des Rohres (für Stahl: 2,1 10 N/m2) Wandstärke der Rohrleitung

Speziell beim schließen von Leitungen wird an der Absperrung die vorhandene Druckwelle reflektiert und es entstehen weitere Druckwellen, die sich überlagern können. Die Druckerhöhung kann nach [12.39] mit Gl. (12.22) berechnet werden. Der Sachverhalt ist ebenfalls beim Abbremsen von Massen zu beachten, siehe dazu auch Kap. 7.

12.1 Messgrößen

'p

U c 'v

355

(12.22)

'p

Druckdifferenz (Druckerhöhung)

v

Strömungsgeschwindigkeit des Fluides

Besonders kritisch ist dieser Sachverhalt bei kleinen Ölmengen in den Leitungen. Durch Speicher können aber auch dann Verbesserungen erreicht werden. Drucksensoren lassen sich schützen, wenn das Sensorelement durch Beruhigungsstrecken geschützt wird. Eine Verminderung des Eingangsquerschnittes des Drucksensors (Abb. 12.12) schützt den Sensor vor einer Überbeanspruchung.

a

b

Abb. 12.12 Eingansbohrung Drucksensor. a voller Eingansquerschnitt b verminderter Querschnitt

Die am Sensorelement vorliegende druckabhängige Änderung des elektrischen Signals wird i. d. R. unmittelbar im Sensor verstärkt und in ein Einheitssignal von häufig 0–20 mA umgewandelt. Die Speisespannung und das Messsignal werden über eine abgeschirmte Messleitung vom bzw. zum Messgerät geführt. Abbildung 12.9 zeigt einen elektrischen Drucksensor. Beim praktischen Einsatz der Drucksensoren ist neben der Auswahl des Messbereiches auch die Genauigkeitsklasse von ausschlaggebender Bedeutung. Der maximal zu erwartende Druck an der Messstelle sollte zuzüglich einer Sicherheitsreserve (oft 1,5pmax) keinesfalls überschritten werden, da sonst eine bleibende Verformung am Sensorelement eintritt, die den Sensor unbrauchbar macht. Die Kalibrierung von Drucksensoren wird vom Hersteller soweit vorbereitet, dass in das Messgerät der Maximalwert des Messbereiches des Drucksensors einzugeben und der Nullpunktabgleich vorzunehmen ist. Bei dieser einfachen Art der Kalibrierung wird ein durchgehend linearer Zusammenhang zwischen dem zu messenden Druck und dem elektrischen Ausgangssignal des Sensors vorausgesetzt. Soll die Messgenauigkeit vor allem für kleine Druckwerte erhöht werden, kann eine sog. Linearisierungstabelle eingegeben werden, die geringe Nichtlinearitäten berücksichtigt. Die neuste Generation von Sensoren ist mit ISDS (Intelligent Sensor Detection System) ausgestattet. Dabei wird während der Einschaltphase der angeschlossene Sensor detektiert und nachfolgende Parameter [12.12] vom Messgerät übernommen:

356


- der Messbereich, - die Maßeinheit, - die physikalische Messgröße, - der Signalausgang und - die charakteristische Kennlinie.

Abb. 12.13 Elektrischer Drucksensor mit ISDS (Hydrotechnik)

Da jeder Drucksensor und seine zugehörige Messwertanzeige mit einem Anzeigefehler behaftet ist, unterteilt man alle Druckmessgeräte in Genauigkeitsklassen gemäß Tabelle 12.4. Dabei ist für Druckmessgeräte grundsätzlich von einem auf den Endwert EW bezogenen Fehler nach Gl. (12.23) auszugehen. In Abb. 12.14 ist ein Bsp. mit einem auf den Endwert bezogenen Fehler von 1 % dargestellt. Dabei wird deutlich, dass vor allem der Auswahl des richtigen Messbereiches eine große Bedeutung zukommt. Fehler

Istwert Sollwert 100% Sollwert

(12.23)

Tabelle 12.4 Genauigkeitsklassen und zugehörige Fehlergrenzen von Druckmessgeräten Klasse

0,1

0,2

0,3

0,6

1,0

1,6

2,5

4,0

Eichfehlergrenze r % des EW Verkehrsfehlergr. r % des EW

0,09

0,16

0,25

0,5

0,6

1,3

2,0

3,0

0,1

0,2

0,3

0,6

1,0

1,6

2,5

4,0

Fehler [%]

12.1 Messgrößen

357

60 50 40 30 20 10 0 0

200

Druck [bar]

400

600

Abb. 12.14 Messfehler eines Drucksensors (Bsp. mit 1% zulässigem Fehler)

12.1.2.3 Kalibrierung Die Kalibrierung von Drucksensoren erfolgt auf Druckwaagen, die z. B. gemäß Abb. 12.15 aufgebaut sind. Kalibriergewichte

V2

Messanschluß

V1 V3 Tank

a

Zylinder mit Spindel

b

Abb. 12.15 Hydraulische Druckwaage. a Schema b Messplatz (Hydrotechnik)

Der mittels einer Spindel angetriebene Zylinder verdrängt den Volumenstrom gegen einen zweiten Zylinder, der mit kalibrierten Gewichten belastet wird. Damit wird im Hydrauliksystem unter Beachtung der richtigen Bedienung der Ventile Vi ein exakter Vergleichsdruck realisiert. Eine andere Bauart von Druckwaagen ver-

358


wendet nur einen Zylinder und nutzt ein höherwertiges Anzeigeinstrument (Genauigkeitsklasse 0,1 bzw. 0,2) als Vergleichsnormal. In nach ISO 9001 zertifizierten Kalibrierstellen können Drucksensoren auf die Einhaltung ihrer Genauigkeit überprüft werden.

a

1

2

3

b

4

5

Abb. 12.16 Kalibrierung der Drucksensoren (ADZ NAGANO). a Kalibrierplatz b Druckelemente auf Geräteträger im Temperaturofen 1 Druckbereitstellung, 2 Temperaturofen, 3 Messwertverarbeitung, 4 Geräteträger für Sensoren, 5 Druckmesszelle

Für die industrielle Anwendung technisch machbarer Verfahren zur Kalibrierung von Drucksensoren wurden umfangreiche Untersuchungen durchgeführt [12.37]. Werden höhere Anforderungen an die Messgenauigkeit gestellt, muss vor allem der Temperaturbereich genau definiert und durch einen geregelten Temperierofen eingehalten werden. In Abb. 12.16 ist ein von ADZ NAGANO entwickelter und gebauter Kalibrierplatz dargestellt. 12.1.3 Temperatur Die Temperatur ist vor allem für die genaue Kenntnis der Viskosität und der Dichte des Fluids und damit zur Reproduzierbarkeit der Ergebnisse eine wichtige Messgröße. Es gibt unterschiedliche Messprinzipien, von denen nur die in der Hydraulik gebräuchlichsten vorgestellt werden, wobei die Temperatur generell als elektrisches Signal erfasst werden sollte. Zu den Messprinzipien gehören Thermoelemente und Widerstandssensoren, Heißleiter, Kaltleiter, Silizium-SperrschichtTemperatursensoren und andere, vor allem im Laborbetrieb eingesetzte Verfahren, die jedoch für die hydraulische Messpraxis nicht relevant sind.

12.1 Messgrößen

359

12.1.3.1 Thermoelemente Thermoelemente werden hergestellt, indem zwei Leiter gemäß Abb. 12.17, die in der elektrischen Spannungsreihe möglichst weit auseinander stehen, an einem Ende durch Schweißen, Löten oder Quetschen miteinander verbunden werden. Die Verbindungsstelle ist der eigentliche Temperatursensor. Eine zwischen Sensor und Messkabel befindliche Übergangsstelle muss mit einer bekannten Bezugstemperatur Tv belegt werden, da die abgegebene Spannung des Thermoelementes UT immer eine Temperaturdifferenz darstellt, die eine nichtlineare Kennlinie zur Folge hat. Als genormte Materialien werden z. B. NiCr-Ni oder Fe-CuNi eingesetzt, die letztlich als Thermoelemente in Messeinsätzen bzw. als Mantelthermoelemente ausgeführt sind. Die abgegebene Spannung, die im Bereich von wenigen mV liegt, muss vor der Weiterverarbeitung verstärkt werden. TV Material A

UT

TM Material B

TV

Abb. 12.17 Messkreis mit Thermoelement

Bei höheren Anforderungen an die Messgenauigkeit (Messfehler kleiner 0,5%) ist die Thermospannung, so wie in Abb. 12.18 dargestellt, mit einer Kompensationsschaltung zu messen. Durch sinnvolle Messverfahren wird erreicht, dass im Messkreis kein elektrischer Strom fließt. Die Kompensation kann realisiert werden, indem eine stabile Kompensationsspannung der Thermospannung entgegengeschaltet wird.

Konstantspannungsquelle

TV R

Material A

A

U Th

TV

TM

Material B

Abb. 12.18 Prinzip einer Kompensationsschaltung

Die gute Dynamik des Thermoelementes wird oft durch notwendige Schutzeinrichtungen, die das System abdichten, verschlechtert. Sie werden in der mobilen

360


Messtechnik kaum eingesetzt, da die Herstellung einer konstanten Bezugstemperatur bzw. einer entsprechenden Bezugsspannung relativ aufwendig ist. 12.1.3.2 Metall-Widerstandssensoren Die Abhängigkeit des Widerstandes eines elektrischen Leiters von der Temperatur T ergibt sich aus Gl. (12.24), wobei R0 der Widerstand bei einer definitiv festgelegten Ausgangstemperatur und D der Temperaturkoeffizient ist: R

R0 (1 D T ) .

(12.24)

Durch Umstellung der Gl. (12.24) nach der Temperatur T, kann mit Gl. (12.25) die Temperatur aus den gemessenen Widerstandswerten berechnet werden: T

R R0 . R0 D

(12.25)

Die Drähte der Platin- oder Nickelsensoren sind so abgeglichen, dass bei T= 0°C ein Widerstand von 100 : gilt. Daraus ergibt sich die gebräuchliche Bezeichnung PT 100. In der DIN EN 60751 sind bedingt durch Fertigungstoleranzen der Platin-Temperatursensoren in die Klassen A und B unterteilt. Sie beschreiben dabei die Abhängigkeit des zulässigen Temperaturfehlers dT von der realen Temperatur. Im Jahr 2008 wurde die DIN EN 60751 um zwei Klassen AA und C erweitert.

Abb. 12.19 Temperatursensor mit PT-100 (Hydrotechnik)

Die Sensorelemente werden als Draht- oder Schichtwiderstände ausgelegt. Die Messsignale werden häufig im Sensor verstärkt und anschließend der Messwertverarbeitung zugeführt. Die Metall-Widerstandssensoren sind genauer als Thermoelemente, haben aber oft eine größere Zeitkonstante. Maßgeblich sind dafür die Schutzhülle des Sensors und die Tauchhülse der Messkupplung. Aus dem damit wirkenden zeitbezogenen Wärmeübergang ergibt sich die Ansprechzeit der Messanordnung. Um hier Größenvorstellungen zu erhalten sind in Abb. 12.20 von Heilfort [12.41] aufgenommene Kennlinien dargestellt. Es wird deutlich, dass nach einer Zeit von 10 Sekunden ca. 90 % des Temperaturendwertes erreicht sind. Damit ist für sehr viele Anwendungen eine ausreichende Dynamik gegeben.

12.1 Messgrößen

361

Abb. 12.20 Ansprechzeit von Temperatursensoren gemäß Abb. 12.19

12.1.4 Kombisensoren In der heutigen Messpraxis werden möglichst mit nur einem Eingriff in das Hydrauliksystem mehrere Messgrößen erfasst. Das ist mit Kombisensoren (Abb. 12.21) möglich, die einen Druck- und Temperatursensor beinhalten.

Abb. 12.21 Kombisensor (Hydrotechnik)

362


Die bereits bekannten Einzelkomponenten für den Druck und die Temperatur sind konstruktiv so vereinigt, dass ein Minimessanschluss ausreichend ist. Lediglich der elektrische Anschluss ist kompakter ausgelegt, da mehrere Signale über die Anschlusskabel übertragen werden müssen. Diese Sensoren sind nur in den für die Temperaturmessung vorgesehenen Messpunkten einsetzbar, da der Temperaturfühler sich unmittelbar im fließenden Medium befinden muss. 12.1.5 Volumenstrom Ein wichtiger Teil im Bereich des elektrischen Messens nichtelektrischer Größen ist die Durchflussmessung. Sie ist z. B. in der Verfahrenstechnik eine wesentliche Grundlage für die Prozessautomatisierung. Die Messsignale werden oft in mechatronische Systeme in Steuer- und Regelkreisen eingebunden. Der Durchfluss eines Fluids (z. B. in Rohrleitungen) ist die durch den Querschnitt fließende Stoffmenge, dabei ist zwischen Volumenstrom und Massenstrom zu unterscheiden. Für die Hydraulik ist der Volumenstrom von ausschlaggebender Bedeutung, da er die hydraulische Leistung maßgeblich beeinflusst (s. Abschnitt 4.1). Der Volumenstrom ist eine zeitbezogene Messgröße gemäß Gl. (12.3), die mit den nachfolgend dargestellten Verfahren bestimmt werden kann:

Wirkdruckverfahren, Verdrängerverfahren, Strömungsverfahren und Thermische Verfahren.

Andere Messprinzipien [12.12], die häufig zur Strömungsgeschwindigkeit proportionale Effekte nutzen, so wie z. B. induktive Durchflussmesser, Ultraschalldurchflussmesser, Wirbelstromdurchflussmesser oder Schwebekörperdurchflussmesser, werden hier nicht behandelt, da sie in der Hydraulik kaum eingesetzt werden. Verfahrensbedingt haben alle hier vorgestellten Volumenstromsensoren einen auf den Momentanwert bezogenen Messfehler (MW), womit Abb. 12.22 gilt.

Messfehler [%]

1 0,5 0 0 -0,5

20

40

60

80

100

Q [l/min]

-1 Abb. 12.22 Messfehler eines Volumenstromsensors bezogen auf den Momentanwert (Bsp. des Messfehlers von 1% des MW)

12.1 Messgrößen

363

12.1.5.1 Wirkdruckverfahren Das Messprinzip von Wirkdruck-Durchflussmesssensoren (Abb. 12.23) beruht auf einer Verengung des Strömungsquerschnittes (Drossel) und der damit einhergehenden Veränderung der Druckdifferenz [12.42].

Abb. 12.23 Prinzip Messdrossel. 1 Drossel

Aus der Kontinuitätsgleichung lässt sich die Gl. (12.26) herleiten, aus der hervorgeht, dass unter Berücksichtigung einer von der verwendeten Blende abhängigen Konstante c, sich der Volumenstrom Q berechnen lässt. Fehlerquellen ergeben sich aus dem druck- und temperaturabhängigen Einfluss auf die Dichte und der Konstante c der Messanordnung. Die Konstante c wird außerdem maßgeblich von der Reynoldszahl beeinflusst. Damit wird deutlich, dass eine ausreichende Messgenauigkeit unter instationären Messbedingungen, die in der Hydraulik oft vorliegen, kaum realisiert werden kann. Q

c

'p

U

(12.26)

Das Verfahren stellt eine einfache Möglichkeit dar, hat aber neben der unweigerlich produzierten Verlustleistung noch den Nachteil, dass sehr große Messfehler auftreten können, da an der Drosselstelle eine Erwärmung des Öls eintritt und sich damit die Viskosität verändert. 12.1.5.2 Verdrängerverfahren Die Volumenstrommesser, die nach dem Verdrängerprinzip arbeiten, verwenden ein konstruktiv vorgegebenes Volumen, das pro Zeiteinheit gemessen wird. Zu dieser Art von Sensoren gehören Ovalradsensoren, Zahnradsensoren und Schrau-

364


benspindelsensoren. Für die Messgenauigkeit ist der volumetrische Wirkungsgrad maßgebend. Durch Einhaltung von hohen Maßtoleranzen lassen sich hier gut praktikable Lösungen erzielen. Ein weiterer zu beachtender Sachverhalt ist der Druckabfall über dem Sensor, der maßgeblich vom mechanischen Wirkungsgrad bestimmt wird. Damit kann die Drehzahl der Messkammern gemessen werden, denn bei bekanntem Volumen V ergibt sich aus Gl. (12.3) unter Kenntnis des zugehörigen Zeitintervalls dt der gesuchte Volumenstrom Q. Die technische Umsetzung erfolgt in unterschiedlichen Ausführungsformen, denen allen eigen ist, dass sie nahezu viskositätsunabhängig arbeiten. Ein wesentlicher Vertreter der Volumenstromsensoren nach dem Verdrängerprinzip ist der Zahnradsensor, der einen Zahnradmotor mit hoher Fertigungsgenauigkeit und optimiertem mechanischem Wirkungsgrad darstellt [12.13]. Das Verdrängungsvolumen ist bekannt und mittels der Bestimmung der Drehzahl erfolgt die Kalibrierung in l/min. Der druckfeste Zahnradsensor kann je nach Baugröße von wenigen ml/min bis zu mehreren 100 l/min bei auf den Momentanwert bezogenen Messfehlern von r 0,4% bis r 1% eingesetzt werden. Zu beachten ist die Tatsache, dass bei höheren Volumenströmen die Druckdifferenz über dem Sensor ansteigt. In Abb. 12.24 ist ein Zahnradsensor dargestellt, der gleichzeitig Minimessanschlüsse für Druck- und Temperatursensoren aufweist. Zahnradsensoren sind gegenüber Messturbinen kompakter und schwerer, was beim Anschluss in Hydraulikanlagen zu beachten ist.

Abb. 12.24 Zahnradsensors mit zusätzlichem Druckanschluss (Hydrotechnik)

12.1 Messgrößen

365

Ebenfalls zur Kategorie der Sensoren, die nach dem Verdrängerprinzip arbeiten, gehören Ovalrad- bzw. Wälzkolbensensoren, die sich vom Zahnradsensor durch andere geometrische Körper unterscheiden. Sie sind nicht druckfest und können nur in Leitungen eingesetzt werden, in denen ein geringer Druck vorliegt. Zusätzlich ist zu beachten, dass sie aufgrund ihrer konstruktiven Gestaltung selbst eine Drosselstelle darstellen, die eine Druckerhöhung in Abhängigkeit von der Viskosität des Fluids und vom Volumenstrom zur Folge hat. Bei Einsatz in Leckleitungen darf beispielsweise dabei der zulässige Leckleitungsdruck nicht überschritten werden.

Q

a

b

Abb. 12.25 Ovalradvolumenstromsensor. a Schema b ausgeführte Variante (KOBOLD Messring)

In Abb. 12.25 ist ein Ovalradvolumenstromsensor dargestellt, der ebenfalls nach dem Verdrängerprinzip arbeitet. Das Messelement besteht aus zwei verzahnten Ovalzahnrädern, die vom zu messenden Volumenstrom angetrieben werden. Bei jeder Umdrehung wird ein vom geometrischen Verdrängungsvolumen abhängiger Volumenstrom durch die Kammern transportiert. Mittels der zu messenden Drehzahlimpulse erfolgt die Kalibrierung und Messwertanzeige in l/min. Der zulässige Viskositätsbereich des Fluids erstreckt sich oft auf 10 – 1000 mm2/s bei einem Messfehler von r 2,5% vom Momentanwert [12.14]. Der Druckverlust über dem Sensor ist i. d. R. 4 μm(c), 4,6 μm(c), 6 μm(c), 6,4 μm(c) 10 μm(c), 21 μm(c) und 37 μm(c). Ebenfalls werden die Ergebnisse in Form von Reinheitsklassen nach ISO 4406:99, ISO 4406:87, SAE AS 4059 und NAS 1639 dargestellt. Es können Einzelmessungen, kontinuierliche Messungen, Zyklusmessungen und Bottelsamplingmessungen (mit Zusatzeinrichtung) durchgeführt werden [12.24, 12.43]. In Abb. 12.42 ist das Blockschaltbild des aus Abb. 12.41 bekannten Partikelzählers dargestellt. Außer der Partikelzählung verfügt das Gerät auch über eine Wassersättigungs- und Temperaturmessung, die zur Wassergehaltsbestimmung dient. Das Gerät ist besonders geeignet zur Messung in hydraulischen Hoch- und Niederdruckanlagen und bei dynamischen Vorgängen, wie z. B. Messung des Schmutzeintrages an hydraulischen Zylindern.

Abb. 12.42 Blockschaltbild Partikelzähler (INTERNORMEN Technology)

Das in Abb. 12.43 dargestellte Messgerät OCM 01 verfügt neben einem AchtKanal-Partikelzähler zur Reinheitsklassenermittlung gemäß ISO4406:99, SAE AS 4059 und NAS 1639 auch über Sensoren zur Messung der Wassersättigung, der Temperatur, der Viskosität und der relativen Feuchte. [12.44].

382


Abb. 12.43 OCM 01 (INTERNORMEN Technology)

Da mit diesem System auch verschäumte Öle bis zu einer Viskosität von 400 mm²/s gemessen werden können, eignet es sich auch zur Messung an Großgetrieben und aufgrund der Messung der wichtigsten Ölparameter zur Bestimmung der Fluidalterung.

Abb. 12.44 Inline – Messsystem: Anzeige- und Steuergerät CCM 01 und Inline-Sensor PFS 01 (INTERNORMEN Technology)

Kostengünstige Lösungen zur ständigen Überwachung von Hydraulik und Schmierungssystemen bieten Inline-Sensoren. Diese sind zum ständigen Verbleib in der Anlage geeignet, haben allerdings im Vergleich zu den mobilen Präzisionsgeräten einen eingeschränkten Betriebsparameterbereich. Inline-Partikelzähler sind effektiverweise im Nebenstromkreis einzusetzen [12.25]. Das Inline-

12.2 Hydraulikmessgeräte

383

Messsystem gemäß Abb. 12.44 setzt sich aus dem Inline-Sensor zur Messwertaufnahme und einem Anzeige- und Steuergerät zur Messwertverarbeitung, Steuersignalausgabe und Grenzwertüberwachung zusammen. Der Messaufnehmer PFS 01 besteht aus zwei Sensorelementen, einem Lasersensor zur optischen Partikeldetektion mit einem der Partikelgröße proportionalen Spannungsausgangssignal, sowie einem Volumenstromsensor mit einem 4 bis 20 mA Stromausgangssignal, der nach einem thermischen Verfahren arbeitet.

Abb. 12.45 Messaufnehmer PFS 01 (INTERNORMEN Technology)

Die Partikelzählung erfolgt im Nebenstrom (siehe Abb. 12.45). Von dem durch den PFS 01 fließenden Ölstrom wird mittels Vorspannventil ein Teilvolumenstrom über den Laserpartikelzählsensor und den Volumenstromsensor geleitet. Der Lasersensor wird gemäß ISO 11171 mit Teststaub (ISO-MTD) kalibriert. Er kann direkt in Leitungen für Volumenströme bis 50 l/min und bei Drücken von 50 bar eingesetzt werden [12.26]. Die Auswertung der Partikelzahlen und die Einteilung in Reinheitsklassen erfolgt nach einschlägigen Vorschriften (ISO 4406 bzw. NAS 1638) s. auch Kap.14. Eine Auswahl unterschiedlicher Partikel kann z. B. mit Metallpartikelsensoren (Abb. 12.47) erfolgen. Das in Abb. 12.46 dargestellte induktive Messprinzip für den Metallpartikelsensor MPM 01 erfasst metallische Partikel > 200 μm. Als Ausgangssignal wird ein Einheitsimpuls unabhängig von der Größe des detektierten Metallpartikels erzeugt. Die Einbringung des Sensors in den Hydraulikkreislauf ist für Volumenströme bis 50 l/min möglich. Die Zählung und Auswertung der Impulse sowie eine Grenzwertüberwachung erfolgt in einem zugehörigen Anzeigegerät bzw. mit anderen geeigneten Messgeräten.

a

b

c

Abb. 12.46 Induktive Messung der Metallpartikel. a Sensor ohne Partikel b Partikeleintritt c Partikelaustritt

384


Die Haupteinsatzgebiete derartiger Sensoren liegen in der Schadensfrüherkennung von Großgetrieben und bei der Überwachung der Komponentensauberkeit bei der Fertigung. Die dabei anfallenden Metallpartikel können so messtechnisch erfasst werden.

a

b

Abb. 12.47 Metallpartikelsensor. a MPS 01.2 b Messsignal (INTERNORMEN Technology)

12.2.3.2 Wassergehalt Neben der Feststoffverschmutzung ist die Kontamination (Verschmutzung) mit Wasser für Hydraulikkomponenten und Fluide eine der Hauptverschleißursachen. Es ist daher durchaus sinnvoll die Verschmutzung durch Wasser inline zu überwachen. In Abb. 12.48 ist ein entsprechendes Inline - Wasserkontaminationsmesssystem dargestellt.

Abb. 12.48 Inline-Wasserkontaminationsmesssystem WSTM 01 (INTERNORMEN Technology)


385

Im WSTM 01 ist ein Messwertaufnehmer integriert, der aus einem Feuchtesensorelement und einem Temperatursensor besteht. Der Feuchtesensor (Abb. 12.49) arbeitet auf der Basis einer Polymerfolie, die als kapazitiver Sensor fungiert. Er misst die relative Feuchte in einem Fluid, nicht aber den absoluten Wassergehalt (freies und emulgiertes Wasser), wie es mit der Karl - Fischer Titrationsmethode möglich ist. Die Bewertung der Messung erfolgt mit der in Abb. 12.50 am Bsp. von HLP 46 dargestellten Kurve. Der experimentell bestimmbare Kurvenverlauf ergibt sich bei 100% Sättigung des Fluids mit Wasser. obere Elektrode Polymer-Dünnfilm

untere Elektrode Glassubstrat a

b

Abb. 12.49 Feuchtesensor. a Schematischer Aufbau b ausgeführter Sensor

In der Praxis ist es allerdings so, dass gebundenes Wasser weit weniger schädlich als freies Wasser für das Hydrauliksystem ist und somit die Kenntnis des Sättigungszustandes oftmals wichtiger als der absolute Kontaminationswert ist. Zudem ist der Sättigungswert temperaturabhängig, so dass mit der Sättigungsmessung unterschiedliche Gefährdungszustände für das Hydrauliksystem bei unterschiedlichen Betriebszuständen erkannt werden können. Oberhalb eines Sättigungszustandes von 70 % kann bereits von der Wahrscheinlichkeit des Vorhandenseins geringer Anteile von freiem Wasser ausgegangen werden. 900 800 Wassergehalt [ppm]

700 600 500 400 300 200 100 0 0

10

20

30

40 50 60 Temperatur [°C]

Abb. 12.50 Wassersättigungskurve bei 100%-Sättigung für HLP 46

70

80

386


12.2.3.3 Kalibrierung Eine Kalibrierung von Partikelzählern ist keine triviale Aufgabe, da nicht nur eine Zählung der Partikel erfolgt, sondern diese größenbezogen in Klassen eingeteilt erfasst werden müssen. Das ist nur machbar, wenn eine mit entsprechend sinnvoller Größenverteilung von Partikeln vorliegende Flüssigkeit kontaminiert wird. Seit geraumer Zeit wurde der Teststaub ACFTD (Air Cleaner Fine Test Dust) zur Kalibrierung von automatischen Partikelzählern eingesetzt. Die Kalibrierung basierte auf der alten ISO 4406. Da 1992 die Produktion des Teststaubes von der Firma AC Rochester (USA) eingestellt wurde, mussten neue Normen geschaffen werden. Mit der ISDO 12103-1 wurden vier Teststäube genormt, wobei einer für die Kalibrierung der Partikelzählgeräte und für Multipass-Tests ausgewählt wurde. In Folge der Änderung des Teststaubes wurden geänderte Kalibrierverfahren eingesetzt. Mit der ISO 11171 wird nunmehr als Partikelgröße der Durchmesser eines flächengleichen Kreises definiert. In der Praxis ist der Teststaub auch unter den Namen „Arizonasand“ bekannt. Die Grundlage der Kalibrierung der in Reinheitsklassenmessgeräten eingesetzten optischen Sensoren bildet die ISO 11171 Hydraulik fluid power Calibration of automatic particle counters for liquids. In dieser ISO-Norm werden unter anderem die Partikelgrößenkalibrierung und die Ermittlung anderer Sensorkenngrößen wie der Sensorauflösung und des Koinzidenzfehlers geregelt. Bei der primären Partikelgrößenkalibrierung werden NIST Primärkalibrierlösungen verwendet. Diese Lösungen bestehen aus mit ISO MTD (Medium Test Durst) RM8631nach ISO 12103.1 versetztem Hydrauliköl. Für diese Kalibrierlösung (Abb. 12.51) ist die kommulative Größenverteilung der enthaltenen Partikel im Bereich von 1…30 μm Partikeldurchmesser pro 1ml angegeben und zertifiziert. Die Feinstaubkonzentration in der Kalibrierlösung beträgt 2,8mg/l.

Abb. 12.51 Kalibrierlösung (INTERNORMEN Technology)

Das Prinzip der Kalibrierung besteht darin die Kalibrierlösung mit dem Sensor bei konstantem Volumenstrom auszuzählen und durch Einstellen der Schwell-


387

werte an einem Mehrkanalzähler die im Zertifikat angegebene Partikelverteilung als Zählergebnis nachzubilden. Die Kalibrierkurve (Schwellwerte (mV) in Abhängigkeit von der Partikelgröße (μm)) des Sensors wird aus den ermittelten Schwellwerten von 18 unterschiedlichen Partikelgrößen gebildet. Die Primärkalibrierung wird in der Regel mit einem automatischen Laborpartikelzählsystem vorgenommen. .

Abb. 12.52 Kalibrierprüfstand (INTERNORMEN Technology)

Der Prüfstand gemäß Abb. 12.52 dient zur Kalibrierung der in den Geräten CCS4 und OCM01 verwendeten Sensoren. Die dabei realisierte Sekundärkalibrierung beruht auf einem Abgleich der zu kalibrierenden Sensoren mit einem primär nach ISO11171-6 kalibrierten Mastersensor. Der Prüfstand selbst ist nach den Vorgaben der ISO 11943 Hydraulic fluid power – Online automatic particle countings for liquids – Methods of calibration and valdation konzipiert. Als Prüfteststaub wird ebenfalls der Feinstaub RM 8631 in einer Konzentration von 2,8mg/l verwendet. Der Mastersensor und der Prüfling sind bei der Sekundärkalibrierung in unmittelbarer Nähe zueinander in Reihe geschaltet. Der Prüfstand ist so gestaltet, dass nach einer Einlaufphase von ca. 1h eine gleichmäßige Partikelverteilung im Öl gewährleistet ist. Auf der Grundlage gleichzeitiger Messungen bei konstantem Volumenstrom mit 8 Zählkanälen erfolgt ein automatischer Abgleich des Prüflings auf die Zählergebnisse des Mastersensors. Der Abgleich wird bis zu einer Abweichung der Partikelzahlen von Prüfling und Master 4μm, < 6μm und > 14μm durchgeführt und ein Werkszertifikat

388


erstellt. Die Sekundärkalibrierung der Sensoren sollte 1mal pro Jahr wiederholt werden. 12.2.4 Der PC als Messgerät Der in Abb. 12.53 dargestellte Aufbau zeigt das schematische Signalflussbild einer Messanordnung unter Nutzung eines PC mit Schnittstellenkarte. Die Messwerte können z. B. mittels Notebook und PCMCIA (Personal Computer Memory Card International Association) verarbeitet und ausgewertet werden. Die Messkarten besitzen oft mehrere genormte Spannungseingänge von |0 – 10 V|, die bei entsprechender Konfiguration von handelsüblichen Sensoren genutzt werden können. Wichtig für die Messungen ist die Berücksichtigung der kleinsten Schrittweite, die der kleinsten darstellbaren Spannungsänderung 'U des Messsystems entspricht. Besitzt die Messkarte z. B. eine Auflösung von 12 bit, kann 'U mit Gl. (12.29) berechnet werden. Messbereich

(12.29) 212bit 1 Die Verwendung derartiger Messanordnungen ist vor allem für die laborative Messpraxis von Bedeutung, da unter Einsatz geeigneter Software auf die Bedürfnisse des Anwenders speziell zugeschnittene Programme eingesetzt werden können. 'U

Abb. 12.53 Schema einer Messstrecke mit Notebook und PCMCIA-Karte


389

Der Desktop kann als virtuelles Messgerät gestaltet werden. Die Messwertverarbeitung und -auswertung ist sehr individuell und flexibel möglich. In derartigen Messaufbauten können nahezu alle in der Hydraulik üblichen Sensoren angeschlossen werden. Der in Abb. 12.53 eingezeichnete D/A Wandler für den Volumenstrom und die Drehzahl wurden bewusst gewählt, um die Messwertverarbeitung in der PCMCIA-Karte für die digitalen Signale ohne Anwendung sehr zeitintensiver Messroutinen durchführen zu können.

Abb. 12.54 Datenerfassunggerät NI USB-6229 (NATIONAL INSTRUMENTS)

Ebenso können externe Multifunktions-Datenerfassungsgeräte an den PC angeschlossen werden. Das in Abb. 12.54 dargestellte System von NATIONAL INSTRUMENTS [12.45] kann u. a. mit LabView, Visual Basic 6 und C/C++ betrieben werden. Unter Nutzung der Software ist der Anwender in einer sehr komfortablen Situation, da er umfassende Mathematikmodule nutzen kann und sich selbst virtuelle Messgeräte erstellen kann. Allerdings ist der dazu erforderliche Aufwand nicht zu unterschätzen, vor allem wenn keine ausreichenden Programmierkenntnisse vorhanden sind. In Abb. 12.55 ist ein Beispiel eines Bildschirmes des Notebook dargestellt, das mit einem LabView Programm erstellt wurde. So können u. a. die Messdaten grafisch dargestellt und in ASC II-Code ausgegeben und mit MS-Excel oder anderen Programmen weiter verarbeitet werden. In Kraftfahrzeugen werden modifizierte Sensoren verbaut, die den entsprechenden Medien, der Belastung und der Lebensdauer des Kfz angepasst sind. Bedingt durch die Stückzahlen können auch preislich günstige Sensoren verwendet werden, die eine ausreichende Genauigkeit aufweisen. Des Weiteren sind die Sensoren in Regelsysteme integriert, die unterschiedliche Aufgabenstellungen ermöglichen und mit Hilfe der Bussysteme verbunden sind. In der Vergangenheit waren die meisten Messgeräte schon von der Anschauung her als solche erkennbar. Durch den zunehmenden Einsatz von Bussystemen und den Gebrauch von Laptops haben sich neue Kategorien von Messadaptern herausgebildet. In Abb. 12.56 sind zwei Systeme dargestellt, die unterschiedliche Aufgaben haben. Die Multibox (Abb. 12.56 a) gestattet den Anschluss von vier Sensoren. Die Daten werden in der Box aufbereitet und die Datenübertragung an

390


den PC erfolgt mittels USB-Kabel. Ein modifiziertes Gerät besitzt einen internen Speicher (SD-Karte) und kann so die Messdaten speichern und als autonomer Datenlogger arbeiten. Konfiguration und Programmierung erfolgen mit dem angeschlossenen PC, danach kann die USB-Verbindung getrennt werden. Der Einsatz als Datenlogger ist vor allem im mobilen Bereich bei der Erprobung von Maschinen von Interesse [12.46, 12.47].

Abb. 12.55 Programm LabVIEW und Auswertebildschirm [12.27]

Die in Abb. 12.56 b dargestellte CAN-Adapterbox stellt eine Schnittstelle zwischen herkömmlichen analogen Signalen bzw. Signalen von Frequenzsensoren (Drehzahl und Volumenstrom) und der reinen Digitaltechnik dar. Die Signale der angeschlossenen Sensoren werden automatisch digitalisiert und über das CANopen-Protokoll digital zum Messgerät übertragen oder aber wunschweise auch in den Datenstrom der zu prüfenden Anlage oder Maschine eingebunden. Diese Kategorie von Messgeräten wird zukünftig beträchtlich an Bedeutung gewinnen.

a

b

Abb. 2.55 Messadapter (Hydrotechnik). a Multibox b CAN Adapterbox

12.3 Software

391

12.3 Software Derzeit handelsübliche Hydrotester sind entweder sehr einfache Messgeräte zur Anzeige von hydraulischen Messgrößen oder sehr vielseitig einsetzbare Messgeräte, die einen integrierten Messwertspeicher haben und eine sofortige grafische Darstellung der Messdaten ermöglichen bzw. die Daten auf einen PC übertragen. Dazu sind entsprechende Software und Datenkabel notwendig, die den Datentransfer ermöglichen [12.28]. Zu den in Abb. 12.38 und Abb. 12.39 dargestellten Messgeräten gibt es PC-Programme, die unter verschiedenen Betriebssystemen eine relativ umfassende Auswertung gestatten [12.29]. Der Schwerpunkt liegt auf der zeitbezogenen gleichzeitigen Darstellung der Messgrößen oder den aus einfachen Rechenoperationen gewonnenen Kenngrößen, wie z. B. volumetrischer Wirkungsgrad oder hydraulische Leistung. Durch mehrmalige Glättung, Zoomfunktion und numerische Anzeige von grafisch ausgewählten Daten ergeben sich weitere Anwendungen. In Abb. 12.57 ist ein Datenschrieb als Anwendungsbeispiel dargestellt [12.48]. Sind komplexere mathematische Auswertungen notwendig, so empfiehlt es sich, die Daten in ASC II-Code zu konvertieren und mathematisch orientierte Software zu nutzen [12.30].

Abb. 12.57 Beispiel für eine Datenoberfläche HYDROcom 6 (Hydrotechnik)

13 Diagnose und Zuverlässigkeit

Die Abnutzung ist eine Hauptursache für die Schädigung von Maschinenbauteilen. Sie führt u. a. zur Veränderung der Abmessungen, der Form oder der Oberflächenbeschaffenheit und damit zur Veränderung der Eigenschaft jeweiliger Baugruppen, in denen die Einzelteile eingesetzt sind. Die Abnutzung kann auf mikrogeometrische Bereiche und Maschinenteile begrenzt bleiben, sie kann aber auch zur völligen Zerstörung der Baugruppen führen. Der Abnutzungsprozess ist von sehr vielen Faktoren abhängig, so dass, bedingt durch den stochastischen Charakter, keine allgemeingültigen Gesetze zu erwarten sind. Es können nur Aussagen unter definierten Bedingungen gemacht werden. Da bei sämtlichen mechanisch bewegten Maschinenbauteilen Abnutzung auftritt, ist sie bzw. ihre zeitliche Änderung die zentrale Größe zur Beurteilung des technischen Zustandes.

13.1 Allgemeine Grundlagen Jedes technische Objekt unterliegt einer Schädigung, wobei gemäß Abb. 13.1 die Abnutzung der Oberbegriff für eine Veränderung ist, die sich aus Verschleiß, Korrosion, Ermüdung und/oder Alterung ergibt. Die einsatzbedingte Beanspruchung hat jeweils eine charakteristische Abnutzung zur Folge, die bei Überlastung (starke übermäßige Beanspruchung) ihren zeitlichen Verlauf ändert.

Abb. 13.1 Schädigungsarten für technische Objekte nach [13.1]


394


Die eingesetzten Materialien und die Einsatzbedingungen bestimmen die zutreffenden Abnutzungsarten. In [13.2] wurde nachgewiesen, dass zumindest für Hydraulikpumpen und -motoren der Verschleiß die charakteristische Kenngröße für die Abnutzung ist. Außerdem geht schon aus der Definition der Begriffe in Abb. 13.1 hervor, welche Anteile zu berücksichtigen sind. Grundlegend ist zu unterscheiden, ob eine Analyse von Ausfalldaten erfolgen soll oder der zeitliche Verlauf der Schädigung von Interesse ist. Erster Fall ist für den Anwender und Betreiber von Maschinen mit hydraulischen Baugruppen weniger interessant, da er Aussagen über konkrete Einzelobjekte benötigt und Mittelwerte dafür nicht geeignet sind. Für den Hersteller von Hydraulikbaugruppen dagegen ist dieser Sachverhalt schon von Interesse, da so die Zuverlässigkeit insgesamt mit den in Abb. 13.2 dargestellten Kategorien erfasst werden kann.

