WO2009097703A1 - Hochdynamisches proportionalventil - Google Patents

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WO2009097703A1
WO2009097703A1 PCT/CH2009/000037 CH2009000037W WO2009097703A1 WO 2009097703 A1 WO2009097703 A1 WO 2009097703A1 CH 2009000037 W CH2009000037 W CH 2009000037W WO 2009097703 A1 WO2009097703 A1 WO 2009097703A1
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WO
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valve
proportional valve
control
drive shaft
dynamic proportional
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Ceased
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PCT/CH2009/000037
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English (en)
French (fr)
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Ronald Siegrist
Hugo Blöchlinger
Stephan Schwarz
Thomas Bloos
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MOOG PROCONTROL AG
Original Assignee
MOOG PROCONTROL AG
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K31/00—Actuating devices; Operating means; Releasing devices
    • F16K31/02—Actuating devices; Operating means; Releasing devices electric; magnetic
    • F16K31/04—Actuating devices; Operating means; Releasing devices electric; magnetic using a motor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K11/00—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves
    • F16K11/02—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit
    • F16K11/06—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements
    • F16K11/065—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members
    • F16K11/07—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members with cylindrical slides

Definitions

  • Proportional valves are sometimes referred to as servo valves. They belong to the continuous valves and are used in hydraulics especially where variable or continuously adjustable volume flows are required. Small volume flows can be controlled conventionally, for example by means of directly operated valves up to nominal size 6. For controlling large volume flows, on the other hand, which are in the order of about 200 l / min to about 600 l / min, or for valves with nominal sizes NG 10 (according to ISO4401-05-05-0-05) or NG 16 (according to ISO4401 -07-07-0-05) and larger, conventionally hydraulically pilot operated two- to three-stage valves are used.
  • the dynamics of the fastest proportional valves available today with nozzle flapper pilot valve and a nominal flow rate of 400 l / min can be characterized by the following specifications: With a piston stroke (amplitude) of approx. +/- 90%, a phase shift of -45 degrees and (in terms of absolute value) must be expected even at operating frequencies from 60 Hz to 70 Hz. In such valves, the pressure build-up or force build-up for adjusting the main piston is dependent on the dynamics of the pilot valve.
  • the fastest known pilot valves have response times of 2ms to 4ms, resulting in a correspondingly delayed pressure build-up on the main piston. For large piston strokes, large volume flows are required in the pilot circuit. Effects such as volumetric flow saturation can have a negative effect. Certain applications such as active damping of vibrations of mechanical machine structures, fast
  • the phase shift should be as small as possible in terms of amount. It should be less than -45 degrees at operating frequencies up to 150 Hz and at high signal amplitude or a piston stroke of +/- 90% and at flow rates from about 200 l / min to about 600 l / min. As die casting machines inject liquid metal into molds, extremely large volume flows of more than 1000 l / min and short casting times in the order of magnitude of about 10 ms to 40 ms are required in order to prevent the metal from cooling during the process
  • an extremely fast proportional valve with the aforementioned properties can be used as a pilot valve for a large 2-way cartridge main stage up to nominal size 100.
  • the inventive highly dynamic proportional valve has a nominal size equal to or greater than NG 10 and is driven directly by a servo motor.
  • the force or torque build-up takes place in a brushless electric servomotor due to the current in the motor windings.
  • the current build-up can be done very quickly, namely in much less than lms, typically in 50 to 400 microseconds. This is thus about an order of magnitude faster than the time required for a conventional hydraulic pilot valve to achieve the maximum acceleration.
  • the maximum speed is correspondingly faster in the valve according to the invention.
  • the transmission of movement from the servomotor to the working piston is effected by a crank mechanism, wherein only a pivoting movement by a few angular degrees or by a maximum of +/- 15 degrees is required to deflect the working piston with maximum amplitude in both directions from the rest position.
  • the swivel range is chosen in the range of the largest transmission ratio or the highest speed transmission from the crank to the working piston. Compared to a transmission spindle, where for the same stroke of the
  • crank is preferably articulated with a fork to the piston, so that a rotational movement of the working piston prevents and the translation function can be kept constant.
  • Other features contribute significantly to the dynamics and the rapid controllability and controllability of the inventive proportional valve in:
  • a compact eccentric mechanism or crank mechanism is preferably used for converting the rotational movement of the servomotor into a linear movement.