Abb. 13.2 Ausfallverhalten technischer Objekte

Der Grundgedanke der Auswertung von Ausfalldaten beruht auf der mathematischen Statistik [u. a. 13.3–13.5, 13.11]. Nach Klassierung der vorhandenen Ausfalldaten können unter Berücksichtigung von Tabelle 13.1 die in Tabelle 13.2 dargestellten Zuverlässigkeitskenngrößen berechnet werden. Tabelle 13.1 Schädigungsarten und zugehöriger mathematischer Verteilungstyp Schädigungsart Verschleiß Korrosion Ermüdung Reine Zufallsausfälle Frühausfälle Mischschädigung

Verteilungstyp Normalverteilung, Weibullverteilung Normalverteilung Lognormalverteilung, Weibullverteilung Exponentialverteilung Lognormalverteilung Normalverteilung, Weibullverteilung, Exponentialverteilung

13.1 Allgemeine Grundlagen

395

Tabelle 13.2 Grundbeziehungen zur Bestimmung von Zuverlässigkeitskenngrößen Kenngröße

theoretisch

Verteilungsdichte der Ausfallzeitpunkte

f (t )

Überlebenswahrscheinlichkeit

R (t )

Ausfallwahrscheinlichkeit

F(t )

Ausfallrate

O (t )

dF(t )

empirisch (13.1)

f (t ) |

³ f (t ) dt

(13.3)

R(t ) |

1 R(t )

(13.5)

F(t ) |

(13.7)

O (t ) |

dt f t

f (t ) R(t ) f

1

'n (t ) N 0 't N (t )

N0 n (t )

(13.2)

(13.4)

(13.6)

N0 'n ( t ) N ( t ) 't

(13.8)

N

t1 | ¦i 01 t i (13.10) Mittlere Zeit bis zum ersten t1 ³ R (t ) dt (13.9) N 0 Ausfall 0 N0 Anzahl der ausgefallenen Elemente, N(t) Anzahl der zum Zeitpunkt t ausgefallenen Elemente, n Anzahl aller betrachteten Elemente, n(t) Anzahl der bis zum Zeitpunkt t betrachteten Elemente

Für den ausgewählten Verteilungstyp muss ein statistischer Test hinsichtlich einer möglichen Ablehnung der Funktion durchgeführt werden [13.5]. Der nunmehr bekannte Funktionstyp gestattet Verallgemeinerungen über die untersuchten Baugruppen. Dabei ist es zweckmäßig, die Zeitachse leistungsbezogen zu gestalten, was u. a. durch Betriebsstundenzähler oder den Kraftstoffverbrauch in Fahrzeugen möglich wird. In Abb. 13.3 ist für ausgewählte Zuverlässigkeitskenngrößen der qualitative Verlauf dargestellt, der das Anliegen der Untersuchungen verdeutlicht.

Abb. 13.3 Verteilungsdichte der Ausfallzeitpunkte f (t ) , Überlebenswahrscheinlichkeit R(t ) und Ausfallrate O (t ) in Abhängigkeit von der Einsatzzeit t

Für viele Betreiber von Maschinen mit hydrostatischen Antrieben ist es notwendig, den Schädigungszustand der wesentlichen hydraulischen Baugruppen zu kennen.

396


Abb. 13.4 Abnutzung als Funktion von der Nutzungsdauer t

Abb. 13.5 Einflussfaktoren auf den Leckölstrom

Generell kann der zeitliche Verlauf der Abnutzung, die in der Technik oft mit einer Vergrößerung von Spaltmaßen verbunden ist, gemäß Abb. 13.4 dargestellt werden. Die zunehmende Abnutzung durch Verschleiß äußert sich bei rotatorischen hydraulischen Baugruppen durch Zunahme des Leckvolumenstromes, der seinerseits vom Betriebspunkt abhängig ist (s. Kap. 3 und 6). In Abb. 13.5 ist der Zusammenhang qualitativ dargestellt Für die Beurteilung von Baugruppen mit mehreren Verschleißpaarungen ist es zweckmäßig, solche charakteristischen Paarungen auszuwählen, die am besten den effektiven Einsatz der Baugruppen charakterisieren. So gilt z. B. als wesentliche Größe für hydraulische Baugruppen der volumetrische Wirkungsgrad. Eine Beurteilung des Zustandes der Baugruppen setzt eine zeitliche Analyse der Verschleißänderung voraus. Werden hierzu, wie in Abb. 13.5 dargestellt, absolute Messwerte verwendet, besteht das Problem, dass die Aussagen nur reproduzierbar und vergleichbar sind, wenn immer wieder unter gleichen Bedingungen (Druck, Drehzahl, Viskosität des Fluides) gemessen wird. Da diese Forderung nur unter Laborbedingungen einzuhalten ist, wird der Schädigungszustand S eingeführt, der den Quotienten des äußeren Leckölstromes von neuen und verschlissenen Baugruppen QL1/QLx darstellt [13.2, 13.6 und 13.7]. Die dimensionslose Kennzahl S drückt betriebspunkt-unabhängig den technischen Zustand aus. Wird der Schädigungszustand als Funktion der Einsatzzeit betrachtet, ergibt sich der in Abb. 13.6 dargestellte Sachverhalt. Die Aussonderungsgrenze ist dabei vom Betreiber der Maschinen oder Anlage aus technischen (Verschleißgrenzmaße) und/oder ökonomischen (Energieeinsatz, Ausfallkosten, Reparaturfähigkeit der jeweiligen Hydraulikbaugruppe) Gesichtspunkten festzulegen. In Abb. 13.6 ist die sich aus den Messwerten ergebende Ausgleichsgerade (voll gezeichnete Linie) eingezeichnet. Aus dem bis zum Erreichen des Aussonderungsgrenzwertes extrapolierten Wert kann die noch nutzbare Restnutzungsdauer ermittelt werden, wenn zukünftig davon ausgegangen wird, dass sich die Einsatzbedingungen nicht ändern (Verlängerung der Ausgleichsgeraden). Ändern sich dagegen die Einsatzbedingungen dahingehend, dass eine Erhöhung der Belastung eintritt, so verkürzt sich die zu erwartende Lebensdauer. Ein Beispiel dafür ist gestrichelt eingezeichnet. Dieser Sachverhalt kann ebenfalls erfasst werden, indem

13.2 Hydraulikdiagnose

397

mathematisch mit den Mitteln der Wahrscheinlichkeitsrechnung untersucht wird, ob die Funktion der letzten Messwerte zufällig von einer Funktion aus weiter zurückliegenden Werte abweicht. S

Q L1 Q Lx

(13.1)

QL1 Leckölstrom neuer Baugruppe für definierten Betriebspunkt QLx Leckölstrom verschlissener Baugruppe für definierten Betriebspunkt.

Abb. 13.6 Schädigungszustand für Hydrauliksysteme

Aus den so gewonnen Ergebnissen können notwendige Maßnahmen zur Zuverlässigkeitserhöhung und Optimierung der Instandhaltung abgeleitet werden. Die unmittelbare Umsetzung dieser allgemeinen Erkenntnisse setzt voraus, dass Messwerte unter konkreten Bedingungen so analysiert werden, dass der Schädigungszustand als Grundlage für eine Restnutzungsdauerprognose dient.

13.2 Hydraulikdiagnose In Abb. 13.7 sind die prinzipiellen Möglichkeiten der Diagnose dargestellt, wobei zwischen permanenter und periodischer Diagnose unterschieden wird. Erstere gewinnt durch immer komplexere Hydrauliksysteme zunehmend an Bedeutung, da sowohl sicherheitstechnische Aspekte berücksichtigt werden können, als auch eine ständige Überwachung der Hydraulikanlage möglich wird. Die Umsetzung dieser Erkenntnisse setzt voraus, dass Messtechnik an den Maschinen angeschlossen werden kann. Was für Druck, Temperatur und Drehzahl relativ einfach ist, bereitet dagegen für den Volumenstrom erhebliche Probleme, da

398


dieser durch den Sensor fließen muss. Daraus ergibt sich, dass oft andere Diagnoseverfahren angestrebt werden, die die Volumenstrommessung umgehen. Tabelle 13.3 enthält die bekanntesten Verfahren. Diagnose

Permanente Diagnose

Periodische Diagnose

Abb. 13.7 Gesamtübersicht Diagnosearten

Tabelle 13.3 Ausgewählte Diagnoseverfahren Verfahren Aussage direkte Messung eindeutige Bestimmung von Kennzahlen p, n, Q und T

Besonderheiten von - Anbringung der Sensoren (vor allem für Volumenstrom), - einfaches und sicherstes Verfahren (auch als Komplexverfahren für geschlossene Systeme möglich)

Temperaturdifferenzmessung

Leckölverluste über Tempera- - Kennlinie muss für jede Baugruppe turmessung bestimmbar aufgenommen werden, - einfache Anbringung der Sensoren

Vibroakustik

Schwingbeschleunigung bzw. - die zu ermittelnde Verschleißstelle -geschwindigkeit liefert Aussage muss eine Signaländerung bewirken , über den techn. Zustand (Spiele) (für Kv nicht immer gegeben) - aufwendige Messtechnik

Partikelzähler

klassierte Analyse der Schmutz- - oft On-line-Betrieb möglich, partikel und/oder Reinheits- - vorhandene Messanschlüsse können klassen genutzt werden, - Vergleich der Aussagen von Messgeräten verschiedener Herstellern (oft problematisch)

Fluidanalyse

Abrieb kann z. B. über Legierungsbestandteile den Veschleißstellen zugeordnet werden

bei kleineren Hydraulikanlagen liegt der Abrieb häufig unter der statistisch sicheren Nachweisgrenze (Aussage oft problematisch)

Die direkte Messung von p, Q, n und T setzt voraus, dass unter vergleichbaren Bedingungen gemessen wird, was unter nichtstationären Einsatzbedingungen kaum erfüllbar ist, so dass nur der Weg verbleibt, die charakteristischen Kenngrößen z. B. S = f(Q, p, n, T) numerisch zu bestimmen. Diese Funktionen sind vom Hersteller der hydraulischen Baugruppen für den Neuzustand bekannt, da von ihm die Kennlinien zur Qualitätsbewertung benötigt werden. Sie werden aber in einschlägigen Unterlagen derzeit oft nicht ausgewiesen.

13.2 Hydraulikdiagnose

399

Der dimensionslose Schädigungszustand S wird aus den Quotienten zweier unter gleichen Bedingungen aufgenommener Messwerte bei unterschiedlicher Schädigung (hier oft Alter der Baugruppe) bestimmt. Für den Neuzustand ist sinnvollerweise von einer Funktion auszugehen, da so beliebige Messwerte berücksichtigt werden können. Die Funktionen sind im Allg. vom Typ der Gl. (13.2), wobei die Koeffizienten experimentell zu bestimmen sind Q

a 0 p a1 n a 2 T a3 .

(13.2)

Mit Gl. (13.2) kann der Förderstrom einer neuen Pumpe für den Betriebspunkt berechnet werden, bei dem die Messung erfolgte. Aus der Differenz von theoretischem Förderstrom und gemessenem bzw. mit Gl. (13.2) berechnetem Wert ergeben sich die Leckölströme. Aus ihnen kann mit Gl. (13.3) der Schädigungszustand S berechnet werden. Er ist eine vom Betriebspunkt unabhängige konstante Kennzahl, die sich im Wertebereich von 1 – 0 ergibt. Damit ist S als Funktion der Zeit häufig durch eine lineare Funktion beschreibbar S

(V H n) Q( p ,n,T ) Q Lx ( p ,n,T )

.

(13.3)

Im Allgemeinen wird es also sinnvoll sein, Volumenstromsensoren zu entwickeln, die ohne großen Vorbereitungsaufwand in den Kreislauf direkt eingebracht werden können, so dass eine permanente Nutzung in der Maschine oder Anlage möglich ist. Zur Umsetzung dieser Problematik gibt es Sensoren und Messtechnik zahlreicher Hersteller, die im konkreten Einzelfall auszuwählen sind. Ein weiteres Problem besteht darin, die richtige Software zu schaffen, um die permanent anfallenden Daten so zu verarbeiten, dass die gewünschten Aussagen sowohl für den Betrieb der Maschine oder Anlage, als auch für den Einsatzverantwortlichen überschaubar bereitgestellt werden. Das in Abschn. 12.1.5.4 vorgestellte thermodynamische Verfahren zur messtechnischen Erfassung des Verschleißes von Hydraulikkomponenten, wird nachfolgend am Beispiel einer Axialkolbenpumpe dargestellt, die mit einer neuen bzw. verschlissenen Schrägscheibe ausgerüstet wurde. Werden die Temperatursensoren im Zulauf und im Ablauf ('TZU–Ab) der Pumpen bzw. Motoren angebracht, so ergeben sich mit zunehmendem Verschleiß größere Temperaturdifferenzen. Die beiden oberen Kurven in Abb. 3.8 stellen die Messwerte der Fördermenge der Pumpe dar, wobei der Verschleiß eindeutig zum Ausdruck kommt. Die beiden unteren Kurven ergeben sich aus den gemessenen Temperaturdifferenzen. Auch hier ist der Verschleiß messtechnisch nachweisbar, der Unterschied gegenüber einer neuen Pumpe ist relativ gering und kommt erst bei höheren Drücken stärker zum Ausdruck. Die Anwendung dieses Verfahrens ist bisher jedoch hauptsächlich auf stationäre Prozesse bzw. permanente Diagnose beschränkt, so wie es u. a. im Flugzeugbau der Fall ist. Zukünftig werden sich sicher auch in der Mobilhydraulik und Fahrzeughydraulik für große komplexe Maschinen neue Anwendungsfälle ergeben.

400


12

3,5

Volumenstrom Q [l/min]

2,5 8 2 6 1,5 4 1

2

Temperaturdifferenz 'T [K]

3

10

0,5

0 0

20

40

60

80

100

0 120

Druck p [bar]

Abb. 13.8 Hydraulikdiagnose am Beispiel einer Axialkolbenpumpe

Vibroakustische Diagnoseverfahren verwenden den Körperschall oder den Luftschall als Informationsträger für den Beschleunigungssensor. Für derartige Messungen ist eine komplizierte Mess- und Auswertetechnik notwendig. Da aus den Messsignalen auf die Veränderung des Verschleißes oder besser auf den volumetrischen Wirkungsgrad geschlossen werden soll, sind die Messdaten ohne komplizierte mathematische Operationen, wie u. a. die FFT (Fast Fourier Transformation), nicht aussagefähig. Hinzu kommt noch, dass die Hauptursache für den Verschleiß in Pumpen und Motoren die Veränderung der Oberfläche von wenigen Einzelteilen ist, wodurch keine Veränderung des Schwingungsverhaltens entsteht. Dieses Verfahren spielt in der Hydraulikdiagnose nur eine untergeordnete Rolle [13.8]. Die Durchführung der Partikelanalyse kann durch unterschiedliche Methoden erfolgen. So besteht die Möglichkeit, dem Hydrauliksystem Fluid in Form einer Flaschenprobe zu entnehmen und diese unter Laborbedingungen auszuwerten. Die Auswertung im Labor durch mikroskopische Partikelzählung nach ISO 4406 oder automatische Partikelzählung führt auch bei extremen Proben (sehr hohe Partikelzahlen, hoher Wasseranteil, unterschiedlichste Fluide, ungelöste Luft im Fluid) zu verwertbaren Ergebnissen. Dies ist begründet durch die Möglichkeit, die zu analysierenden Proben vor der Auswertung aufzubereiten und der Auswertemethodik anzupassen. Zu beachten ist dabei, dass die Qualität der Auswertung entscheidend von der Qualität der Probenentnahme abhängt und diese unbedingt durch qualifiziertes Personal durchgeführt werden muss [13.9]. Zudem ist eine Probenentnahme unter dynamischen Betriebsbedingungen nur sehr schwierig oder gar nicht durchführbar. Eine Überwachung der Qualität des Fluides beschränkt sich daher in der Praxis oft auf die Probenentnahme im Tank. Die daraus gewonnenen Ergebnisse sind nur bedingt für die gesamte Anlage repräsentativ. Als Nachteil sind natürlich auch die entstehenden Kosten sowie der zeitliche Versatz zwischen Probenentnahme und Ergebnisermittlung anzuführen.

13.3 Anwendung der Hydraulikdiagnose

401

Moderne Reinheitscontroller arbeiten im On-line-Betrieb, der es ermöglicht, die Partikelanalyse unter Betriebsbedingungen an unterschiedlichsten Messpunkten direkt an der Anlage durchzuführen, also auch und vor allem an den Hydraulikkomponenten, die besonders empfindlich auf Feststoffverschmutzung reagieren (z. B. Servoventile, Proportionalventile, Hochdruckpumpen). Darüber hinaus ermöglicht die Auswertung der Messergebnisse eine sofortige Reaktion, wie die Ausgabe von Alarmfunktionen oder Steuersignalen für eine Nebenstromfiltration. Ausgehend von der Tatsache, dass alle infolge von Verschleiß hydraulischer Baugruppen im Fluid befindlichen Abriebteilchen als Ausgangsbasis für die Diagnose genutzt werden können, kann mittels eines Spektrometers das Fluid als Informationsträger genutzt werden. Allerdings ist zu beachten, dass die notwendige Konzentration der Teilchen aufgrund der Baugröße, die oft der unteren Nachweisgrenze der eingesetzten Messtechnik entspricht, nicht erreicht werden kann und demzufolge dieses Verfahren mit den derzeit möglichen Einsatzgrenzen für Hydraulikanlagen von Baumaschinen, Landmaschinen und stationären Hydraulikanlagen oft nicht geeignet ist [13.2].

13.3 Anwendung der Hydraulikdiagnose Die praktikable Anwendung der Hydraulikdiagnose Beispielen von rotatorischen Hydraulikkomponenten spiel zeigt einen Hydraulikprüfstand der speziell stimmung des Schädigungszustandes an der HTW [13.12].

Abb. 13.9 Lehrversuchsstand Hydraulikdiagnose.

wird nachfolgend an zwei dargestellt. Das erste Beizur messtechnischen Bein Dresden gebaut wurde

402


Der in Abb. 13.9 dargestellte Versuchsstand, besitzt vier separat nutzbare Hydraulikpumpen (Zahnradpumpen) mit unterschiedlichen Schädigungszuständen, die je von einem Elektromotor angetrieben werden. Der Aufbau wurde in dieser Art gewählt, um keine aufwendigen Umbauarbeiten realisieren zu müssen. Durch statistisch ausreichende Wiederholung der Messungen von Drücken, Drehzahlen, Temperaturen und Volumenströmen für ausgewählte Betriebspunkte, können die Koeffizienten für die Gl. 13.2 berechnet werden, so dass für den verwendeten Pumpentyp Gl. 13.4 gilt Qeff ,neu >l / min @ (0,0076) p>bar @ 0,0106 n>U / min @ ( 0,037) T >qC @ . (13.4)

Mit der Gl. (13.4) kann für diesen Pumpentyp in einem festzulegenden Intervall der effektiv geförderte Volumenstrom für den Neuzustand Qeff,neu (ohne Verschleiß) rechnerisch bestimmt werden. Aus der Differenz von theoretischem Volumenstrom Qth (vgl. Gl. 6.1) und dem gemessenen effektiven Volumenstrom Qeff kann für jeden Betriebspunkt der Leckölstrom Ql berechnet werden. Der sich ergebende Zusammenhang ist in Abb. 13.10 für die drei unterschiedlich verschlissenen Hydraulikpumpen dargestellt. 3,0

3

Leckvolumenstrom [l/min]

2,5 2,0 1,5

2

1,0

1

0,5 0,0 10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Druck [bar]

Abb. 13.10 Der Leckölstrom als Funktion vom Druck bei konstanter Pumpendrehzahl und konstanter Öltemperatur. 1 – 3 Pumpennummer mit unterschiedlichen Schädigungszustand

Durch tabellarische Erfassung der Messwerte und Berechnung der betriebspunktbezogenen Leckölströme kann mit Gl. (13.5) der Schädigungszustand S der verschlissenen Pumpen bestimmt werden. Wird davon ausgegangen, dass die zurückliegende Nutzungsdauer der Pumpen bekannt ist, kann aus der zeitbezogenen Darstellung des Schädigungszustandes die Restnutzungsdauer bestimmt werden.

S

Q L1 Q Lx

Qth Qeff , neu Qth Qeff ,Pr üf

(13.5)

13.3 Anwendung der Hydraulikdiagnose

403

Dazu ist der Aussonderungsgrenzwert festzulegen und die Auswertung kann z. B. so erfolgen, dass angenommen wird, dass die Schädigungszustände eine Hydraulikpumpe betreffen sollen, die zu unterschiedlichen Zeitpunkten diagnostiziert wurde. In Abb. 13.11 ist die so ermittelte zeitliche Änderung des Schädigungszustandes dargestellt.

Schädigungszustand S

1 0,8 0,6 0,4 0,2 0 0

2000

4000

6000

8000

10000

Betriebsstunden Abb. 13.11 Mittlere Änderung des Schädigungszustandes für die Zahnradpumpen des Lehrversuchstandes (Abb. 13.9)

Das zweite Beispiel betrifft das Verschleißverhalten von Axialkolbensystemen in Raupenbaggern, das u. a. in [13.2] untersucht wurde. Die in Abb. 13.12 enthaltenen Zusammenhänge sind nur für den speziellen Anwendungsfall gültig, können aber prinzipiell für alle rotatorischen hydraulischen Baugruppen analog erarbeitet werden.

Abb. 13.12 Mittlere Änderung des Schädigungszustandes für Hydraulikpumpen und -motoren. Fw Fahrwerksmotor, Dw Drehwerksmotor, Pu Hydraulikpumpe

404


Mit der zeitlichen Zuordnung des Schädigungszustandes kann der Schädigungsänderungswinkel ß gemäß Abb. 13.12 eingeführt werden, der die Ausgangsbasis für charakteristische Beanspruchungen der Baugruppen darstellt. Eine entsprechende Analyse der Bedingungen in Baggern ergab z. B. durch Auswertung der Leistungsspektren der Druckpulsation, dass nachfolgende Hauptverschleißursachen für Pumpen, Fahrwerksmotoren und Drehwerksmotoren auch funktionell bestimmt werden können, um eine Abschätzung für die Restnutzungsdauer durchführen zu können. Hauptursachen für die Schädigung sind gemäß [13.7] : bei Fahrwerksmotoren die Druckpulsation (Einsatzbedingungen), bei Drehwerksmotoren die Betätigungshäufigkeit (Durchlaufen der Mischreibungsgebiete) und bei Pumpen die Laufzeit (Betriebsstunden). Die Restnutzungsdauerprognose ist für folgende Varianten möglich: Vorhersage unter konstanten Einsatzbedingungen, Vorhersage unter wechselnden Einsatzbedingungen oder Vorhersage ohne Kenntnis der bisherigen Bedingungen. Die Problematik ist vor allem für den Betreiber von Maschinen mit wechselnden Einsatzbedingungen und mobilem Einsatz, z. B. von Baumaschinen mit Einsatzorten, die eine große Entfernung vom Hauptsitz der Firma haben, äußerst interessant, um evtl. Folgekosten, bedingt durch unplanmäßige Ausfälle, möglichst gering zu halten. Verschleiß tritt immer auf, er kann aber z. B. durch konstruktive Maßnahmen (Material, Gestaltung der Hydraulikkreisläufe u.ä.), durch die Qualität und Reinheit des Fluides sowie die äußere Beanspruchung wesentlich beeinflusst werden. Betrachtet man reale Einsatzbedingungen von Baumaschinen, so ergibt sich oft die Notwendigkeit, den zeitlichen Verlauf des Leistungsbedarfs, des Wirkungsgrades bzw. einzelner hydraulischer Messgrößen zu ermitteln. Eine tiefergehende Betrachtung hinsichtlich der Auswertung der Messdaten in interessierenden Zeitintervallen oder Klärung der Ursachen für evtl. auftretende Druckpulsationen ist möglich, indem eine Frequenzanalyse durchgeführt wird [13.10]. All das und fast jede gewünschte mathematische Verarbeitung der Messwerte ist mittels geeigneter PC-Programme ohne großen Aufwand möglich, zumal entsprechend erarbeitete Programme ständig für die jeweils aktuellen Daten genutzt werden können.

14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen

14.1 Projektierungsgrundlagen Eine Hydraulikanlage ist Teil einer Gesamtanlage oder Maschine. Unabhängig davon, ob der Anlagenkonstrukteur und der Hydraulikprojekteur ein und dieselbe Person sind oder nicht, Grundlage der Projektierung einer Hydraulikanlage sollte immer eine schriftlich festgehaltene detaillierte Aufgabenstellung sein, die gegebenenfalls vor einem sachkundigen Gremium verteidigt wird. Für die Aufgabenstellung ist in erster Linie der verantwortliche Konstrukteur der Gesamtanlage zuständig; denn nur er kann einschätzen, was diese Einrichtung zu leisten hat. Dass er sich dabei mit dem Hydrauliker berät, ist vielfach notwendig. So müssen hydraulische Verbraucher genügend Platz in der Einrichtung finden; oder es kann z. B. infolge von Knickproblemen bei langen Kolbenstangen eine Änderung der Konstruktion der Maschine notwendig werden. Der Konstrukteur muss vorgeben, welche Bewegungen in welchen Zeiten gegen welche Kräfte/Momente zu realisieren sind. Vor Projektierungsbeginn sollten vorhanden sein [14.1–14.3]: 1. die Beschreibung der Zielfunktion und der Einsatzbedingungen der gesamten Maschine/Anlage, 2. der Aufstellplan aller Verbraucher in der Anlage, 3. das Bewegungsdiagramm aller Verbraucher und als technische Daten ihre Mindestkräfte/-momente und Mindestgeschwindigkeiten/-drehzahlen, Stell- und Haltezeiten, 4. eine Sammlung erprobter Grundschaltungen. Zu 1.: Diese Beschreibung der Zielfunktion hilft dem Hydraulikprojekteur, die Arbeitsweise der gesamten Maschine bis ins Detail kennen zu lernen und einzuschätzen, wie exakt die einzelnen Antriebe bestimmte Forderungen realisieren müssen, welche Leistungsreserven vorzusehen sind usw. Relevant im Zusammenhang mit den Einsatzbedingungen ist die Beantwortung folgender Fragen: Arbeitet die Maschine/Anlage in einem geschützten Raum oder im Freien (Temperaturbereiche, Luftfeuchtigkeit usw.)? In welchem Land arbeitet die Anlage (geographische Höhe im Zusammenhang mit dem Ansaugdruck von Pumpen, Parameter des elektrischen Netzes, Qualifikation des Bedienungspersonals usw.)? Gelten besondere Sicherheitsvorschriften (Explosionsschutz, schwer entflammbare Hydraulikflüssigkeit erforderlich, Arbeitssicherheit an Pressen)?


406


Welchen weiteren Einwirkungen ist die Anlage ausgesetzt (Gase, Schmutz, Meerwasser usw.)? Zu 2.: Dieser Plan lässt erkennen, welche Bewegung ein Verbraucher zu realisieren hat, ob er z. B. selbst bewegt wird usw. Daraus sind Rückschlüsse über Schwerkrafteinflüsse oder darüber möglich, ob flexible Leitungen erforderlich sind. Wird auf diesen Plan verzichtet, muss zumindest die Bewegungsrichtung an geeigneter Stelle angegeben werden, da Schwerkrafteinflüsse in vielen Fällen spezielle Schaltungsmaßnahmen erfordern, um ungewollte Verbraucherbewegungen zu verhindern. Zu 3.: Das Bewegungsdiagramm der Verbraucher kann in Form eines SchrittDiagrammes oder Zeit-Diagrammes dargestellt werden. Im ersten Fall ist die Abszisse in die Arbeitsschritte unterteilt, ohne ihre Zeitdauer zu beachten. Im zweiten Fall ist die Abszisse die Zeitachse. Die Angaben über zurückzulegende Wege und Winkel, auftretende oder geforderte Kräfte und Momente, Geschwindigkeiten und Drehzahlen sowie Zeiten sind möglichst in dem Bewegungsdiagramm unterzubringen (letzteres ist nicht erforderlich, wenn die Zeit auf der Abszisse aufgetragen ist). Diese Zahlenwerte sind entscheidend für die Dimensionierung der Komponenten einer Hydraulikanlage. Darauf wird in Abschn. 14.7 noch detailliert eingegangen. Es ist nicht selten notwendig, diese Daten und Forderungen im Laufe der Entwurfsarbeit in Abstimmung zwischen Anlagenkonstrukteur und Hydraulikprojekteur zu präzisieren, da bestimmte Kräfte a priori schwer abzuschätzen sind, sie aber die Abmessungen der Verbraucher und damit deren Platzbedarf in der Anlage bestimmen. Oft werden auch erst während der Bearbeitung des Projektes bestimmte Erkenntnisse, z. B. über unnötige Belastungen einer Druckquelle infolge von Volumenstromspitzen der Antriebe, gewonnen. Zu 4.: Erprobte Antriebsschaltungen (aber auch Volumenstrom- und Druckquellenschaltungen) aus früher realisierten Projekten oder aus der Literatur (s. auch Abschn. 14.3–14.5) sind oftmals für das aktuelle Projekt direkt oder mit Modifikationen nutzbar, da die Anzahl prinzipiell unterschiedlicher Antriebsaufgaben relativ gering ist. Es sind fast immer Bewegungen gegen äußere Kräfte oder Momente zu realisieren, nur dass einmal Weg/Winkel, einmal Geschwindigkeit/Drehzahl und einmal Kraft/Moment für den jeweiligen Antrieb relevant sind. Die Schaltungen werden aber auch davon beeinflusst, ob dies mit großer oder kleiner durchschnittlicher mechanischer Leistung verbunden ist oder nicht und ob die äußeren Kräfte/Momente „aktiv“ oder „passiv“ sind, d. h. Energie in das Hydrauliksystem eintragen können oder nicht (s. Abschn. 5.5). Die beim Absenken einer Last oder beim Entspannen einer Feder frei werdende Energie kann die hydraulische Energiequelle entlasten, deshalb sind Gewichts- und Federkräfte „aktive“ Kräfte. Der Prozess der Projektierung wird in Abschn. 14.7 beschrieben. Schwerpunkte dabei sind die Strukturfestlegung der Kreisläufe in Abhängigkeit von den Antriebsausgangsleistungen und Hinweise zu den erforderlichen Dimensionierungsberechnungen. Auf die Erarbeitung spezieller Fertigungsunterlagen, wie z. B. Rohrleitungspläne, Montagepläne, Bauschaltpläne, Geräte- und Stücklisten wird in diesem Rahmen nicht eingegangen (s. hierzu [14.1, 14.3]).

14.2 Kreislaufkonzepte

407

14.2 Kreislaufkonzepte In Tabelle 14.1 sind typische Kreislaufstrukturen zusammengestellt und die Abschnitte angegeben, in denen sie ausführlich besprochen werden. Tabelle 14.1 Überblick über Kreislaufkonzepte Speisung:

Steuerung: Schaltend mittels Wegeventilen im Hauptstrom

Volumenstromquelle

Druckquelle konstanten Sollwertes

V

V

V

VW spez.

VW

VW

VS

VSD

V1

V2

VW1

VW2

VS1

VS2

Druckquelle veränderl. Sollwerts (Load sensing) max V1

V2

VW1

VW2

VS1 VQ

VQ

VQ

VS2

DQ DQ

Abschn. 14.5.2.1 Stetig mittels Stetigsteuerventilen im Hauptstrom

Abschn. 14.3.2.1

V

V1

V2

VSt spez.

VSt1

VSt2

Abschn. 14.4 max V1

V2

VSt1

VSt2

DQ

VQ

DQ

Abschn. 14.5.2.2 Stetig mittels Veränderung des Verdrängungsvolumens von Pumpen und/oder Motoren

V

St

V

St VQ

St

VQ

Abschn. 14.3.2.2 V1

V2

V1h

V2h

VSt1

VSt2

Abschn. 14.4

St DQ

Abschn. 14.5.2.3

Abschn. 14.3.2.3

V Verbraucher, VW Wegeventil, VS Drossel- oder Zwei-Wege-Stromregelventil, DQ Druckquelle, VSt Stetigsteuerventil, VSD Drei-Wege-Stromregelventil, VQ Volumenstromquelle, spez. spezielle Mittelstellungsfunktionen erforderlich, damit die Volumenstromquelle in keiner Phase gegen einen zu hohen hydraulischen Widerstand Rh fördert, St Stelleinrichtung eines Verdrängungsvolumens allgemein, Vih Verbraucher eines Hilfsantriebs zur Verstellung des Verdrängungsvolumens des Verbrauchers Vi.

408


Hauptbestandteile jedes Kreislaufes sind die Antriebe und die jeweilige hydraulische Energiequelle (Volumenstromquelle oder Druckquelle). Als Antrieb wird im Folgenden die Zusammenschaltung Verbraucher und zugehörige Steuerung verstanden (in Tabelle 14.1 sind alle Antriebe strich-punktiert eingerahmt worden). Antriebe setzen hydraulische in mechanische Leistung um. Die hydraulische Leistung wird von einer Volumenstromquelle oder einer Druckquelle (die damit nicht Bestandteil des Antriebes sind) erzeugt. Das Kreislaufkonzept ist gekennzeichnet durch die speisende Energiequelle und die Art der Steuerung: Die Speisung der Arbeitszylinder und Hydromotoren eines Kreislaufs kann aus Volumenstromquellen (der Volumenstrom der Quelle QVQ ist näherungsweise unabhängig von dem Druck, gegen den sie fördert) oder aus Druckquellen (der Quellendruck pDQ ist näherungsweise unabhängig von dem Volumenstrom, mit dem sie belastet wird) erfolgen (s. Abschn. 5.1). Die Volumenstromquellen werden im offenen und im geschlossenen Kreislauf eingesetzt. Druckquellen werden ausschließlich in offenen Kreisläufen eingesetzt, sie können einen konstanten oder einen sich lastabhängig einstellenden Drucksollwert haben. Letztere erfordern spezielle Lastdruckmessstellen in den Steuerventilen und eine Auswerteschaltung zur Ermittlung des höchsten Lastdruckes (Abschn. 14.4). Die Steuerung kann schaltend mit Hilfe konventioneller Wegeventile oder stetig mit Stetigsteuerventilen erfolgen. Bei der Stetigsteuerung ist zu unterscheiden, ob sich die Steuerventile als hydraulische Widerstände im Hauptstrom zum Verbraucher befinden (oft als Widerstandssteuerung bezeichnet) oder dazu dienen, das Verdrängungsvolumen großer Verbraucher zu verstellen (Verdrängersteuerung). Speisung. In der geschichtlichen Entwicklung der Hydraulik spielt die klassische Struktur eines Hydraulikkreislaufes Konstantpumpe Leitung Verbraucher eine dominierende Rolle. Das hat vor allem folgende Ursache: Der Wandler mechanischer in hydraulische Leistung, die Pumpe, ist eine Volumenstromquelle. Werden Antriebe von Volumenstromquellen gespeist (s. Tabelle 14.1, linke Spalte), so sind bei mehreren gleichzeitig aktiven Antrieben mehrere Volumenstromquellen erforderlich, wenn die Antriebe, und das ist der Normalfall, voneinander unabhängig gesteuert werden sollen (s. Abschn. 5.3). Sollen die Geschwindigkeiten trotz der Verwendung von Konstantpumpen einstellbar sein, muss ein Teil des von der Pumpe geförderten Volumenstroms am Verbraucher vorbei (Nebenschluss, s. Abschn. 5.4.2) zum Behälter zurückgeleitet werden (Tabelle 14.1, linke Spalte oben und Mitte). Das hat Drosselverluste in den Nebenschluss- oder Bypasswiderständen zur Folge. Keine prinzipbedingten Drosselverluste im Hauptstrom treten auf, wenn die Verdrängungsvolumina der Pumpe und/oder des Verbrauchers veränderbar sind und so die geforderte Geschwindigkeit/Drehzahl eingestellt wird (Tabelle 14.1, linke Spalte unten, Unterschiede zwischen offenem und geschlossenem Kreislauf s. Abschn. 14.5.2.3). Wird ein Kreislauf nach dem Konzept der Druckquelle mit konstantem Sollwert aufgebaut (s. Tabelle 14.1, mittlere Spalte), kann eine Druckquelle


409

(pDQ | konst.) mehrere gleichzeitig aktive Antriebe versorgen. Diese müssen aber einen genügend hohen hydraulischen Widerstand Rh besitzen, damit sie zulässige Geschwindigkeiten/Drehzahlen nicht überschreiten und sich nicht gegenseitig beeinflussen, indem sie der Druckquelle so hohe Volumenströme entziehen, dass der Druck zusammenbricht. Das wird mit Hilfe von Stromventilen im Zulauf oder im Ablauf (Tabelle 14.1, mittlere Spalte oben) oder mit Hilfe von Stetigsteuerventilen (Tabelle 14.1, mittlere Spalte Mitte) erreicht, in denen Drosselverluste entstehen. Ist der Lastdruck niedrig, fällt nahezu der gesamte Druckquellendruck pDQ über diesen Ventilen ab; bei zusätzlich großen Volumenströmen zum Verbraucher kann die Verlustleistung sehr groß werden. Verbraucher, die große mechanische Leistungen abgeben müssen, werden deshalb nach Möglichkeit direkt an eine Druckquelle angeschlossen (Tabelle 14.1, mittlere Spalte unten). Der erforderliche hydraulische Widerstand Rh wird mit Hilfe der Anpassung des Verbraucherverdrängungsvolumens an den aktuellen Lastdruck erzeugt. Das erfolgt durch einen Hilfsantrieb, in den meisten Fällen innerhalb einer Geschwindigkeits-/Drehzahlregelung. Für dieses Prinzip der Regelung ist in der Hydraulik der Begriff der Sekundärregelung geprägt worden. Der Aufwand an Komponenten ist hoch. Zudem entstehen relativ große Leckverluste, wenn die Lastdrücke im Verhältnis zum Druckquellendruck klein sind. Beachtet werden muss, dass die stetige Verdrängersteuerung eines Verbrauchers nur bei Hydromotoren mit einstellbarem Verdrängungsvolumen möglich ist. Ist der Verbraucher ein Arbeitszylinder, muss ein Hydrotransformator zwischengeschaltet werden (s. Abschn. 14.3.3). Eine besondere Stellung nimmt die Speisung aus einer Druckquelle mit lastdruckabhängiger Veränderung des Drucksollwertes ein (rechte Spalte, Mitte). Die Widerstandssteuerung (wie in Tabelle 14.1, mittlere Spalte, Mitte) bleibt erhalten, aber die Drosselverluste werden in Grenzen gehalten, indem der Druckquellendruck auf den höchsten Lastdruck (zuzüglich einer für die Steuerventile notwendigen Druckdifferenz) abgesenkt wird. Für diese Messung und Verarbeitung des Lastdruckes ist der Begriff Load-Sensing-System (LS-System) eingeführt worden. Um mehrere Antriebe an diese Druckquelle anschließen zu können, müssen diese wegen der möglichen starken Quellendruckschwankungen mit einer Geschwindigkeits-/Drehzahlregelung oder mit einer Volumenstromregelung ausgerüstet sein (z. B. Druckdifferenzventile, sog. Druckwaagen, in Verbindung mit Proportional-Wegeventilen, s. Abschn. 14.4). Dabei wird gesichert, dass in den Antriebsregelungen wesentlich geringere Verzögerungen auftreten als in der Druckregelung, die auf relativ langsames Folgeverhalten ausgelegt wird. Steuerung. Die Steuerung besteht aus Ventilen zur Beeinflussung von Kraft und Bewegung des Arbeitskolbens bzw. des Rotors des jeweiligen Verbrauchers nach Betrag und Richtung. Ein Kennzeichen einer Steuerung ist, ob sie stetig oder unstetig arbeitet. Unstetig arbeitende Steuerungen enthalten als wesentliche Steuerelemente konventionelle Wegeventile, die nur zwei oder drei diskrete Steuerfunktionen besitzen, indem Volumenströmen Wege versperrt bzw. freigegeben werden. Sie dienen vor allem der Richtungsvorgabe von Bewegungen. Die Größe der Geschwindigkeiten wird mit Hilfe von Stromventilen eingestellt. Stetig arbeitende Steuerungen enthalten als wesentliche Steuerelemente Stetigsteuerventile wie Servoventile, Proportional-Wegeventile oder, häufig in der Mobilhydraulik,

410


handbetätigte feinfühlig verstellbare Wegeventile. Mit Hilfe mehrerer stetig verstellbarer Drosselstellen können Richtung und Betrag der Volumenströme von ein und demselben Ventil gesteuert werden. Wenn diese Stetigventile in den Volumenstrom zum Verbraucher eingreifen, sich also im Hauptstrom befinden, kann von widerstandsgesteuerten Stetigantrieben gesprochen werden. Wird mit ihrer Hilfe der Verbraucherparameter Verdrängungsvolumen verändert, entsteht ein verdrängergesteuerter Stetigantrieb. Schaltend (die Komponenten sind billiger) kann die Steuerung vor allem in selten umzurüstenden Einzweckmaschinen wie Sondermaschinen, Taktstraßen oder einfachen Hubbühnen ausgeführt werden. Es kommen nur wenige Kreislaufstrukturen in Frage (Tabelle 14.1, oben). Bei stetiger Steuerung ist die Strukturvielfalt deutlich größer. Entscheidend für die Wahl der Energiequelle und die Art der Stetigsteuerung ist, welche mechanischen Leistungen die einzelnen Antriebe abzugeben haben. Antriebe. Die Antriebe bestehen aus Verbraucher und Steuerung. Verbraucher sind Arbeitszylinder und Hydromotoren; sie setzen die hydraulische in mechanische Leistung um. In Tabelle 14.2 wurde eine Einteilung in typische Antriebsgruppen vorgenommen. Hauptunterscheidungsmerkmal ist die abzugebende mechanische Leistung eines Antriebes. Von der Abgabe einer geringen durchschnittlichen Leistung, durch die der Nebenantrieb charakterisiert wird, kann gesprochen werden, wenn der Antrieb bei den in der Hydraulik typischen großen Belastungskräften/-momenten entweder innerhalb eines Zyklus nur kurzzeitig zugeschaltet ist oder sehr geringe Geschwindigkeiten über längere Zeit entwickelt. Typisches Beispiel ist der Vorschubantrieb; seine Eilgänge sind meist kurz, der Arbeitsgang erfolgt bei sehr kleinen Geschwindigkeiten, während der Hilfsprozesse bewegt er sich nicht. Die Aufgabenstellung legt im Prinzip fest, welche Kreislaufkonzepte in der zu projektierenden Hydraulikanlage zur Anwendung kommen. Die geforderten technischen Parameter sind bei niedrigstmöglichen Kosten für die Anschaffung und für das Betreiben der Hydraulikanlage zu erfüllen. Erste Schlussfolgerungen sind: Antriebe mit geringer durchschnittlicher Leistungsabgabe können von einer gemeinsamen Druckquelle (Kostenvorteil bei der Anschaffung) versorgt und von Steuerventilen im Hauptstrom gesteuert werden. Antriebe mit hoher durchschnittlicher Leistungsabgabe sollten verdrängergesteuert werden, um große Drosselverluste und damit hohe Betriebskosten zu vermeiden. Die Energiequelle kann dabei eine Druckquelle (Sekundärregelung der Antriebe) sein, oder es ist je eine Volumenstromquelle für jeden Antrieb einzusetzen. Die Struktur wird aber auch davon beeinflusst, welche Anforderungen an das dynamische Verhalten eines Antriebs gestellt werden. Die Kennwerte der Dynamik Eigenfrequenz und Eigenzeitkonstante werden vor allem von den zu bewegenden Massen und von Größe und Begrenzung der unter veränderlichem Druck stehenden Volumina bestimmt.


411

Tabelle 14.2 Einteilung der Antriebe Gruppe

Reagieren auf äußere Einflüsse

Typische Kreislaufkonzepte

Realisierung von Dreh- bzw. translatorischen Bewegungen gegen große Momente/Kräfte über längere Zeit (Beispiele: Fahrantriebe, Windenantriebe, hydrostatische Getriebe, Aufzüge, Umformmaschinen)

Das Lastmoment bzw. die Belastungskraft nimmt vielfach Einfluss auf die Drehzahl/Geschwindigkeit im Sinne einer Leistungsbegrenzung.

Volumenstromquelle*), Verdrängersteuerung

Positionsantrieb/ meist Arbeitszylinder

Anfahren und Halten von Positionen, Realisierung vorgegebener Weg-Zeit-Funktionen (Beispiel: Werkstückhandhabung)

Äußere Kräfte dürfen keinen merklichen Einfluss auf die Positionen haben.

Druckquelle und Widerstandssteuerung der Antriebe

Geschwindigkeitsantrieb/ meist Arbeitszylinder

bestimmte Wegebereiche mit vorgegebenen kleinen Geschwindigkeiten durchfahren (Beispiel: Vorschubbewegung)

Äußere Kräfte dürfen keinen merklichen Einfluss auf die Geschwindigkeit haben.

Kraftantrieb/ meist Arbeitszylinder

Ausüben einer vorgegebenen Kraft auf die angekoppelten Anlagenteile (Beispiele: Spannen, Gewichtsausgleich)

Verbraucherbewegungen dürfen keinen merklichen Einfluss auf die Kraft haben.

Art/Verbraucher

Aufgabe

Hauptantrieb: Abgabe hoher mechanischer Leistungen über längere Zeit

Leistungsantrieb/ Hydromotor oder Arbeitszylinder

Nebenantrieb: Niedrige durchschnittliche Leistungsabgabe

(vorrangig)

Druckquelle und Sekundärregelung Load-SensingSystem*)

*) oft in Verbindung mit Druckabschneidung und Leistungsregelung

Die zu bewegenden Massen liegen mit der Aufgabenstellung im Prinzip fest. Die unter veränderlichem Druck stehenden Volumina sind relativ groß (und die Federn nachgiebig) bei Speisung aus Volumenstromquellen, sie können klein gehalten werden bei Speisung aus Druckquellen in Verbindung mit Steuerventilen im Hauptstrom (s. Abschn. 14.4.3 und 14.4.4). Hohe Ansprüche an das dynamische Verhalten mehrerer Leistungsantriebe führen damit häufig zur Load-SensingStruktur, mit deren Hilfe die Drosselverluste gegenüber der Speisung aus einer Druckquelle mit konstantem Sollwert abgesenkt werden können.

412


Diese Schlussfolgerungen sind in der rechten Spalte der Tabelle 14.2 zusammengefasst. Mit Hilfe von Bilanzen der Verlustleistungskosten über repräsentative Zeiträume und Vergleich mit Anschaffungskosten können kostenoptimale Strukturen ermittelt werden (s. Abschn. 14.6). Bei der Projektierung einer Hydraulikanlage sollte wie folgt vorgegangen werden (s. Abschn. 14.7): 1. Die Nebenantriebe und weitere Antriebe mit kleiner durchschnittlicher Ausgangsleistung werden widerstandsgesteuert (Steuerventile im Hauptstrom) und werden von einer Druckquelle gespeist. Hier erübrigt sich oft ein wirtschaftlicher Vergleich. 2. Die Leistungsantriebe werden nach den typischen Konzepten strukturiert und anschließend einem Vergleich der technischen und der wirtschaftlichen Parameter unterzogen: als sekundärgeregelte Antriebe, die an die ohnehin erforderliche Druckquelle oder eine eigens zu schaffende angeschlossen werden, als in ein Load-Sensing-System integrierte Antriebe oder als Antriebe, die aus je einer Volumenstromquelle gespeist werden. Von dieser Reihenfolge ausgehend, werden in den nächsten Abschnitten zunächst Kreisläufe mit Druckquelle und danach solche mit Volumenstromquellen beschrieben.

14.3 Kreisläufe mit Druckquellen konstanten Drucksollwertes 14.3.1 Kreislaufstrukturen, Teilsysteme Diese Kreislaufstruktur ist mit der eines elektrischen Gleichstromsystems vergleichbar: Eine einzige Druckquelle versorgt mehrere zueinander parallel angeordnete Antriebe, ohne dass diese sich merklich gegenseitig beeinflussen (Abb. 14.1 a und b). Voraussetzung dafür ist, dass der Druck der Druckquelle trotz unterschiedlichster Volumenstromabgabe annähernd konstant bleibt, alle Antriebe (sie bestehen aus Verbraucher und Steuereinrichtung) auf einheitlichen Druck ausgelegt worden sind und die Volumenstromaufnahme der einzelnen Verbraucher auf geeignete Weise (z. B. durch Strömungswiderstände) begrenzt wird. Da die Energiequelle der Hydraulik, die Pumpe, eine Volumenstromquelle ist, muss mit Hilfe einer Druckregelung eine Druckquelle geschaffen werden (s. Abschn. 5.1.2): Die Pumpe muss im Zusammenwirken mit einer Steuereinheit ihren Volumenstrom dem von den Antrieben geforderten anpassen können. Die Querschnitte von Druckleitung P und Tankleitung T werden i. Allg. so dimensioniert, dass auch in großflächigen Anlagen vernachlässigbare Druckverluste

14.3 Kreisläufe mit Druckquellen konstanten Drucksollwertes

413

entstehen. Wird davon ausgegangen, dass an allen Stellen der Tankleitung der Druck etwa null ist, dann ist das System nur über die Druckleitung verkoppelt. Q

Ak

Q

Al

An

Antrieb n

Q

A2

Antrieb l

Antrieb 1

Druckquelle

Q

A1

Antrieb 2

Q

pDQ

Antrieb k

QDQ

a Antrieb 1

Antrieb 2

Antrieb k

Antrieb l

Antrieb n

St 1

St 2

St k

St l

St n

QA1 QA2

QAk QDQ

pDQ | const Druckquelle

T

QAn

QAl

P

b Abb. 14.1 Versorgung mehrerer Antriebe eines Hydraulikkreislaufes durch eine Druckquelle. a Grobstruktur b detailliertere Darstellung

Der vielfach vor der Einmündung der Tankleitung in den Behälter angeordnete Rücklauffilter wird so dimensioniert, dass kein das Verhalten des Kreislaufs wesentlich beeinflussender Druckabfall entsteht. Wie sich die einzelnen Antriebe gegenseitig beeinflussen können, kann aus dem Signalfluss in Abb. 14.2 a ersehen werden.

Pumpe mit Steuereinheit xe1

-

QA1

Antrieb 1

Antrieb 2 xe2

xa1

Antrieb n

-

QA2

-

Speicher (plus Druckleitung P)

6 QAk Qgesp -

xa2

xen

a

QDQ Qgesp

pDQ

1 Chges

dpDQ /dt

³ dt

pDQ

QDQ Pumpe mit Steuereinheit

QAn xan

b

Abb. 14.2 Kopplungen in einem Kreislauf mit Druckquelle. a Signalfluss der gegenseitigen Beeinflussung der Antriebe b Blockschaltbild der Regelung

414


Wird z. B. der Antrieb 1 mit Hilfe des Eingangssignals xe1 (das könnte eine Wegeventilbetätigung sein) in seinem Bewegungszustand (gekennzeichnet durch das Ausgangssignal xa1) verändert, hat das eine Veränderung seines Volumenstromes QA1 zur Folge, was zu einer Differenz zwischen dem geförderten und dem geforderten Volumenstrom führt. Wird angenommen, QA1 werde kleiner, dann ist die Differenz positiv, es wird Qgesp ! 0. Das führt in den Kapazitäten Speicher und Volumen der Druckleitung P zu einer Druckerhöhung. Der Druck erhöht sich dabei umso schneller, je kleiner die Gesamtspeicherkapazität von Speicher und Druckleitung Chges ist. Damit sich der Druck vor den Antrieben 2 bis n nicht merklich erhöht und damit ihren Zustand beeinflusst, muss die Steuereinheit der Pumpe dafür sorgen, dass in kürzestmöglicher Zeit der Volumenstrom QDQ auf den erforderlichen Wert zurückgeht, ohne dass sich der Druck pDQ bleibend merklich verändert hat (nur bei Qgesp = 0 entsteht keine Druckänderung). Dass damit ein Druckregelkreis entsteht, ist in Abb. 14.2 b zuerkennen (s. Abschn. 14.3.3). Ein solcher Kreislauf kann in die Teilsysteme Antriebe, Druckquelle und Leitungssystem unterteilt werden. 14.3.2 Antriebsschaltungen

14.3.2.1 Wegeventilgesteuerte Antriebe Positionsantriebe. In Abb. 14.3 sind typische Varianten dieser Antriebe, die der Realisierung vorgegebener Weg-Zeit-Funktionen dienen, dargestellt: das Fahren gegen Festanschläge, driftfreies Anhalten zwischen den Endlagen des Arbeitskolbens und das relativ genaue Positionieren aus einem Schleichgang heraus. Allen drei Antrieben gemeinsam ist: Sie besitzen jeweils ein 4/3-Wegeventil, das die Zustände Rechtslauf, Linkslauf (bzw. Vor- und Rücklauf) sowie Halt einzustellen erlaubt. Die Antriebe enthalten alle ein nicht einstellbares Drosselventil VDr 1, ggf. zusätzlich in Reihenschaltung mit einem einstellbaren. Das nicht einstellbare Drosselventil legt den maximal möglichen Volumenstrom, der der Druckquelle entnommen werden kann, fest. Es sollte in jeder Antriebsschaltung vorgesehen werden, um keine die Druckquelle überlastende Volumenstromentnahme durch unsachgemäßes Verstellen einstellbarer Stromventile zu riskieren. Wenn die Druckquelle überlastet ist, bricht der Druck zusammen; die ganze Anlage kann außer Tritt kommen. Die Suche eines solchen Fehlers ist oft sehr zeitaufwändig. Die Kosten für das Konstantdrosselelement können sehr gering gehalten werden, wenn entsprechende Blenden oder Düsen z. B. in die Wegeventilunterplatte eingebracht werden. Alle Drosselventile sind zwischen Verbraucher und Tankleitung angeordnet worden. Das hat den Vorteil, dass der Arbeitskolben beidseitig zwischen Druckkräften eingespannt ist und damit bei Abbremsvorgängen immer gegen eine Fluid-


415

säule drückt. Bei senkrechten Antrieben ist das nicht erforderlich, da hier die Gewichtskraft diese Rolle übernimmt (s. Abschn. 5.1.2).

VW 2

2

0

1 VDr 2

2

0

2

VW 2

1

0

1 VDr 2

VW 1

VDr 2

2

VW 1

1

VDr 1

a

VDr 1

2

0

1 VDr 1

P

P

P

T

T

T

b

c

Abb. 14.3 Wegeventilgesteuerte Positionsantriebe. a Fahren gegen Festanschläge b driftfreies Anhalten zwischen den Endlagen des Arbeitskolbens c Positionieren aus einem Schleichgang heraus

Das Fahren gegen Festanschläge ist mit einer sehr einfachen Schaltung möglich (Abb. 14.3 a). Mit Hilfe von VDr 2 kann die Aufprallgeschwindigkeit eingestellt werden. VDr 2 bestimmt aber auch die Geschwindigkeit zwischen den Anschlägen. Es ist also möglicherweise ein Kompromiss zwischen Aufprallhärte und Produktivität notwendig. Eine besondere Schwäche der Schaltung ist, dass ein Anhalten zwischen den Anschlägen (mit Hilfe der Mittelstellungsfunktion des Wegeventils prinzipiell möglich) fast immer zum Driften des Kolbens führt. Ursache ist die nicht exakt dichtende Paarung Kolbenlängsschieber/Bohrung im Wegeventil. Dieses ungünstige Verhalten kann vermieden werden, indem ein 2/2-Wegeventil vorgeschaltet und ein 4/3-Wegeventil mit anderer Mittelstellungsfunktion gewählt wird (Abb. 14.3 b). In den gezeichneten Schaltstellungen dieser Ventile wird zum einen die Druckquelle nicht belastet, zum anderen liegt kein Druck an der beschriebenen Brückenschaltung an. Zusätzlich wird mit Hilfe eines Doppelrückschlagventils (s. Abschn. 8.3) ein Wegwandern des Kolbens unter der Einwirkung äußerer Kräfte in beiden Richtungen vermieden. Die Antriebsstruktur nach Abb. 14.3 c erlaubt relativ exaktes Positionieren mit Hilfe einer Vorabschaltung auf einen Schleichgang und damit das Anhalten des Antriebes aus einer sehr kleinen Geschwindigkeit heraus. Das 4/3-Wegeventil VW1 hat die Aufgabe, neben der Realisierung der Driftfreiheit bei Stillstand

416


(Schaltstellung 1) das Umschalten zwischen Normalgeschwindigkeit und Schleichgang vorzunehmen (Schaltstellung 2: Normalgeschwindigkeit, da VDr 2 überbrückt ist; Schaltstellung 0: Schleichgang). Das gleichzeitige Einstellen der Mittelstellungsfunktionen beider Wegeventile muss in der Ansteuerung der Ventilmagnete verhindert werden (Verriegelung), da dann die Druckquelle belastet würde, obwohl der Arbeitszylinder steht. Bei diesem Antrieb wurde angenommen, dass relevante äußere Kräfte nicht auftreten. Geschwindigkeitsantriebe. Im Vordergrund steht die Einhaltung einer bestimmten Geschwindigkeit, wobei die abgegebene durchschnittliche Leistung klein ist. In Abb. 14.4 a ist eine mögliche Schaltung eines solchen Antriebs angegeben. Für Vor- und für Rücklauf sind die Eil- (VDr 2, VDr 3) und die Arbeitsgänge (VSZ 1, VSZ 2) jeweils unabhängig voneinander einstellbar (s. Zusammenstellung der Schaltstellungen der Wegeventile in Abb. 14.4 b). EV

AV

ER

AR

Halt

VW 1

1

1

1

1

2

VW 2

2

2

1

1

0

VW 3

1

2

1/2

1/2

1/2

VW 4

1/2

1/2

1

2

1/2

EV, AV ER, AR

VDr 2

VSZ 1

VSZ 2

VDr 3 1

1

2 VW 4

2 VW 3

b

Arbeitszylinder

VSZ 1

VW 2

VDr 2 2

0

1

VW 1

2

1

VDr 1

VW 2

P

a

T

2

c

P

1 VW 4 T

Abb. 14.4 Wegeventilgesteuerter Antrieb mit vier Geschwindigkeiten. a Schaltplan b Wegeventilschaltstellungen c Schaltungsmodifikation für sehr kleine Arbeitsgeschwindigkeiten EV Eilvorlauf, AV Arbeitsvorlauf, ER Eilrücklauf, AR Arbeitsrücklauf

Zusätzlich werden, wie schon zu Abb. 14.3 b erläutert, das Driften des Arbeitskolbens durch VW 1 in Verbindung mit der Mittelstellung von VW 2 und unkontrolliert hohe Volumenstromentnahme durch zu weit geöffnete einstellbare Stromventile mit Hilfe von VDr 1 vermieden. Die Zwei-Wege-Stromregelventile VSZ 1, VSZ 2 dienen der Arbeitsgangeinstellung, die einfachen Drosselventile VDr 2, VDr 3 der Eilgangeinstellung. Aus dieser Schaltung sind einfachere abzu-


417

leiten. Wird z. B. Arbeitsrücklauf nicht gefordert, können die Komponenten VSZ 1 und VW 4 entfallen; in dem linken Zweig ist nur ein Drosselrückschlagventil erforderlich. Die Zwei-Wege-Stromregelventile sind oft angewendete Komponenten in von einer Druckquelle versorgten Geschwindigkeitsantrieben. Neben den Vorteilen (s. Abschn. 8.2.2) hohe Regelgüte und geringe Verschmutzungsneigung selbst bei sehr kleinen Volumenströmen (da zwei in Reihe liegende Strömungswiderstände, von denen einer veränderlich ist, den Gesamtwiderstand bilden) haben Antriebe mit Zwei-Wege-Stromregelventil den Nachteil des sogenannten Anfahrsprunges. Beim Zuschalten des Stromregelventils ist der Drosselspalt seines Druckdifferenzventils weit geöffnet. Beim Einfahren des Ventilkolbens in Arbeitsstellung wird ein Volumen freigegeben, das durch eine entsprechende Verschiebung des Arbeitskolbens im Arbeitszylinder aufgefüllt wird. Da der Vorgang sehr schnell abläuft, kommt er einem Positionssprung des Arbeitskolbens nahe. In der Phase stationärer Geschwindigkeit führt diese Struktur dazu, dass eine geringe Stick-Slip-Neigung auch im Bereich der Mischreibung des Arbeitskolbens (fallende Reibkraftkennlinie, dFR /dv < 0) [14.4] auftritt. Dass während des Eilgangs in Abb. 14.4 a ein Stromregelventil parallel zu dem jeweiligen Drosselventil liegt, hat keinen nennenswerten Einfluss, da die Eilganggeschwindigkeit meist sehr viel größer als die Arbeitsganggeschwindigkeit ist. Es darf aber nicht vorkommen, dass bei extrem niedrigen Arbeitsgeschwindigkeiten der Volumenstrom durch das Stromregelventil in der Größenordnung des Leckvolumenstroms durch das parallel liegende Wegeventil VW 3 oder VW 4 liegt, da dann die Regelgüte stark abnimmt. Kolbenlängsschieberventile sind in diesem Fall zu vermeiden, Sitzventile haben wesentlich bessere Dichteigenschaften. Nicht selten werden auch gut dichtende entsperrbare Rückschlagventile eingesetzt. Der linke Zweig für die Steuerung des Eil- und Arbeitsrücklaufs hätte dann das Aussehen in Abb. 14.4 c. Das dann notwendige 3/2-Wegeventil als VW 4 kann, da nur das entsperrbare Rückschlagventil steuernd, eine sehr kleine Nennweite haben. Es hat in Verbindung mit dem entsperrbaren Rückschlagventil dieselbe Funktion wie vorher VW 4 allein. In Abb. 14.5 a ist eine Schaltplanvariante für einen Antrieb dargestellt, die die sogenannte Eilgangschaltung (oder Differenzialschaltung) auch für Antriebe, die von einer Druckquelle gespeist werden, ermöglicht. Der für Eilvorlauf von der Druckquelle bereitzustellende Volumenstrom kann stark reduziert werden, wenn die drei Wegeventile die in Abb. 14.5 b für EV angegebene Kombination realisieren. Dann hat die Schaltung die in Abb. 14.5 c dargestellte Struktur (Berechnungen in Abschn. 7.2). Kraftantriebe. Kraftantriebe dienen zum Festhalten (Spannen) oder Verformen von Werkstücken sowie zum Realisieren eines Gewichtsausgleichs von Lasten, deren Bewegungsrichtung eine senkrechte Komponente besitzt. In Abb. 14.6 sind Varianten derartiger Antriebe abgebildet. Sind die geforderten Kräfte annähernd konstant und der Arbeitszylinder richtig dimensioniert, ist die einfache Schaltung in Abb. 14.6 a möglich.

418

14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen EV, AV

VW 3

VDr 1 2

1

b

Halt

EV

AV

ER

VW 1

1

1

1

2

VW 2

2

2

1

0

VW 3

1

2

2

2

ER

VDr 2

2

VW 2

0

VW 1 2

1

1 P

P T

a

T

c

Abb. 14.5 Wegeventilgesteuerter Vorschubantrieb mit Eilgangschaltung. a Funktionsschaltplan b Wegeventilschaltstellungen c Antriebsstruktur bei Eilvorlauf mit Hilfe der sogenannten Eilgangschaltung EV Eilvorlauf, AV Arbeitsvorschub, ER Eilrücklauf

2

1

2

1

VDr 2

2

VDr 2

VDr 1

VDr 3

1

VW 1

VDr 2

VDr 1

2

a

P T

b

1 VW 2

VDr 1

P T

P T

2

P

P

d

T

Lösen Schließen Verformen

1

e

T

VW 1

1

2

2

VW 2

1

1

2

c

Abb. 14.6 Wegeventilgesteuerte Kraftantriebe. a ohne Einstellmöglichkeit der Kraft b Kraft einstellbar mit Hilfe eines Druckreduzierventils c Kraft in zwei Stufen einstellbar d Gewichtsausgleich ohne Einstellmöglichkeit e Gewichtsausgleich mit Einstellmöglichkeit in zwei Stufen

Müssen die Kräfte einstellbar sein, so kann eine Schaltung mit Druckreduzierventil zum Einsatz kommen (Abb. 14.6 b). Diese Druckreduzierventile halten ihre Regelfunktion nur dann aufrecht, wenn ein Volumenstrom vorhanden ist


419

(s. Abschn. 8.1.2); mit Hilfe von VDr 3 ist dies auch bei Stillstand des Verbrauchers gewährleistet. In dieser Schaltung ist aber unbedingt zu beachten, dass die Druckregelung in der Phase des Anstoßens der Kolbenstange an den Anschlag auf einen neuen Arbeitspunkt übergehen muss. Infolge der Verzögerungen im Druckregelventil ist mit einer Kraftspitze zu rechnen. Ist das nicht zulässig, muss gegebenenfalls die Kraft geregelt werden (s. Abschn. 14.3.2.2). Sollen Teile nicht nur festgehalten, sondern verformt werden, sind oft sehr große Kräfte notwendig. Sie werden bei festliegendem Druck mit Hilfe großer Kolbenflächen realisiert. Nachteilig ist dabei, dass Arbeitskolbenbewegungen dann große Volumenströme erfordern. In Abb. 14.6 c ist gezeigt, wie mit Hilfe zweier Arbeitszylinder erreicht werden kann, dass Bewegungen (hier mit Lösen und Schließen bezeichnet) mit kleiner und das Verformen mit großer Arbeitskolbenfläche realisiert werden. Nicht selten werden Kraftantriebe zum Gewichtsausgleich bei senkrecht bewegten Massen anstelle eines Gegengewichts eingesetzt. (Die Bewegung selbst wird von einem anderen Antrieb realisiert.) Die Schaltung in Abb. 14.6 d ist sehr einfach und gut geeignet, solange die zu kompensierende Kraft annähernd konstant ist. Der Arbeitszylinder arbeitet beim Senken als Volumenstromquelle und entlastet die Druckquelle. Ist die Veränderung der auszugleichenden Kräfte sehr groß, so ist über die Schaltung in Abb. 14.6 e eine Anpassung in zwei Stufen möglich.

1

2

2

2

0

1

1

P

a

T

1

b

1

2

2

c

Abb. 14.7 Wegeventilgesteuerte Gleichlaufantriebe an einer Druckquelle. a starre mechanische Verbindung mit Führungsschiene b Dosierung mit Hilfe eines vorgeschalteten Stromteilventils c Reihenschaltung zweier Verbraucher mit gleich großen Kolbenringflächen

Gleichlaufantriebe. Sie können exakt weder den Geschwindigkeitsantrieben noch den Positionsantrieben zugeordnet werden, da zum einen gleich große Geschwindigkeiten, zum anderen aber immer eine bestimmte Relativlage der Ver-

420


braucher zueinander gefordert sind. Abbildung 14.7 zeigt drei einfache, ungeregelte Schaltungen an einer Druckquelle. Die Steuerung bestimmt den Volumenstrom zu den Verbrauchern, die in Abb. 14.7 a mechanisch starr miteinander verbunden sind (oft in Lastaufzügen; ein Verkanten wird durch Führungsschienen vermieden), in Abb. 14.7 b ein vorgeschaltetes Stromteilventil besitzen oder in Abb. 14.7 c in Reihenschaltung angeordnet sind. In den Varianten nach Abb. 14.7 b und c entstehen bei ungleicher Belastung der Verbraucher durch Leckvolumenströme und Fluidkompressibilität Gleichlauffehler, die, meist an einem Anschlag, ausgeglichen werden müssen (weitere Gleichlaufantriebe s. Abschn. 14.3.2.2 und 14.5). 14.3.2.2 Antriebe mit Stetigsteuerventilen im Hauptstrom Lagegeregelte Antriebe. Sie sind wegen ihrer hohen Steifigkeit gegenüber großen Belastungskräften und ihrer hohen Dynamik auch bei großen bewegten Massen die Klassiker der Servohydraulik. Die Steuerventile dieser Antriebe sind Servoventile oder sog. Regelventile gemäß Abschn. 8.5.4, die eine stetige Veränderbarkeit ihrer Drosselwiderstände auch in der Umgebung der Steuerschiebermittellage ermöglichen (negative Überdeckung). Abb. 14.8 a zeigt eine konventionelle Regelkreisstruktur, die meisten elektronischen Funktionsgruppen sind in analoger Technik realisiert. Der Lageregler des Kolbens befindet sich dabei i. Allg. im Steuerschrank der Gesamtanlage, die Ventilelektronik und die des Kolbenwegsensors sind in ihre jeweilige Umgebung integriert. Das Steuerventil in Abb. 14.8 besitzt eine Lageregelung seines Steuerschiebers (s. Abb. 8.52). Der Trend geht zur Integration der Lageregelung des Kolbens in den Antrieb, so dass der Antrieb als komplette mechatronische Komponente eingesetzt werden kann. Es muss von der Steuerung der Gesamtanlage nur noch die Führungsgröße für die Kolbensollposition uKsoll vorgegeben werden (s. Abb. 14.8 b). Das geht am elegantesten mit Hilfe einer Feldbus-Schnittstelle, wenn die Regler in digitaler Elektronik ausgeführt sind. Zu beachten ist, dass über den Feldbus auch die Regler parametriert und Signale des Regelkreises in die Steuerung der Gesamtanlage übertragen werden können. Dort können Optimierungsberechnungen der Reglereinstellungen vorgenommen werden oder die Regelgröße wird im Sinne der Diagnose auf die Überlagerung mit Oberwellen analysiert. Dass die Regler selbst wesentlich leistungsfähigere Algorithmen (z. B. die für eine Zustandsregelung) als in analoger Technik (z. B. PD-Regler) abarbeiten können, wird in Abschn. 14.3.5.1 beispielhaft gezeigt. Abbildung 14.8 c zeigt das für beide Varianten etwa gleiche qualitative Blockschaltbild der Lageregelung des Kolbens. Aus ihm entstehen in Abschn. 14.3.5.1 die verschiedenen quantitativen Blockschaltbilder für die dann verwendeten unterschiedlichen Regler der Kolbenposition. Abbildung 14.8 d zeigt eine Antriebseinheit mit integrierter Elektronik von Bosch Rexroth [14.16, 14.17]. Geschwindigkeits- oder Kraftregelungen. Neben Lage- sind auf diese Weise auch Geschwindigkeits- oder Kraftregelungen aufzubauen; anstelle der Position sK müssten dann die Geschwindigkeit dsK/dt oder die Kraft F gemessen werden.


421

sK , sK Integr. Auswerteelektronik der Wegmessung

Q

Druckdifferenz

uKist

Lagereglerelektronik (Kolben)

Q

uKsoll

Steuerung Gesamtanlage

uSsoll i

sS

Lagegeber

Steuerschrank

Integr. Ventilelektronik mit: Sensorsignalverarbeitung, Lageregler (Steuerschieber), Verstärker mit Stromausgang

P T

a

Eingabe uKsollk, Reglerparameter, Auslesen uKistk

sK , sK Analoge Elektronik Wegmessg.

Q

Druckdifferenz

Q

sS

Analoge Elektronik Ventil: Sensori signalverarbeiLagegeber tung, VerstärP ker mit StromT ausgang

uKist

ADU

uKistk

Vergleich + Lageregler Kolben

uSistk

Vergleich + Lageregler Steuerschieber

uSsollk uSist

ustell

ADU

DAU

Steuerung der Gesamtanlage

ustellk

Digitale Elektronik (Mikrocontroller)

Feldbus

b uKsoll(k)

'uK(k) Lageregler uSsoll(k) Steuer-

uKist(k)

c

Kolben

schieber

sS Steuerspalte

Q

Stellzylinder

sK

³ dt

sK

Druckdifferenz Lagesensor Kolben

d Abb. 14.8 Lagegeregelter Antrieb mit Stetigsteuerventil im Hauptstrom. a Antrieb in konventioneller Struktur b Antrieb als komplette mechatronische Komponente (alle Regelungen digital und in den Antrieb integriert) c qualitatives Blockschaltbild des Antriebes d Hydrozylinder CST3 von Bosch Rexroth [14.16]

422


Modifikationsmöglichkeiten sind:

Zu einem Geschwindigkeitsantrieb kann ein lagegeregelter Antrieb werden, dessen Führungsgröße uKsoll(t) eine Rampenfunktion ist: uKsoll(t) = K t. Ein Kraftantrieb entsteht auch, wenn die Druckdifferenz zwischen den Zylinderanschlüssen geregelt wird.

Gleichlaufantriebe. Sie sind am günstigsten mit Hilfe zweier lagegeregelter Antriebe zu realisieren, wobei die Istposition des einen die Lagesollposition des anderen vorgibt. An den Regler dieses Antriebes werden dabei große Anforderungen gestellt, um Nachlauffehler zu minimieren. Rotatorische Antriebe. Tritt an die Stelle des Arbeitszylinders ein Hydromotor und ist das Messglied ein elektrischer Winkelsensor, Drehmomentsensor oder ein Drehzahlmesser, dann können Winkel-, Moment- oder Drehzahlregelungen aufgebaut werden. Volumenstromgeregelte Antriebe. Wenn an die Stelle des Regelventils ein Proportional-Wegeventil mit positiver Überdeckung in Mittelstellung tritt (s. Abb. 8.61 a und b), wird es meist in Verbindung mit Druckdifferenzventilen, sog. Druckwaagen, zur stetigen Antriebssteuerung eingesetzt (Abb. 14.9). Prinzip ist dabei, dass aus dem Druckdifferenzventil und dem drosselnden Steuerspalt des Proportional-Wegeventils eine Stromregelfunktion analog der Wirkungsweise eines Zwei-Wege-Stromregelventils (s. Abschn. 8.2.2) entsteht. Der drosselnde Steuerspalt, – dieser kann, abhängig von der Konstruktion, der ablaufseitige oder auch der zulaufseitige sein – übernimmt dabei die Funktion der Messdrossel im Stromregelventil. Die Federvorspannung dieser Druckdifferenzventile ist meist nicht verstellbar; sie wird so bemessen, dass über der Messdrossel immer ein annähernd konstanter Druckabfall (meist 5 bar oder 10 bar, am verbreitetsten sind 10 bar) und damit ein bei konstant eingestelltem Drosselquerschnitt konstanter Volumenstrom entsteht. Bei höher eingestelltem Druckabfall sind die Regelgenauigkeit, aber auch die Drosselverluste höher. In Abb. 14.9 sind zwei Varianten eines solchen Antriebes dargestellt. Beide Antriebe arbeiten in beiden Bewegungsrichtungen des Verbrauchers volumenstromgeregelt. In Abb. 14.9 a arbeitet ein Zulaufdruckdifferenzventil so mit einem Wechselventil zusammen, dass immer die Zulaufseite des Zylinders mit dem Druckdifferenzventil verbunden ist. Die Wirkungsweise ist aus Abb. 14.9 c zu erkennen. In Abb. 14.9 b werden zwei Druckdifferenzventile in den Verbraucherleitungen so angeordnet, dass jeweils eine überbrückt und die andere wirksam ist (Wirkungsweise und Drücke s. ebenfalls Abb. 14.9 c). Die in den Schaltungen verwendeten 3/2-Wegeventile verhindern in der Funktion Halt ein Driften der Verbraucher, indem der Antrieb von der Druckquelle getrennt werden kann; sie haben keinen Einfluss auf die Volumenstromregelung. Wesentlicher Unterschied zwischen den Schaltungen ist, dass der Verbraucher in Abb. 14.9 a ablaufseitig am Tankleitungsdruck liegt, während er in Abb. 14.9 b


423

zulaufseitig am Druckquellendruck liegt und damit zwischen Druckkräften eingespannt ist (s. Abschn. 5.4.1).

Wechselventil

Druckwaage

2

1

2

1

P T

a

Druckdifferenzventil

c

Steuerspalt als Meßdrossel Qgeregelt

p1

P T

b

Qgeregelt

in Abb. 14.9 a in Abb. 14.9 b p1 = pDruckquelle pVerbr/Ablaufseite

p2

p2 = pVerbr/Zulaufseite + 10 bar

pTankleitung + 10 bar

p3

p3 = pVerbr/Zulaufseite

pTankleitung

Abb. 14.9 Mit Hilfe von Proportionalwegeventil und Druckdifferenzventil volumenstromgeregelte Antriebe. a mit Zulaufdruckdifferenzventil und Wechselventil b mit Druckdifferenzventilen in den Verbraucherleitungen c Wirkungsweise der beiden Volumenstromregelungen und entstehende Drücke bei Druckdifferenzventilen für 10 bar

Welche Struktur günstiger ist, hängt vom konkreten Einsatzfall ab und ist bei der Projektierung zu berechnen. Mit Hilfe beider Schaltungen können Lastkraftund auch Quellendruckschwankungen statisch sehr genau ausgeregelt werden, solange der Mindestdruck über der Messdrossel (meist 10 bar) zur Verfügung steht. Abrupte Lastkraft-, Quellendruckänderungen oder schnelle Steuerspaltveränderungen können zu kurzzeitig großen Regelfehlern führen, weil sich der Verschiebevolumenstrom bei der Positionsänderung des Steuerschiebers des Druckdifferenzventils dem Volumenstrom Qgeregelt überlagert. Die Drosselverluste der Schaltungen werden bestimmt von der Differenz des Druckquellen- und des Lastdruckes.

424


14.3.2.3 Verdrängergesteuerte Stetigantriebe (Sekundärregelung) Für Antriebe mit Hydromotoren, die ein einstellbares Verdrängungsvolumen besitzen, ist es möglich, die Versorgung aus einer Druckquelle ohne Drosselung des Hauptstromes zu realisieren. Der Parameter, der die Anpassung des Antriebes an den jeweiligen Betriebszustand vornimmt, ist das Verdrängungsvolumen. Es wird innerhalb einer Regelung so eingestellt, dass der Hydromotor gerade das von Last und Reibung geforderte Moment M aufbringt [14.5]. In Abb. 14.10 ist als typisches Beispiel ein drehzahlgeregelter verdrängergesteuerter Antrieb als Schaltplan und als regelungstechnisches Blockschaltbild dargestellt. SK Stellkolbenweg VK Stellkolbengeschwindigkeit n Drehzahl ML Lastmoment J Massenträgheitsmoment u Spannung Q Volumenstrom

nist TG

v K, s K s Q

J ML

Q

u

usist unist

i

unsoll (Drehzahlsollwert)

P T

a unsoll -

DrehzahlRegler

ussoll usist

unist

-

LageRegler

i

Ventil

Q

vK

³ dt

sK

LageSensor

KM.pDQ

M MR

b

Stellzylinder

ML MB -

1 J

³ dt

nist

i Strom MB Beschleunigungsmoment MR Reibmoment M Motormoment KM Verhältnis Verdrängungsvolumen V zu sK pDQ Druck der Druckquelle

Tachogenerator

Abb. 14.10 Drehzahlgeregelter verdrängergesteuerter Antrieb (Sekundärregelung). a Schaltung b qualitatives Blockschaltbild der Regelung

Die Wirkungsweise ist am besten zu erkennen, wenn von einer Lastzunahme

'ML, die sich auf die Drehzahl nist bzw. die Winkelgeschwindigkeit Zist absenkend auswirkt, ausgegangen und der Signalfluss verfolgt wird ( nist Zist 30 / S ). Um

die Drehzahl wieder anzuheben, muss das Hydromotormoment M vergrößert werden. Dazu wird das Tachogeneratorsignal unist mit dem Sollwert unsoll verglichen und die Differenz in einem elektro-hydraulischen Lageregelkreis (s. auch Abb. 14.8) in die erforderliche Vergrößerung des Verdrängungsvolumens des Hydromotors umgesetzt. Die Dynamik dieses Antriebes hängt wesentlich davon ab, wie


425

schnell die Verstellung des Hydromotorverdrängungsvolumens erfolgen kann. Zu schnelle Schwenkbewegungen können zu Schäden im Hydromotor führen. Gegenüber dem Lageregelkreis in Abb. 14.8 ist der Stellzylinder mit Zentrierfedern ausgerüstet. Ihre Aufgabe ist die Realisierung eines definierten Anfangswertes des Hydromotorschwenkwinkels. Auf das Verhalten der Lageregelung haben sie nur geringen Einfluss, da die Federkräfte i. Allg. viel kleiner als die Druckkräfte sind. Ist der Lageregelkreis des Hilfsantriebes günstig dimensioniert, ist die Stabilität der Drehzahlregelung relativ problemlos zu gewährleisten, da im äußeren Wirkungskreis nur noch ein Verzögerungseinfluss hinzukommt, das Gesamtmassenträgheitsmoment J von Rotor des Hydromotors und bewegter Last. Problematischer ist die Beherrschung einer Lageregelung des Hydromotors, da im Regelkreis eine weitere Integration hinzukommt (s. Abb. 14.11). Am besten gelingt dies, wenn eine sogenannte Kaskadenstruktur aufgebaut wird, d. h., der Regelung der Winkelposition wird eine Drehzahlregelung unterlagert.

nist PM

vK, s K

J ML

s Q

TG

Q

u

usist

Mist

uM ist unist

P

i

uM soll

P

(Positionssollwert)

T

uM soll

unsoll Lageregler

uM ist

ussoll Drehzahlregler

unist

durch digitalen Regler ersetzbar

usist

LageRegler

i

M MR

Tachogenerator

Ventil

Q

Stellzylinder

vK

³ dt

sK

LageSensor

KM.pDQ

b

T

c

a

ML MB -

1 J

³

dt

nist

³

dt

Mist

PositionsMeßglied

Abb. 14.11 Lagegeregelter verdrängergesteuerter Antrieb (Sekundärregelung). a Schaltung b qualitatives Blockschaltbild der Regelung c Anschluss eines Hydrotransformators M Winkelposition, weitere Kurzzeichen s. Abb. 14.10

426


Die Schaltung ändert sich dann gegenüber Abb. 14.10 a dahingehend, dass zusätzlich zum bereits vorhandenen Tachogenerator ein Lagemessglied an die Welle angeflanscht und das Winkelsignal auch in der Elektronik verarbeitet werden muss. In Abb. 14.11 b ist das Blockschaltbild der Lageregelung dargestellt. Die Parametereinstellung der nunmehr drei Regler sollte einem erfahrenen Regelungstechniker übertragen werden. Als Positionsmessglied wurde wie beim Drehzahlmessglied ein analoges, eine Ausgangsspannung lieferndes, angenommen, um das Darstellungsprinzip nicht verlassen zu müssen. Die meisten modernen Positionsgeber und viele Regler arbeiten digital. Das hat zur Folge, dass die Vergleichsglieder sowie die Lage- und Drehzahlregler zusammengefasst, der Sollwert als Zahlenwert vorgegeben und das Drehzahlsignal aus dem Winkelsignal errechnet werden können. Der Regelalgorithmus wird dann komplexer, aber es wird kostenintensive analoge Mess- und Steuerungstechnik eingespart (s. strich-punktiert umrahmter Bereich in Abb. 14.11 b). Unüblich ist die Realisierung einer Kraftregelung mit Hilfe der Verdrängersteuerung. Dies kann meist kostengünstiger mit Steuerventilen im Hauptstrom realisiert werden, da Kraftantriebe keine großen Ausgangsleistungen bereitstellen müssen. Translatorische Bewegungen können mit Hilfe eines Hydrotransformators sekundärgeregelt werden [14.6]. Das Prinzip ist in Abb. 14.11 c oben dargestellt. Der Aufwand ist sehr hoch, da ein geschlossener Kreislauf speziell gespeist werden muss. Die in Abb. 14.11 c Mitte dargestellte Variante für Plunger ist weniger aufwändig. In [14.7] wird ein Hydrotransformator beschrieben, der aus nur einem Axialkolbensystem, dessen Steuerspiegel auf drei Öffnungen erweitert wurde, besteht (Symbol s. Abb. 14.11 c unten). Seine Funktion entspricht der in Abb. 14.11 c Mitte. Der gerätetechnische Aufwand ist in jedem Fall hoch, so dass der Einsatz eines Hydrotransformators erst bei Zylindern mit hoher mechanischer Ausgangsleistung, z. B. in großen Baggern, wirtschaftlich ist. 14.3.3 Druckquellen Die wichtigste technische Forderung an eine Druckquelle ist: Die schwankenden Volumenstromanforderungen der Antriebe müssen erfüllt werden, ohne dass der Quellendruck pDQ unzulässig schwankt. Die wichtigsten ökonomischen Forderungen lauten: Die Druckquelle darf nicht zu teuer sein und ihre Eigenverluste sind niedrig zu halten, indem die Pumpe im Mittel gegen den Quellendruck pDQ nur soviel fördert, wie die Antriebe insgesamt fordern. In Abb. 14.12 sind Grundvarianten von Druckquellen abgebildet, die die o. g. Forderungen unterschiedlich gut erfüllen. Die Anpassung des Volumenstromes QDQ an den von den Antrieben geforderten Wert erfolgt in allen Druckquellen innerhalb eines Regelkreises (s. Blockschaltbild der Regelung in Abb. 14.2 b) in Abhängigkeit vom Quellendruck pDQ, aber auf unterschiedliche Weise:

in einer Nullhubregelung durch eine Verstellpumpe (s. Abb. 14.12 a),


427

bei einer Abschaltpumpe durch ein druckabhängig geschaltetes Wegeventil (Abb. 14.12 b), durch einen drehzahlstellbaren Antriebsmotor (Abb. 14.12 c) oder durch ein Druckbegrenzungsventil (Abb. 14.12 d).