  • the complete drive train including control piston is of low mass and stiff and has a natural frequency of preferably more than 500 Hz. In particularly optimized constructions, the natural frequency can also be IkHz or more.
  • the combination of high drive rigidity and low mass is constructively achieved by the shortest possible drive shaft (motor shaft with integrated eccentric shaft), wherein the motor shaft is formed as a hollow cylinder with pressed bearing journal.
  • To further reduce the moving masses of the control piston is hollow drilled, which also serves the hydrostatic compensation of the control piston.
  • the drive shaft may also be formed with a larger diameter than in conventional solutions or corresponding standard values.
  • the eccentric can be formed clutch-free directly on the motor shaft.
  • a clearance compensation can be provided by means of prestressed springs.
  • a hydraulic control a preferably hydrostatically balanced, linearly movable Control piston or alternatively a rotating control piston or a plate rotary valve can be used.
  • the control piston may be formed with a flow force compensation.
  • Non-linearities of the mechanics can be electronically compensated. Basically, any
  • Characteristics can be set or specified.
  • Connection with an optimized fast controller whose cutoff frequency is in the range of about 1.6 kHz, can be a
  • Duty cycle can be increased.
  • FIG. 1 shows a preferred embodiment of the proportional valve according to the invention
  • FIG. 2 shows a longitudinal section of the mechanical part of the proportional valve from FIG. 1 along the motor axis
  • Figure 4 shows a longitudinal section of an eccentric or
  • Figure 5 shows the proportional valve of Figure 4 in a first deflection position of the eccentric or
  • Figure 6 shows the proportional valve of Figure 4 in a second deflection position of the eccentric or
  • Figure 7 shows an arrangement for injection control in an injection molding machine
  • FIG. 9 shows an arrangement for damping vibrations in mechanical structures
  • Figure 10 is a schematic diagram of a nested
  • FIG. 1 shows an example of a proportional valve 1, wherein the mechanical part is shown in perspective.
  • the proportional valve 1 comprises a valve 3 in an approximately cuboid valve housing 4 with a standardized connection area (with ISO hole pattern), wherein the valve 3 has a nominal size which is greater than NG 6, a servomotor 5 in an approximately cuboid
  • valve housing. 4 and the motor housing 6 are frontally adjacent to adjacent sides of the Kochtriebsgephaseuses 8 and are flanged there or firmly screwed or connected in any other way. Because of the standardized connection surface, the valves 3 are easily replaceable.
  • the servomotor 5 is a rotating AC servomotor with a drive shaft 11 which is rotatable about a motor axis A1 and which projects beyond the motor housing 6 at the end and is preferably mounted in the overdrive housing 8 in axially spaced rotary bearings 10.
  • Figure 2 shows a longitudinal section of the mechanical part of the proportional valve 1 of Figure 1 along the motor axis Al.
  • the diameter of the drive shaft 11 is preferably larger than in standard conventional servomotors, for example, 19mm instead of 11mm, and the length of outstanding from the motor housing 6 drive shaft stub is relatively short. This contributes to that the drive shaft 11 is stiff and torsionally.
  • An eccentric or crank mechanism 13 for transmitting the movement is preferably connected between two rotary bearings 10 at a short distance from the motor housing 6 rigidly and without a clutch to the drive shaft 11 or formed directly on this.
  • the valve 3 comprises a control means 9 mounted in the valve housing 4 and along a piston axis A2 displaceable control piston 9a. Details of this are shown in the longitudinal section of FIG. 3, which is shown enlarged in FIG.
  • the piston axis A2 is aligned orthogonal to the drive or motor axis Al.
  • the control piston 9a comprises a front end in the direction of the piston axis A2 through a corresponding opening in the valve housing 4 on this projecting force transmission means 15 or is rigidly or hingedly connected to such a power transmission means 15.
  • the power transmission means 15 comprises an elongated shaft 17 and a head 19 with a claw, fork or gripper-like receptacle 21 in the example shown for a transmission element 14 of the eccentric or crank mechanism 13.
  • the eccentricity or the crank radius sl is corresponding to the required adjustment for the control piston 9a small and is of the order of about 10mm to about 30mm, for example 15mm.
  • the eccentric or crank mechanism 13 or its transmission element 14 or crank pin is mounted as free of play in the receptacle 21 of the power transmission means 15.
  • Figures 4, 5 and 6 each show a longitudinal section of the proportional valve 1 along the piston axis A2 with a view in the direction of the motor axis Al.
  • the control piston 9a in a rest position or center position. In this position, the transmission element 14 of the eccentric or crank mechanism 13 or the crank pin has no offset s2 with respect to the piston axis A2.
  • a pivoting angle ⁇ of the drive shaft 11 and thus also of the eccentric or crank drive 13 can be defined with respect to a reference virtual axis A3, which is both the
  • Motor axis Al and the piston axis A2 intersects and orthogonal to these axes Al, A2 is aligned.
  • the swivel angle ⁇ is equal to zero. In this position, the speed transmission from the eccentric or crank mechanism 13 to the control piston 9a is maximum.
  • control piston 9a be biased on both sides by springs within the valve housing 4 (not shown), wherein the restoring forces of these springs in the rest position or middle or neutral position of the control piston 9a with opposite effective direction are equal.
  • Swing angle ⁇ of eg maximum 13 ° or 15 ° along the Piston axis A2 are moved to a first end position.
  • Swing angle ⁇ of eg maximum 13 ° or 15 ° along the Piston axis A2 are moved to a first end position.
  • the stroke of the control piston 9a between the two end positions is 6.6 mm in the present example.
  • the parameters given here can also be optimized for valves 3 with different values for the closing path.
  • the valve 3 may be formed differently in terms of number and arrangement of the connections and with regard to the connection possibilities of these connections at defined intermediate positions of the control means 9 and the control piston 9a.
  • the valve 3 is a 4/3-way valve with a locking center position.
  • the required for moving the control piston 9a between the two end positions swivel range of the drive shaft 11 is limited to small pivot angle ⁇ within +/- 15 °.
  • a hydrostatic compensation and / or a flow force compensation for the control piston 9 a are provided, as these are known from the prior art.
  • an (not shown) alternative embodiment of the inventive highly dynamic proportional valve 1 at the front end of the power transmission means 15 is disposed 21 is a roller or a ball instead of a head 19 with a 'recording.
  • control piston 9a is loaded from the opposite side by means of a spring, so that the power transmission means 15 rests with the ball or roller without play on the eccentric or crank mechanism 13.
  • connection between the control piston 9a and the power transmission means 15 may also be articulated and include, for example, a septpleuel (not shown).
  • the control means 9 may for example also comprise a rotary control piston 9a or a plate rotary valve (not shown). In this case, the control means 9 can be moved by a rotation of, for example, a maximum of 180 ° or preferably less than 90 ° between the end positions.
  • a linear motor could also be used as the direct drive for the control piston 9a (no illustration).
  • a direct electrical drive acting on a control means 9 of a valve 3 ensures that the (mechanical) natural frequency of this drive system is higher than 500 Hz.
  • control-related features also contribute to the fact that the highly dynamic properties (possibility of executing very fast, short movements) of the proportional valve 1 can be optimally utilized.
  • the servo motor 5 is connected to an electronic control unit 31, said control electronics 31 comprises a so-called servo drive or short drive 33 for three-phase control of the servomotor 5 and a process controller 35.
  • the control electronics 31 is connected to a main power supply (3 x 400V) and optionally with a small signal supply (not shown).
  • the communication between the process controller 35 and the drive 33 used as valve controller conventionally usually takes place via a field bus with relatively long delay times of about 0.5ms to 2ms, in the inventive highly dynamic proportional valve 1 for this purpose, a fast communication connection (eg an X-bus similar Processor bus). There, the delay times are of the order of only 0.001ms.
  • the process controller 35 and the valve controller or drive 33 are spatially close to each other (eg in a common housing).
  • the process controller 35 may also be integrated with the valve controller 33 to minimize timing transmission and converter losses.
  • the control electronics has a cycle time of preferably a maximum of lms.
  • the control electronics of the external process and position control loop has a cycle time of less than 0.25 ms, preferably eg 0.1 ms.
  • the outer position control loop is preferably designed as a time-optimal controller, which takes into account the finite acceleration of the piston and the current or the current increase.
  • the process controller 35 is advantageously designed as a highly dynamic state controller for current, speed and angle of rotation or position.
  • the individual controller clocks are synchronized with each other so that no unnecessary delays and / or jitter occur.
  • the period of the longest of these control clocks determines the dynamics of the controller. It is preferably smaller than lms.