P

P

6 QAk

pDQ

pDQ

QDQ = QP

QDQ

P

6 QAk

pDQ QVW

QP

F0

6 QAk

pDQ

QDQ

QDQ

QP

QP

QVD

M

ASt

a

P

6 QAk

b

c

d

Abb. 14.12 Grundvarianten von Druckquellen. a Nullhubregelung mit direkt beaufschlagter Stelleinheit b Abschaltpumpe c Konstantpumpe mit drehzahlstellbarem Antriebsmotor d Konstantpumpe mit Druckbegrenzungsventil 6QAk Gesamtheit aller Volumenströme zu den Antrieben, QDQ von der Druckquelle bereitgestellter Volumenstrom, QP von der Pumpe geförderter Volumenstrom, QVW über das Wegeventil abgeleiteter Volumenstrom, QVD über das Druckbegrenzungsventil abgeleiteter Volumenstrom, pDQ Druckquellendruck, ASt Fläche Stelleinrichtung, F0 Federvorspannkraft der Stelleinrichtung

Nullhubregelungen. In Abb. 14.12 a ist eine Nullhubregelung mit direkt beaufschlagter Stelleinheit der Verstellpumpe dargestellt. Ab einem mit der Federvorspannung einstellbaren Wert werden mit wachsendem Quellendruck das Verdrängungsvolumen und damit der geförderte Volumenstrom verringert. Da sich dieser Prozess in einem Regelkreis abspielt, wirkt die infolge wachsenden Druckes pDQ erfolgte Volumenstromverringerung so auf den Druck pDQ zurück, dass er wieder absinkt. Die Störung des Regelkreises erfolgt durch die Antriebe. Wird durch Zuschalten eines Antriebs die von den Antrieben aktuell geforderte Volumenstromsumme 6QAk größer als der von der Verstellpumpe aktuell geförderte Volumenstrom, sinkt der Druck ab. Die Druckkraft wird kleiner als die Federkraft, die Stelleinheit schwenkt auf größeres Verdrängungsvolumen aus und QDQ erhöht sich auf den geforderten Wert QDQ = 6QAk. In Abb. 14.13 sind diese Zusammenhänge spezieller als in Abb. 14.2 b dargestellt. Die Pumpe mit Stelleinrichtung ist ein Feder-Masse-System mit der in Abb. 14.13 b angegebenen nichtlinearen statischen Kennlinie QDQ = f(pDQ). Erst oberhalb des Druckes pEB = F0 /ASt setzt die Regelwirkung ein. Wachsender Druck pDQ führt dann zur Verringerung des Volumenstromes QDQ. Die Empfindlichkeit der Pumpe mit Stelleinrichtung ist umso größer, je kleiner die Differenz pDQ0 - pEB

428


ist. Die Federsteife, die Stellkolbenfläche und die Konstruktion der Pumpe bestimmen die Empfindlichkeit.

6 QAk Qgesp -

1 Chges

dpDQ /dt

³ dt

pDQ

QPmax

QDQ

pDQ0

pDQ

pEB = F0/ASt

QDQ

a

QPmax

pDQ

Pumpe mit Stelleinrichtung

pEB = F0/ASt

b

6 QAk

pDQ0

c

Abb. 14.13 Wirkungsweise einer Nullhubregelung mit direkt beaufschlagter Stelleinheit. a vereinfachtes quantitatives Blockschaltbild b Kennlinie der Stellpumpe mit Stelleinrichtung allein c Kennlinie der gesamten Druckregelung 6QAk Gesamtheit aller Volumenströme zu den Antrieben, QDQ von der Druckquelle bereitgestellter Volumenstrom, Qgesp gespeicherter Volumenstrom, QPmax Pumpenförderstrom bei ausgeschwenkter Stelleinheit, pDQ Quellendruck, pEB der Druck, bei dem die Pumpe einzuschwenken beginnt, pDQ0 der Druck, bei dem QDQ = 0 wird, Chges Gesamtkapazität von Druckleitung und Speicher, ASt Fläche Stelleinrichtung, F0 Federvorspannkraft der Stelleinrichtung

Mit den in Abb. 14.13 b angegebenen Größen ergibt sich die folgende Kennlinienfunktion: QDQ

QP max

p DQ p DQ 0 p EB p DQ 0

für p EB d p DQ d p DQ 0 mit p EB

F0 ASt

(14.1)

Im stationären Zustand der Regelung ist QDQ = 6QAk, und die Kennlinie der Regelung ist exakt die reziproke Kennlinie der Pumpe mit Stelleinrichtung (vgl. Abb. 14.13 b mit Abb. 14.13 c). Dieses Regelungsprinzip erfüllt die Forderung nach geringen Eigenverlusten, da die Verstellpumpe mit Hilfe der Regelung nur so viel fördert, wie vom Kreislauf gefordert wird. Unter bestimmten Bedingungen kann die Über-Null-Steuerung einer Verstellpumpe erforderlich werden, z. B. beim Gewichtsausgleich mit einem Arbeitszylinder (s. Abb. 14.6 d). Dieser kann beim Nach-unten-fahren einen Volumenstrom in den Kreislauf eintragen. Die Regelfunktion bleibt dann auch im Nachbarquadranten erhalten (das Rückschlagventil muss entfernt werden). Die Kennlinie endet nicht an der Ordinate, sondern schneidet sie (s. Abb. 14.13 c). Die Pumpe befindet sich dann im Motorbetrieb und treibt ihren Antriebsmotor, der ggf. Energie ins elektrische Netz zurückspeisen kann, an. Die Nullhubregelung arbeitet mit oder ohne Speicher, aber ein Speichereinsatz bringt zwei wesentliche Vorteile:

Ohne Speicher muss die Pumpe auf die maximal auftretende Volumenstromanforderung ausgelegt werden. Mit Speicher kann die Pumpe ggf. so ausgelegt


429

werden, dass die mittlere Volumenstromanforderung mit Reserve erfüllt wird. Anforderungsspitzen deckt der Speicher ab. Aus dem Blockschaltbild in Abb. 14.13 a ist zu ersehen, dass schnelle Änderungen der Volumenstromanforderungen eines Antriebs 'QAk bei großer Speicherkapazität Chges nur kleine Druckänderungsgeschwindigkeiten dpDQ/dt (also langsame Druckänderungen) hervorrufen. Die verzögert wirkende Stelleinrichtung kann dieser langsamen Druckänderung viel besser folgen und den Pumpenförderstrom QP an den veränderten Bedarf anpassen, ohne dass bereits große Druckspitzen oder -einbrüche aufgetreten. Der Speicher sorgt damit auch dafür, dass die Stellbewegungen relativ langsam (und damit lebensdauererhöhend) bei gleichzeitig geringen dynamischen Regelfehlern ablaufen (Abschn. 14.3.5.2). Durch das Vorschalten günstig ausgelegter Druckteiler oder auch die Lageregelung des Stellkolbens kann die Kennlinie QDQ = f(pDQ) der Stelleinrichtung steiler und die Kennlinie der Regelung pDQ = f(6QAk) flacher gestaltet werden. In Abb. 14.14 a ist eine Nullhubregelung mit steiler Charakteristik so dargestellt, wie sie als Standardaggregat erworben werden könnte. Sie enthält deshalb neben den Komponenten der Druckquelle einen Speicher, der aus den genannten Gründen meist eingesetzt werden sollte, ein Druckbegrenzungsventil und ein Absperrventil sowie Filter und Rückschlagventil in der Tankleitung. Das Druckbegrenzungsventil ist das Sicherheitsventil der Anlage und deshalb auf einen höheren als den maximalen Quellendruck pDQ eingestellt. Das Rückschlagventil in der Tankleitung sichert, dass auch bei Stillstand der Anlage das Fluid in den Leitungen und vor allem in den Antrieben bleibt. P

pDF

pDQ

b

pDF

T

pDQ

ADF

Q

QDQ

QPmax

QDF

t

pDQ pDQ0

ASt

pEB

pDF Druckfühler

a

QDQ(t)

6 QAk

QP cSt, F0St

pEB pDQ0

cDF, F0DF

c

t

Abb. 14.14 Nullhubregelung mit Druckfühler zur Realisierung einer steilen Kennlinie und mit Speicher. a Schaltung (Druckbegrenzungsventil ist Sicherheitsventil; Absperrventil dient der Speicherentleerung) b Kennlinie des Druckfühlers c Volumenstrom- und Druckverläufe (qualitativ)

430


Die Filterung im Rücklauf hat den Vorteil, Ansaugprobleme zu vermeiden (bei geöffnetem Absperrventil kann der gesamte Behälterinhalt gefiltert werden, bevor die Druckquelle die Antriebe versorgt). Hohe Forderungen an die Qualität der Kennlinie werden mit Hilfe eines Druckfühlers erfüllt, dessen Kolben gegen die vorgespannte Feder nur kleine Wege zurücklegt und der, als Druckteiler ausgelegt, eine Leerlaufkennlinie nach Abb. 14.14 b realisiert. Wegen 'pDF !! pDQ0 - pEB wird der Bereich, in dem die Pumpe von QPmax auf null verstellt wird, sehr klein, womit die erforderliche flache Regelkreiskennlinie pDQ = f(6QAk) erreicht wird (s. Abb. 14.13 b und c). In der Stelleinrichtung können die Federvorspannung klein und die Feder relativ steif sein, damit die meist schwer beherrschbaren inneren Kräfte der Pumpen (sog. Rückstellkräfte) nahezu vernachlässigbar gegenüber den Stellkräften werden. Es ist aber zu bedenken, dass Druckfühler und Stelleinheit Feder-Masse-Systeme sind, die oft zu schwach gedämpften Übergangsvorgängen i. d. R.ung führen. In Abb. 14.14 c sind QDQ(t) und pDQ(t) für einen angenommenen Verlauf der Volumenstromanforderung 6QAk (die zeitweise größer ist als QPmax) qualitativ dargestellt. Druck und Volumenstrom besitzen zunächst nach dem Abklingen der Übergangsvorgänge Werte, die der Kennlinie entsprechen. Bei Überforderung der Pumpe wird pDQ kleiner als pEB, der Druck bricht dabei umso langsamer ein, je größer der Speicher ist. Dieses Verhalten wird in Abschn. 14.7 einer Berechnung zugänglich gemacht. In Nullhubregelungen kann an die Stelle eines Druckfühlers auch ein elektrisch ansteuerbares Stetigsteuerventil treten. Der Regler wird dann elektronisch (analog oder digital) realisiert, das Drucksignal wird ihm von einem Drucksensor zur Verfügung gestellt. Der Regler kann dann komfortabler strukturiert werden und weitere Signale verarbeiten. Von Bedeutung ist das vor allem, wenn veränderliche Drucksollwerte zu verarbeiten sind (Abschn. 14.4). Abschaltpumpe. Ähnlich günstige ökonomische Kennwerte besitzt die Abschaltpumpe (Prinzip s. Abb. 14.12 b). In dieser typischen Zweipunktregelung wird das 2/2-Wegeventil mit Hilfe von zwei in einer einfachen logischen Schaltung verarbeiteten Druckschaltersignalen angesprochen. Die Zeiten zwischen den Umschaltvorgängen sind umso größer und die Belastung der Komponenten damit umso geringer, je größer die Kapazität des Leitungssystems und der angeschlossenen Speicher ist, weshalb diese Druckquellen immer mit Druckflüssigkeitsspeichern ausgerüstet werden. In Abb. 14.15 a ist eine mögliche Schaltung eines Aggregates mit Abschaltpumpe dargestellt. Druckbegrenzungsventil, Absperrventil und Rückschlagventil sowie Filter in der Tankleitung haben dieselbe Aufgabe wie in Abb. 14.14 a. Die Pumpe wird zwischen den Zuständen Förderung in den Kreislauf und Förderung nahezu drucklos in den Behälter hin- und hergeschaltet. Diese Druckquellen zeichnen sich ebenfalls dadurch aus, dass gegen den Druckquellendruck durchschnittlich nur ein so hoher Volumenstrom gefördert wird, wie die Antriebe fordern. Das Schalten lösen Druckschalter mit einstellbarer Hysterese aus. Die Druckwerte pDSo, pDSu sind der obere und der untere Schaltpunkt. Erreicht pDQ den oberen Schaltpunkt, wird die Pumpe auf drucklosen Umlauf geschaltet, der Druck pDQ(t) sinkt ab bis auf pDSu, dann wird wieder zugeschaltet.


QP

Q

431

QDQ(t)

6 QAk

t

pDQ pDSo

P T

pDSu

pDQ

t

QP

QDQ QP

Q

QDQ(t)

6 QAk

2

t

pDQ pDSo

1

pDSu

a

b

t

Abb. 14.15 Abschaltpumpe. a Schaltung b Volumenstrom- und Druckverläufe bei kleinem (oben) und großem Speicher (unten)

Ist die Pumpe richtig ausgelegt, erreicht pDQ(t) nach entsprechender Zeit wiederum den Wert pDSo und wird wieder abgeschaltet. Solange der geforderte Volumenstrom kleiner als QP ist, bleibt pDQ(t) im Bereich pDSo ... pDSu; pDQ(t) kann aber unter pDSu abfallen, wenn diese Bedingung zeitweise nicht erfüllt ist. Dann wird das Defizit vom Speicher bereitgestellt. Um das Überschreiten zulässiger Grenzen des Druckabfalls zu verhindern, sind in der Phase der Projektierung entsprechende Berechnungen erforderlich (Abschn. 14.6). Für relativ hohe Anforderungen an die Druckkonstanz müssen pDSo und pDSu eng beieinander liegen. Um trotzdem nicht zu hohe Schaltfrequenzen zu erhalten, müssen große Speicher eingesetzt werden (vgl. hierzu die Druck- und Volumenstromverläufe in Abb. 14.15 b). Nicht selten werden, z. B. aus Geräuschgründen in Hydraulikanlagen von Bühnen, die Speicher so ausgelegt, dass die Antriebe mehrere Stunden bei abgeschalteten Pumpen arbeiten können (Speicherbetrieb). Dann wird i. Allg. der Antriebsmotor der Pumpe geschaltet, Abschaltventil und Druckschalter können entfallen. Es ist zu beachten, dass zwar ein hoher volumetrischer Wirkungsgrad erreicht wird, dass aber infolge großer Speicher das Bauvolumen dieser Druckquelle relativ groß ist und das Zweipunktverhalten zu großen Druckschwankungen führen kann. Drehzahlveränderliche Konstantpumpe. Die Entwicklung der elektrischen Antriebstechnik, vor allem der Umrichtertechnik für Asynchronmotoren, ermöglicht

432


zunehmend den wirtschaftlichen Einsatz einer von einem drehzahlveränderlichen Motor angetriebenen Konstantpumpe als Druckquelle (Prinzip s. Abb. 14.12 c), auch wenn die Verluste im Umrichter noch höher als z. B. in einem Druckfühler sind. In Abb. 14.16 a ist eine Schaltung mit unterlagerter Drehzahlregelung (die nicht unbedingt erforderlich, aber im Sinne der Dynamik der Regelung günstig ist) dargestellt, in Abb. 14.16 b das regelungstechnische Blockschaltbild.

P T Upsoll

Upist

Drucksensor

pDQ

6 QAk Qgesp -

Druckregler Unsoll (Drehzahlsollwert)

Drehzahlregler und Umrichter

i

M

QDQ = QP

QDQ = QP

³ dt

- upist upsoll Druckregler

n

TG

pDQ Drucksensor

V

Unist

a

dpDQ /dt

1 Chges

Motor TG

i

Drehzahlregler und Umrichter

unsoll - u nist

b

Abb. 14.16 Druckquelle mit drehzahlveränderlicher Konstantpumpe. a Schaltung b Blockschaltbild M elektrischer Antriebsmotor der Pumpe, TG Tachogenerator, n Drehzahl, i Strom, u Spannung

Speicher, Druckbegrenzungsventil, Absperrventil und Rückschlagventil sowie Filter in der Tankleitung haben dieselbe Aufgabe wie in Abb. 14.14 a. Der Druckregler gibt den Sollwert der Drehzahl, die den Volumenstrom der Pumpe bestimmt, als Stellgröße aus. Diese Druckquelle ist ebenfalls eine stetige Druckregelung, weshalb Kennlinienpunkte analog der Nullhubregelung angefahren werden können. Im Gegensatz zur Nullhubregeleinrichtung muss der Druckregler aber kein P-Regler, sondern er kann ein PI-Regler sein. Der integrierende Anteil dieses Reglers hat den Effekt, dass sich die Regelung immer bei upist = upsoll ausregelt, also auch bei pDQ = pDQsoll = konst. Konstantpumpe mit Druckbegrenzungsventil. Eine Konstantpumpe mit Druckbegrenzungsventil (Abb. 14.12 d) erfüllt die technischen Anforderungen i. Allg. einfach und sicher. Die Einstellbarkeit von QDQ wird erreicht, indem der nicht benötigte Volumenstrom QP | konst. der Konstantpumpe über das Druckbegrenzungsventil (QVD) abgeleitet wird. Das Regelverhalten ist dem der Nullhubregelung ähnlich. Der Regelbereich wird ebenfalls über die Federvorspannung eingestellt; das Feder-Masse-System ist aber kleiner, die Regelung


433

schneller. Ein Speicher hat dieselben Aufgaben wie bei der Nullhubregelung. Während aber die Verstellpumpe in der Nullhubregelung nur so viel fördert, wie die Antriebe aktuell fordern, fördert die Konstantpumpe ständig ihren unveränderbaren Volumenstrom QP gegen den Quellendruck pDQ. Der Volumenstromüberschuss wird über das Druckbegrenzungsventil unter Wärmeentwicklung abgeleitet. Ein einfaches Rechenbeispiel verdeutlicht die möglichen großen Eigenverluste der Druckquelle. Sind der Volumenstrom der Pumpe QP = 15 l/min und pDQ = 200 bar, so entsteht bei abgeschalteten Antrieben (QDQ = 0, QVD = QP) allein im Druckbegrenzungsventil eine Wärme- und damit Verlustleistung PVerl = QP pDQ = 3000 barl/min = 5 kW. Eine Verringerung dieser Leistungsverluste wird erreicht, wenn mehrere Konstantpumpen mit fremd- und eigengesteuerten Druckbegrenzungsventilen zu einer Druckquelle nach Abb. 8.8 d zusammengeschaltet werden. Die maximal auftretenden Drosselverluste werden von der größten Pumpe bestimmt, sie sind QPmax pDQ. Beachtet werden muss zusätzlich die Stufung der Kennlinie pDQ = f(6QAk). In Tabelle 14.3 sind die Aussagen zu den beschriebenen vier Druckquellenvarianten zusammengefasst. Tabelle 14.3 Qualitativer technisch-ökonomischer Vergleich einfacher Druckquellen Druckquelle

Art der Regelung

Kennlinie der Regelung pDQ = f(6QAk)

Dyn. Druck- Preis Eigenschwankg. verluste

Nullhubregelung

stetig

flach

gering mit Speicher

hoch

gering

Abschaltpumpe

Zweipkt.Regelung

existiert nicht

ständiges Schwanken

gering

gering

Drehzahlveränderl. Konst.-Pumpe

stetig

kann sehr flach sein

gering mit Speicher

hoch

durch EAntrieb

Konst.-Pumpe(n) mit Druckbegr.Ventil(en)

stetig, ggf. mehrere Bereiche

flach oder gestuft

sehr gering

gering

hoch

14.3.4 Leitungssystem Bei der Gestaltung des Leitungssystems sollte Folgendes beachtet werden:

Die Lage der Verbraucher wird von der Gesamtanlage bestimmt, sie ist damit vorgegeben. Die Antriebssteuerungen sind möglichst nahe den Verbrauchern anzuordnen, um zwischen Verbraucher und Steuerung große Volumina der Hydraulikflüssigkeit, die zu verminderter Antriebssteifigkeit führen, zu vermeiden (s.

434


Abschn. 14.3.5). Aus Gründen einfacher Wartungs- und Einstellarbeiten ist eine gruppenweise Anordnung der Steuerventile in der Nähe der entsprechenden Gruppe von Verbrauchern oft die günstigste Lösung. In stationären Hydraulikkreisläufen kann die Druckquelle relativ weit entfernt von der übrigen Anlage aufgestellt sein. Dann sind die Wärme- und vor allem die Geräuschbelästigung der Bediener der Anlage geringer. Das dann größere Leitungsvolumen hat auf die Antriebsdynamik und auf die Antriebssteife keinen Einfluss. Die Zusatzkosten sind dadurch nicht sehr hoch, dass nur zwei oder drei Leitungen (wenn eine gesonderte Leckleitung erforderlich ist) das Aggregat (mit der Druckquelle) und die restliche Anlage verbinden. Abbildung 14.17 zeigt eine Möglichkeit günstiger Leitungsführung unter Beachtung dieser Prämissen (eine gesonderte Leckleitung sei nicht erforderlich). Die gepunktet gezeichnete Verbindung der Leitungen P und T zu Ringleitungen hat zwei Vorteile: zum einen kann ein Antrieb mit hoher Volumenstromanforderung auf zwei Wegen versorgt werden, zum anderen werden Druckwanderwellen, die beim Beschleunigen und Abbremsen der Fluidsäulen entstehen, nicht total reflektiert [14.4, 14.8].

T V

St

V

St

V

V

P

St

V

V St

St

V

DQ Druckquelle, P Druckleitung, T

Verbraucher, Steuerung,

Tankleitung

St

V

V

St St

V V

Abb. 14.17 Eine Möglichkeit günstiger Leitungsführung in einer Anlage mit Druckquelle

14.3.5 Dynamisches Verhalten

14.3.5.1 Das Verhalten der Antriebe In Abb. 14.2 sind wesentliche Kopplungen in Kreisläufen mit Druckquelle dargestellt. Die gegenseitige Beeinflussung von Antrieben kann nur verhindert werden, wenn die Druckregelung und das Leitungssystem so ausgelegt sind, dass statisch und dynamisch keine unzulässig großen Druckschwankungen entstehen können. Ein Antrieb an einer Druckquelle ist unter mehreren Aspekten zu betrachten:


435

Der Antrieb ist Bestandteil der Druckregelstrecke, er ist Teil des Gesamtwiderstandes der Antriebe (s. Abschn. 14.3.5.2). Eine Änderung seines Volumenstrombedarfs ist Störgröße der Druckregelung. Dabei verursacht das Schalten von Wegeventilen näherungsweise sprungförmige Änderungen des Volumenstromes. Mit welcher Verzögerung reagiert die Ausgangsgröße Position, Geschwindigkeit/Drehzahl oder Kraft/Moment auf ein Steuersignal? Wie stark und mit welcher Verzögerung beeinflusst ein Schwanken der Belastungskraft FL oder des Druckes pDQ der Druckquelle das Verhalten des Antriebes? Dieser Aspekt wird im Folgenden näher untersucht. Wegeventilgesteuerte Antriebe. In Abb. 14.18 a und b sind typische wegeventilgesteuerte Antriebsstrukturen während der Übergangsvorgänge Anlauf oder Umsteuern dargestellt. Sie sind aufgeteilt in Zulaufdrosselung und Ablaufdrosselung mit Drosselventil (die Wegeventile sind in den Strukturen nicht enthalten, da sie geschaltet sind und die entsprechenden Wege damit festgelegt haben). Die Modellermittlung erfolgte in den in Abschn. 4.9 beschriebenen Schritten [14.19]. Die Beschreibung des Drosselventils wird gemäß Tabelle 4.6 vorgenommen. Die Nichtlinearität, die ein Absinken des Druckes p1 auf negative Werte im Modell in Abb. 14.18 c verhindert, ist in den Abschn. 4.1 und 4.9 beschrieben. Beide Modelle wurden für Anlauf mit Hilfe einer geeigneten Software [14.9] bei typischerweise geringer Dämpfung und bei geringer Gegenkraft FL simuliert. Die Ergebnisse bei Drosselung des Zulaufs und bei Drosselung des Ablaufs sind in Abb. 14.19 dargestellt (die verwendeten Parameter sind angegeben, die Reibkraft wurde geschwindigkeitsproportional angesetzt). A1 V1

pDQ

m p1

FL

A1 pDQ = p1

a Q1

-

Qg1

-

FL

A1

1 V1 ß

p1

³ dt 1 m

s

FL

³ dt

s

³ dt

pDQ

s

FR

s, s, s

Q2 FL

A1 A2

FB

- -

p1

-

p2

³ dt

p2

FB

1 m

s

³ dt

- F R 1 V2 ß

Qg2 Q2

A1

c

p2

b

pDQ

V2 m

s, s, s p2 = 0

Q1

A2

-

s

³ dt

s

A2

d

Abb. 14.18 Antriebsstrukturen für Übergangsvorgänge. a zulaufseitige Drosselung des Verbraucherstromes b ablaufseitige Drosselung c Blockschaltbild bei Zulaufdrosselung d Blockschaltbild bei Ablaufdrosselung

436


An den Druckverläufen sind die Unterschiede beider Strukturen zu erkennen. Die Zulaufdrosselung ist vor allem bei kleinen Gegenkräften zu vermeiden, um zeitweiliges Zusammenbrechen des Druckes p1 und damit Kavitation zu vermeiden. Bei Ablaufdrosselung ist der Druck p2 relativ hoch, da sich der Arbeitszylinder zwischen Druckquelle und Stromventil befindet und zusätzlich eine Druckübersetzung infolge A1 > A2 entsteht. In den zwei simulierten Fällen entsteht Überschwingen (das bei schaltenden Wegeventilen nicht zu vermeiden ist). Als Periodendauerwerte TP sind TP | 90 ms in Abb. 14.19 a und TP | 115 ms in Abb. 14.19 b zu ermitteln. Diese Zusammenhänge werden im Folgenden untersucht.

90

160

bar mm/s

bar mm/s

v(t)

p2(t)

120

60

p,v p,v

80

30

0

0 0

0,1

0,2

t

s

0,3

0

b

a p DQ

v(t)

40

p1(t)

100bar FR

A1 1000 mm

2

(10 Ns mm) ds / dt k Dr ADr

A2

800mm

2

3

2

E | 10 mm N

1

0,1

0,2

t

20000 mm 4 s N FL

V1 V2

105 mm³ m

s

0,3

200 N

2000 kg

Abb. 14.19 Druck- und Geschwindigkeitsverläufe. a Druck p1 und Geschwindigkeit v (= ds/dt) bei zulaufseitiger Drosselung b p2 und v bei ablaufseitiger Drosselung (p1 = pDQ)

Die dynamischen Kennwerte können mit Hilfe typischer Übertragungsfunktionen, die jedoch nur für lineare Verhältnisse aufstellbar sind, errechnet werden (s. Abschn. 4.10). In Abb. 14.20 ist das aus Abb. 14.18 c abgeleitete linearisierte Blockschaltbild dargestellt (s. auch Abschn. 4.10).

pDQ

-

1 Rh

Q1

Qg1

-

1 V1 ß

p1

³ dt

p1

FL A1 FR

-F B -

1 m

s

³ dt

s

³ dt

s

k

A1

Abb. 14.20 Linearisiertes Blockschaltbild bei zulaufseitiger Drosselung eines Verbraucherstromes mit einem Drosselventil


437

Das Drosselventil wird als linearer hydraulischer Widerstand Rh = 'p/Q1 beschrieben. Die Reibkraft FR sei ebenfalls linear beschreibbar: FR = k ds/dt. Die Übertragungsfunktion s(s)/pDQ(s) errechnet sich über die allgemeine Wirkungskreisformel in Gl. (14.2) zunächst zu (beachte: die Integration wird zu 1/s): s(s) p DQ ( s )

1 1 1 1 1 A1 Rh V1 E s ms k s . 1 1 1 1 1 2 1 1 A1 Rh V1 E s V1 E s ms k

GVorw ( s) 1 GKreis ( s )

(14.2)

In hydraulischen Antrieben mit Drosselventilen kann meist ohne großen Fehler die geschwindigkeitsproportionale Komponente der Reibkraft vernachlässigt werden (k | 0), da der hydraulische Widerstand Rh bei der Geschwindigkeitsbegrenzung dominiert. Die Übertragungsfunktion in Normalform lautet (alle Parameter sind Zeitkonstanten oder Potenzen von Zeitkonstanten): s( s) p DQ ( s )

1 s Rh A1 1

mit T

1 m mV1E 2 s s 2 Rh A1 A12

m V1 E A1

, Ze

1 T

KI 1 s 1 2 DT s T 2 s 2

A1 m V1 E

, D

(14.3)

1 m . 2 Rh A1 V1 E

Die Kennwerte Eigenzeitkonstante T, Eigenkreisfrequenz Ze, (sie ist die reziproke Eigenzeitkonstante T) und Dämpfung D können relativ leicht errechnet werden. Der das dynamische Verhalten am deutlichsten kennzeichnende Parameter ist die Eigenzeitkonstante T (bzw. Eigenkreisfrequenz Ze, = 1/T). Je größer A1 ist, desto schneller reagiert der Antrieb, je größer die zu bewegende Masse m (liegt i. Allg. fest) und das komprimierbare Volumen V1 (bestehend aus Zylinder- und Leitungsvolumen) sind, desto langsamer reagiert der Antrieb. Vor allem deshalb ist nahes Anordnen des Steuerventils am Verbraucher anzustreben. Ein weiterer Aspekt ist wichtig: Da V1 sich annähernd proportional mit A1 ändert (s. Abb. 14.18 a), V1 aber nur mit der Wurzel in T eingeht, verringert sich die Eigenzeitkonstante T mit wachsendem A1 trotz gleichzeitig wachsenden Volumens V1. Ein kleinerer Verbraucher verringert demnach die Reaktionsschnelligkeit eines Antriebs. Weitere Übertragungsfunktionen zwischen den Eingangsgrößen pDQ-, FLoder Rh-Änderung und den Ausgangsgrößen s, ds/dt oder Q1 besitzen dieselben Parameter der Verzögerung, aber das Grundverhalten ändert sich. Sehr geringen (oft vernachlässigbaren) Einfluss auf die stationäre Geschwindigkeit haben Druck- und Belastungskraftänderungen, wenn an die Stelle des Drosselventils ein Zwei-Wege-Stromregelventil tritt (s. Abschn. 8.2.2). Aber das dynamische Verhalten wird infolge der Kolbenbewegung des Druckdifferenzventils im Stromregelventil beeinflusst. Es entsteht eine zusätzliche hydraulische Kapazität ChVD aus Kolbenfläche AVD und Federkonstante cVD des Druckdifferenz-

438


ventils. Die Übertragungsfunktion des Zwei-Wege-Stromregelventiles lautet damit: 2 AVD Q1 ( s ) GVSZ ( s ) | ChVD s mit C hVD . (14.4) 'p( s ) cVD Die Eigenzeitkonstante T kann nach Gl. (14.3) berechnet werden, aber zu V1 E kommt ChVD, das die gleiche Größenordnung haben kann, hinzu. Bei ablaufseitiger Drosselung (s. Abb. 14.18 d) befinden sich im Wirkungskreis A2 und V2, so dass sich s(s)/pDQ(s), T und D wie folgt errechnen (die Vorhaltzeitkonstante Tv entsteht hier durch die verzögerte Änderung von p2): 1 Tv s A1 2 s Rh A2 1 2 DT s T 2 s 2

s( s) p DQ ( s)

mit Tv

Rh V2 E , T

m V2 E A2

(14.5) und D

1 m . 2 R h A2 V2 E

Die errechneten Werte für T sind mit denen in Abb. 14.19 vergleichbar (für schwach gedämpfte Systeme ist TP | 2S T). Geringfügige Unterschiede resultieren aus den zwei Modellansätzen (nichtlinear und linearisiert). Die in den Abb. 14.18 a und b angegebenen Strukturen kommen auch bei der Verwendung eines Proportional-Wegeventils anstelle von Wegeventil und Stromventil vor, wenn Proportional-Wegeventile wie in Abb. 14.9 a und b verwendet werden. Diese Stetigsteuerventile erlauben die stetige Änderung ihrer Drosselstellen, so dass weiche Anfahr- und Umsteuervorgänge durch entsprechende Fahrkurven, z. B. Rampen, ohne Überschwingen der Drücke und Geschwindigkeiten realisiert werden können. Lagegeregelte Antriebe mit Stetigsteuerventilen im Hauptstrom. Regelventile mit ihren in der Mittellage des Schiebers sich stetig ändernden vier Drosselstellen drosseln gleichzeitig sowohl zu- als auch ablaufseitig, was die lineare Beschreibung des Verhaltens in diesem Bereich erlaubt (s. Abschn. 4.6.1). Die Struktur eines solchen Antriebes mit den für die Berechnung notwendigen Parametern ist in Abb. 14.21 a dargestellt. Der Verbraucher ist aus Gründen der einfacheren mathematischen Beschreibung des Antriebs ein Arbeitszylinder mit beidseitiger Kolbenstange. Die Umsetzer ADU und DAU wurden nicht berücksichtigt. Die Unterschiede zwischen den jeweiligen Spannungen ui(t) und den ihnen entsprechenden Folgen uik sind bei sehr kleinen Abtastzeiten T0. vernachlässigbar gering. Dies vereinfacht die folgenden Berechnungen. Abbildung 14.21 b zeigt das ausführliche lineare Blockschaltbild des mechanisch-hydraulischen Teils (Herleitung und Anwendung der Druckverstärkung E0 und der Stromverstärkung C0 s. Abb. 4.38 und Gl. (4.101)). In den vier Integrationsstellen dt entstehen die Ausgangsgrößen (die Zustandsgrößen) der vier vor-

³

handenen Energiespeicher [1419].


439

In Abb. 14.21 c wurden die zwei Druckvolumen-Energie-Speicher zu einem zusammengefasst. (Die Volumina V1 und V2 wirken als parallele Federn und können zu einer Gesamtnachgiebigkeit zusammengefasst werden, die immer kleiner als die der weniger nachgiebigen Feder ist, so dass auch V* immer kleiner als das kleinere der beiden Volumina ist.). Außerdem wurden die Integrationen durch den Integrationsoperator 1/s ersetzt sowie die noch fehlenden Übertragungsglieder der Regelungen hinzugefügt. sK , sK, sK V1

FL

m

V2

Lagesensor Kolben

s Q 'p p1

Q p2

AK

sS

uKist

u

uSsoll

Lageregelung Steuerschieber

uKsoll

Lageregler Kolben

P T

a sS -

C0

Q -

1 V1.E

p1

³ dt

p1

FL

p

AK

-

FR

1 E0

-

b uKsoll

'uK

-

GRK(s)

uSsoll

1 V2.E

KFS 1+TFS s

p2

³ dt

sS -

uKist

Q

V1+V2

1 E0

-

1 m

sK

³ dt

sK

³ dt

sK

k

AK

p2

C0

-

(V1.V2).E .s

p

FL AK FR

-

1 m .s

sK 1 sK s

k

AK

KSensK

c Abb. 14.21 Lagegeregelter Antrieb mit Regelventil im Hauptstrom. a schematische Darstellung mit den für die Modellierung relevanten Signalen und Parametern b linearisiertes Blockschaltbild des mechanisch-hydraulischen Teils des Antriebes c linearisiertes Blockschaltbild des gesamten lagegeregelten Antriebs

440


Die Übertragungsfunktion der Regelstrecke GS(s) = uKist(s)/uSsoll(s) ist für k = 0 in Gl. (14.6) angegeben. (Die Rückwirkung der geschwindigkeitsproportionalen Komponente der Reibkraft ist gegenüber den anderen Rückwirkungen meist vernachlässigbar.) Kennwerte dieses Antriebes sind ebenfalls die Eigenzeitkonstante T oder ihr Reziprokwert Eigenkreisfrequenz Ze sowie die Dämpfung D. Aus GS ( s)

u Kist ( s) u Ssoll ( s)

K FS C K 0 Ssens AK s 1 TFS s

1 1

mit V *

V1 V2 ergibt sich: V1 V2

GS ( s )

K IS 1 1 mit 2 2 s 1 2DT s T s 1 TFS s

K IS

K FS C0 K Ssens ,T AK

m V * E A

, D

m C0 AK2 E0

s

m V * E 2 s AK2

(14.6) C0 m . 2 A E0 V * E

In Abb. 14.22 a ist für folgende Parameterkombination die Reaktion der Geschwindigkeit dsK/dt = s K (nicht der Regelgröße UKist, die erst nach einer weiteren Integration entsteht) auf einen USsoll-Sprung der Höhe 1 V abgebildet: KFS = 0,4 mm/V, TFS = 0,5 ms, m = 200 kg, A = 8 cm2, pDQ = 200 bar, C0 = 200 cm3/(s mm), E0 = 2000 bar/mm, V* = 80 cm3, E = 8 10-5 bar-1, KSens = 1 V/cm. Es sind der integrale Übertragungsfaktor K IS 10 V / V und die Eigenwerte T = 4,47 ms und D = 0,035. Die kleine Eigenzeitkonstante T zeigt, dass ein solcher Antrieb trotz einer relativ großen zu beschleunigenden Masse m schnell reagieren kann. Der Wert für die Dämpfung D und der berechnete Geschwindigkeitsverlauf zeigen aber auch, dass diese Antriebe (auch schon ungeregelt) nur schwach gedämpft sind. u Ssoll Wird jetzt dieser Antrieb mit z. B. einem P-Regler GRK ( s ) K PRK la'u K gegeregelt, verschärft sich dieses Problem noch, es sei denn, der ReglerÜbertragungsfaktor KPRK wird so klein eingestellt, dass die Regelgröße sich erst dem Sollwert annähert, wenn die Schwingungen fast abgeklungen sind. Dann reagiert jedoch die Regelung sehr träge (s. Abb. 14.22 b, Führungs-Sprungantwort der Regelgröße für den P-Regler mit KPRK = 0,6). Eine gewisse Verbesserung des Verhaltens ist möglich, wenn im Regler zusätzlich ein Tiefpass realisiert wird: K PRK . Dies erlaubt eine moderate Vergrößerung von KPRK (in Abb. GRK ( p) 1 TTP s 14.22 b sind eine Zeitkonstante TTP von 20 ms und die Verdoppelung von KPRK auf 1,2 realisiert worden). Der Hauptweg ist jedoch, einen Regler zu verwenden, der die extrem kleine Regelstrecken-Dämpfung zu kompensieren gestattet. Dies gelingt am besten mit


441

einer Zustandsregelung (s. Abb. 14.22 b, Führungs-Sprungantwort der Regelgröße für einen noch zu beschreibenden Zustandsregler). Aus Gl. (14.6) geht hervor, dass die Regelstrecke ein integrierendes Verhalten mit Verzögerung 2. Ordnung besitzt, wenn die relativ kleine Zeitkonstante TFS zunächst vernachlässigt wird. Dies führt auf drei Zustandsgrößen; das sind physikalische Größen, die in den Energiespeichern des Systems (Druck-Volumenenergie Æ Druck, kinetische Energie Æ Geschwindigkeit, potentielle Energie Æ Weg) entstehen. 20 cm/s

15 dsK/dt

10

5

0 0

a

0,02

0,04

0,06

t

0,08

s

0,1

1 V P-Regler

0,8

uKist

P-Regler mit Tiefpass 1. Ordnung (PT1-Glied)

0,6 0,4

Zustandsregler 3. Ordnung

0,2 0 0

b

0,2

0,4

t

0,6

s

0,8

Abb. 14.22 Lagegeregelter Antrieb mit Regelventil im Hauptstrom. a Reaktion der Geschwindigkeit dsK/dt auf einen USsoll-Sprung der Höhe 1 V b Führungs-Sprungantworten der Regelgröße für drei unterschiedliche Regler (Simulationsergebnisse mit der Software WinFACT [14.9])

Die recht komplizierten Regelalgorithmen werden mit Hilfe moderner digitaler Elektronik beispielsweise in einem Mikrocontroller abgearbeitet. Das Prinzip ist, 1. das Modell der Regelstrecke in die sogenannte Regelungs- oder FrobeniusNormalform zu bringen (im folgenden Beispiel so, dass die Regelgröße die

442

2.


erste Zustandsgröße q1 ist und ihre Ableitungen nach der Zeit die weiteren: q1 u Kist q 2 u Kist q3 uKist ) und jede Zustandsgröße qi so durch einen Faktor ri zu bewerten, dass die gewünschte Führungsübertragungsfunktion der Regelung entsteht.