  • the control electronics 31 comprises input interfaces for coupling or returning measured quantities. These include, in particular, the signals of a resolver or rotary encoder of the servomotor 5 and the sensor signals required by the process controller 35 (eg, current, rotational speed, rotational angle).
  • the control electronics 31 processes the measured quantities in accordance with prescribed processing instructions.
  • processing instructions there For example, non-linearities of the eccentric or crank mechanism or the effect of line impedances or other undesirable properties can be detected and compensated or compensated, for example, by appropriate control characteristics.
  • a resolver or rotary encoder having a high resolution of e.g. +/- 2500 increments based on the total piston travel used.
  • a high resolution is also advantageous for the other measured quantities recorded.
  • Figure 7 shows schematically an injection control in a plastic injection molding machine with the inventive proportional valve 1. From a funnel-shaped container 51 passes
  • Plastic granules in a screw cylinder 53 where it is plasticized by means of a screw 57 driven by a worm motor 55.
  • the screw 57 by means of a controlled hydraulic drive (this includes one or more injection cylinder 63, each with a working piston 65 and a piston rod 67) axially postponed.
  • a controlled hydraulic drive this includes one or more injection cylinder 63, each with a working piston 65 and a piston rod 67
  • the injection cylinder or cylinders 63 are therefore driven by a highly dynamic proportional valve 1 according to the present invention.
  • the process controller 33 for the injection movement can be given as guide variables, for example, the pressure Psoii, with which the working piston 65 acts on the worm 57 via the piston rod 67, and the (feed) speed v so n of the worm 57.
  • the process controller 33 can be supplied eg with signals from a displacement transducer at the injection cylinder 63 and two pressure sensors at the ports A and B of the valve 3 (for determining the resulting pressure or the force acting on the working piston 65).
  • an adjustable hydraulic pump 69 hydraulic fluid is supplied to the valve port P from a container 71 under pressure. Via the valve connection T, hydraulic fluid can flow out to the container 71.
  • Figure 8 shows schematically and simplified casting control in a die casting machine.
  • liquid metal is conveyed by means of a metering in the casting channel 73 and from there by means of a casting piston 75 which is arranged on the piston rod 67 of the working piston 65, in the mold 59 injected.
  • the casting times must be very short (usually about 0.01s to about 0.04s), so that a cooling or even solidification of the liquid metal during the casting process can be prevented.
  • the hydraulic pressure of a hydraulic accumulator 77 is used, which acts on the back of the working piston 65.
  • the Giessregelung is piston rod side by a proportional valve 1, which comprises a valve 2 as a 2/2-way valve, which acts as a check valve in one end position and opens the passage between the two terminals in the other end position.
  • the inventive highly dynamic proportional valve 1 can be used as a pilot valve for a large 2-way cartridge main stage up to nominal size 100.
  • the process controller 33 can be specified as a reference variable, for example, the feed rate v so n for the injection movement. As measured variables, the
  • Process controller 33 e.g. Signals of a transducer on the casting cylinder 73 and signals from pressure sensors are supplied to the terminals of the injection cylinder.
  • the highly dynamic proportional valve 1 for the active damping of vibrations a mechanical structure, for example, the mast 81 of a high-bay forklift used.
  • the vibrations of the up to 12m high mast 81 are shown symbolically by a double arrow 83.
  • Such unwanted vibrations or natural oscillations can be excited during driving, for example, by changes in the speed and / or the direction of travel.
  • Such vibrations can be actively damped by means of an extremely fast proportional valve 1.
  • the valve 3 must be about 3 to 5 times faster than the natural frequency of the mechanical structure.
  • a highly dynamic proportional valve 1 with a large signal frequency of about 120 to about 200 Hz is needed.
  • the mast 81 is fixed at a maximum of 45 ° phase shift on a pivotally mounted stage 85, wherein the pivot angle is controlled by the hydraulic drive with the rapid proportional valve 1.
  • acceleration and / or displacement sensors on the damping cylinder and pressure sensors in the cylinder ports can be used as sensors which provide the measured quantities for the regulator.
  • FIG. 10 shows to complete a schematic diagram of a nested regulator 89 with a preferably time-optimal position controller 92 and a synchronous thereto Process controller 91. These are connected via an X-bus or a fast (processor) bus connection 101 with a commutation, current and torque controller 93 and a speed and / or speed controller 94.
  • Reference numeral 95 denotes an alternative arrangement of the position controller 92.
  • the controller 89 acts on a highly dynamic motor 96 with position measurement and mechanical connection to the valve 7.
  • the valve 7 preferably has a special hydraulic supply 8 (P / T supply with miniature memory built-in).
  • the reference numeral 99 designates a machine or a process which supplies the process variables 100 to the controller 89 on the input side.

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Abstract

Das hochdynamische Proportionalventil (1) ist zum schnellen Steuern oder Regeln grosser Volumenstrome ausgebildet. Es umfasst ein Ventil (3), welches von einem elektrischen Direktantrieb verstellbar ist und eine Nenngrósse aufweist, die grösser ist als NG 6. Bei einer bevorzugten Ausgestaltung wirkt ein AC-Servomotor (5) über kompakte und steife Übertragungsmittel auf einen axial verschiebbaren Steuerkolben (9a) des Ventils (3). Das Proportionalventil (1) umfasst eine Steuerung (31) mit schnellen Zustandsreglern und ermöglicht Grosssignalfrequenzen von über 100 Hz bei einer Phasenverschiebung kleiner als -45 Grad.

Description

Hochdynamisches Proportionalventil
Gegenstand der -Erfindung ist ein hochdynamisches Proportionalventil gemäss Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Bei Proportionalventilen kann die Ventilöffnung bzw. der Öffnungsquerschnitt stetig verändert werden. Proportionalventile werden manchmal auch als Servoventile bezeichnet. Sie gehören zu den Stetigventilen und werden in der Hydraulik insbesondere dort eingesetzt, wo veränderliche oder stetig einstellbare Volumenströme erforderlich sind. Kleine Volumenströme können herkömmlich z.B. mittels direkt betätigter Ventile bis zur Nenngrösse 6 gesteuert werden. Zum Steuern grosser Volumenströme hingegen, die in der Grössenordnung von etwa 200 l/min bis etwa 600 l/min liegen, bzw. bei Ventilen mit Nenngrössen NG 10 (entsprechend ISO4401-05-05-0-05) oder NG 16 (entsprechend ISO4401-07-07-0-05) und grösser, werden herkömmlich hydraulisch vorgesteuerte zwei- bis dreistufige Ventile verwendet. Die hohe Trägheit bzw. Phasenverschiebung und die Nichtlinearität der Volumenstromkennlinie beschränken die Dynamik und die Regelbarkeit solcher Systeme. Die Dynamik der schnellsten heute verfügbaren Proportionalventile mit Düse- Prallplatten-Pilotventil und einem Nennvolumenstrom von 400 l/min kann durch folgende Angaben charakterisiert werden: Bei einem Kolbenhub (Amplitude) von ca. +/- 90% muss bereits bei Betriebsfrequenzen von 60 Hz bis 70 Hz mit einer Phasenverschiebung von -45 Grad und (betragsmässig) mehr gerechnet werden. Bei solchen Ventilen ist der Druckaufbau bzw. Kraftaufbau zur Verstellung des Hauptkolbens abhängig von der Dynamik des Pilotventils. Die schnellsten bisher bekannten Pilotventile haben Sprungantworten von 2ms bis 4ms, was zu einem entsprechend verzögerten Druckaufbau am Hauptkolben führt. Für grosse Kolbenhübe sind grosse Volumenströme im Pilotkreis erforderlich. Dabei können sich Effekte wie z.B. Volumenstromsättigung negativ auswirken. Gewisse Anwendungen wie z.B. eine aktive Dämpfung von Schwingungen mechanischer Maschinenstrukturen, schnelle
Einspritzprozesse bei Kunststoff-Spritzgiessmaschinen oder die Giessregelung bei Druckgiessmaschinen erfordern extrem schnelle Proportionalventile, um die gewünschten Ergebnisse zu erzielen. Als Anforderungen für solche schnellen Proportionalventile können folgende
Eigenschaften genannt werden: Die Phasenverschiebung sollte betragsmässig möglichst klein sein. Sie sollte bei Betriebsfrequenzen bis zu 150 Hz und bei grosser Signalamplitude bzw. einem Kolbenhub von +/- 90% und bei Volumenströmen von etwa 200 l/min bis etwa 600 l/min kleiner sein als -45 Grad. Da bei Druckgiessmaschinen flüssiges Metall in Formen eingespritzt wird, sind ausserordentlich grosse Volumenströme von mehr als 1000 l/min und kurze Giesszeiten in der Grössenordnuhg von etwa 10ms bis 40ms erforderlich, um ein Erkalten des Metalls während des
Giessprozesses zu verhindern. Zur Steuerung bzw. Regelung derart grosser Volumenströme kann ein extrem schnelles Proportionalventil mit den vorgenannten Eigenschaften als Vorsteuerventil für eine grosse 2-Wege Einbauventil- Hauptstufe bis zur Nenngrösse 100 verwendet werden.
Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein hochdynamisches Proportionalventil zum Steuern bzw. Regeln grosser Volumenströme zu schaffen.
Diese Aufgabe wird gelöst durch ein hochdynamisches Proportionalventil gemäss den Merkmalen des Patentanspruchs 1. Vorteilhafte Ausgestaltungen dieses Proportionalventils sind in den unabhängigen Patentansprüchen beschrieben.
Das erfindungsgemässe hochdynamische Proportionalventil hat eine Nenngrösse, die gleich oder grösser als NG 10 ist und ist direkt durch einen Servomotor angetrieben. Der Kraft- bzw. Drehmomentaufbau erfolgt bei einem bürstenlosen elektrischen Servomotor aufgrund des Stroms in den Motorwicklungen. Durch geeignete Auslegung der Induktivität der Wicklungen und durch einen schnellen Regler kann der Stromaufbau sehr schnell, nämlich in wesentlich weniger als lms erfolgen, typischerweise in 50 bis 400 Mikrosekunden. Dies ist somit etwa eine Grössenordnung schneller als die Zeit, die bei einem herkömmlichen hydraulischen Pilotventil benötigt wird, um die maximale Beschleunigung zu erreichen. Entsprechend schneller ist beim erfindungsgemässen Ventil die maximale Geschwindigkeit erreicht.
Die Bewegungsübertragung vom Servomotor auf den Arbeitskolben erfolgt durch einen Kurbeltrieb, wobei nur eine Schwenkbewegung um wenige Winkelgrade bzw. um maximal +/-15 Grad erforderlich ist, um den Arbeitskolben mit maximaler Amplitude in beiden Richtungen aus der Ruhelage auszulenken. Der Schwenkbereich wird im Bereich des grössten Übersetzungsverhältnisses bzw. der grössten Geschwindigkeitsübertragung von der Kurbel an den Arbeitskolben gewählt. Im Vergleich zu einer Übertragungsspindel, wo für den gleichen Hub des
Arbeitskolbens mehrere Motorumdrehungen erforderlich sein können, ist diese Art der Bewegungsübertragung deutlich schneller. Die Kurbel ist vorzugsweise mit einer Gabel an den Kolben angelenkt, sodass eine Drehbewegung des Arbeitskolbens verhindert und die Übersetzungsfunktion konstant gehalten werden kann. Weitere Merkmale tragen wesentlich zur Dynamik und zur schnellen Steuer- und Regelbarkeit des erfindungsgemässen Proportionalventils bei:
Zum Umwandeln der Drehbewegung des Servomotors in eine Linearbewegung wird vorzugsweise ein kompakter Exzentermechanismus oder Kurbeltrieb verwendet. Der komplette Antriebsstrang inklusive Steuerkolben ist massearm und steif ausgebildet und hat eine Eigenfrequenz von vorzugsweise mehr als 500 Hz. Bei besonders optimierten Konstruktionen kann die Eigenfrequenz auch IkHz oder mehr betragen. Die Kombination aus hoher Antriebssteifigkeit und geringer Masse wird konstruktiv durch eine möglichst kurze Antriebswelle (Motorwelle mit integrierter Exzenterwelle) erreicht, wobei die Motorwelle als Hohlzylinder mit eingepressten Lagerzapfen ausgebildet ist. Zur weiteren Reduktion der bewegten Massen ist der Steuerkolben hohlgebohrt, was zusätzlich dem hydrostatischen Ausgleich des Steuerkolbens dient. Die Antriebswelle kann auch mit grosserem Durchmesser als bei herkömmlichen Lösungen oder entsprechenden Normwerten ausgebildet sein. Im Weiteren kann der Exzenter kupplungsfrei direkt an der Motorwelle ausgebildet sein. Am Exzenter- oder Kurbeltrieb kann ein Spielausgleich mittels vorgespannter Federn vorgesehen sein. Als hydraulisches Steuerelement kann ein vorzugsweise hydrostatisch ausgeglichener, linear bewegbarer Steuerkolben oder alternativ ein rotierender Steuerkolben oder ein Plattendrehschieber eingesetzt werden.