In Abb. 14.23 a ist die Struktur der Regelung dargestellt. Das Zustandsmodell der Regelstrecke hat natürlich (bei - s. oben - vernachlässigter Zeitkonstante TFS) ebenfalls die Übertragungsfunktion nach Gl. (14.6). Zustands-Regler uKsoll

'uK

Zustandsmodell der Regelstrecke

uSsoll

r1

-

.

q3

KIS T

- -

2

- -

T2

1 s

q1=uKist

1 T2

q2

r2

q2

1 s

2DT

q3

r3

q3

1 s

a uSsoll

sS

KFS

C0

1+TFS s

Q

-

V1+V2

p

(V1.V2).E .s

-

r1

r3 r2

sK 1 sK s

KSensK

uKist

k

Ko2

.

uSsoll K IS

q3* 1

T2

s

- -

-

1 m .s

AK

Ko3

'uK

-

AK FR

1 E0

uKsoll

FL

q3 q2

- -

q3*

-

Ko1

1 s

q2*

1 s

q1*

2DT T2

1 T2

ZustandsRegler + Vergleicher

b Abb. 14.23 Zustandsgeregelter lagegeregelter Antrieb mit Regelventil im Hauptstrom. a Grundstruktur der Zustandsregelung b Berechnung der Zustandsgrößen q2 und q3 aus dem Zustandsmodell der Regelstrecke mit Hilfe der digitalen Reglerelektronik und Nachführung der Zustandsgrößen des Modells im Vergleich mit der realen Regelstrecke

Die sich ergebende Führungsübertragungsfunktion GF(s) lautet: G F (s)

u Kist ( s ) u Ksoll ( s )

1 r2 K IS 1 r1 K IS

1 2 DT r3 K IS 2 T2 s s s3 r1 K IS r1 K IS

(14.7)


443

GF(s) ist relativ einfach zu berechnen, wenn die beiden inneren Summationsstellen in Abb. 14.23 a zu einer vereinigt werden. Da alle drei Koeffizienten des Nenners der Führungsübertragungsfunktion voneinander unabhängig mit Hilfe der Reglerfaktoren r1, r2, r3 eingestellt werden können, kann die Dynamik dieser Regelung fast nach Wunsch festgelegt werden. Die Ziel-Führungsübertragungsfunktion könnte z. B. ein annähernd proportionales Verhalten mit der der Regelung entsprechenden Ordnung der Verzögerung und gleichgroßen (gewünschten) reellen Regelkreiszeitkonstanten TRK haben (es sind aber viele andere Varianten denkbar): u Kist ( s ) 1 1 . GFZiel ( s ) 3 2 3 u Ksoll ( s ) 1 TRK s 1 3 TRK s 3 TRK s 2 TRK s3 Über den Koeffizientenvergleich sind die erforderlichen Werte für die ri zu ermitteln. Für das Antriebsbeispiel sind das bei einer beispielsweise gewünschten Zeitkonstante TRK = 10 ms: 2 DT T2 1 2 r1 | 568 ms 2 r1 | 2 , r2 3 TRK r1 | 40 ms , r3 3 TRK 3 K K IS TRK K IS IS Mit diesen Parametern ergibt sich die Führungs-Sprungantwort der Regelgröße für die Zustandsregelung in Abb. 14.22 b. Ein Problem ist i. Allg. die Ermittlung der Zustandsgrößen q2 und q3. Sie könnten im Prinzip innerhalb der Reglerelektronik durch numerische Differenziation aus q1 u Kist gewonnenen werden, das führt jedoch bei hochfrequenten Rauschanteilen auch schon kleinster Amplituden in q1 u Kist zu großen Auswirkungen in q2 und vor allem in q3, da bei Differenziationen die Amplituden proportional mit den Frequenzen wachsen. Die gebräuchlichste Methode ist die Realisierung des Zustandsmodells der Strecke in der digitalen Reglerelektronik und die Nachführung seiner Zustandsgrößen qi* mit Hilfe der Korrekturfaktoren Koi im Ergebnis des Vergleichs der realen Regelgröße uKist und der Ausgangsgröße des Modells q1*. Dies ist ausführlich in Abb. 14.23 b dargestellt. Die Integrationen werden natürlich numerisch durchgeführt, die Übertragungsfunktionen 1/s werden zu den zÜbertragungsfunktionen

T0 1 z 1

. Die Nachführung der Zustandsgrößen qi* ist aus

mehreren Gründen wichtig: Die Parameter der realen Regelstrecke und seines Zustandsmodells stimmen an unterschiedlichen Arbeitspunkten nur annähernd überein. Die Vernachlässigung der Zeitkonstante TFS führt auch zu partiell unterschiedlichem Veralten der realen Regelstrecke und seines Zustandsmodells. Vor allem kann eine allgemeine Belastungskraft FL in das Zustandsmodell nicht aufgenommen werden, dazu müsste sie speziell gemessen werden. Was einfließen könnte, wäre die konstante Hangabtriebskraft eines stationären Schrägantriebs oder eines Senkrechtantriebs. Sekundärgeregelte Antriebe. In den Abb. 14.10 und 14.11 sind qualitative Blockschaltbilder dieser Antriebe angegeben. Vereinfachte linearisierte Blockschaltbilder enthält Abb. 14.24.

444

14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen ssoll

nsoll

-

a

sK KM

V

pDQ ML

S

MB

-

nist

1 J

³ dt

ssoll

1 1+ THA s

sK

b ML

Msoll

c

KRD

1 1+ THA s

KRL

nsoll

1 1+ 2DTs + T2s2

nist

³ dt

V Verdrängungsvolumen J Massenträgheitsmoment KRD, KRL Übertragungsfaktor des jeweiligen P-Reglers

Mist

Abb. 14.24 Blockschaltbilder verdrängergesteuerter Antriebe. a Drehzahlregelung mit P-Regler b Modell des Hilfsantriebs c Lageregelung mit P-Regler (Drehzahlregelung als unterlagerter Regelkreis)

Der Hilfsantrieb ist lagegeregelt. Sein Regler wird so ausgelegt, dass die Stellbewegungen des Verdrängers im Hydromotor nur so schnell wie zulässig erfolgen können. Es kann vorausgesetzt werden, dass die übrigen Verzögerungen im Hilfsantrieb vernachlässigt werden können, so dass proportionales Verhalten mit Verzögerung 1. Ordnung diesen Hilfsantrieb ausreichend genau beschreibt (s. Abb. 14.24 b). Wird zusätzlich das Reibmoment MR in erster Näherung vernachlässigt, entsteht das Blockschaltbild der Drehzahlregelung in Abb. 14.24 a. Wird die Drehzahlregelung mit einem P-Regler realisiert und es kann pDQ = konst. angenommen werden, dann besitzt sie proportionales Verhalten mit Verzögerung 2. Ordnung, wie die folgende Berechnung der Führungsübertragungsfunktion GF(s) zeigt: GF ( s )

nist ( s ) nsoll ( s )

1 1 2 DT s T 2 s 2

mit T

J THA , D K RD K M p DQ

(14.8) 1 2

J . K RD K M p DQ THA

Bei großem Reglerübertragungsfaktor KRD reagiert die Regelung schnell (T ist klein), aber die Dämpfung D kann zu klein werden. Die Lageregelung (s. Abb. 14.24 b) hat Verhalten mindestens 3. Ordnung, für diese Reglung besteht damit die Gefahr der Instabilität. 14.3.5.2 Das Verhalten der Druckregelungen Nullhubregelung. Die Wirkungsweise ist in Abschn. 14.3.3 näher beschrieben worden (s. Abb. 14.14). Es ist zu beachten, dass sowohl der Druckfühler als auch die Stelleinrichtung der Pumpe Feder-Masse-Systeme sind. Ein für Berechnungen des dynamischen Verhaltens geeignetes Blockschaltbild zeigt Abb. 14.25. Die Rückwirkung innerhalb der Regeleinrichtung kennzeichnet die Bewegungsdämpfung durch einen hohen hydraulischen Innenwiderstand RhDF des Druckfühlers.

14.3 Kreisläufe mit Druckquellen konstanten Drucksollwertes ADrges

Druckregelstrecke

S

6 QAk -

Qgesp

QDQ

1 Chges

dpDQ /dt

pDQ

pDQ

³ dt

F

QPmax

ASt

d dt

pDFL Druckfühlerausgangsdruck bei Leerlauf, KP Pumpenkennwert,

Pumpe mit Stelleinrichtung und Druckfühler

- K sSt P

445

ADF

pDF pDFL

F0

-

RhDF Innenwiderstand des Druckfühlers

RhDF . ASt

Abb. 14.25 Quantitatives Blockschaltbild einer Nullhubregelung mit steiler Charakteristik

Die Druckregelung in Abb. 14.25 kann an kritischen Arbeitspunkten instabil werden, vor allem wenn alle Antriebe abgeschaltet werden und Rhges o f geht. Verhindert wird dies vom Pumpenkonstrukteur durch weit auseinanderliegende Zeitkonstanten der Regeleinrichtung. (Sollten trotzdem Druckdauerschwingungen infolge Instabilität entstehen, können diese i. Allg. durch zusätzliche Speicher beseitigt werden [14.4, 14.8].) Durch den hohen Innenwiderstand RhDF wird erreicht, dass für Übergangsvorgänge nur die dominierende Zeitkonstante TRE berücksichtigt werden muss. Die Regeleinrichtung kann dann mit folgender Übertragungsfunktion GRE(s) beschrieben werden (aus Abb. 14.13 b und c ist KRE leicht abschätzbar): 'QDQ ( s )

GRE ( s )

p DQ ( s )

QP max K RE mit K RE | . 1 TRE s p DQ 0 p EB

(14.9)

Die durchgängig linearisierte Beschreibung der Druckregelstrecke wäre eine relativ grobe Näherung, da 6QAk und 1/Rhges sich annähernd proportional ändern, so dass in Abb. 14.25 Gl. (8.6) angesetzt wurde mit einer Gesamtdrosselfläche aller Antriebe ADrges. An einem Arbeitspunkt (Rhges = pDQ/QDQ und Chges sind hier Konstanten) kann sie als Glied mit Verzögerung 1. Ordnung beschrieben werden: GS (s)

p DQ ( s )

R hges

Q DQ ( s )

1 TS s

mit T S

(14.10)

R hges C hges .

Die Übertragungsfunktion des Regelkreises bei Volumenstromstörung ergibt sich damit zu (V0 = Rhges KRE ist die statische Kreisverstärkung des Regelkreises): Gz (s)

p DQ ( s ) 'Q Ak ( s )

mit K RK

GS ( s ) 1 GS ( s )GRE ( s )

Rhges 1 V0

, T

TRE TS , D 1 V0

K RK

1 TRE s 1 2 DT s T 2 s 2

§ T TS ¨ RE ¨ T T 2 1 V0 © S RE 1

(14.11) · ¸. ¸ ¹

446


Der hydraulische Gesamtwiderstand Rhges, der Quotient aus pDQ und QDQ, geht in die Parameter T und D ein. Während pDQ annähernd konstant bleibt, schwankt QDQ in einem großen Bereich von QPmin (alle Antriebe sind abgeschaltet, nur Steuerund Leckvolumenströme treten noch auf) bis QPmax (bestimmt vom Maximalförderanschlag der Pumpe). Abbildung 14.24 zeigt Simulationsergebnisse des Modells in Abb. 14.25 (es wurde nur die dominierende Zeitkonstante der Regeleinrichtung berücksichtigt). 100

pDQ in bar

80 p, Q 60

Chges = 400 10³ mm5/N

Qsoll in dm3/min

Antriebe wegeventilgesteuert

40 20

QDQ in dm3/min

0 0

a

10

20

30

40

t

50

s 60

120

pDQ in bar 80 p, Q

Chges = 40 10³ mm5/N

Qsoll in dm3/min

Antriebe wegeventilgesteuert

40

QDQ in dm3/min

0 0

b

10

20

30

40

t

50

s 60

100

pDQ in bar

80 60 p, Q 40

Chges = 40 10³ mm5/N Antriebe nach Fahrkurven (verschliffenen Rampen) stetiggesteuert

Qsoll in dm3/min

20

QDQ in dm3/min 0 0

c

10

20

30

40

t

50

s 60

Abb. 14.26 Druck- und Volumenstromverläufe in einer nullhubgeregelten Hydraulikanlage (Simulationsergebnisse mit WinFACT [14.9])


447

Folgende Parameter wurden verwendet:

Pumpe mit Stelleinrichtung: pDQ0 = 100 bar; QPmax = 60 l/min (= 106 mm3/s) und pDQ0 - pEB = 10 bar führen auf KRE | 106 mm5/(s·N); TRE = 1 s. Druckregelstrecke: Chges = 40010³ mm5/N bzw. 40103 mm5/N (erreichbar mit einem 10- bzw. einem 1-l-Speicher, s. Kap. 9). Die Arbeitspunkte liegen bei etwa 30 %, 60 % und bei >100 % von QPmax. In Abb. 14.26 a und b werden die Arbeitspunkte (Lage etwa wie in Abb. 14.14 c) sprungförmig angefahren, d. h., die Verbraucher werden mit Wegeventilen geschaltet. Die ablesbaren Periodendauerwerte der Übergangsvorgänge sind TP | 4 s und TP | 1,3 s. Die Dämpfung ist bei der kleineren Speicherkapazität deutlich kleiner. Sehr hohe Druckspitzen entstehen hier beim Übergang von der Phase des zu großen Volumenstrombedarfs in den Regelbereich. Die Kennwerte nach Gl. (14.10) und Gl. (14.11) stimmen mit den Simulationsergebnissen überein. Geringe statische und dynamische Druckschwankungen setzen eine geringe Differenz pDQ0 - pEB (s. Abb. 14.13 b und c) und hohe Speicherkapazität Chges voraus. Praktische Messungen bestätigen diese Aussagen [14.4, 14.8]. Ungünstiges Verhalten entsteht, wenn Chges klein und Rhges groß ist. Starke Druckschwankungen sind dann nur zu vermeiden, wenn sich der Gesamtwiderstand Rhges nur langsam ändert, d. h. keine schaltenden Wegeventile in den Antrieben eingesetzt werden und zusätzlich die Stetigsteuerventile ihre Querschnitte nur nach Rampen oder sogenannten Fahrkurven ändern (s. Abb. 14.26 c). Abschaltpumpe. Kleine Schaltpunktabstände und gleichzeitig sehr große Speicherkapazität sind Voraussetzungen für Druckschwankungen geringer Amplitude und Frequenz f dieser Zweipunktregelung (s. Abb. 14.15 b: f ist am höchsten, wenn gilt: 6QAk | QP/2). Dann ist der Betrag der Druckänderungsgeschwindigkeit _dpDQ/dt_ in den Phasen Druckzunahme und Druckabnahme gleich groß. Mit p

QP / 2 ergibt sich f max C hges

1 2 't

QP . 2 Chges ( p DSo p DSu )

(14.12)

Oft wird fmax nur überprüft; in einigen Fällen werden aus gegebenen bzw. geforderten Werten für QP, pDSo, pDSu und 't die notwendige Kapazität Chges errechnet und daraus die erforderlichen Speicher bestimmt (s. Kap. 9). Drehzahlveränderliche Konstantpumpe. Ihr dynamisches Verhalten wird vorrangig vom elektrischen Antrieb bestimmt. Aus Gründen der Stabilität wird auch hier die Regeleinrichtung (s. Abb. 14.16) so ausgelegt, dass sie eine dominierende Zeitkonstante besitzt. Wenn ein P-Regler zum Einsatz kommt, kann sie näherungsweise analog zu Gl. (14.9) als proportional wirkendes Übertragungsglied mit Verzögerung 1. Ordnung beschrieben werden. Die Druckquelle hat dann ähnliches dynamisches Verhalten wie die soeben beschriebene Nullhubregelung mit steiler Charakteristik. Mit einem PI-Regler wird der statische Regelfehler zu null; seine Parametrierung ist jedoch schwierig, da der I-Anteil die Gefahr der Instabilität dieser Regelung vergrößert.

448


14.3.5.3 Das Verhalten des Leitungssystems

Masse und Kompressibilität der Flüssigkeitssäulen zwischen den Antrieben sind über die Länge der Leitung verteilt. Beim Schalten von Antrieben entstehen deshalb zu anderen Antrieben Druckwanderwellen, deren Entstehung mit Hilfe von Abb. 14.27 erklärt werden soll. In Abb. 14.27 a ist der interessierende Teil des Druckleitungssystems abgebildet.

Antrieb 1

Antrieb k

Antrieb n-1

Erregerleitung

M1

Antrieb n

M2

Druckleitung P Leitung von der Druckquelle

a

Teil des Wegeventils

dsi/dt ci

A

ci

mi

mi

pDQ

zum Verbraucher des Antriebs k

li

b Qi

' pi1

Vi

' pi2

Segment 1

mi pi-1 pi-1

pi

c

p1

pi

³ dt

p2

Qi

Rhi mi A2

Q1

pDQ

Qi+1

pn-2

³ dt

Q2 Segment 2 Q3 Segm. n-1

pn-1 1 Viß

-

Qi+1

Segment i

Qn-1 Qn

Segment n pn

d

Qn+1 Leitungsabschluß

Abb. 14.27 Entstehung von Druckwanderwellen. a Schema des Druckleitungssystems b quasikontinuierliche Verteilung der Massen und Nachgiebigkeiten einer Flüssigkeitssäule c Schema und Blockschaltbild eines Leitungssegments d Leitungsmodell

Der Antrieb k habe sich bewegt und werde durch Wegeventilbetätigung angehalten. Die aus Masseteilchen und Federn bestehende Flüssigkeitssäule in der Zuleitung k zum Antrieb k habe sich mit konstanter Geschwindigkeit und bei


449

einem bestimmten Vorspannzustand der Federn bewegt und werde zum Zeitpunkt des Schließens des Wegeventils an einem Ende schlagartig abgebremst (Abb. 14.27 b). Die Masseteilchen treffen nacheinander auf die zugehörigen Federn und erhöhen deren Spannung, beginnend mit der dem Ventil nächstgelegenen und endend mit der vom Ventil am weitesten entfernt liegenden Feder. Danach – es wird bei dieser ersten Betrachtung pDQ = konst. in der zentralen Versorgungsleitung angenommen – setzt ein Entspannvorgang in umgekehrter Reihenfolge ein. Wird die Flüssigkeitssäule in endlich viele Segmente der Länge li unterteilt, so ergeben sich mi und ci für ein Segment nach Gl. (14.13). Für das sprungförmige Anhalten der Flüssigkeitssäule kann die Höhe der Druckwelle 'pE in der Erregerleitung aus dem Energiegleichgewicht ermittelt werden. Es kann angenommen werden, dass kurzzeitig (bei Bewegungsumkehr, also dsi/dt = 0 bzw. Strömungsgeschwindigkeit v = 0) die kinetische Energie des Masseteilchens mi vollständig in Druckvolumenarbeit umgewandelt (Gl. (14.14)) wird. mi

Vi U

mi 2 v 2

A li

ci

A2 Vi E

Vi E ('p E ) 2 'p E 2

A li E

(14.13)

v U E

(14.14)

U Dichte E Kompressibilität v mittlere Strömungsgeschwindigkeit

Für v = 4 m/s, U = 0,9 kg/dm3 und E = 8 10-4 mm2/N ergibt sich 'pE | 40 bar. Es sei angemerkt, dass diese Abschätzung nicht exakt ist, wenn von der mittleren Strömungsgeschwindigkeit in einer auf laminare Strömung ausgelegten Leitung ausgegangen wird, denn das vorhandene parabelförmige Strömungsprofil führt zu etwas höherer kinetischer Energie in einem Leitungsabschnitt als bei angenommener gleichgroßer Strömungsgeschwindigkeit über den gesamten Querschnitt der Leitung. Der Fehler liegt jedoch im Bereich der Unsicherheit der Bestimmung anderer Parameter. Nicht berücksichtigt wurde der Strömungswiderstand der Leitung, der auf die Höhe der Welle kaum, aber auf ihr Abklingverhalten Einfluss hat. Komplizierter sind die Verhältnisse beim Zuschalten eines Antriebs, weil dann der Antrieb mit seinen Parametern auf das Verhalten Einfluss hat. In [14.8] ist beschrieben, wie mit Hilfe der digitalen Simulation eines Modells hoher Ordnung (s. Abb. 14.27 c und d) die dann geltende Beziehung gefunden wurde. Für Abschätzungen ist jedoch Gl. (14.14) auf Zu- und Abschalten anwendbar (beim Zuschalten ist jedoch 'pE < 0). Wichtig für die Einschätzung des Leitungssystems ist die Aussage, wie sich die Druckwelle in der Erregerleitung zu einem anderen Antrieb fortpflanzt. Diese Prozesse sind mit aus der Elektrotechnik bekannten Methoden analysier- und erklärbar. Wesentliche Kenngrößen sind die Wellenwiderstände ZWi und die Fortpflanzungsgeschwindigkeit der Wellen vS. Gelangt eine sich mit der Geschwindigkeit vS fortpflanzende Welle 'pE an eine Stelle des Leitungssystems, an der sich der Wellenwiderstand Zw ändert, so entstehen eine weiterlaufende ('pw) und eine rücklaufende Welle ('pr). Dabei gelten die Beziehungen [14.8]

450


'p E 'p r mit 'p r

'p w

R Reflexionsfaktor

Z Ww Z WE . Z Ww Z WE

R 'p E und R

(14.15)

ZWE Wellenwiderstand der Leitung, aus der die Druckwelle kommt ZWw Wellenwiderstand hinter der Reflexionsstelle

Die Wellenwiderstände ZWi , der Reflexionsfaktor R und die Fortpflanzungsgeschwindigkeit vS hängen von der Kapazität Ch und Induktivität Lh eines Leitungsabschnittes ab [4.16] (s. auch Abschn. 4.5). Mit Ch

Vi E

sind Z Wi

mi

A l i E und Lh 1 A

U , R E

2

li U A

A AE Aw , vS AE Aw

1

UE

(14.16)

.

Die Fortpflanzungsgeschwindigkeit vS ist von den Abmessungen der Leitung unbhängig, für U = 0,9 kg/dm3 und E = 8 10-4 mm2/N ergibt sich: vS = 1180 m/s. Der Wellenwiderstand ZWi ist vom Leitungsquerschnitt abhängig. Teilt sich die Welle in zwei Richtungen auf, ist Aw die Summe der Querschnitte der Leitungen, in die die Welle hineinläuft. Für ein Druckleitungssystem nach Abb. 14.27 a sind Reflexionsstellen nach Abb. 14.28 a typisch. Aus den Diagrammen in Abb. 14.28 b kann die Höhe einer weiterlaufenden Welle in Relation zur Erregerwelle abgelesen werden (errechnet nach Gl. (14.15) und Gl. (14.16)). d2

d1

2,0

Fall 1

Fall 1 1,5

d1

' pw / ' p E

d1

Fall 2

d2 Fall 3

1,0 Fall 2

0,5 Fall 3 entspr. Fall 1 mit d1/d2 0

a

entspr. Fall 1 mit d 1/d2 f

0

b

0,05

0,1

0,2

0,5

1

2

5

10

20

d1/d2

Abb. 14.28 Ausbreitung von Druckwanderwellen. a typische Reflexionsstellen (Pfeil: Laufrichtung der Erregerwelle) b Höhe der weiterlaufenden Welle 'pw in Relation zur Erregerwelle 'pE

Das folgende Beispiel zeigt, wie Abb. 14.28 zur Abschätzung von Druckwellen genutzt werden kann (Vergleiche zwischen Rechen- und Messergebnissen in

14.4 Kreisläufe mit Load-Sensing-System

451

[14.8] bestätigen die Berechtigung dieser Herangehensweise): Antrieb k werde mittels Wegeventilbetätigung aus großer Geschwindigkeit angehalten, in der Erregerleitung entsteht eine Druckwelle von 40 bar (s. Bsp. zu Gl. (14.14)). Der benachbarte Antrieb k+1 dient zum Klemmen eines Werkstücks, er reagiert sensibel auf Druckwellen. Die Leitungsdurchmesser haben folgende Werte: Erregerleitung und Zuleitung zum Antrieb k+1: 15 mm, die Druckleitung P: 30 mm. In der Druckleitung ist die weiterlaufende Welle etwa 9 bar (Fall 3). Diese reduziert sich an der Einmündung in die Zuleitung zum Antrieb k+1 auf 8 bar (Fall2). Ist diese Welle zu hoch, sind mehrere Maßnahmen zu ihrer Verringerung möglich: Druckspeicher in die Zuleitung zum Antrieb k+1 (Druckspeicher reduzieren die Wellenhöhe praktisch auf den Wert null), Vergrößerung des Leitungsquerschnittes der Druckleitung P (s. Abb. 14.28 b), Heranführen der Leitung von der Druckquelle an die Druckleitung P zwischen den Antrieben k und k+1 (s. Abb. 14.28 b), Wegeventil im Antrieb k durch ein Stetigsteuerventil ersetzen (Stetigsteuerventile mit Drosselquerschnittsänderungen nach Rampenfunktionen verursachen keine Druckwanderwellen). Zu beachten ist ferner, dass freie Leitungsenden (s. Messstelle M1 in Abb. 14.27 a) Druckwellen verdoppeln, so dass Ringleitungen (s. Abb. 14.17) auch aus dem Blickwinkel der Druckwanderwellen günstig sind.

14.4 Kreisläufe mit Load-Sensing-System 14.4.1 Grundstruktur des Kreislaufs

Die Speisung aus einer Druckquelle mit lastdruckabhängiger Veränderung des Drucksollwertes (Load-Sensing-System bzw. LS-System) dient dazu, trotz Widerstandssteuerung mit Stetigsteuerventilen die Drosselverluste in Grenzen zu halten, indem der Quellendruck auf den höchsten Lastdruck ausgerichtet wird. Es existieren verschiedene Zielrichtungen und Ausbaustufen dieses vor allem in der Mobilhydraulik (Bagger, Landmaschinen usw.) angewendeten Konzepts. Von einem LS-System wird dann gesprochen, wenn mehrere Antriebe von einer Druckquelle, die Lastdrucksignale verarbeiten kann, zu versorgen sind [14.10]. Oftmals existiert zusätzlich eine Leistungsbegrenzung. Die Grundstruktur hinsichtlich Signalfluss, Kennlinienfeld und Schaltung ist in Abb. 14.29 dargestellt. Grundprinzip des Load sensing ist, dass die Druckquelle den von den Antrieben geforderten Volumenstrom bei einem Druckniveau, das von dem Antrieb mit dem aktuell höchsten geforderten Mindestdruck vorgegeben wird, zur Verfügung stellt. Die Wirkungsweise ist am besten zu verstehen, wenn zunächst von einer Kreislaufstruktur mit Druckquelle konstanten Drucksollwertes und Antrieben wie in Abschn. 14.3.2.2 ausgegangen wird. Die Verbraucherbewegung dieser Antriebe wird mit Hilfe von Stetigsteuerventilen beeinflusst.

452


Pumpe mit Stelleinrichtung

-

xe1

FL1

Q'DQ Qgesp - - -

QA1

xen

max

xa2

FLn

QAn

pLastmax pLastmax = 0

pLastn

xan

QAges

perforderlich

QPmax

LS-Signalleitung

Wechselventil

a

pLast2

FL2

Antrieb n

pLastmax

QA2

xa1 Antrieb 2

pDQ

pDQ

pLast1

Antrieb 1

xe2

Speicher (plus Druckleitung P)

T Druckdifferenzventil

pLastmax

P pDQ

b Abb. 14.29 Load-Sensing-System. a Blockschaltbild und Kennlinienfeld (beides qualitativ) b Schaltung eines hydraulischen LS-Systems mit 2 Antrieben

Damit Belastungsschwankungen nicht zu unzulässigen Geschwindigkeitsschwankungen führen, werden die Antriebe volumenstrom- oder geschwindigkeitsgeregelt. Hauptnachteil ist, dass der Sollwert der Druckquelle auf den höchsten zu erwartenden Lastdruck zuzüglich einer für die Steuerventile notwendigen


453

Druckdifferenz eingestellt sein muss. Gegen kleine Lastdrücke entstehen in den Steuerspalten der Ventile große Druckabfälle, die bei Leistungsantrieben (die Volumenströme sind zusätzlich groß) hohe Drosselverluste hervorrufen. In einem LS-System wird die Druckquelle dahingehend modifiziert, dass der Drucksollwert zunächst auf einen niedrigen für die notwendige Steuer- und Regelventildruckdifferenz erforderlichen Wert eingestellt wird und dass ein zusätzliches Signal aus dem Belastungszustand der aktiven Antriebe gewonnen werden muss, mit dessen Hilfe der Drucksollwert auf den aktuell erforderlichen Wert angehoben wird. Dazu müssen die Lastdrücke der Antriebe gemessen und ihr Maximalwert ermittelt werden. In Abb. 14.29 a sind der jetzt entstehende Signalfluss in Anlehnung an Abb. 14.2 a und das qualitative Kennlinienfeld dargestellt. Wesentlicher Unterschied ist, dass nicht mehr pDQ, sondern die Differenz pDQ pLastmax die Pumpe ansteuern. Abbildung 14.29 b zeigt eine Variante eines rein hydraulischen LS-Systems für zwei Antriebe (weitere Antriebe sind anschließbar). Die Antriebe entsprechen weitgehend dem zulaufstromgeregelten Antrieb in Abb. 14.9 a (s. Abb. 14.29 b, Antrieb im strich-punktierten Rahmen). Einziger Unterschied ist, dass ein Lastdrucksignal zu einem Wechselventil geleitet werden kann. Die Mittelstellungsfunktion ist besonders zu beachten; im Zustand Halt des Antriebs wird der Tankleitungsdruck in das Wechselventil eingespeist. Nach Abschn. 14.3.2.2 regelt ein volumenstromgeregelter Antrieb (Druckdifferenzventil und zulaufseitiger Drosselspalt des Proportional-Wegeventils bilden hier das ZweiWege-Stromregelventil) sowohl Lastschwankungen als auch Versorgungsdruckschwankungen weitgehend aus, so dass sie für LS-Systeme gut geeignet sind. Mit Hilfe von Wechselventilen wird aus den Lastdrucksignalen aller Antriebe der maximale Lastdruck pLastmax ermittelt. Er kann auf die Federseite des Druckfühlers (s. Abb. 14.29 b) gelegt werden und sorgt damit dafür, dass der Druck der Druckquelle immer Werte annimmt, die um 'perforderlich über pLastmax liegen (s. qualitatives Kennlinienfeld eines LS-Systems in Abb. 14.29 a). 14.4.2 Strukturmodifikationen

Die LS-Regelung wird häufig ergänzt durch eine Leistungs- und eine Druckregelung, die sog. Druckabschneidung. Das Zusammenspiel muss so erfolgen, dass die jeweils kritischere Größe den Schwenkwinkel der Pumpe und damit ihren Förderstrom bestimmt (Kennlinien der Einzelregelungen s. Abb. 14.30 a, Gesamtkennlinienfeld s. Abb. 14.30 b). Wird als Leistungsregler ein sogenannter Hyperbelregler (Prinzip s. in Abb. 14.30 c) eingesetzt, müssen der LS-Regler und Druckregler diesem angepasst werden. Bei Verwendung von Wechselventilen zur Ermittlung des maximalen Ausgangsdruckes der drei Druckteiler wie in Abb. 14.30 c und Aufschaltung dieses Maximalwertes auf den Stellkolben entsteht aus den drei Basiskennlinien(feldern) das Gesamtkennlinienfeld in Abb. 14.30 b (nur die Druckwerte unter der dick gezeichneten Kurve können erreicht werden). Wie der Signalfluss in Abb. 14.30 d zeigt, kann jeder Druckteiler unabhängig von den anderen eingestellt werden.

454


Vielfach wird auf die Wechselventile verzichtet, und die Druckteiler werden in Reihe geschaltet [14.10]. Dann ist ein Gesamtkennlinienfeld ähnlich wie in Abb. 14.30 b erreichbar, aber die Verstellung eines Druckteilers beeinflusst auch andere Kurvenbereiche. In modernen Realisierungen der Verknüpfung der drei Regelungen wird ein Mikrocontroller zur Auswertung der Drucksignale eingesetzt; sein Ausgangssignal ist dann Eingangssignal eines Hilfsantriebs zur Positionierung der Stelleinrichtung der Pumpe. pLastmax

pDQ

pDQ

pDQ

pDQ

QPmax pLastmax = 0

QAges

QAges

QAges

p0LS

a

QAges

b

pLastmax

pLS

pDQ

pLR

pDR a

F0

A1St

A2St F0St b

A

c pDQ

s

cSt

pmax

pLastmax -

E0LS

pLS F0St

E0DR

-

p0DR

S

F0 a A -

pDR

max

p0LS

pmax

A1St

-

b0 1 cSt+ k p

s -

b

KP

QDQ

A2St E0LR

pLR

d Abb. 14.30 Load-Sensing-System in Kombination mit Druckregelung (Druckabschneidung) und Leistungsregelung. a Basiskennlinienfelder b Gesamtkennlinienfeld c Schaltung der Druckquelle d Signalfluss LS Load-Sensing-System, DR Druck-, LR Leistungsregelung


455

Stellen die Antriebe Volumenstromanforderungen, die das Leistungsvermögen der Pumpe übersteigen (infolge der Volumenstromgrenze der Pumpe selbst oder einer Leistungsbegrenzung), können verschiedene Strategien verfolgt werden, z. B. gleichmäßige Volumenstromabsenkung für alle Verbraucher (dies ist die LUDV, die lastdruckunabhängige Durchflussverteilung) oder bevorzugte Versorgung eines bestimmten Verbrauchers [14.10, 14.11]. Werden keine diesbezüglichen Maßnahmen ergriffen, teilt sich der Volumenstrom zugunsten der Verbraucher mit den geringsten Lastdrücken auf, was zu meist ungewollten Bewegungen führt. Problematisch für das Verhalten der Antriebe ist, wenn der Lastdruck pLastmax einen höheren Quellendruck pDQ fordert, als die Druckabschneidung oder die Leistungsregelung zulassen. Dann entsteht nach Abb. 14.29 an dem hochbelasteten Antrieb ggf. eine solche Druckdifferenz an Messdrossel und Zulaufdruckwaage, dass er stehen bleibt oder sich sogar in die von der Last bestimmte Richtung bewegt.

T P

a

pLastmax

pDQ

Allgemein gilt: p DQ p Last max 'pVDi 'p Dri

'pVDi | konst. Fall 1 (LS-Regler aktiv): 'p LS Re gler p DQ p Last max | konst.

pLastmax

pDQ

' pVD2 ' pDr2

' pDr1

' pVD1

pLastmax

Damit ist 'p DriFall1

'p LS R 'pVDi | konst . .

Fall 2 (Leistungsregler aktiv oder QP = QPmax):

'p DriFall 2

Q P2 (¦ k Dri ADri ) 2

'p DriFall1

b Abb. 14.31 Modifikation der Antriebe eines Load-Sensing-Systems zu einer LUDV (einer lastdruckunabhängigen Durchflussverteilung). a Schaltung zweier Antriebe b Wirkungsprinzip

456


Die entscheidende Änderung dieser Lösung (die Proportional-Wegeventile besitzen einen speziellen Kanal für die Messdrossel und zwei reine Wegeventilkanäle) gegenüber der Volumenstromregelung in Abb. 14.29 ist, dass der Druckabfall über den in allen Antrieben in Reihe geschalteten Messdrosseln und Druckdifferenzventilen gleich groß ist [14.10]. Werden in allen Antrieben gleiche Druckdifferenzventile ('pVDi | konst.) verwendet, ist der Druckabfall über allen Messdrosseln gleich groß, unabhängig davon, wie hoch pLastmax und pDQ sind. Es sind zwei Fälle zu unterscheiden (s. Abb. 14.31 b rechts). Ist die Volumenstromanforderung relativ gering, dann ist der LS-Regler aktiv, er bestimmt den Gesamtdruckabfall über Messdrosseln und Druckdifferenzventilen. Ist die Volumenstromanforderung hoch (der Leistungsregler spricht an oder es wird QP = QPmax), stellt sich in allen Antrieben 'pDri für Fall 2 ein, pDQ geht auf einen niedrigeren Wert zurück, der Volumenstrom zu allen Antrieben wird in annähernd gleicher Relation abgesenkt. 14.4.3 Dynamisches Verhalten

Ein Vergleich der Signalflüsse in Abb. 14.2 a und 14.25 a zeigt, dass Ähnlichkeiten zwischen den Kreisläufen mit Druckquellen konstanten Drucksollwertes und denen mit lastdruckabhängig sich ändernden Drucksollwerten bestehen. In LS-Systemen kommt das Drucksignal pLastmax als Führungsgröße der Druckregelung und bei LUDV-Antrieben auch als Eingangsgröße der Regelstrecke hinzu (s. Abb. 14.32 a und b).

Antrieb k

QAk pLastmax

Druckquelle mit Leitungssystem

pDQ

Antrieb 1

Antrieb 2

s1 (n1) Antrieb k

s2 (n2)

a

pLastmax

Druckquelle mit Leitungssystem

pDQ

Antrieb 1

Antrieb 2

s1 (n1) s2 (n2)

b Regelstrecke mit LUDV-Antrieben

ADrges

-

Qgesp

QDQ

1 Chges

dpDQ /dt

-

pDQ

pDQ

Pumpe mit Stelleinrichtung und LS-Regler

- K sSt P QPmax

³ dt

' pVD -

' pDr

S 6 QAk

c

QAk

F d dt

ASt .

RiDF ASt

pLS pLSL -

E0LS

-

pLastmax

p0LS

Abb. 14.32 Signalfluss in einem Load-Sensing-System. a qualitatives Blockschaltbild bei Volumenstromregelung der Antriebe b bei LUDV-Struktur c LS-Regelkreisstruktur LUDV lastdruckunabhängige Durchflussverteilung


457

Ändert Antrieb k nur seinen Volumenstrombedarf QAk wie in Abschn. 14.3, muss die Druckregelung ein günstiges Verhalten gegenüber Störungen aufweisen, also möglichst so reagieren, dass statisch und dynamisch keine merklichen Änderungen von pDQ entstehen. In der LS-Regelung muss ein günstiges Folgeverhalten hinzukommen, denn bei Änderungen von pLastmax muss pDQ möglichst schnell dieser Änderung folgen. Die Druckquelle mit konstantem Drucksollwert hat ein umso besseres Störverhalten, je größer die Speicherkapazität Chges ist oder je langsamer sich QAk ändert (s. Abb. 14.26). Ersteres verhindert aber schnelles Reagieren auf Änderungen von pLastmax, so dass ein günstiger Kompromiss gefunden werden muss. In Abb. 14.32 c ist ein Blockschaltbild der LS-Regelung dargestellt (vgl. mit Abb. 14.25). Die Antriebe können nach zwei Konzepten strukturiert sein: Volumenstromregelung und lastdruckunabhängige Durchflussverteilung. Im ersten Fall kann in guter Näherung eine Rückwirkung von pDQ-Änderungen auf die Volumenstromentnahme vernachlässigt werden (die gestrichelt gezeichneten Pfeilabschnitte in Abb. 14.32 gelten dann als nicht vorhanden). Im zweiten Fall liegt an der Messdrossel der Antriebe die Druckdifferenz 'pDr = pDQ - pLastmax - 'pVD an. Änderungen dieser Druckdifferenz wirken sich auf die Volumenstromentnahme aus. In Abb. 14.33 sind Druck- und Volumenstromverläufe für verschiedene Parameterkombinationen auf dem Wege der Simulation ermittelt worden. In Abb. 14.33 a sind aus Abb. 14.26 übernommen worden: QPmax = 60 l/min, Chges = 400 103 mm5/N, KRE | 106 mm5/(s·N), TRE = 1 s. Als Arbeitspunkt wurden etwa 60 % von QPmax gewählt, alle Antriebe seien volumenstromgeregelt. Folgende Druckwerte wurden eingestellt: p0LS = 10 bar, pLastmax = 10 bar bis 50 bar, 'pVD | konst. = 5 bar. Das dynamische Verhalten ist nicht akzeptabel. Durch die sprunghafte Änderung von pLastmax und die gleichzeitig langsame Änderung von pDQ ist die für die Antriebe mit großem Lastdruck wichtige Druckdifferenz pDQ - pLastmax stark und lange andauernd negativ. Die Pumpe verändert ihren Förderstrom schwach gedämpft zwischen ihren Grenzwerten QP = 0 und QP = QPmax und wird damit stark belastet. Veränderungen sind möglich durch: Verzögerung des Lastdruckverlaufs, Verringerung der Speicherkapazität Chges (erhöht die Änderungsgeschwindigkeit von pDQ; ungünstiger Nebeneffekt: Absenkung der Dämpfung D), Verringerung des Reglerübertragungsfaktors KRE (verschlechtert die Kennlinie, erhöht aber die Dämpfung D). Keine der drei Maßnahmen allein reichte zur merklichen Verbesserung des Verhaltens aus. Erst die Kombination aller drei Möglichkeiten ergab eine deutliche Verbesserung (Abb. 14.33 b: pLastmax mit einer Zeitkonstante von 2 s verzögert; Chges und KRE verringert auf Chges = 100 . 103 mm5/N, KRE | 2 . 105 mm5/(s·N)). In Abb. 14.33 c wurden die volumenstromgeregelten Antriebe durch solche mit lastdruckunabhängiger Durchflussverteilung ersetzt. Die geringfügige Reaktion der Antriebsgeschwindigkeiten und damit Volumenströme QAk auf die Druckdifferenzschwankung erhöht die Dämpfung der LS-Regelung zusätzlich. Entscheidend für schwingungsfreies Arbeiten des LS-Systems sind vor allem

458


eine langsame Lastaufnahme und damit langsame pLastmax-Änderungen. Die Kapazität Chges sollte nicht zu klein sein, um große dynamische Druck- und Volumenstromschwankungen infolge von Änderungen von 6QAk zu vermeiden. Da ein LSSystem in sehr großen Druckbereichen arbeiten kann, werden keine oder kleine Speicher eingesetzt; in Frage kommen ggf. Kolben- oder Membranspeicher mit ihrem relativ großen zulässigen Druckverhältnis (s. Kap. 9). 60 dm3 min

80 bar 60

p

pDQ

40

0 -20

40 Q

pLastmax

20

0

20

QDQ

pDQ - pLastmax 40 t

6 QAk

20 60

s

0 0

-40

20

t

40

s

60

40

s

60

40

s

60

a 60 dm3 min

80

bar 60

p

pLastmax

pDQ

QDQ

40

Q

40

6 QAk

20 20

pDQ - pLastmax

0 0

20

t

0

s

40

0

60

20

t

b 60 dm3 min

80

bar 60

pDQ

p 40

Q

pLastmax

20

0

20

t

6 QAk

20

pDQ - pLastmax

0

QDQ

40

0 40

s

60

0

20

t

c Abb. 14.33 Druck- und Volumenstromverläufe in einem Load-Sensing-System. a Parameterwerte ähnlich wie in Abb. 14.14 a (andere Arbeitspunkte, volumenstromgeregelte Antriebe) b Verringerung von Chges und E0LS, keine pLastmax-Sprünge, volumenstromgeregelte Antriebe c wie b, aber LUDV

14.5 Kreisläufe mit Volumenstromquellen

459

14.5 Kreisläufe mit Volumenstromquellen 14.5.1 Kreislaufstrukturen, Steuerungsprinzipien

Typische Strukturen von Kreisläufen mit Volumenstromquellen und Rotationsmotoren sind in Abb. 14.34 dargestellt. Der Wandler mechanischer in hydraulische Leistung, die Pumpe, ist eine Volumenstromquelle. Sie liefert einen vom Anlagendruck nahezu unabhängigen Volumenstrom. Der Druck, gegen den die Pumpe fördert, baut sich abhängig vom Strömungswiderstand der Leitungen und von den durch den Verbraucher, den Wandler hydraulischer in mechanische Leistung, zu überwindenden Gegenkräften/-momenten auf. Als Bewegungssteuerung des Verbrauchers sind die Verdränger- und die Bypass-Steuerung möglich.

a

b

c

Abb. 14.34 Speisung aus Volumenstromquellen. a Prinzip der Verdrängersteuerung, offener Kreislauf b Verdrängersteuerung, geschlossener Kreislauf c Prinzip der Bypass-Steuerung

Bei der Verdrängersteuerung werden die Verdrängungsvolumina der Pumpe und/oder des Verbrauchers entsprechend der geforderten Verbrauchergeschwindigkeit/-drehzahl eingestellt (Abb. 14.34 a und b). Ist die Leitung zwischen Pumpe und Verbraucher ausreichend dimensioniert, entstehen beim Transport der hydraulischen Leistung keine nennenswerten Verluste. Diesem augenscheinlichen Vorteil steht aber der Nachteil gegenüber, dass im Prinzip von einer Volumenstromquelle nur ein Verbraucher versorgt werden kann, weshalb Volumenstromquellen vor allem zur Speisung von Hauptantrieben mit hoher Ausgangsleistung eingesetzt werden. Die Pumpensteuerung kann auch mit Hilfe einer Konstantpumpe erfolgen, die von einem drehzahlvariablen Motor angetrieben wird (s. Abb. 14.16). Bei der Bypass-Steuerung wird der von der Konstantpumpe zuviel geförderte Volumenstrom z. T. am Verbraucher vorbei zum Behälter zurückgeführt (Abb. 14.34 c). Dieses Bypassventil ist ein hydraulischer Widerstand und führt zu Drosselverlusten. 14.5.2 Kreislaufvarianten 14.5.2.1 Wegeventilgesteuerte Antriebe, Konstantpumpe als Volumenstromquelle

In Abb. 14.35 sind drei Varianten dieser Antriebe mit ihrer Volumenstromquelle dargestellt. Der Antrieb in Abb. 14.35 a hat keine Drosselstellen. Er kann aber nur

460


drei Bewegungszustände realisieren: in Schaltstellung 0 des Wegeventils Stillstand, in Schaltstellung 1 Vorlauf mit v1 | QP/A1, in Schaltstellung 2 Rücklauf mit v2 | QP/A2. A1

A2

2

0

1

2

0

1

2

0

1

VDr 2 VDr 1

0

a

0

0

b

c

Abb. 14.35 Wegeventilgesteuerte Antriebe an einer Volumenstromquelle. a drei diskrete Bewegungszustände b Bypass-Drosselung der Geschwindigkeit c Geschwindigkeitssteuerung mit Drei-Wege-Stromregelventil

Eine Positionierung ist mit ihm nur ungenau möglich; als Kraftantrieb, z. B. zum Spannen, kann er nur wirksam werden, wenn das Druckbegrenzungsventil anspricht, was aber aus energetischen Gründen (die gesamte Pumpenleistung wird in Wärme umgewandelt) vermieden werden muss. Wird ein Wegeventil mit einer anderen Mittelstellungsfunktion eingesetzt, kann in der Schaltung nach Abb. 14.35 a in Schaltstellung 0 ein anderer Bewegungszustand realisiert werden: Eilvorlauf bei der links stehenden Mittelstellungsvariante (die sogenannte Eilgang- oder Differenzialschaltung, die den Verschiebevolumenstrom der Zylinderkammer mit der Ringfläche A2 auf die andere Zylinderkammer lenkt, wodurch eine Geschwindigkeit v0 | QP/(A1-A2) erreicht wird; s. Abb. 14.5 und Abschn. 7.2), freie Beweglichkeit des Verbrauchers bei der mittleren Variante, Entstehen einer Druckquelle bei der zu vermeidenden rechts stehenden Variante der Mittelstellungsfunktion in Abb.14.35 a mit allen negativen Nebeneffekten wie Leistungsverluste durch Ansprechen des Druckbegrenzungsventils oder Drift des Kolbens (s. Abschn. 14.3.3). Der Antrieb in Abb. 14.35 b erlaubt es, die Verbrauchergeschwindigkeit zu steuern. Je kleiner der hydraulische Widerstand von VDr 1 gegenüber VDr 2 ist, desto größer ist der Volumenstrom durch den Bypass und desto kleiner die Geschwindigkeit des Verbrauchers, wobei eine große Abhängigkeit der Ge-


461

schwindigkeit von der Belastungskraft typisch für diese Antriebsstruktur ist. Bewegt sich die Kolbenstange gegen eine annähernd konstante, relativ große Belastungskraft, kann VDr 2 entfallen. Der Antrieb ist ein Geschwindigkeitsantrieb, Positionieren ist mit dem Wegeventil möglich. Eine definierte Kraft ist bei Geschwindigkeit null des Verbrauchers mit Hilfe von VDr 1 einstellbar; die Drosselverluste sind relativ hoch, da der gesamte Pumpenförderstrom über VDr 1 fließt. Der Antrieb in Abb. 14.35 c ist volumenstromgeregelt. Das Drei-WegeStromregelventil übernimmt die Funktion der zwei Drosselventile in Abb. 14.35 b, garantiert aber mit Hilfe seiner Regelungsfunktion annähernd konstante Geschwindigkeit des Arbeitskolbens auch bei schwankender Belastungskraft. Der Vorteil dieser Schaltung ist, dass der Druck, gegen den die Volumenstromquelle arbeitet, immer nur um den annähernd konstanten Messdrosseldruckabfall höher als der erforderliche Lastdruck ist. Die beiden zuletzt beschriebenen Schaltungen erzeugen Drosselverluste, die weit unter denen liegen können, die beim Ansprechen des Druckbegrenzungsventils entstehen. Das Drei-WegeStromregelventil kann konventionell einstellbar oder auch ein Proportionalventil sein. Da die Hauptsteuerfunktion (Richtung der Bewegung) im Wegeventil liegt, wird ein solcher Antrieb zu den wegeventilgesteuerten gezählt. Beachtet werden muss, dass die dargestellte einfache Schaltung in der Schaltstellung 0 des Wegeventils im Stromregelventil eine Verlustleistung erzeugt; diese kann mit einem weiteren Wegeventil oder mit Hilfe des weiten Öffnens der Messblende im Stromregelventil vermieden oder zumindest klein gehalten werden. Dieser Antrieb ist ein Geschwindigkeitsantrieb, Positionieren ist mit dem Wegeventil möglich. Als Kraftantrieb kann er nicht zum Einsatz kommen, da das Druckdifferenzventil im Drei-Wege-Stromregelventil bei Stillstand des Verbrauchers schließt. Es sind Modifikationen der Schaltungen in Abb. 14.35 möglich, vor allem zur Versorgung mehrerer und nicht gleichzeitig aktiver Verbraucher durch eine Volumenstromquelle oder zur Realisierung von Gleichlaufantrieben. Für letztere können prinzipiell die Schaltungen in Abb. 14.7 verwendet werden. Die Anschlüsse 1 und 2 müssen lediglich an die Verbraucheranschlüsse in Abb. 14.35 a, b oder c gelegt werden. 14.5.2.2 Widerstandsgesteuerte Stetigantriebe, Konstantpumpe als Volumenstromquelle

In Proportional-Wegeventilen mit geeigneter Mittelstellungsfunktion können die Aufgaben des Wegeventils und der Bypass-Ventile vereinigt werden. Abbildung 14.33 a zeigt eine Variante. Die gezeichnete Mittelstellungsfunktion wird, wie in den entsprechenden Wegeventilen, durch zusätzliche Bohrungen im Kolbenschieber erreicht. Die Abmessungen müssen so gewählt werden, dass, von der Mittelstellungsfunktion ausgehend, zuerst die Verbindung B-T hergestellt wird und danach gegensinnig und feinfühlig die Steuerspalte P-A und P-T (Bypass) verändert werden können (s. Abb. 14.36 rechts). Die meisten Proportional-Wegeventile besitzen diese Mittelstellungsfunktion nicht und können demzufolge nicht eingesetzt

462


werden, da jede andere Mittelstellungsfunktion die Bypass-Steuerung nicht ermöglicht. FLast

A

B

P

T

2/2-Proportionalwegeventil für Absenken der Last

2/2-Proportionalwegeventil für Heben der Last

a

b

A B

P T

c

Abb. 14.36 Widerstandsgesteuerte Stetigantriebe an einer Volumenstromquelle. a Steuerung mit 4/3-Proportional-Wegeventil b zu a gehörige Zwischenpositionen c Steuerung mit zwei 2/2Proportional-Wegeventilen

Eine stetige Geschwindigkeitssteuerung mit einem solchen ProportionalWegeventil ist nur möglich, wenn die Energiequelle des Kreislaufs eine Druckquelle ist (s. Abschn. 14.3.3). In Abb. 14.36 c ist der wesentliche Teil einer typischen Schaltung für Aufzüge dargestellt. Das Druckbegrenzungsventil ist ein Sicherheitsventil, das nur anspricht, wenn beim Schließen des Ventils für das Heben die zulässige Lastkraft FLast überschritten ist; das Rückschlagventil verhindert ein Absinken der Last. Die Volumenstromquelle fördert im Stillstand des Verbrauchers über das geöffnete Ventil für das Heben in den Behälter zurück. Wird die zulässige Lastkraft FLast beim Absenken überschritten, schließt der Druckschalter das Ventil für Absenken, das zur Sicherheit gegen unbeabsichtigtes Absenken ein Sitzventil sein muss. Aufzüge für mehrere Etagen sind meist elektronisch geregelt, der Volumenstrommesser stellt das Regelgrößensignal für beide Richtungen bereit. 14.5.2.3 Verdrängergesteuerte Stetigantriebe

Verdrängergesteuerte Stetigantriebe mit Volumenstromquelle können als offener oder geschlossener Kreislauf betrieben werden (s. Abschn. 5., Tabelle 14.1, Abb. 14.34). Die Pumpe ist eine Verstellpumpe, meist mit zwei Förderrichtungen oder (seltener) eine Konstantpumpe mit drehzahlsteuerbarem Antriebsmotor. Ver-


463

braucher können ein Arbeitszylinder, ein Konstantmotor oder ein Verstellmotor (stetig oder auf Grenzwerte seines Verdrängungsvolumens einstellbar) sein. Offener Kreislauf. Beispiele für den offenen Kreislauf mit 2-Quadrantenbetrieb zeigt Abb. 14.37 a. s

Lagesensor

FLast

pA upAist Drucksensor

upist

Drucksensor

usist

pB

upBist

Lage-, Druck- und Schwenkwinkelregelung

upsoll Vol.-Strom- und Qsoll

Drucksensor

Druckregler, Stelleinrichtung

ussoll

M ist

M ist

a b Abb. 14.37 Verdrängergesteuerte translatorische Stetigantriebe an einer Volumenstromquelle. a offener Kreislauf, Hubzylinder b geschlossener Kreislauf, Gleichgangzylinder

Der offene Kreislauf wird meist nur dann aufgebaut, wenn eine Bewegungsumkehr durch aktive äußere Kräfte realisiert werden kann, da sonst zusätzliche Wegeventile erforderlich sind. Anwendungsbeispiele sind Hubzylinder vornehmlich in mobilen Anlagen, Kunststoffmaschinen oder Pressen. Bei den beiden letzten muss die Pumpe neben der Volumenstromsteuerung oder -regelung eine Druckregelung enthalten wie in einer Druckquelle, da Nachdruckphasen in Kunststoffmaschinen und Pressvorgänge steuerbare Drücke und damit ihre Folgeregelung erfordern. Der Volumenstrom wird meist mittelbar über die Lageregelung der Stelleinrichtung der Pumpe geregelt (in Abb. 14.37 a und b Pumpe mit Regelung des Schwenkwinkels Mist gewählt). Das Zusammenspiel beider Regelungen ist ähnlich wie bei der Kombination eines Load-Sensing-Systems mit Druck- und Leistungsregelung (s. Abb. 14.30). Die jeweils kritischere Größe muss den Förderstrom der Pumpe bestimmen. Da die Volumenströme und Drücke vielfach variabel sind und eine übergeordnete Steuerung, meist über entsprechende Feldbusanschlüsse, diese vorgibt, werden die Druck- und die Volumenstromregler elektronisch realisiert (elektronische Druck-Förderstromregelung DFE [14.12]). In Abb. 14.37 a ist ein Grobschema dieser Regelung für einen Hebezylinder dar-

464


gestellt. Das Druckbegrenzungsventil spricht unter normalen Betriebsbedingungen nicht an, es ist ein Sicherheitsventil. Geschlossener Kreislauf mit Gleichgangzylinder. Beim geschlossenen Kreislauf werden die Anschlüsse der Verstellpumpe mit beiden Verbraucheranschlüssen verbunden (s. Abb. 14.37 b), so dass die Bewegungsrichtung des Verbrauchers durch die Förderstromrichtung der Pumpe bestimmt wird; es ist 4-Quadrantenbetrieb möglich. Die beiden Druckbegrenzungsventile sind wiederum Sicherheitsventile; sie können durch ein Kreislaufsicherheitsventil, bestehend aus einem Druckbegrenzungsventil und vier Rückschlagventilen in Gleichrichterschaltung (s. Abb. 8.26), ersetzt werden. Da die Pumpe nicht aus dem Behälter ansaugen kann, ist eine gesonderte Einspeisung (über ein Einspeiseventil oder, wie in Abb. 14.37 b, über Rückschlagventile, s. Abschn. 5.2.2) aus einer kleinen Pumpe erforderlich, um Leckverluste auszugleichen. Das 3/3-Wegeventil in Verbindung mit einem weiteren Druckbegrenzungsventil ist das bei 4-Quadrantenbetrieb erforderliche sog. Ausspeiseventil [14.12]), das ein Ansteigen des Druckes auf der jeweiligen Niederdruckseite auf Werte oberhalb des Einspeisedruckes verhindert. Die Druckbegrenzung der Ausspeisung wird niedriger als die der Einspeisung eingestellt, damit eine ständige Erneuerung eines Teils der Flüssigkeit im Kreislauf erfolgt, was sich günstig auf die Temperatur und den Alterungsprozess des Fluids auswirkt [14.2]. Die in Abb. 14.37 b beispielhaft angegebene Lageregelung enthält zwei unterlagerte Regelungen: die Druckregelung und die Schwenkwinkelregelung. Erstere (sie bildet mit der Lageregelung eine Kaskadenstruktur) dient der Verbesserung des dynamischen Verhaltens der Lageregelung, die sonst wegen der meist großen Massen und Leitungsvolumina sehr schwach gedämpft wäre. Die Schwenkwinkelregelung wird so ausgelegt, dass die Stellbewegungen des Verdrängers der Pumpe (ähnlich wie in den sekundärgeregelten Motoren) nur so schnell wie zulässig ablaufen. Um die erforderlichen Stellbewegungen ausführen zu können, benötigt sie eine Energiequelle. Das kann nur in den seltensten Fällen die Hauptpumpe selbst sein, da sie gegen sehr unterschiedliche Drücke fördert. Oft ist die Druckquelle für die Einspeisung auch Druckquelle für die Stelleinrichtung der Schwenkwinkelregelung. Sind die Forderungen an die Höhe beider Drücke sehr unterschiedlich, ist eine weitere Druckquelle oder ein Druckreduzierventil für die Abminderung des zu hohen Druckes erforderlich. Zu beachten ist, dass im Druckreduzierventil Drosselverluste entstehen. Diese Mehrfachregelung wird in digitaler Elektronik ausgeführt. Die Regelalgorithmen sind sehr komplex. Oft werden Zustandsregelungen realisiert (s. 14.3.5.1). In bestimmten Teilen des Systems, die mathematisch schwer beschreibbar sind, die aber mit Hilfe von WENN-DANNRegeln beschrieben werden können, kommen zunehmend auch Fuzzy Controller zum Einsatz [14.18]. Die Anbindung an die übergeordnete Steuerung wird fast immer über einen Feldbus, der in die eine Richtung die Sollsignale sowie die Reglerparameter und in die andere Richtung den Zustand des Antriebes überträgt, realisiert.


465

Geschlossener Kreislauf mit Hydromotor (hydrostatische Getriebe). Der Grundkreislauf eines hydrostatischen Getriebes entspricht dem in Abb. 14.37 b; an die Stelle des Arbeitszylinders tritt ein Hydromotor. Geregelt oder gesteuert wird i. Allg. die Drehzahl, eine Lage- und eine unterlagerte Druckregelung sind selten. Die Druckmessung dient der Realisierung der sog. Druckabschneidung (s. Abschn. 14.4.2) und oft zusätzlich einer Leistungsregelung. Auch diese Mehrfachregelung wird in digitaler Elektronik ausgeführt und ihre Anbindung an die übergeordnete Steuerung wird meist über einen Feldbus realisiert (s.o.). In Abb. 14.38 sind Kreislaufstrukturen und die theoretischen Grenzkennlinien (Drehzahl der Pumpe nP = konst., alle Wirkungsgrade gleich eins) dargestellt. Über die Gleichungen QP

VP n P

VM n , P

VP n P ( p A p B ) , M M

VM ( p A pB ) 2S

(14.17)

sind die qualitativen Verläufe der interessierenden Größen des Verdrängungsvolumens der Pumpe VP und des Motors VM, Volumenstrom QP, Leistung P, Abtriebsmoment MM in Abhängigkeit der Abtriebsdrehzahl n bestimmbar (n als Abszisse gewählt, da mit unterschiedlichen VP-VM-Kombinationen realisierbar). In Abb. 14.38 a ist Pumpenverstellung über null, aber keine Motorverstellung möglich. Das maximale Motormoment wird von der Druckregelung im 1. und 3. Quadranten bestimmt. Ist die Pumpe zusätzlich leistungsgeregelt, wird P begrenzt, indem ab einer Grenzdrehzahl die Druckdifferenz pA - pB und damit MM hyperbolisch abgesenkt werden. Da Druck- und Leistungsregelung (wegen Über-NullVerstellung) im 1. und im 3. Quadranten wirksam sein müssen, sind die Kennlinien in beiden Quadranten prinzipiell gleich. Vor allem in Fahrantrieben werden verstellbare Motoren zur Erweiterung des Geschwindigkeitsstellbereiches eingesetzt. In Abb. 14.38 b sind nur die Kennlinien des 1. Quadranten (der 3. Quadrant hat wie in Abb. 14.38 a gleichartige Kennlinien) für zusätzliche stetige Motorverstellung angegeben (die Kennlinien gelten nur für Druckabschneidung). Dargestellt wurden zwei Pumpenstellbereiche. Wegen QP = konst. im Kennlinienbereich der Motorverstellung nimmt das Motorverdrängungsmoment VM dann auf zwei unterschiedlichen Kurven hyperbolisch über n ab (s. Gl. (14.17)). Hohe Drehzahlen n können also mit unterschiedlichen VP-VM-Kombinationen erreicht werden. Bei dann kleinen Motormomenten können Pumpe und Motor relativ klein sein. Arbeiten mehrere Motoren (darunter aber mindestens ein stetig verstellbarer) auf eine Welle, gelten dieselben Kennlinien; VM ist jetzt die Summe aller Verdrängungsvolumina der beteiligten Motoren. Eine zusätzliche Leistungsregelung über die Absenkung von pA - pB führt zu hyperbolischem Absinken des Motormoments bereits im Bereich der Pumpenverstellung. Treibt der Antriebsmotor die Pumpen mehrerer Kreisläufe an, kann diese Druckabsenkung auch aus der Grenzlastregelung dieses Antriebsmotors resultieren und u. U. schon bei sehr kleinen Drehzahlen einsetzen.

466


Drehzahlsensor

pA

M M, n pB

upAist Druck-

Druckabschneidung:

p,V,Q,M,P

pA-pB VP,QP,P MM

sensor

VM

Drucksensor

unist

n

upBist

Pumpen-

MM

Drehzahl- und Schwenkwinkelregelung kombiniert mit Leistungs- und Druckregelung (Druckabschneidung)

unsoll

verstellung (über null)

p,V,Q,M,P

pA-pB VP,QP VM P

pA-pB

M ist Druckabschneidg. und Leistungsregelung:

MM n

a p,V,Q,M,P

pA-pB

MM, n

VP,QP,P

V M , MM

M M, n

b Stellbarkeit diskret

M M, n

n Pumpenverstellung

stetige Motorverstellung

(Ausschwenken)

(Einschwenken)

p,V,Q,M,P

pA-pB VP,QP,P V M , MM

MM , n

c

n Schaltpunkt von Motor und Pumpe

Abb. 14.38 Struktur und theoretische Grenzkennlinien hydrostatischer Getriebe mit stetiger Pumpenverstellung und Druckabschneidung. a Drehzahlregelung mit Konstantmotor, Kurven rechts unten mit zusätzlicher Leistungsregelung der Pumpe b mit einem oder zwei stetig verstellbaren Motoren c mit einem auf zwei Grenzpositionen einstellbaren Motor oder zwei Konstantmotoren


467

Werden Verstellmotoren verwendet, die nur zwei Grenzwerte von VM einzustellen ermöglichen (s. Abb. 14.38 c), wird für kleine Drehzahlen n der Motor auf großes VM eingestellt. Am Schaltpunkt muss VP im selben Verhältnis wie VM verringert werden. Danach erfolgt wieder Pumpenverstellung. Das gleiche Verhalten entsteht, wenn zwei Konstantmotoren verwendet werden, von denen einer am Schaltpunkt auf drucklosen Umlauf geschaltet wird (VM ist hier die Summe der Verdrängungsvolumina der nicht auf drucklosen Umlauf geschalteten Motoren). Ein Getriebe mit vier VMges-Stufen zeigt Abb. 14.39. Voraussetzung für die Eilgangschaltung ist VM1 > VM2. Bei Eilgang (Variante 4) arbeiten die Motoren gegeneinander. Das abgegebene Moment ist (VM1 - VM2)(pA - pB), der benötigte Volumenstrom ist (VM1 - VM2)n. VW 2

MM, n

1

VM1

VM2

VM1 > VM2

Var. VW1 VW2

1

2

0

2

VW 1

VMges

1 2 3 4 1 1 2 1 1 0 1 2 VM1 VM1 + VM1 VM2 VM2 VM2

Abb. 14.39 Grobstruktur und Wegeventilschaltstellungen eines hydrostatischen Getriebes mit stetiger Pumpenverstellung und zwei Konstantmotoren mit 4 Varianten für das Gesamtverdrängungsvolumen VMges der Motoren

Leistungsverzweigte Getriebe. Der Wirkungsgrad der soeben beschriebenen Getriebe ist kleiner als der mechanischer Stufengetriebe. Der hohe Wirkungsgrad der Lastschaltgetriebe und die stufenlose Drehzahlsteuerung mit hydrostatischen Getrieben werden in den sog. leistungsverzweigten Getrieben so miteinander verbunden, dass die Vorteile beider zum Tragen kommen [14.10, 14.13]. Die Wirkungsweise der Leistungsverzweigung und anschließenden Leistungsaddition ist in Abb. 14.40 dargestellt [14.13]. Basis sind ein rückkehrendes Planetenradgetriebe mit drei Wellen (die Zähnezahlen zi sind zA, zP und zH = zA + 2 zP [14.14]) und ein hydrostatisches Getriebe, das jeweils mit den Übersetzungsverhältnissen i1 =nH/nP und i2 =nM/n an die Hohlradwelle und die Welle des außenverzahnten Zentral- oder Sonnenrades angekoppelt ist. Eingangswelle mit der Eingangsdrehzahl ne und dem Eingangsmoment Me ist die Stegwelle. Die Abtriebsdrehzahl n wird über die Verstellung der Verdrängungsvolumina VP und VM des hydrostatischen Getriebes, das aber nur einen Teil der Leistung überträgt, eingestellt. Mit Hilfe der Swampschen Regel und des Kutzbachplanes [14.14] sind die Gleichungen des Planetenradgetriebes ermittelt worden (s. Abb. 14.40, rechts).

468


(nP, MP)

ne ( z A z H ) n z A nH z H

(nM, MM)

i1

Me

i2 Planeten- oder Umlaufrad (zP)

Me

Steg Außenverzahntes Zentral- oder Sonnenrad (nA = n, zA, MA)

ne

M, n

Hohlrad (nH, zH, MH) (innenverzahntes Zentral- oder Sonnenrad)

MA MH

mit

MA Me

zA z A zH

und

MH Me

zH z A zH

Abb. 14.40 Prinzip eines stufenlosen leistungsverzweigten Getriebes

Die Beziehungen des hydrostatischen Getriebes und der Zahnradpaarungen lauten: nM nP

VP MM , VM MP

VM , i1 VP

nH nP

MP , i2 MH

nM n

M . MM

(14.18)

Daraus sind die Übersetzungsverhältnisse i = n/ne, iH = nH/ne und die Leistungsanteile in den Zweigen des leistungsverzweigten Getriebes zu bestimmen:

i

iH

n ne

nH ne

zH VP ) P z A V M i1 i2 , A zH VP Pe z A V M i1 i2 z (1 H ) P zA , H zH VP Pe z A VM i1 i 2

(1

MA n M e ne

M H nH M e ne

VP V M i1 i 2 , zH VP z A VM i1 i 2 zH zA . zH VP z A VM i1 i 2

(14.19)

(14.20)

In Abb. 14.41 sind für zA = zP und damit zH = 3 zA sowie i1 = i2 = 1 die interessierenden Drehzahl- und Leistungsverhältnisse (Reibungsverluste vernachlässigt) in Abhängigkeit des Verhältnisses der Verdrängungsvolumina von Pumpe und Hydromotor dargestellt. Die Kurven des Drehzahl- und des zugehörigen Leistungsverhältnisses unterscheiden sich dabei nur durch den konstanten Faktor des Drehmomentverhältnisses im Planetenradgetriebe voneinander. Wird VP/VM auf einen kleinen positiven Wert eingestellt, drehen sich Stegwelle, Hohlradwelle und Abtriebswelle gleichsinnig, die Abtriebswelle langsamer als die Hohlradwelle. Der Hauptanteil der übertragenen Leistung wird über das hydrostatische Getriebe geleitet. (Da Leistungsverluste in den bisherigen Berechnungen nicht berücksichtigt worden sind, ist die Summe der beiden auf Pe bezogenen Leistungsanteile immer gleich eins.)

14.5 Kreisläufe mit Volumenstromquellen 4

2

i, iH

PH/Pe

iH = nH/ne

3

(PH+PA)/Pe

2

1

1

Pi/Pe

0

0

i = n/ne

PA/Pe

-1 -2

a

469

-2

-1

0 1 VP/VM

2

3

-1

4

-2

-1

0 1 VP/VM

2

3

4

b

Abb. 14.41 Kennlinien eines stufenlosen leistungsverzweigten Getriebes nach Abb. 14.40. a Drehzahlverhältnisse als Funktion von VP/VM b Leistungsanteile als Funktion von VP/VM

Mit wachsendem VP/VM (für das Verhalten ist es gleichgültig, ob dies durch wachsendes VP oder abnehmendes VM realisiert wird, aber der Druck im hydrostatischen Getriebe kann bei zu kleinem VP zu hoch werden) steigt die Ausgangsdrehzahl n im Verhältnis zur Eingangsdrehzahl ne an, die Hohlrad- und damit die Pumpendrehzahl nehmen ab. Der Leistungsanteil, der über das wirkungsgradungünstigere hydrostatische Getriebe übertragen wird, nimmt ab. Bei VP/VM = 1 sind alle Drehzahlen gleich groß, infolge der Momentenverhältnisse ist der Leistungsanteil des mechanischen Zweiges nur ein Viertel der Gesamtleistung. Erst wenn VP/VM > zH/zA = 3 wird, übersteigt der Anteil der über den mechanischen Zweig übertragenen Leistung die des hydraulischen Zweiges. Bei Über-Null-Steuerung der Pumpe (VP/VM < 0) ist über die Wirkungsumkehr im hydrostatischen Getriebe eine Drehrichtungsumkehr der Abtriebswelle erreichbar. Aus den Kennlinien ist ersichtlich, dass dann die Hohlraddrehzahl und damit die Leistung im hydraulischen Zweig stark ansteigen, weil im mechanischen Zweig über das außenverzahnte Zentralrad Leistung in das Planetenradgetriebe eingetragen wird (gekennzeichnet durch PA/Pe < 0). Die Leistungsverzweigung vollzieht sich am Getriebeausgang, die Hydromotorleistung wird aufgeteilt in die Ausgangsleistung und in die zum Planetenradgetriebe zurückfließende. Im Planetenradgetriebe summieren sich die Eingangsleistung und die zurückfließende zur Leistung der Hohlradwelle. In diesem Bereich hat das leistungsverzweigte Getriebe einen schlechten Wirkungsgrad. Bei VP/VM o f streben (für zA = zP und i1 = i2 = 1) n/ne o 4 und PA/Pe o 1 (s. Gl. (14.19)). Der Bereich mit sehr großem Verhältnis VP/VM ist in Abb. 14.41 nicht darstellbar. Deshalb wurden in Abb. 14.42 die interessierenden Drehzahlund Leistungsrelationen für diesen Bereich als Funktion von VM/VP dargestellt. Ist VM = 0, dann ist i = 1 + zH/zA = 4. Das Hohlrad und die Pumpenwelle stehen. Die gesamte Leistung wird über die Mechanik übertragen.

470

14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen 2

10

(PH+PA)/Pe

8

i, iH

PA/Pe

1

6 4

Pi/Pe

i = n/ne

0

2 0 -2

iH = nH/ne 0

1

VM/VP

-1

2

a

PH/Pe

0

1 VM/VP

2

b

Abb. 14.42 Kennlinien eines stufenlosen leistungsverzweigten Getriebes nach Abb. 14.40. a Drehzahlverhältnisse b Leistungsanteile als Funktion von VM/VP

Eine noch größere Übersetzung i ist mit VM < 0 erreichbar; Motor und Pumpe tauschen ihre Funktion, das Hohlrad wird in die Gegenrichtung angetrieben und führt die vom außenverzahnten Zentralrad zuviel abgegebene Leistung über den hydraulischen Zweig auf das Planetenrad zurück. Im Planetenradgetriebe summieren sich die Eingangsleistung und die zurückfließende Leistung der Hohlradwelle zur Ausgangsleistung PA. In diesem Bereich ist der Wirkungsgrad ebenfalls schlecht, zudem wird die Abtriebswelle sehr stark belastet. Allgemein kann gesagt werden, dass der Anteil der wirkungsgradgünstig auf mechanischem Wege übertragenen Leistung mit größer werdendem und positivem Faktor VP/(VMi1i2) zunimmt. Deshalb sind ausgeführte leistungsverzweigte Getriebe i. Allg. mit zusätzlichen Schaltgetriebestufen kombiniert, um die stetige Drehzahlstellung mit Hilfe des hydrostatischen Getriebes nur in seinen wirkungsgradgünstigen Einstellbereichen vorzunehmen. Meist wird der hydrostatische Leistungsanteil unter 50 % gehalten [14.10, 14.13]. Beim Schalten von einem Gang in den anderen wird zunächst in einen lastfreien Zustand übergegangen, danach, meist über Drehzahlregelungen, Synchronität zwischen den Bewegungen hergestellt und erst dann wieder eingekoppelt. 14.5.3 Dynamisches Verhalten

14.5.3.1 Bypass-Steuerung

In Abb. 14.43 sind Schema und Blockschaltbild der einfachen Bypass-Steuerung und der Steuerung mit Drei-Wege-Stromregelventil dargestellt. Das Blockschaltbild der einfachen Bypass-Steuerung ist dem in Abb. 14.18 c ähnlich.


V0

A1 V1

m Q1 p1

QVDr Q0

FL V0

Qg0

s, s, s p2 = 0

p0 Q0

a

VSD

V1 A1

QVD

m

Q1

p1

471 FL

s, s, s p2 = 0

b Q0

Qg1

-

-

1 (V0+V1) ß

p1

p1

³ dt

FL A1

QVDr

FR

FB

-

1 m

s

³ dt

s

A1

c Q0 - Qg0

-

1

p0

³ dt

V0 ß

p0

-

p1

'p

Q1

Qg1

-

1 V1 ß

p1

³ dt

p1

FL A1 FR

QVD

FB

-

1 m

s

³ dt

s

A1

d

Abb. 14.43 Bypass-Steuerung. a Schema der einfachen Bypass-Steuerung b Schema der Steuerung mit Drei-Wege-Stromregelventil c zu a gehöriges Blockschaltbild d zu b gehöriges Blockschaltbild

Eingangsgröße ist anstelle des Quellendruckes pDQ der annähernd konstante Volumenstrom Q0 der Volumenstromquelle. Wird das Verhalten simuliert, entstehen unter bestimmten Voraussetzungen ähnliche Zeitverläufe wie bei Zulaufdrosselung (vgl. Abb. 14.19 a mit Abb. 14.44 a). Es wurden weitgehend die gleichen Parameterwerte verwendet, neuer Parameter ist Q0 = 4 l/min. Zudem wird das unter dem veränderlichen Druck p1 stehende Volumen jetzt größer (V0 + V1). Variiert wurde der Beiwert des Drosselventils, das jetzt an anderer Stelle auch andere Werte annehmen muss. Bei dem Beiwert kDrADr = 10000 mm4/(sN) fließen im stationären Zustand nur etwa 10 % des Volumenstroms Q0 über den Bypass. Bei Erhöhung des Ventilbeiwertes auf kDrADr = 40000 mm4/(sN) erhöht sich dieser Anteil auf über 40 %, die stationäre Geschwindigkeit nimmt ab, die Dämpfung des Übergangsvorganges dagegen stark zu (s. Abb. 14.44 b). Umgekehrt nimmt für kDrADr o 0, also für großen hydraulischen Widerstand des Drosselventils, die Dämpfung ab, der Einschwingvorgang kann sehr lange andauern. Das ist aus der linearisierten Betrachtung (es werden gesetzt: Rh = p1/QVDr und FR = k . v) zu erkennen. Die Übertragungsfunktion v(s)/'Q0(s) lautet v(s) 'Q0 ( s )

A1 Rh 1 mit Rh k 1 2 DT s T 2 s 2

A12

(14.21)

472


m (V0 V1 ) E

T

A1

D

1 2 Rh A1

§ (V0 V1 ) E m ¨ k Rh ¨ (V0 V1 ) E m © 40

90 bar mm/s

bar mm/s

v(t)

v(t)

30

60

p,v

20

p,v 30

p1(t)

10

p1(t) 0

0 0

a

· ¸. ¸ ¹

0,1

t

0,2

s

0

0,3

0,1

t

0,2

s

0,3

b

Q0 4 dm 3 / min FR 10 Ns mm v A1 1000 mm² E | 103 mm2 N 1 V0 V1 105 mm3

m 2000 kg FL

200 N

Abb. 14.44 Anlaufvorgänge bei einfacher Bypass-Steuerung. a Druck p1(t) und Geschwindigkeit v(t) bei kDrADr = 10000 mm4/(sN) b bei kDrADr = 40000 mm4/(sN)

Wird näherungsweise k = 0 gesetzt, ist zu erkennen, dass mit kleiner werdendem Rh die Dämpfung D größer wird. Bei wachsendem Rh strebt D einem von der Reibung bestimmten niedrigen Wert zu. Komplizierter ist die Berechnung des Verhaltens bei Verwendung eines DreiWege-Stromregelventils, da die Messdrossel die Volumina V0 und V1 so trennt, dass sich die Ordnung des Systems erhöht (s. Abb. 14.43 b und d). Zudem ist das Druckdifferenzventil des Drei-Wege-Stromregelventils selbst ein Feder-MasseSystem. Werden seine Trägheit vernachlässigt und seine Kennlinie QVD = f('p) sehr steil angenommen, dann hat nur die analog zum Zwei-Wege-Stromregelventil als Kapazität wirkende Kolbenbewegung Einfluss auf das dynamische Verhalten (s. Gln. (14.6) und (14.7)). Der statische Regelfehler ist ebenfalls nahezu null. 14.5.3.2 Verdrängersteuerung

Ein hydrostatisches Getriebe (Hydromotor und Pumpe im geschlossenen Kreislauf) mit seinen Hilfsantrieben für die Pumpen- und die Motorverstellung ist mit den für die Berechnung des dynamischen Verhaltens wesentlichen Größen und Parametern schematisch in Abb. 14.45 a dargestellt. Regelungen gemäß den Abb. 14.37 b und 14.34 a sind vorerst nicht berücksichtigt worden. Aus dem Schema des Getriebes ist das Blockschaltbild in Abb. 14.45 b entwickelt worden. Dabei wurden wiederum, wie bei den sekundärgeregelten Antrieben (s. Abb. 14.24 a), die Hilfsantriebe als Übertragungsglieder


473

mit Verzögerung 1. Ordnung beschrieben. Es wurden zudem die Motorreibung drehzahlproportional und die Drehzahl der Pumpe nP konstant angenommen. sM s Q

Q

nM ML

VA

u

QgA i

p A pB

VB

QgB

usMsoll

sP s Q

Q

u

usPsoll

i

a ZP usPsoll

K1P

sP

1+TP s

usMsoll

K1M

sM

1+TM s

b usPsoll

K1P 1+TP s

c

nP

sP

K2P

K2M

K2P

V P*

S

S 30

QP QgA

-

V P*

nP .S QP

1 VA ß

-

VM*

30

nP

QgB

1 VB ß

Qg

-

³ dt

³ dt

VA+VB (VA .VB). ß

pA

'p

S

pB

ML MM -

ZM

1 J s+k

30 nM

S

QM

S

³ dt

'p QM

ML

VM

*

-

1 J s+k

ZM

30 nM

S

VM*

Abb. 14.45 Verdrängersteuerung eines hydrostatischen Getriebes. a Schema des ungeregelten Getriebes b nichtlineares Blockschaltbild bei Pumpen- und Motorverstellung c lineares Blockschaltbild bei Pumpenverstellung

Bei Motorverstellung ist das Verhalten des Kreislaufs nur mit großem Fehler linearisierbar, da die sich ändernden Größen VM* und 'p multiplikativ verknüpft sind (anstelle des Verdrängungsvolumens V ist für Berechnungen des dynamischen Verhaltens V* = V/(2S) zu verwenden, um die Relationen Moment/Druck und Volumenstrom/Winkelgeschwindigkeit mit demselben Parameter beschreiben zu können). Wird die Pumpe von einem Antrieb mit nahezu konstanter Drehzahl nP | konst. angetrieben, ist die Pumpenseite linearisierbar (für den Fall, dass sich

474


das hydrostatische Getriebe in einem leistungsverzweigten Getriebe befindet, ist das nur mit Einschränkungen möglich). Die Leitungsvolumina VA und VB zwischen Pumpe und Motor können in ihrer Gesamtwirkung zusammengefasst werden. Die soeben beschriebenen Einschränkungen führen zu dem linearen Blockschaltbild in Abb. 14.45 c (VM* = konst., nP = konst.). Die Übertragungsfunktion nM(s)/usPsoll(s) des ungeregelten Getriebes lautet damit: nM ( s ) u sPsoll ( s ) mit VM*

K1P K 2 P nP 1 1 * 1 TP s VM 1 2 DT s T 2 s 2 VM 2S

T

1 VM*

J V A VB E V A VB

D

k 2VM*

(14.22)

V A VB E . J (V A V B )

Dieses Modell ist auf die Regelstrecken der Kreisläufe in Abb. 14.37 a und b anwendbar. In beiden tritt an die Stelle von VM* in Gl. (14.22) die Fläche A des Zylinders, die rotatorischen Größen J, Z usw. sind durch die entsprechenden translatorischen m, ds/dt usw. zu ersetzen. Beim offenen Kreislauf in Abb. 14.37 a wirkt nur ein Volumen als Feder, das Volumen VB ist unendlich zu setzen; die Eigenzeitkonstante T ist damit größer als beim geschlossenen Kreislauf. Die verdrängergesteuerten Stetigantriebe mit Volumenstromquelle besitzen eine Verzögerung zweiter Ordnung infolge der Kompressibilität der Leitungen zwischen Pumpe und Verbraucher und der Masse m oder des Trägheitsmoments J der rotatorisch zu bewegenden Massen. Hinzu kommen die Verzögerungen durch den Hilfsantrieb, die i. Allg. wegen der Widerstandssteuerung relativ klein sind. Da im Hauptkreislauf keine Drosselstellen vorhanden sind, ist dieses System gedämpft. Innerhalb von Drehzahl- und Lageregelkreisen kann die Dämpfung noch weiter abnehmen. Dem wird mit unterlagerten Regelungen, z. B. der Druckdifferenz, begegnet, die Regelung erhält dann eine sog. Kaskadenstruktur. Die Regelstrecke der Drehzahlregelung in Abb. 14.45 ist durch das Blockschaltbild in Abb. 14.45 c bzw. durch die Übertragungsfunktion Gl. (14.22) beschreibbar. In Abb. 14.46 ist in einem Blockschaltbild angegeben, wie die Drehzahlregelung mit unterlagerter Druckregelung zur Verbesserung des dynamischen Verhaltens strukturiert ist. Der Drehzahlregler gibt die Führungsgröße des unterlagerten Druckregelkreises vor. Da die Druckabschneidung und die Leistungsregelung ebenfalls über den Hilfsantrieb zur Pumpenverstellung wirksam werden müssen, ist eine Auswerteschaltung (oder ein Auswerteprogramm in einem digitalen Regler) zum Erkennen des kritischen Falles erforderlich, d. h., die Pumpe darf maximal so weit ausgeschwenkt sein, dass kein Leistungs- oder Druckgrenzwert überschritten wird, auch wenn der Drehzahlsollwert einen größeren Volumenstrom fordert. Eine günstige Möglichkeit der Lageregelung dieser sehr schwach gedämpften Antriebe (s. Abb. 14.37 b) ist die Zustandsregelung. Entscheidend für die Qualität des entworfenen Reglers ist die Qualität des Streckenmodells, das dem Reglerentwurf, der von Spezialisten vorgenommen wird, zugrunde liegen muss.

14.6 Vergleich der Kreislaufkonzepte

K1P 1+TP s

sP

K2P

VP*

nP .S QP 30

Auswerteschaltung kritischer Fall

usPsoll

Qg

VA+VB .

.

(VA VB) ß

-

³ dt

ML

'p

VM* QM

unterlagerter Druckregler

upAist upBist

-

1 J s+k

30 nM

S

VM*

Drucksensoren für pA und pB

u'psoll

ZM

475

Tachogenerator Drehzahlregler

unsoll

Druckabschneider

u'pmax

Leistungsregler

uPmax

Abb. 14.46 Blockschaltbild der Drehzahlregelung in Abb. 14.45

14.6 Vergleich der Kreislaufkonzepte 14.6.1 Aufwand an Komponenten, Verlustleistungen

Die folgenden fünf Beispiele aus in den Abschn. 14.3 bis 14.5 beschriebenen Kreislaufstrukturen sollen zunächst hinsichtlich Komponenten und Verlustleistungen verglichen werden: 1. drei Antriebe mit Widerstandssteuerung (s. Abb. 14.3 bis Abb. 14.6 sowie Abb. 14.8 und Abb. 14.9) an einer Druckquelle konstanten Drucksollwertes (s. Abb. 14.14 bis Abb. 14.16), 2. drei sekundärgeregelte (s. Abb. 14.10 und Abb. 14.11) Antriebe an einer Druckquelle konstanten Drucksollwertes (s. Abb. 14.14 bis Abb. 14.16), 3. drei Antriebe mit Lastrückmeldung an einer Druckquelle verstellbaren Drucksollwertes (Load sensing, s. Abb. 14.29 bis Abb. 14.31), 4. drei Antriebe mit Drei-Wege-Stromregelventilen an je einer Volumenstromquelle, die aus Konstantpumpe(n) mit einem Förderstrom QPk | konst. besteht (s. Abb. 14.35 c, die Druckbegrenzungsventile dienen nur als Sicherheitsventile), 5. drei Antriebe an je einer verdrängergesteuerten Volumenstromquelle (s. Abb. 14.37 und Abb. 14.39). Um die unterschiedliche Wirkungsweise der Kreisläufe demonstrieren zu können, sollen die jeweils 3 Antriebe gegen unterschiedliche und in einem Fall veränderliche Lastdrücke pLastk(t), k = 1, 2, 3 arbeiten.

476


Tabelle 14.4 Vergleich mehrerer Kreislaufkonzepte Kreislaufbeispiel

Erforderl. Komponenten/zus. Verluste

3 Verbraucher, 3 Steuerungen (mit Wege- und Drossel3 konventionelle An- funktion), triebe an einer 1 Druckquelle mit i. Allg. 1 Pumpe + Druckquelle Druckregler konstanten DrucksollwerKeine Nebenstromvertes luste,

1.

Lastdrücke pLastk(t) und Druckabfälle 'pHSi im Hauptstrom

p

pDQ = konst. pDr i pLast1 pLast2 pLast3

keine Verluste in Hilfsantrieben

t 3 verstellbare Hydromotoren oder Hydrotransformatoren mit 3 sekundärgeregelte An- Arbeitszylindern, triebe an einer 3 geregelte Hilfsantriebe + DrehzahlDruckquelle und/oder Lageregler, konstanten Drucksollwer- 1 Druckquelle mit im allg. 1 Pumpe + Drucktes regler

2.

p

pDQ = konst. pLast1 pLast2 pDr i = 0

Keine Nebenstromverluste, Verluste in Hilfsantrieben

3.

3 Verbraucher, 3 Steuerungen (mit Wegefkt. und Volumenstromregelung), Schaltung zur Ermittlung von pLastmax, 1 Druckquelle mit im allg. 1 Pumpe + Druckregler + Sollwerteingang

3 Loadsensing-Antriebe an Druckquelle verstellbaren Drucksollw. (Druckabschneidung oder Leistungsregelung nicht Keine Nebenstromverluste, keine Verluste in aktiv) Hilfsantr.

pLast3 t

p

pDQ

pDr i pLast1 pLast2 pLast3 pLastmax t

14.6 Vergleich der Kreislaufkonzepte

477

Tabelle 14.4 Vergleich mehrerer Kreislaufkonzepte (Fortsetzung) Kreislaufbeispiel

Erforderl. Komponenten/zus. Verluste

3 Verbraucher, 3 Steuerungen (mit 3 Antriebe mit Wegefunktion und Volumenstromregelung), Drei-WegeStromt 3 Konstantpumpen regelventilen als Volumenstroman 3 Konstant- quellen + 3 pumpen Druckbegrenzungs- als Sicherheitsventile

4.

Lastdrücke pLastk(t) und Druckabfälle 'pHSi im Hauptstrom

p

pVQ1

pVQ2 pVQ3

3 Verbraucher, 3 Verstellpumpen als 3 Antriebe an Volumenstromquellen 3 verdränger- + n Druckbegrenzungsgesteuerten Vo- als Sicherheitsventile, meist 3 Hilfsantriebe lumenstromfür die Pumpenverquellen stellung

pLast1 pLast2 pLast3

Nebenstromverluste vorhanden (PVerlk = (QPk – QVk) . pVQk), keine Verluste in Hilfsantrieben

5.

pDr i

t

p

pDr i = 0 pVQ1

pVQ2 pVQ3

Keine Nebenstromverluste, Verluste in Hilfsantrieben

pLast1 pLast2 pLast3 t

In Tabelle 14.4 sind für die 5 Kreislaufbeispiele zusammengestellt: der Aufwand an Komponenten, die für die Kenntlichmachung der unterschiedlichen Wirkungsweisen und für die Abschätzung der Drosselverluste entstehenden Druckabfälle im Hauptstrom zu den Verbrauchern 'pHSi, zusätzliche Verluste (in einer Spalte mit den erforderlichen Komponenten). Am Komponentenaufwand wird ein wesentlicher Unterschied zwischen den Grundkonzepten Druckquelle und Volumenstromquelle deutlich: der Aufwand an Pumpen, Antriebsmotoren und Behältern. Zusätzlichen Aufwand ergeben auch die für Verdrängersteuerungen fast immer erforderlichen Hilfsantriebe mit ihrer Druckquelle. Die unterschiedlichen Wirkungsgrade der Konzepte können mit Hilfe der Spalte „Lastdrücke pLastk(t) und Druckabfälle 'pHSi im Hauptstrom” verglichen werden. Die Druckabfälle 'pHSi sind am größten im Beispiel 1, weil der Druck der Druck-

478


quelle pDQ auf den höchsten Lastdruck (auch wenn er nur kurzzeitig auftritt) plus den mindestens erforderlichen Druckabfall in der Steuerung eingestellt werden muss. Im Hauptstrom treten bei der Verdrängersteuerung in den Beispielen 2 und 5 Druckabfälle nicht auf. In den Beispielen 3 und 4 werden volumenstromgeregelte Antriebe verwendet. In Bsp. 4 stellen sich die Druckabfälle 'pHSi in allen Antrieben auf den vom jeweiligen Drei-Wege-Stromregelventil vorgegebenen ein. In Bsp. 3 wird die Funktion des Zwei-Wege-Stromregelventiles mittels Steuerspalt des Stetigsteuerventils und Druckdifferenzventil erzeugt, wobei nur der Druckabfall jenes Volumenstromreglers mit Hilfe der Load-SensingStruktur auf seinen Mindestdruckabfall reduziert wird, dessen Verbraucher den größten Lastdruck überwinden muss. Die übrigen Druckabfälle sind größer. Die Druckabfälle im Hauptstrom 'pHSi sind nur ein Faktor für die Leistungsverluste PVerlHS im Hauptstrom. Hinzu kommen die Höhe und die Zeitdauer der Volumenströme QVj, 'tVj zu den Verbrauchern. Für die konkrete Berechnung dieser Verlustleistungen sind also weitere Angaben erforderlich. Die durchschnittlichen Drosselverluste PVerl insgesamt über einen repräsentativen Zeitraum, oft die Zykluszeit tZ, müssen auch die in den Nebenströmen der Drei-Wege-Stromregelventile PVerlNS erfassen. Die Verluste in den Hilfsantrieben PVerlHA können meist pauschal angesetzt oder auch vernachlässigt werden.In Gl. (14.23) sind diese Zusammenhänge dargestellt: PVerl

(14.23)

PVerlHS PVerlNS PVerlHA

mit PVerlHS

1 ¦ 'pHSi ¦ QVj 'tVj tZ i j

und (wenn vorhanden) PVerlNS

1 ¦ pLasti ¦ (QPk QVj ) 'tVj . tZ i j

In die Gesamtbilanz der Verlustleistungen sind auch die folgenden einzubeziehen, wenn die optimale Variante ermittelt werden soll: – –

die Verlustleistungen in der Druckquelle, die bei Verwendung eines Druckbegrenzungsventils als Druckregler sehr hoch sein können, die Verlustleistungen in den Pumpen und ihren Antriebsmotoren (bei entsprechender Anzahl kann bereits eine hohe Summe der Leerlaufverlustleistungen entstehen).

14.6.2 Dynamisches Verhalten

Zur Einschätzung der Unterschiede sollen vor allem die jeweilige Eigenzeitkonstante T des Antriebes und die weiteren Verzögerungen und sonstigen Einflüsse näher untersucht werden. Basis sind wieder die fünf Kreislaufbeispiele aus Abschn. 14.6.1. In Tabelle 14.5 sind für die in diesen Kreisläufen enthaltenen typischen Antriebe die Eigenzeitkonstante T und die Gleichungsnummern an-

14.7 Der Projektierungsprozess

479

gegeben, um die Herleitung ggf. nachvollziehen zu können. Weitere Aussagen werden zu den Verzögerungen in den Hilfsantrieben und zu den Energiequellen (Druckschwankungen in Druck- und Drehzahlschwankungen in Volumenstromquellen) gemacht. Zur Dämpfung werden qualitative Einschätzungen getroffen, generell ist von geringer Dämpfung auszugehen, wenn die bewegten Massen groß und die Drosselverluste gering sind. Wird von vergleichbaren zu bewegenden Massen durch die Antriebe ausgegangen, sind die Unterschiede im von Eigenzeitkonstante und Dämpfung gekennzeichneten dynamischen Verhalten vor allem durch die Volumina gegeben. Da Ventile bei Drosselsteuerung im Hauptstrom sehr nahe am Verbraucher angeordnet werden können, sind die Volumina dort sehr klein zu halten (zudem wirkt sich die Drosselung i. Allg. günstig auf die Dämpfung aus). Große Volumina und damit relativ weiche Flüssigkeitsfedern treten oft bei der Verdrängersteuerung mit Hilfe einer Pumpe auf. Vermieden wird das in hydrostatischen Getrieben durch geringen Abstand zwischen Pumpe und Hydromotor. Aus Gl. (14.22) ist zu erkennen, dass die Dämpfung mit kleiner werdenden Volumina ebenfalls abnimmt, so dass meist ein entsprechender Regler für zufriedenstellendes dynamisches Verhalten erforderlich ist.

14.7 Der Projektierungsprozess Projektieren heißt Zusammenstellen von am Markt erhältlichen Komponenten zu der gewünschten Schaltung und Auswählen der günstigen Nenngrößen auf der Basis von Dimensionierungsberechnungen (s. Abschn. 14.1). Am Beispiel der in Abb. 14.47 dargestellten zu projektierenden Hydraulikanlage sollen wesentliche Schritte des Projektierungsprozesses demonstriert werden. Abb. 14.47 a zeigt den Aufstellplan der hydraulischen Verbraucher dieser typischen stationären Anlage, Abb. 14.47 b das zugehörige Bewegungsdiagramm der Verbraucher. Angaben über die Bedeutung der Kurzbezeichnungen der Verbraucher und über Einflüsse der Schwerkraft (Gewichtskraft/-moment FG bzw. MG) sind in der linken Spalte von Abb. 14.47 b enthalten. Der folgende technologische Ablauf wird zugrunde gelegt: Zuerst wird ein Werkstück durch die Transportzylinder T1 und T2 in seine Position gebracht (die eigentliche Werkstückzuführung werde nicht von einem Antrieb dieser Hydraulikanlage realisiert), danach erfolgen das Spannen der Spann- und das Entlasten der Transportzylinder. Die weitere Reihenfolge ist: Der Vorschubzylinder bewegt das Werkstück im Eilgang zum Hauptantrieb, Einschalten des Hauptantriebes (seine Solldrehzahl kann sehr unterschiedlich sein, muss aber auch bei schwankenden Lastmomenten genau eingehalten werden, weshalb Drehzahl- oder Volumenstromregelung erforderlich sind), Vorschubbewegung und damit auch Bearbeitungsvorgang (an dessen Ende wiederum Hilfsbewegungen durchgeführt werden), Abschalten des Hauptantriebs und Abführen eines Abproduktes (z. B. Späne).

480


Tabelle 14.5 Vergleich dynamischer Kennwerte mehrerer Antriebe

Antriebsbeispiel

1. Konventionelle Antriebe an Druckquelle konstanten Drucksollwertes

Eigenzeitkonstante T und Gleichungsnummer/Zusatz m Vi E Ai

(14.3), (14.5)/wegeventilgest.

m V1 V2 E 1 A V1 V2

(14.6)/stetiggesteuert

m V1 V2 E 1 A (V1 V2 ) (1 K RD C0 ) A

Zusätzliche Verzögerungen und Einflüsse

Keine zusätzlichen Verzögerungen; Geringe statische, ggf. starke dynamische Druckschwankungen in der Druckquelle (s. Abb. 14.26 a und b)

(14.7), (14.6)/drehzahlgeregelt 2. Sekundärgeregelter Antrieb an einer Druckquelle konstanten Drucksollwertes

3. Load-SensingAntrieb an Druckquelle verstellbaren Drucksollwertes

4. Antrieb mit Drei-WegeStromregelventil, Konst.-P.

Keine zusätzlichen Verzögerungen (Übergangsvorgänge in Hilfsantrieben in T enthalten); /Hauptvolumen geht nicht in T ein, Geringe statische und Dämpfung durch Regler beeinflussbar dynamische Druckschwankungen in der Druckquelle (s. Abb. 14.26 c)

J THA K RD K M p DQ

(14.8)

m (Vi E C hVD ) Ai

(14.3), (14.4)

Keine zusätzlichen Verzögerungen;

Starke statische und dy/Zwei-Wege-Stromregelventil, Antriebs- namische Druckdämpfung nur von Reibung bestimmt, meist schwankungen in der sehr gering Druckquelle (s. Abb. 14.33)

m (Vi E C hVD ) Ai

analog (14.3), (14.4)

Drehzahlschwankungen der Pumpe möglich

5.

Geschlossener Kreislauf:

Antrieb an verdrängergesteuerter Volumenstromquelle

J V A VB E 2S VM V A VB

(14.22)/rotatorisch

1 m V A VB E A V A VB

(14.22)/translatorisch

Offener Kreislauf:

Keine zusätzlichen Verzögerungen;

m V A E Ai

/translator.

Zusätzliche Verzögerungen durch Übergangsvorgänge in Hilfsantrieben Drehzahlschwankungen der Pumpe möglich


481

14.7.1 Zuordnung der Antriebe zu Kreislaufstrukturen

Das Bewegungsdiagramm bestimmt die zu wählende Kreislaufstruktur wesentlich. Aus den Bewegungsgrößen und den zu realisierenden Kräften und Momenten sind die Ausgangsleistungen der Antriebe abzuschätzen. Dabei ist es wichtig, die zeitlichen Mittelwerte festzustellen, da sie für eine erste Entscheidung darüber ausschlaggebend sind, ob die Widerstands- oder die Verdrängersteuerung hinsichtlich der Gesamtkosten effektiver sind. Eine meist günstige Vorgehensweise ist folgende: 1. Die Nebenantriebe und weitere Antriebe mit kleiner Ausgangsleistung (entscheidend ist der zeitliche Mittelwert) werden widerstandsgesteuert (Steuerventile im Hauptstrom) und von einer Druckquelle gespeist. Hier erübrigt sich oft ein ökonomischer Vergleich, da die Einsparungen an Anschaffungskosten gegenüber den Energiekosten für die Drosselverluste über den geplanten Einsatzzeitraum deutlich überwiegen werden. 2. Die Leistungsantriebe werden Antrieb für Antrieb den zunächst am günstigsten erscheinenden Konzepten zugeordnet: Sekundärregelung (die Antriebe können ggf. an die ohnehin vorhandene Druckquelle angeschlossen werden), LoadSensing-System, Speisung aus je einer Volumenstromquelle oder auch Widerstandssteuerung an der vorhandenen Druckquelle. 3. Es wird ein Vergleich der technischen und der ökonomischen Parameter dieser Leistungsantriebe mit den jeweils anderen Konzepten geführt und das günstigste Konzept gewählt. Aus den gegebenen Zahlenwerten in Abb. 14.47 b sind die Ausgangsleistungen abzuschätzen. Die Spitzenwerte der Arbeitszylinder liegen bei Pmax = 300 W bis 1500 W. Da diese jedoch nur kurzzeitig realisiert werden, sind die Mittelwerte nur etwa 1/20 bis 1/30, also Pmittel | 10 bis 50 W. Pmittel des Abproduktmotors ist weniger als 1 W. Der Hauptantrieb gibt über längere Zeit bis zu 5 kW Ausgangsleistung ab, es können aber auch wesentlich weniger sein. Alle Antriebe mit Ausnahme des Hauptantriebs können ohne weiteren ökonomischen Vergleich am effektivsten von einer gemeinsamen Druckquelle versorgt werden. Für den Hauptantrieb sind zu vergleichen: 1. Drehzahlregelung mit Stetigsteuerventil im Hauptstrom an der (ohnehin erforderlichen) Druckquelle, 2. Sekundärregelung der Drehzahl an der erforderlichen Druckquelle, 3. Drehzahlregelung mit Verdrängersteuerung der Pumpe, 4. Volumenstromregelung mit Zwei-Wege-Stromregelventil an der für die anderen Antriebe aufzubauenden Druckquelle, 5. Volumenstromregelung mit Drei-Wege-Stromregelventil an einer Konstantpumpe, 6. Aufbau eines Load-Sensing-Systems für alle Antriebe. Werden die 1. oder die 4. Variante realisiert, müssen minimale Drosselverluste von 1 bis 2 kW eingeplant werden, die sich bei geringem Lastmoment, aber hoher Drehzahl auf 6 bis 7 kW erhöhen können.

482


Draufsicht

S3

S4

WSt V

S1

H

S2

WSt Vorderansicht

a Zylinder und Motoren Transportzylinder T1, T2 (FG = 6000 N) Spannzylinder S1 bis S4 (FG = 0) Vorschubzylinder V (FG = 0) Hauptantriebsmoto r HA (MG = 0) Abproduktmotor A (MG = 1 Nm)

T1

WSt H A Si Ti V

A

H

T2

Werkstück Hauptantrieb Abproduktantrieb Spannzylinder i Transportzylinder i Vorschubzylinder

A

Bewegungsabläufe 0 5 10

(0 mm: Kolbenstange eingefahren) 15 20 t/s 25 30 Pos./ Drehz.

250 mm F = 6000 N

F = 6000 N F = 6000 N

0 mm 50 mm 0 mm

F = 4000 N v = 60 mm/min F = 3000 N F = 3000 N Mmax = 40 Nm

120 mm 100 mm 0 mm 1200 U/min

0 U/min M = 2 Nm

100 U/min 0 U/min

b Abb. 14.47 Beispiel einer zu projektierenden stationären hydraulischen Anlage. a Aufstellplan der Verbraucher b Bewegungsdiagramm der Verbraucher WSt Werkstück

Die 2. und 3. Variante erfordern einen Hilfsantrieb und einen teueren Verstellmotor bzw. eine Verstellpumpe, jeweils mit elektronischer Regelung; es entstehen jedoch nur geringe Verluste im Hilfsantrieb. Die 5. Variante erfordert eine zusätzliche Konstantpumpe; es müssen ebenfalls minimale Drosselverluste von 1 kW bis 2 kW in der Messdrossel eingeplant werden. Im Unterschied zur 1. Variante bleibt der Druckabfall über die Messdrossel auch bei sich änderndem Lastmoment annähernd konstant, der mittlere Drosselverlust beträgt nur etwa ein Drittel von Variante 1. Variante 6 ist meist keine zulässige Lösung, weil die vom Haupt-


483

antrieb herrührenden starken Quellendruckschwankungen die Spannzylinderkraft und die Vorschubzylindergeschwindigkeit (diese Zylinder sind mit dem Hauptantrieb aktiv) beeinflussen. Werden keine hohen Anforderungen an die Bearbeitungsgüte gestellt, ist diese Lösung aufwandsgünstig. 14.7.2 Druckniveaufestlegung

In [14.15] wurde herausgearbeitet, dass sich das Druckoptimum zu immer höheren Drücken verschiebt, je bessere Materialien in der Komponentenfertigung eingesetzt werden und je genauer gefertigt werden kann. Die Vorteile hoher Drücke sind offensichtlich, da erforderliche Kräfte mit kleinen Verbrauchern erreicht werden, was wiederum den Einsatz kleiner Pumpen und Steuerungskomponenten ermöglicht. Diese Aussage gilt vor allem aus zwei Gründen nicht uneingeschränkt: Wichtige Komponenten, z. B. große Blasenspeicher für Druckquellen, sind bei sehr hohen Drücken nicht einsetzbar. Hohe Antriebsdynamik setzt hohe Antriebseigenfrequenzen Ze bzw. kleine Eigenzeitkonstanten T (T = 1/Ze) voraus. Damit kommen bei hohen Forderungen an das dynamische Verhalten nicht selten Antriebe mit relativ großem A bzw. V, die bereits mit niedrigen Drücken ausreichend große Kräfte/Momente erzeugen, zum Einsatz (s. z. B. Gln. (14.4) und (14.22)). Aus diesen Gründen arbeiten hydraulisch angetriebene Industrieroboter oder Taktstraßen teilweise mit Drücken unter 100 bar, wobei jedoch auch hier der Trend zu höheren Drücken erkennbar ist. Gegenwärtig sind Drucksollwerte um 200 bis 300 bar am häufigsten anzutreffen, für das Beispiel werden 200 bar als oberer Grenzwert gewählt. 14.7.3 Projektierung eines Kreislaufs mit Druckquelle

Die Projektierung eines größeren Kreislaufsystems mit Druckquelle ist ein relativ komplexer Prozess, da die Druckquelle zu jeder Zeit den Anforderungen eines jeden Antriebs gerecht werden muss. Für den Projektierungsprozess ist es nahezu gleichgültig, ob eine Druckquelle konstanten Sollwertes oder ein Load-SensingSystem zu realisieren sind. Erst bei der Festlegung der Grenzleistung der Pumpe und ihres Antriebsmotors sind wesentliche Unterschiede zu beachten. 14.7.3.1 Projektierung der Antriebe

Funktionsschaltplan des Antriebssystems. Entscheidend für die Antriebsprojektierung ist, dass am Eingang aller Antriebe immer Druck ansteht. Damit ist es möglich, die Antriebe voneinander unabhängig zu projektieren. Es ist dem Projekteur überlassen, ob er zunächst den Funktionsschaltplan für alle Antriebe erarbeitet und dann die Dimensionierungsrechnungen durchführt oder ob er alter-

484


nierend arbeitet. Die Antriebsschaltungen wird er vielfach aus vorhandenen Unterlagen übernehmen können (s. z. B. Abschn. 14.3.2 und Abschn. 14.4); in bestimmten Fällen muss er sie aber auch entwerfen oder zumindest Vorhandenes modifizieren. Ergebnis dieser qualitativen Projektierungsstufe sind die Funktionsschaltpläne der Antriebe. Veränderungen können noch notwendig werden, wenn sich z. B. bei der Dimensionierung herausstellt, dass sehr große Wegeventile mit Vorsteuerventil eingesetzt werden müssen. Ablauf der Antriebsdimensionierung. Mit der Aufgabenstellung ist festgelegt, welche Kräfte/Momente in welchen Zeiten bei welchen Geschwindigkeiten/Drehzahlen durch die Verbraucher der Antriebe zu überwinden sind. Da auch das Druckniveau des Kreislaufs festliegt, sind die Flächen bzw. das Verdrängungsvolumen des Verbrauchers die Parameter, die es zu berechnen gilt. Aus mehreren Gründen ist es wichtig, sehr verantwortungsbewusst zu dimensionieren. Einerseits sind kleine Antriebe billiger, erfordern bei gleicher Geschwindigkeit kleinere Volumenströme, was wiederum die Leistungsverluste verringert und die Druckquellengröße günstig beeinflusst. Andererseits müssen bestimmte Reserven vorhanden sein, damit der Antrieb zuverlässig arbeitet, denn die Unsicherheiten bei der Bestimmung der äußeren Kräfte sind oft groß. Sie sollten eher etwas zu groß als zu klein angenommen werden. Zielgerichtet kann der Antrieb wie folgt dimensioniert werden: Festlegen des Steuerdruckabfalls 'pSt bei Drosselung im Hauptstrom (ist bei sekundärgeregelten Antrieben null) Dimensionierung des Verbrauchers Berechnung der Volumenströme Dimensionierung aller übrigen Bauelemente des Antriebs. Steuerdruckabfall 'pSt. In konventionellen Antrieben sind zwei Bauelemente für 'pSt zuständig: das Drosselventil oder das Zwei-Wege-Stromregelventil. Letzteres spielt bei genau einzuhaltenden niedrigen Geschwindigkeiten (z. B. Arbeitsgängen) eine große Rolle. Die Leistungsverluste sind dann gering. Auch bei Drosselventilen ist die Geschwindigkeitsschwankung infolge Belastungsschwankung umso kleiner, je größer 'pSt gewählt wird. Hier können jedoch die Verluste bei schnellen Bewegungen sehr hoch werden. Infolge der nichtlinearen Charakteristik der Drosselventile (s. Gl. (8.6)) sind die relativen Geschwindigkeitsschwankungen nur halb so groß wie die der Druckabfälle über den Drosselventilen. Es ist immer ein günstiger Kompromiss zwischen zulässiger Geschwin-digkeitsschwankung und Drosselverlusten zu finden. Bei Schaltungen mit Proportional-Wegeventil und Druckdifferenzventil (Druckwaage, s. Abb. 14.9 und Abb. 14.29) ist der Mindestdruckabfall über Messdrossel und Druckwaage zu berücksichtigen. Bei Servoventilen muss auch bei maximalem Lastdruck noch ein ausreichender Steuerdruckabfall über die Ventilsteuerspalte vorhanden sein (Richtgröße: 10 % des Quellendruckes pDQ).


485

Verbraucherdimensionierung. Am Verbraucher liegen in den unterschiedlichen Belastungs- und Bewegungsphasen unterschiedliche Druckdifferenzen an. Wegeventilgesteuerte Verbraucher müssen meist für mehrere Schaltzustände der Wegeventile berechnet und auf den kritischen Fall ausgelegt werden. Die aus den Belastungskräften und den festgelegten Druckdifferenzen berechneten Flächen sind dabei Mindestwerte, die nach der Auswahl des Verbrauchers teilweise wesentlich überschritten werden können, aber in keinem Fall unterschritten werden dürfen. Die sich nach Auswahl des Verbrauchers tatsächlich ergebenden Drücke innerhalb des Antriebs müssen, quasi rückwärts, nochmals berechnet werden. Volumenstromberechnung. Die nunmehr gemäß den Forderungen an die Kräfte (und Momente) dimensionierten Verbraucher bestimmen gemeinsam mit den zu realisierenden Geschwindigkeiten die Verschiebevolumenströme des Verbrauchers. Daraus werden die für die Ermittlung des Volumenstrom-ZeitDiagramms der gesamten Anlage in den Antrieb fließende Volumenströme aller Bewegungsphasen berechnet. Zu beachten ist bei einem Arbeitszylinder mit einseitiger Kolbenstange, dass der aus der Druckquelle entnommene Volumenstrom nicht mit Verschiebevolumenströmen identisch sein muss (Eilgangschaltung). Bei Hydromotoren ist zu beachten, dass der volumetrische Wirkungsgrad relativ niedrig sein kann und bei der Berechnung des die Druckquelle belastenden Volumenstromes berücksichtigt werden muss [14.1]. Nennweitenbestimmung. Für die Bauelemente und Leitungen sind die Nennweiten anhand der ermittelten Volumenströme festzulegen, die Nenndrücke gemäß dem maximal möglichen Druck vor dem Antrieb. Es ist dabei darauf zu achten, dass möglichst eine einheitliche Nennweite im Antrieb verwendet wird, um nicht zu viele Querschnittsanpassungen der Leitungen vornehmen zu müssen. Für die Leitungen des Antriebs ist es in den meisten Fällen ausreichend, wenn der Durchmesser über die zulässigen mittleren Strömungsgeschwindigkeiten vm festgelegt wird, da diese Leitungen voraussetzungsgemäß kurz sind (s. Abschn. 14.3.1). Eine Druckverlustberechnung ist oft nicht nötig, da die Druckabfälle i. Allg. weit unterhalb der Unsicherheiten bei der Bestimmung der äußeren Kräfte (Momente) und der Reibungseinflüsse liegen. Für den Innendurchmesser di der Leitungen kann dann wegen Q

vm d i2

S 4

angegeben werden: d i t 2

Q . vm S

(14.24)

Als Grenzen werden meist gewählt: vm = 4 bis 5 m/s in Leitungen innerhalb von Antrieben, vm = 3 m/s in Rücklaufleitungen zum Behälter und vm = 1 m/s in Saugleitungen [14.1 bis 14.4]. Bestimmung der Reglerparameter eines geregelten Antriebes. Liegen alle Parameter der Regelstrecke nunmehr fest, gilt es die Reglerparameter zu bestimmen. Kann das mathematische Modell des Antriebs an typischen Arbeitspunkten linearisiert werden, ist die Berechnung der Reglerparameter mit den Methoden der Regelungstechnik möglich. Ist das nicht der Fall, müssen günstige Reglerpara-

486


meter auf dem Wege des Probierens ermittelt werden, indem das nichtlineare Modell der Regelung in ein Simulationssystem überführt wird und unter unterschiedlichsten Rahmenbedingungen immer wieder durchgerechnet („simuliert“, s. auch die folgenden Hinweise) wird. Simulation des dynamischen Verhaltens des Antriebes. In den Abschn. 14.3.5.1 und 14.4.3 sind Modelle verschiedener Antriebe hergeleitet worden. Es ist vor allem für relativ komplexe Antriebe mit nichtlinearem Verhalten zu empfehlen, das dynamische Verhalten in dieser Phase des Projektierungsprozesses, in der Werte bestimmter Parameter noch unsicher sind, vorauszuberechnen. Zum einen können Rahmenbedingungen dafür ermittelt werden, unter denen das Verhalten zufriedenstellend sein wird, zum anderen können später auftauchende Probleme mit dem ausgeführten Antrieb viel besser gedeutet und zielstrebig beseitigt werden. 14.7.3.2 Druckquellenprojektierung

Volumenstrom-Zeit-Diagramm der Anlage. Mit ihm wird die für die Druckquellenprojektierung wesentliche Grundlage geschaffen. Aus den Zeiten für das Zu- und Abschalten und den Volumenstromanforderungen der bereits projektierten Antriebe wird der Hauptteil des Volumenstrom-Zeit-Diagramms Q(t) errechnet (s. Abschn. 14.7.3.1). In Abb. 14.48 ist Q(t) für die Anlage in Abb. 14.47 dargestellt. Die Kurzzeichen in den einzelnen Volumenstrombalken entsprechen denen in Abb. 14.47. Für Antriebe, für die diese Angaben nicht vorliegen, müssen typische Bewegungen angenommen und aus ihnen der Volumenstrombedarf errechnet werden. Um keine Unterdimensionierung der Druckquelle zu riskieren, müssen weitere Volumenströme abgeschätzt und berücksichtigt werden: Leckvolumenströme der Steuerventile QL, Vorsteuervolumenströme QS und Kompressionsvolumenströme QK (vor allem bei schnellen Reversierbewegungen). Für ein Wegeventil kann mit 0,05 bis 0,1 l/min Leckvolumenstrom zwischen Steuerschieber und Bohrung gerechnet werden, das gilt auch für ProportionalWegeventile. Besonders beachtet werden müssen in Anlagen mit Servoventilen deren eigene Verluste. Das Vorsteuersystem benötigt einen ständigen Volumenstrom, in der Umgebung der Mittelstellung des Hauptsteuerschiebers ist mit etwa 1,5 l/min Leckvolumenstrom zu rechnen; mit der Aussteuerung nimmt er dann auf nahezu null ab. Vorgesteuerte Druckventile, auch der Druckfühler der Nullhubpumpe, werden ständig von einem funktionsbedingten Volumenstrom durchflossen. Kommt ein vorgesteuertes Druckreduzierventil zum Einsatz, um Antriebe niedrigeren Druckes an einen höheren Anlagendruck anzupassen (s. Abschn. 14.3) oder um Kraftantriebe einstellbar zu gestalten (s. Abb. 14.6 b), ist mit etwa 1,5 l/min Vorsteuervolumenstrom zu rechnen.


487

40 l/min Qmittel mit HA

30

QHA

QP1

Q 20

T

T T

10

Qmittel ohne HA

V S

0

QP2

T V 10

QL + QS + QK 20 t

V S

A

s

30

Abb. 14.48 Volumenstrom-Zeit-Diagramm Q(t) für die hydraulische Anlage in Abb. 14.47. Kurzzeichen s. Abb. 14.47

Die Berechnungen der Antriebsvolumenströme gehen von inkompressiblen Hydraulikmedien aus. In Wirklichkeit wird in das unter Druck gesetzte Flüssigkeitsvolumen noch ein zusätzliches Volumen 'V infolge der Flüssigkeitskompressibilität hineingepresst. Bei Ventilsteuerungen im Hauptstrom wird beim Entspannen dieses 'V in die Tankleitung gefördert; bei jedem Zuschalten des Antriebs muss die Druckquelle dieses 'V wieder bereitstellen. Befinden sich in der Anlage viele Antriebe mit großen Volumina, die zusätzlich innerhalb der Zykluszeit oft zugeschaltet werden, nimmt der Kompressionsvolumenstrom nicht zu vernachlässigende Größenordnungen an. In Abb. 14.48 sind diese Volumenströme summarisch berücksichtigt worden. Druckquellen für Load-Sensing-Systeme. Druckquellen mit verstellbarem Drucksollwert für LS-Systeme haben meist keinen oder nur einen kleinen Speicher und müssen auf den maximalen Volumenstrombedarf einer Anlage ausgelegt werden. Im vorliegenden Beispiel heißt das, dass eine Pumpe mit QPmax > 36 l/min gewählt werden müsste, wenn alle Antriebe von einer Druckquelle gespeist werden. Der für günstiges dynamisches Verhalten einzusetzende Speicher (seine Größe wird nach Kriterien gewählt, wie sie in Abschn. 14.4.3 beschrieben worden sind) darf nur einen geringen Gasfülldruck haben, um bei niedrigen Quellendrücken noch wirksam zu sein. Zu beachten ist dabei, dass beim maximal möglichen Druck des Systems (bestimmt durch die Druckabschneidung) der Speicher noch in dem für ihn zulässigen Druckverhältnis liegt (s. Kap. 9). Die Einhaltung dieser Rahmen-

488


bedingungen sollten durch Simulationsrechnungen auf der Basis der Modelle in Abschn. 14.4.3 überprüft werden. Druckquellen mit konstantem Drucksollwert. Sie können große Speicher enthalten und damit (mit einer Reserve) auf den mittleren Volumenstrombedarf ausgelegt werden. Diese Druckquellen benötigen kleine Pumpen, die Speicherdimensionierung ist jedoch sehr verantwortungsbewusst vorzunehmen. Die Abschaltpumpe ist ohnehin nur mit Druckflüssigkeitsspeicher arbeitsfähig, aber auch die stetigen Druckregelungen arbeiten mit Speicher effektiver. Für die Druckquellen existieren jetzt zwei Bereiche: Bereich 1: Die Druckregelung ist unwirksam, da die Volumenstromanforderung größer ist, als die Pumpe realisieren kann (Q > QP(max), wobei QP(max) bei der Abschaltpumpe QP entspricht, bei der stetig verstellbaren Pumpe QPmax). In diesem Bereich deckt der Speicher das Volumenstromdefizit ab. Der Druck pDQ ist kleiner als der Druck pEB der Nullhubpumpe (s. Abb. 14.13 b und c) bzw. als der Druck am unteren Schaltpunkt pDSu der Abschaltpumpe (s. Abb. 14.15 b). Beide unteren Grenzdrücke (pEB bzw. pDSu) werden im Folgenden als pGr bezeichnet. Bereich 2: Die Druckregelung ist wirksam. Die Druckquellen verhalten sich hier unterschiedlich (Pendeln der Abschaltpumpe zwischen ihren beiden Grenzzuständen; stabile Arbeitspunkte der stetig verstellbaren Pumpe). Zu Beginn einer Phase Q < QP(max) fördert die Pumpe noch mit QP(max) gegen den Druck pDQ < pGr, um den Speicher wieder zu füllen. Erst bei pDQ t pGr ist der Regelbereich erreicht. Für die Speicherdimensionierung ist der Bereich 1 zu analysieren. In diesem Bereich stellt der Speicher ein Nutzvolumen 'V zur Verfügung. Damit dabei der Druck pDQ nicht zu stark absinkt, muss das Nennvolumen V0 des Speichers ausreichend sein; es kann nach Gl. (9.10) errechnet werden. (Da diese Vorgänge relativ schnell ablaufen, ist von polytropen Zustandsänderungen (s. Kap. 9) auszugehen). In Gl. (9.10) sind p2 der Quellendruck pDQ an der Grenze zwischen den Bereichen 1 und 2, p1 der zugelassene Minimalwert von pDQ, p0 der Gasfülldruck. Der Speicher dient darüber hinaus im Bereich 2 zur Dämpfung der Übergangsvorgänge. Er darf bei dem maximal möglichen Druck der Anlage pmax (pDQ0 bzw. pDSo) nicht mehr als zulässig mit Flüssigkeit gefüllt sein (bei Blasenspeichern liegt die Grenze bei etwa 75 %). Es können näherungsweise isotherme Zustandsänderungen angenommen werden, was auf die folgende Beziehung zur Überprüfung führt: Vmax

V0 (1 p0 / p max ) .

(14.25)

Speicher müssen regelmäßig auf ausreichenden Gasfülldruck p0 kontrolliert werden, denn ein Absinken von p0 erhöht Vmax und kann zur Zerstörung eines Gasblasenspeichers führen. Werden all diese Rahmenbedingungen beachtet, sind Simulationsrechnungen für diese Druckquellen nicht unbedingt erforderlich.


489

14.7.4 Projektierung eines Kreislaufs mit Volumenstromquelle

Diese Kreislaufstruktur kommt im mobilen Bereich sehr häufig vor. Die Hydraulikanlage wird nach der äußeren Last ausgelegt, die von geforderten Geschwindigkeiten und z. B. von zu überwindenden Steigungen bestimmt wird. Beim Projektierungsprozess des statischen Verhaltens muss beachtet werden, dass der Druck p jetzt , im Gegensatz zu den bisher beschriebenen Strukturen, ein in Grenzen freier Parameter ist. In einem ersten Schritt des Projektierungsprozesses (s. Abb. 14.49) werden die hydraulischen Komponenten mit geschätzten Wirkungsgraden hinsichtlich der Baugröße grob berechnet und aus handelsüblichen Komponenten ausgewählt. Im zweiten Schritt wird mit den ausgewählten Komponenten und den zugehörigen Kennlinien und Wirkungsgraden eine Rückrechnung durchgeführt. Dabei wird überprüft, ob mit dem ausgewählten Antrieb der Pumpe und den ausgewählten hydraulischen Komponenten die Überwindung der eingangs festgelegten äußeren Last erreicht wird, ohne dass eine unzulässige Überdimensionierung auftritt. Nicht selten müssen diese Schritte, dann mit anderen Komponenten, wiederholt werden. 1. Schritt: Äußere Last Kraft, Geschw.; Moment, Drehzahl

Hydraulikzylinder Hydraulikmotor

Ventile, Leitungen, FIlter, ...

Hydraulikpumpe

Antrieb der Pumpe Elektromotor Verbrennungsmotor

2. Schritt: Antrieb der Pumpe Elektromotor Verbrennungsmotor

Hydraulikpumpe

Ventile, Leitungen, FIlter, ...

Hydraulikzylinder Hydraulikmotor

Äußere Last Kraft, Geschw.; Moment, Drehzahl

Abb. 14.49 Projektierungsprozess für einen Kreislauf mit Volumenstromquelle

Bei der Nennweitenermittlung und der Berechnung der Leitungsquerschnitte kann oft wie in Abschn. 14.7.3.1 vorgegangen werden. Da diese Kreisläufe, vor allem mit Verdrängersteuerung, meist sehr schwach gedämpft sind, muss nach der Projektierung des hydraulischen Teils oft der Aufbau einer Regelung erfolgen. Da diese Regelungen zudem oft Mehrfachregelungen mit vielen Nichtlinearitäten sind, ist das Vorausberechnen des dynamischen Verhaltens hier besonders wichtig. Hierfür sind in Abschn. 14.5.3 auf der Basis des in Abschn. 4.9 erarbeiteten Algorithmus Modelle in Form von quantitativen Blockschaltbildern entwickelt worden. 14.7.5 Projektierung weiterer Komponenten

Pumpenantrieb. Basis der Dimensionierung der Pumpenantriebe sind die Eingangsleistungen der Pumpen. Sie werden aus ihren Ausgangsleistungen unter Berücksichtigung ihrer Wirkungsgrade ermittelt (s. Kap.7). Wichtige Kenngrößen für einen Elektro- und für einen Verbrennungsmotor sind u.a. die Maximal- und die

490


Durchschnittsleistung der Pumpen. Die Ermittlung der geeigneten Kombinationen von Pumpen und Motoren wird häufig mit Hilfe von Rechenprogrammen vorgenommen. In Anlagen mit mehreren Volumenstromquellen wird oft ein Antriebsmotor für mehrere Pumpen verwendet. Dabei ist zu beachten, dass Rückwirkungen einer Volumenstromquelle auf die anderen entstehen können, wenn die Antriebsdrehzahl durch eine zeitweise große Leistungsanforderung dieser Volumenstromquelle absinkt. Behälter, Heizer und Kühler. Das Behältervolumen VB wird i. Allg. so dimensioniert, dass die Flüssigkeitsmoleküle eine mittlere Mindestverweilzeit im Behälter tB = 3 bis 5 min haben (s. Abschn.10.1). Dabei ist zu berücksichtigen, dass sich bei Betrieb der Anlage in den Leitungen und Antrieben das Flüssigkeitsvolumen VLA befindet. VB

QP (max) t B VLA .

(14.26)

Kommen Druckquellen mit geringen Eigenverlusten oder Verdrängersteuerungen zum Einsatz, kann auf Kühler in vielen Fällen verzichtet werden, wenn die Umgebungstemperatur der Anlage nicht zu hoch ist. Nicht selten kommen Heizer zum Einsatz, um nach längeren Pausenzeiten und niedriger Umgebungstemperatur die Anlage auf günstige Betriebstemperatur, d. h. optimale Viskosität des Fluids, zu bringen. In die Heizerdimensionierung gehen Volumen und Oberfläche des Behälters, thermodynamische Parameter und die geforderte Temperaturerhöhung in der geforderten Aufheizzeit ein (s. Abschn. 4.8). Auf weitere zu beachtende Aspekte bei der Auswahl von Behältern, Heizern und Kühlern ist in Kap. 10 detailliert eingegangen worden. Versorgungsleitung P und Tankleitung T. Wenn Kreisläufe mit Druckquelle über große Flächen verteilt sind, erfordert das relativ lange Leitungen P und T. Dann ist die Überprüfung der Strömungsgeschwindigkeit (Anwendung von Gl. (14.24)) oft nicht ausreichend. Es ist zu empfehlen, die Dimensionierung dieser Leitungen zusätzlich über eine Druckverlustberechnung (s. Abschn. 4.4.1) vorzunehmen. Absperrventile. In Kreisläufen mit Druckquelle erschwert die starke Verzweigung das Austesten einzelner Antriebe und die Fehlersuche. Ein vor jedem Antrieb vorhandenes, im normalen Betrieb geöffnetes, Absperrventil erleichtert dies. Auf die Funktion des Absperrventils in Druckquellen (s. Abb. 14.14 und Abb. 14.15) wurde in Abschn. 14.3.3 eingegangen. Entlüftungseinrichtungen. In der Nähe sich sehr langsam bewegender und damit stick-slip-gefährdeter Verbraucher sollte an höchstmöglicher Stelle eine automatische Entlüftungseinrichtung angebracht werden, um ständig ausreichend steife Flüssigkeitsfedern zu garantieren. Messstellen. Zur Überwachung des Anlagenzustandes ist an entsprechenden Stellen Druck- und Temperaturmesstechnik vorzusehen (s. Kap. 12). Um Leitungsbrüche u. ä. schnell zu erkennen, sollten der Füllstand und seine Änderungsgeschwindigkeit kontrolliert werden.

Literatur

3.1

3.2

3.3 3.4 3.5 3.6 3.7 3.8 3.9

3.10 3.11

3.12 3.13 3.14 3.15 3.16 3.17

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492 3.18 3.19 3.20

3.21 3.22 3.23 3.24 3.25 3.26 3.27 3.28

3.29 3.30 3.31 3.32 3.33

4.1

4.2 4.3 4.4 4.5

4.6

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Literatur 4.7 4.8

4.9 4.10 4.11 4.12 4.13 4.14 4.15 4.16

4.17 4.18 4.19 4.20

4.21 4.22 4.23 4.24 5.1

5.2 5.3 5.4 5.5

493

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6.2 6.3 6.4 6.5 6.6 6.7 6.8 6.9 6.10 6.11 6.12 6.13 6.14 6.15 6.16 6.17 6.18 6.19 6.20 6.21 6.22 6.23 6.24 6.25

Literatur 6.26

6.27

6.28 6.29 6.30 6.31

6.32 6.33

7.1 7.3 7.4 7.5 7.6 7.8 7.9 7.10 7.11 7.12 7.13 7.15 7.16 7.17 7.18 7.19 7.20

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496 7.21 7.22 7.23 7.24

7.25

7.26

7.27 7.28 7.29 7.30 7.31 7.32 7.33 7.34 7.35 7.36

8.1 8.2 8.3 8.4 8.5 8.6

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Literatur 8.7 8.8

8.9 8.10

8.11 8.12 8.13

8.14

8.15 8.16 8.17 8.18 8.19 8.20 8.21 8.22 8.23 8.24

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498 8.30 8.31 8.32

8.33 8.34

8.35 8.36 8.37 8.38 8.39 8.40 8.41 8.42 8.43 8.44 8.45 8.46 8.47

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10.1 10.2 10.3 10.4 10.5 10.6 10.7 10.8

10.9 10.10 10.11 10.12 10.13 10.14 10.15 10.16 10.17 10.18 10.19 11.1

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500 11.2 11.3 11.4 11.5 11.6 11.7 11.8 11.9 11.10 11.11 11.12 11.13 11.14 11.15 11.16 11.17 11.18 11.19 11.20

12.1 12.2 12.3 12.4 12.5 12.6

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12.16 12.17 12.18 12.19 12.20 12.21 12.22 12.23 12.24 12.25

12.26

12.27 12.28 12.29 12.30 12.31 12.32

501

Bronstein, Semendjajew (1991) Taschenbuch der Mathematik. B.G. Teubner Verlagsgesellschaft Stuttgart Leipzig Voß W (2000) Taschenbuch der Statistik. Fachbuchverlag Leipzig im Carl Hanser Verlag N N ADZ Nagano (2006) Drucksensoren. Interne Produktinformation Hoffmann J (1999) Handbuch der Messtechnik. Carl Hanser Verlag München Wien Homepage Keller AG (2006) Technologie und Terminologie der Drucksensoren Hydrotechnik GmbH (2006) Produktinformation SDS-Sensoren Schuhmacher H (1995) Flüssigkeitsaustausch im Zahneingriffsbereich neuer Zahnrad-Volumensensoren. Ölhydraulik und Pneumatik 39: 763 – 766 N N Kobold Messring (2006) Durchflußmesser. Prospektunterlagen, Hofheim/Taunus PNCE Europe, Flow Measurement in Test Stands, The KRAL Volumeter, Makes Flow Measurement with Laboratory Accuracy Possible even Under the Toughest Operating Conditions, November 2004 Industrie Magazin (2005) Durchflussmessung auf dem Prüfstand AIP (2005) Reduce fuel costs prevent engine damage and collect data for R&D, service and maintenance Autorenkollektiv (1999) Hydrodämpfer zur Geräuschreduzierung in hydraulischen Anlagen. Ölhydraulik und Pneumatik 9: 652 – 656 Gebhardt N, Kühne H, Osterried J (2004) Geräuschuntersuchungen an Hydraulikaggregaten von Pkw. Berichte und Informationen HTW Dresden 12: 47 – 49 Henn H, Sinambari G, Fallen M (2001) Ingenieurakustik. Vieweg Verlag Autorenkollektiv (2004) Forschungsbericht (unveröffentlicht) Untersuchungen am Hydraulikaggregat 220W. HTW Dresden Bogner D (1993) Elektronisches Meßsystem für Hydraulik- und Schmierflüssigkeit. Ölhydraulik und Pneumatik 37: 12 – 13 N N (1999) Elektrohydraulisches Meßsystem für Hydraulik- und Schmierflüssigkeiten INTERNORMEN-Filter, Altlußheim, Ölhydraulik und Pneumatik 43: 64 N N INTERNORMEN Technology (2006) Produktinformation Partikelzähler CCS. Altlußheim Nagel L (2005) Neueste Messtechnik zur Kontaminationsüberwachung von Hydraulik- und Schmierungssystemen. 2.Fachtagung Fahrzeugtechnik “Innovation Hydraulik“ HTW Dresden. Vortrag Nagel L (2005) Messtechnik zur Überwachung von Fluiden in Hydraulik- und Schmierungssystemen. 2.Symposium Anlagentechnik – Fluidtechnik VDEh Stahlzentrum Düsseldorf. Vortrag Lörke F (2005) Aufbau eines transportablen Prüfstandes zur Aufnahme von Kennlinien für Hydraulikpumpen. Diplomarbeit, HTW Dresden Hauptmann P (1996) Sensoren. Carl Hanser Verlag, München N N INTERNORMEN-Filter (2002) Bedienanleitung Partikelzähler CCS. Altlußheim Gebhardt N (1998) Diagnose an Hydraulikanlagen. 49. Berg- und Hüttenmännischer Tag Bergakademie Freiberg. Sammelband N N Hydrotechnik (2006) Produktinformation PAGS PASS Witt K (1976) Thermodynamisches Messen des Gesamtwirkungsgrades an hydrostatischen Antrieben. Ölhydraulik und Pneumatik 16: 279 – 283

502 12.33

12.34 12.35 12.36 12.37 12.38 12.39 12.40 12.41 12.42 12.43

12.44 12.45 12.46 12.47 12.48 12.49 13.1 13.2

13.3 13.4 13.5 13.6

13.7

Literatur Hlawatsch S (1983) Beitrag zur Anwendung von Temperaturmeßtechnik für die Diagnose ölhydrostatischer Pumpen und Motoren mit äußerer Leckölleitung unter Motorbedingungen. Dissertation, Hochschule für Verkehrswesen Dresden N.N. (2007) Öl–Zustandsanalyse – quo vadis? Ölhydraulik und Pneumatik 7: 378 – 379 Dieter M (2007) Hydac – Condition-Monitoring – Vom Sensor zum System. Ölhydraulik und Pneumatik 5: 250 – 254 Schönfelder G, Schneider C (2010) Messtechnik mit dem ATmega. Franzis Verlag GmbH, Poing N N DIN 1319-1 Grundlagen der Messtechnik. Teil 1: Grundbegriffe Georgi H (2003) Kalibrieralgorithmen für Drucktransmitter auf der Basis des ASICs ZMD 31050. Diplomarbeit HTW Dresden Bauer G (2009) Ölhydraulik. 9. Auflage, Vieweg + Teubner Verlag, Wiesbaden Schneider C K, Nauke H-J, Wolf J M (2003) Advanced screw pumps for heavy fuel oil conditioning systems. Spring Technical Conference of the International Combustion Engine Division, Salzburg 11. – 13. Mai Heilfurt J (2010) Ermittlung des Schädigungszustandes an hydraulischen Verdrängereinheiten mittels Temperaturdifferenzmessung. Diplomarbeit HTW Dresden Zaun N, Schönfeldt B, Kirsebauer H (2010) Messen in der Fluidtechnik. Ölhydraulik und Pneumatik 3: 82 – 87 Nagel L (2008) Oil und condition monotoring in der Mobilhydraulik und Fahrzeugtechnik. Fachtagung Fahrzeugtechnik “Mobilhydraulik – Was zeigt die Gegenwart? Was bringt die Zukunft?“ HTW Dresden. Vortrag N N INTERNORMEN TECHNOLOGIE (2010) Produktinformation OCMO1 N N NATIONAL INSTRUMENTS (2010) Multifunktions-Datenerfassungs-gerät der M-Serie ([email protected]) Steffen E (2009) Mutibox 3060/3061/3065 4-Kanal Messgerät für raue Messungen. Hydrotechnik Limburg N N (2009) CAN-Bus Grundlagen. kfztech.de N N (2010) Hydrocomsys. Hydrotechnik Produktinformation N N (2010) Drehzahlsensoren. Hydrotechnik Produktinformation Eichler C (1982) Instandhaltungstechnik. Verlag Technik, Berlin Gebhardt N (1986) Beitrag zur technischen Diagnostik von hydraulischen Pumpen und Motoren, dargestellt am Beispiel der Axialkolbenmaschinen. Habilitation, Hochschule für Verkehrswesen Dresden Sachs L (1991) Angewandte Statistik. Springer-Verlag, Berlin Heidelberg New York Birolini A (1991) Qualität und Zuverlässigkeit technischer Systeme. Springer- Verlag, Berlin Heidelberg New York Storm R (1976) Wahrscheinlichkeitsrechnung, mathematische Statistik und statistische Qualitätskontrolle. Fachbuchverlag, Leipzig Gebhardt N, Schubert S (1985) Diagnose von Axialkolbenmotoren für Antriebe von Baumaschinen. Teil V: Grenznutzungsdaueruntersuchungen an Axialkolbenmaschinen der Baugröße 50/32. Schmierungstechnik 16: 168 – 173 Schuszter M, Gebhardt N (1989) Technische Diagnostik hydrostatischer Antriebe. Konstruktion 42: 47 – 52

Literatur 13.8 13.9 13.10 13.11 13.12

14.1 14.2 14.3 14.4 14.5 14.6 14.7 14.8 14.9 14.10 14.11 14.12

14.13 14.14 14.15

14.16 14.17 14.18

503

Autorenkollektiv (1998) Hydraulikdiagnose. Forschungsbericht, Hochschule für Verkehrswesen Dresden Block P (1998) Vergleichsversuche mit tragbaren Partikelzählern. Ölhydraulik und Pneumatik 2: 111 – 113 Gebhardt N, Kühne H (1996) Wie lange hält mein Bagger noch? Baugewerbe 7: 22 – 26 O´Conner P D T (1990) Zuverlässigkeitstechnik. VCH Verlagsgesellschaft, Weinheim Richter R (2007) Konstruktion und Erprobung eines Lehrversuchstandes zur Bewertung des Verschleißzustandes von Hydraulikpumpen. Diplomarbeit, HTW Dresden Blumauer G (1983) Grundlagen für die Projektierung und Berechnung von Hydraulikanlagen. Verlag Technik, Berlin Will D, Ströhl H (1981) Einführung in die Hydraulik und Pneumatik. Verlag Technik, Berlin Autorengemeinschaft (1988) Projektierung und Konstruktion von Hydrosystemen. Vogel-Verlag, Würzburg Nollau R (1990) Hydraulikanlagen mit zentraler Druckquelle. Verlag Technik, Berlin Kordak R (1995) Der sekundärgeregelte hydrostatische Antrieb in mobilen Arbeitsgeräten. Ölhydraulik und Pneumatik 39: 808 – 816 O+P Gesprächsrunde (1998) Neue verlustarme Antriebskonzepte in der Hydraulik. Ölhydraulik und Pneumatik 42: 72 – 86 Rotthäuser S, Achten P (1998) Ein neuer alter Bekannter – der Hydrotransformator. Ölhydraulik und Pneumatik 42: 374 – 377 Nollau R (1985) Dynamisches Verhalten von Hydraulikanlagen mit zentraler Druckquelle. Habilitation, TU Dresden Kahlert J (2009) Einführung in WinFACT. Carl Hanser Verlag München Backé, W (1997) Entwicklung der Hydraulik für mobile Anwendungen. Ölhdraulik und Pneumatik 41: 214 – 227 Leidinger G, Lautner E (1998) Auslegung und Berechnung komplexer Load-sensing Hydraulikanlagen. Ölhydraulik und Pneumatik 42: 572 – 578 Feuser A, Liebler G, Köckemann A (1998) Elektrohydraulische Achsen mit Verstellpumpen zur Verbesserung des Wirkungsgrades. Ölhydraulik und Pneumatik 42: 572 – 578 Lang T, Römer A, Seeger J (1998) Entwicklungen der Hydraulik in Traktoren und Landmaschinen. Ölhydraulik und Pneumatik 42: 87 – 94 Steinhilper W, Hennerici H, Britz St (1993) Kinematische Grundlagen ebener Mechanismen und Getriebe. Vogel-Verlag, Würzburg Will D (1980) Ein Beitrag zur Gestaltung und Dimensionierung verlustenergiearmer Hydraulikanlagen unter besonderer Berücksichtigung des Anschaffungspreises und des Materialaufwandes. Habilitation, TU Dresden Schwab P (2005) Funktionsmodule statt Komponenten. Der Konstrukteur 12/2005: 38 Feuser A (2005) Entwicklungstendenzen der Hydraulik. Vortrag 15.10.2005 Dresdner Verein zur Förderung der Fluidtechnik Schulz G (2002) Regelungstechnik. Oldenbourg Verlag München Wien

504 14.19

Literatur Nollau R (2009) Modellierung und Simulation technischer Systeme. SpringerVerlag Berlin Heidelberg

Sachverzeichnis

Ablaufdrosselung 435 Ablenkwinkel 84 Abnutzung 396 Abschaltpumpe 427, 447, 468 Abschaltventil 221 Abscheidegrad 329 Absperrventil 241 Abtriebsmoment 125 Additive 29 aktive Last 119 Alterung 29 Anfahrsprung 2040 Anschlussplatte 248 Anschlussplattenverkettung 228 Ansteuerelektronik 256, 263 Antrieb 409, 411, 451, 475 Antriebseinheit 172 Antriebsmoment 101 Antriebsschaltung 406, 416, 483 Arbeit 88 Arbeitsgeschwindigkeit 182 Arbeitszylinder 177 Aufstellplan 406, 479 Ausfallrate 395 Ausfallverhalten 394 Außenzahnradpumpe 149 äußere Leckverluste 68 Axialkolbenmaschine 151 Batterieverkettung 286 Bauschaltplan 290 Befüllen 338 Behälter 6, 9, 311, 313 Belüftungsfilter 312 Beschleunigungsdruck 50 Betätigungsarten 8, 255, 263 Be-und Entlüftung 312 Bewegungsdiagramm 406, 481 biologisch abbaubare Druckflüssigkeit 13, 15, 35 Blasenspeicher 298 Blockschaltbild 407, 421, 435, 456, 471 Bördelverschraubung 324

Bourdoneffekt 351 Bypass 222, 408, 459, 462, 471 Dämpfung 435, 444, 458, 472, 479, 488 Diagnose 393, 398 Diagnose und Zuverlässigkeit 393 Diagnoseverfahren 398 Dichte 19, 46, 48, 50 Dichtheit 324 Dichtheitsprüfung 331 Dichtungen 191, 195 – Stangendichtungen 191, 195 – Lippendichtungen 195 – Kompaktdichtungen 196 – Kolbendichtungen 197 Dichtwerkstoffe 194 Dickschichttechnik 353 Direktsteuerung 195 divergenter Spalt 86 Doppeldüse-Prallplatte 82 Doppelrückschlagventil 246 doppeltwirkender Zylinder 179 Drehkolbenzylinder 180 Drehschieberventil 258, 259 Drehzahlmessung 372 Drehzahlregelung 415, 432, 444, 466, 470, 481 drehzahlstellbar 427, 431 Drehzahlsensor 373 Drei-Wege-Stromregelventil 235, 407, 461, 471, 477, 482 Drosselkreislauf 116 Drosselquerschnitt 231 Drosselrückschlagventil 245, 257 Drosselstellen 77 Drosselventil 231, 235 Drosselverluste 408, 422, 433, 451, 458, 465, 475, 486 Druck 39, 342, 350 Druckabschneidung 173, 353, 455, 465, 474, 478 Druckbegrenzungsventil 209 – ablaufdruckentlastet 210

D. Will, N. Gebhardt (Hrsg.), Hydraulik, DOI 10.1007/978-3-642-17243-4, © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 2011

506

Sachverzeichnis

– direktgesteuert 209 – eigengesteuert 210 – fremdgesteuert 210 – nicht ablaufdruckentlastet 210 – vorgesteuert 210 Druckdifferenz 55 Druckdifferenzventil 209, 228, 409, 417, 420, 438, 461, 472, 478, 485 Druckfilter 334 Druckflüssigkeitsspeicher 293 Druckfühler 430, 444, 453, 487 Druckgeräterichtlinie 307 Druckhaltevermögen 203 Druckmessung 350 Druckmesszelle 353 Druckmultiplikator 44 Druckquelle 97, 98, 406, 412, 426, 451 Druckreduzierventil 190, 222, 226 Druckregelung 409, 419, 428, 432, 344, 464, 474 Druckregler 163 Drucksensor 350, 352 Drucksollwert 408, 412, 430, 451, 455, 475, 480 Druckspeicher 293 Druckspitze 221, 223 Druckteiler 429, 453 Druckventil 5, 10, 12, 208 Druckverhältnis 297, 298 Druckverhältnisventil 229 Druckverlust 50,56 Druckverstärkung 78, 272, 275 Druckwaage 358 Durchflussbeiwert 65, 78 Dünnschichttechnik 353 Düse-Prallplatte 263 dynamische Viskosität 16 dynamisches Verhalten 434, 447, 456, 471, 479, 488 Eichen 345 Eigenkreisfrequenz 437, 439 Eigenzeitkonstante 437, 439, 474, 479 Eilgangzylinder 183 Einbauteile 61 einfachwirkender Zylinder 178 Einkantensteuerung 82 Einschraubverkettung 292 Einzelanschlussplatte 289 Einzelleistungsregler 169 Elastomere 191 Elastomerverträglichkeitsindex 32 elektrorheologische Flüssigkeit 15, 36 Endlagenbremsung 197

Energie – kinetische 48, 49, 51 – potentielle 48 Energierückgewinnung 293 Energiequelle 408 Energiespeicherung 302 Entlüftung 25, 338 Entlüftungseinrichtung 312 Entsorgung von Hydraulikflüssigkeiten 28 entsperrbares Rückschlagventil 243 Entwässerung 342 Fahrkurven 438 Federspeicher 299 Federrückstellung 265, 266 Fehlerrechnung 347 Feuchtesensor 385 Filter 5, 10, 327 Filterbarkeit 30 Filterfeinheit 329 Filtergröße 327 Filtrationsverhältnis 329 Flanschverbindung 326 Fluidcontrolling 339 Flügelzellenmaschine 132 Flüssigkeitsbehälter 311 Flüssigkeitsschall 374 Flüssigkeitspflege 339 freie Knicklänge 189 Fünfkanalsystem 252 Funktionsschaltplan 12, 418 Gasfülldruck 306, 309 geschlossener Kreislauf 110, 113, 459 Geschwindigkeitsantriebe 412, 417, 461 Getriebe 411, 464, 468 Gleichlaufantriebe 419, 461 Gleichrichterschaltung 242 Gleichlaufteleskopzylinder 184 Grenzlastregler 167 Grundgesetz der Dynamik 48 Grundkreisläufe mit Drosselventilen 231 Genauigkeitsklasse von Druckmessgeräten 356, 357 Halteventil 244 Hauptstrom 408, 410, 420, 424, 438, 465, 474 Hauptstromfilterung 330 Hilfsantrieb 407, 425, 444, 453, 473, 476, 481 Höhenverkettung 289 Hubkraft 182 Hubverdränger 122

Sachverzeichnis Hydraulikanlage 6, 12 Hydraulikdiagnose 401 Hydraulikmessgeräte 176, 376 Hydrauliksymbole 8 Hydraulikzylinder 177, 181, 191 hydraulische Induktivität 75 hydraulische Kapazität 73, 75 hydraulische Leistung 88, 124 Hydraulische Presse 49 hydraulischer Durchmesser 58 Hydrodämpfer, Pulsationsdämpfung 258, 305 Hydrolyse 26 Hydromaschine 123, 132, 141 Hydromotor 121 Hydropumpe 121, 126, 141, 146, 147, 150 Hydrospeicher 293 Hydrotester 377 Inbetriebnahme 338 Initialschaden 340 Innenzahnradpumpe 143 innere Leckverluste 69, 123 Kalibrieren 345, 358, 371, 386, 387 Kalibrierplatz 358 Kanalsysteme 251 Kapazität 73, 414, 428, 437, 447, 466, 472 Kavitation 50 Kegelkolbentriebwerk 154 Kennlinie Hydromaschine 127,140 Kettenreaktion des Verschleißes 340 kinematische Viskosität 17 Knickung 188 Kolben 6, 123 Kolbendichtung 197 Kolbenflächenverhältnis 185 Kolbenschieberventil 249 Kolbenspeicher 300 Kombisensor 361 Kompaktdichtung 196 Kompressibilität 20, 21 Kompressionsmodul 22 Kompressionsvolumen 74 Kompressionsvolumenstrom 487 Konformitätsbewertung 307 Konstantdrossel 283 Kontinuitätsgesetz 46 konvergenter Spalt 86, 87 Körperschall 374 Korrelationskoeffizient 347, 348 Kraftantrieb 415, 420, 426, 461 Kräftebilanz 45 Kreislaufstruktur 407, 410, 412, 451, 459, 465, 472, 479

507

Kugelhahn 241 Kühler 316 Lageregelung 442, 429, 458, 464, 474 laminare Strömung 59 Längsverkettung 290 Lastdruck 408, 423, 451, 461, 475, 484 Leckölkompensation 304 Leckströmung 71 Leckverluste 68, 187 Leckvolumenstrom 123, 124 Leerlaufkennlinie 271 Leistung 88, 124 Leistungsantrieb 411, 451, 481 Leistungshyperbel 164 Leistungsregelung 410, 411, 457, 464, 475 Leistungsregler 163, 167 leistungsverzweigt 405, 468, 470 Leitungen und Leitungsverbindungen 317 Leitungssystem 414, 430, 433 Leitwert 64, 70 Load-Sensing 409, 453, 458, 464, 476, 481, 488 Load-Sensing-Regler 168 Lochbilder 288, 289 LUDV (lastdruckunabhängige Durchflussverteilung) 456 Luft in der Flüssigkeit – gelöst (Absorption) 23 – ungelöst (Dispersion) 23 Luftabscheidevermögen 24 Luftaufnahmevermögen 24 Magnet 256, 257, 264, 277, 279 magnetostriktive Sensorprinzip 201 Manometer 5, 10, 350 Maschenweite 333 Mastervolumeter 370 mechanische Leistung 124 mechanischer Wirkungsgrad 128, 187 Mehrventilblockbauweise 286 Membranspeicher 297 Messbehälter 371 Messdrossel 235, 363 Messfehler 348 Messtechnik 343 Messturbine 366, 367 Messgrößen 344 Messvorgang 344 Metall-Widerstandssensoren 360 Mineralöl 15, 22, 32 Minimessanschluss 350 Mittelstellungsfunktion 407, 415, 452, 461 Mobilhydraulik 410, 451

508

Sachverzeichnis

Monoblock 288 Montageformen für Ventile 285 Motorverstellung 465, 473 Nebenstromfilterung 330, 334 Neutralisationszahl 31 Newtonsche Flüssigkeit 17 Nullhubregelung 162, 426, 433, 444, 487 Nullüberdeckung 252 Oberflächenfilter 333 Oberflächenschaum 23 ODER-Ventil 246 offener Kreislauf 111 Ovalradvolumenstrommesser 365 Oxidationsstabilität 29 Ölhydraulik 14 Parallelschaltung 65 Parallelspalt 86 Partikelanalyse 329, 379 Partikelzähler 288, 327 Pascalsches Gesetz 43 passive Last 119 Permeation 310 Periodendauermessung 372 Piezoaktor 133 Piezoeffekt 351 piezoresistiv 352 Planetengetriebe 467, 470 Positionsantrieb 411, 414 Power Pack 174 Pressziffer 21 Projektierung 405 Proportional-Druckventil 279 Proportionalmagnet 264, 276, 279 Proportional-Stromregelventil 282 Proportionalventil 276 Proportional-Wegeventil 284 Pulsation 130, 132 Pulsationsdämpfer, Pulsationsminderung 132 Pumpe 7, 121 Pumpenantrieb 489 Pumpenverstellung 465, 468, 477 radialer Druckausgleich 87 Radialkolbenmaschine 154 Referenzvolumeter 370 Regeleinrichtungen 162 Reibungsverhältnisse am Arbeitszylinder 195 Reibungsverluste 52 Reihenschaltung 65 Reinheitsgrad 328

Reinheitsklasse 328, 381 Reynoldszahl 58, 60, 65 Ringkanal 251 Ringspalt 71 Rohrkrümmer 52 Rohrleitungen 317 Rohrleitungseinbau 285 Rohrreibungsbeiwert 60 Rohrverschraubung 319 rotatorisch 474, 480 Rückhalterate 329 Rücklauffilter 334 Rückschlagventil 242 Sandwichbauweise 286 Saugfilter 334 Saugstromstabilisatoren 132 Schädigungsart 393, 394 Schädigungszustand 396, 397 Schallpegel 373 Schaltstellung 246, 250 Schalttafeleinbaugerät 376 Schaltüberdeckung 253 Schlauchleitung 326, 336 Schleppströmung 72 Schmierfähigkeit 16 Schmutzkapazität 330 Schneidringverschraubung 322 Schockabsorber 306 Schrägachsenprinzip 153 Schrägscheibenprinzip 151 Schraubenmaschine 146 Schubkolbenschwenkantrieb 181 Schweißkegelverschraubung 321 Schwenkwinkel 151 Schweredruck 42 schwerentflammbare Druckflüssigkeit 15, 32, 33 Sekundärregelung 170, 411, 424, 443, 464, 472, 481 Senkbremsventil 245 Servoventil 264, 265, 409, 420 – zweistufig 265 – dreistufig 272 Sicherheitsfunktion 304 Sicherheitsventil 222 Sicherheitsvorschriften für Speicher 307 Sitzventil 247, 262 Software für Messsysteme 391 Spacer 354 Spaltformen 86 Speicher 135, 293, 414, 427, 431, 457 Speicherparameter 300 Speichersicherheitsventil 309

Sachverzeichnis Sperrventil 241 Spülen des Hydrauliksystems 338, 341 Staudruck 49, 56 Stelleinheit 255 Stelleinheiten für Hydromaschinen 158 Stelleinrichtung 6, 427, 444 Stellkraft 255 Stetigantrieb 407, 420, 438 Stetigventil 264 Steuerblock 291 Steuerdruckabfall 484 Steuereinheit 253 Steuereinrichtungen für Hydromaschinen 158 Steuerschieber 250 Stick-Slip 188, 417 Strahlkraft 54, 83 Stromregelventil 234 Stromteilventil 239 Strömungsgeschwindigkeit 46 Strömungswiderstand 55, 83 Stromventil 10, 208, 230 Stromverstärkung 81 Summenleistungsregler 166 Tandemzylinder 179 Tank 311 Tauchkolbenzylinder 178 Taumelscheibenprinzip 154 Teleskopzylinder 184 Temperaturerhöhung 91 Temperaturdifferenzmessung 368, 398 Temperaturkoeffizient 361 Temperaturmessung 358 Teststaub 329 thermische Stabilität 30 Thermoelement 359 Thermoplaste 191 Tiefenfilter 333 Torquemotor 264 turbulente Strömung 59 Überdeckung 253, 254 Überlebenswahrscheinlichkeit 395 Überströmventil 220 Übertragungsfunktion 83 Umlaufverdränger 121 Umweltverträglichkeit 14, 27 Umwälzzahl 314 unausgeglichene Radialkräfte 87 UND-Ventil 246 Ungleichförmigkeitsgrad 130, 132 Vakuumverfahren 342

509

Ventilmontagewand 291 Ventilsteuersäule 289 Verdrängerprinzip 121, 363 Verdrängersteuerung 408, 426, 446, 459, 463, 473, 478, 481 Verdrängungsvolumen 407, 424, 444, 450, 465, 473, 484 Verkettungsplatte 289 Verkettungstechnik 288 Verlustleistung 90, 409, 412, 433, 461, 475 Verschiebearbeit 88 Verseifungszahl 31 Verstärkerstufen 264 Verteilungsdichte 395 Vibroakustik 400 Vierkantensteuerung 79 Viskosimeter 17 Viskosität 16, 37, 63, 68 Viskositäts-Druck-Verhalten 19 Viskositätsindex 19 Viskositäts-Temperatur-Verhalten 18 Volumennutzungsgrad 298, 299 Volumenstrom 121, 362 Volumenstromerzeuger 7 Volumenstrommessung 362 Volumenstromquelle 91, 407, 411, 429, 459, 462, 477, 478, 489 Volumenstromregelung 409, 423, 454, 476, 481 Volumenstromsensor 362 Volumenstromverbraucher 7 Volumenstromverstärkung 274 Volumenstrom-Zeitdiagramm 486 volumetrischer Wirkungsgrad 126, 187 vorbeugende Instandhaltung 339 Vorfülldruck 301 vorgesteuertes Wegeventil 257 Vorsteuerventil 209, 234 Vorwärmer 315 Wärmeentwicklung 91 Wärmebilanz 315 Wärmekapazität 91 Wasser 13, 34, 384 Wassergefährdungszahl 28 Wassergehalt 26, 384 Wasserhydraulik 13, 35 Wechselventil 246 Wegeventil 7, 9, 11, 246 wegeventilgesteuert 414, 419, 434, 446, 460, 480, 484 Wegmesssysteme 201 Weichdichtung 323 Widerstand 407, 411, 417, 434, 440, 459

510

Sachverzeichnis

Widerstandsbeiwert 57 Widerstandscharakteristik 62, 66 – Kniestück 67 – Komponenten 67 – Rohrkrümmer 66 – Schlauchleitung 67, 326 Widerstandsschaltung 77 Widerstandssteuerung 408, 411, 451, 462, 474, 481 Zahnradmaschine 126

Zahnradmotoren 143 Zahnradpumpe 126 Zahnradsensor 364 Zahnringpumpe 144 Zulaufdrosselung 435, 471 Zuschaltventil 214 Zustandsänderung 301 Zweikantensteuerung 82, 83 Zweipunktverstellung 161 Zwei-Wege-Stromregelventil 234, 235 Zylinder 6, 9, 177

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