Der Steuerkolben kann mit einer Strömungskraftkompensation ausgebildet sein. Nichtlinearitäten der Mechanik können elektronisch kompensiert werden. Grundsätzlich können beliebige
Bewegungs- bzw. Volumenstromcharakteristiken oder
Kennlinien eingestellt bzw. vorgegeben werden. In
Verbindung mit einem optimierten schnellen Regler, dessen Grenzfrequenz im Bereich von etwa 1.6 kHz liegt, kann eine
Dynamik des Gesamtsystems in der Grössenordnung von 150 Hz erreicht werden.
Durch eine Flüssigkeitskühlung des Motors kann dessen
Einschaltdauer erhöht werden.
Anhand einiger Figuren wird die Erfindung im Folgenden näher beschrieben. Dabei zeigen
Figur 1 eine bevorzugte Ausführungsform des erfindungsgemässen Proportionalventils,
Figur 2 einen Längsschnitt des mechanischen Teils des Proportionalventils aus Figur 1 entlang der Motorenachse,
Figur 3 einen Längsschnitt des Proportionalventils entlang der Kolbenachse, mit Blick in
Richtung der Motorenachse, Figur 4 einen Längsschnitt des einen Exzenter- oder
Kurbeltrieb aufweisenden Proportionalventils in Ruhestellung,
Figur 5 das Proportionalventil aus Figur 4 in einer ersten Auslenkstellung des Exzenter- oder
Kurbeltriebs ,
Figur 6 das Proportionalventil aus Figur 4 in einer zweiten Auslenkstellung des Exzenter- oder
Kurbeltriebs, Figur 7 eine Anordnung zur Einspritzregelung bei einer Spritzgiessmaschine,
Figur 8 eine Anordnung zur Regelung des
Giessprozesses bei einer Druckgiessmaschine,
Figur 9 eine Anordnung zur Dämpfung von Schwingungen bei mechanischen Strukturen,
Figur 10 ein Prinzipschema eines verschachtelten
Prozessreglers .
Figur 1 zeigt beispielhaft ein Proportionalventils 1, wobei dessen mechanischer Teil perspektivisch dargestellt ist. Das Proportionalventil 1 umfasst ein Ventil 3 in einem annähernd quaderförmigen Ventilgehäuse 4 mit einer normierten Anschlussfläche (mit ISO-Lochbild) , wobei das Ventil 3 eine Nenngrösse hat, die grösser als NG 6 ist, einen Servomotor 5 in einem annähernd quaderförmigen
Motorengehäuse 6 und einen Übertrieb 7 in einem annähernd würfelförmigen Übertriebsgehäuse 8. Das Ventilgehäuse 4 und das Motorengehäuse 6 grenzen stirnseitig an benachbarte Seiten des Übertriebsgehäuses 8 und sind dort angeflanscht bzw. fest verschraubt oder in sonstiger Weise verbunden. Wegen der normierten Anschlussfläche sind die Ventile 3 leicht austauschbar.
Im dargestellten Beispiel ist der Servomotor 5 ein rotierender AC-Servomotor mit einer um eine Motorachse Al drehbaren Antriebswelle 11, welche das Motorengehäuse 6 stirnseitig überragt und vorzugsweise im Übertriebsgehäuse 8 in axial beabstandeten Drehlagern 10 gelagert ist. Figur 2 zeigt einen Längsschnitt des mechanischen Teils des Proportionalventils 1 aus Figur 1 entlang der Motorachse Al. Der Durchmesser der Antriebswelle 11 ist vorzugsweise grösser als bei standardisierten herkömmlichen Servomotoren, z.B. 19mm statt 11mm, und die Länge des aus dem Motorengehäuse 6 hervorragenden Antriebswellenstummels ist verhältnismässig kurz. Dies trägt dazu bei, dass die Antriebswelle 11 steif und verwindungsarm ist. Ein Exzenter- oder Kurbeltrieb 13 zum Übertragen der Bewegung ist vorzugsweise zwischen zwei Drehlagern 10 in geringer Entfernung vom Motorengehäuse 6 starr und ohne Kupplung mit der Antriebswelle 11 verbunden oder direkt an dieser ausgebildet. Mit diesen Merkmalen können bei der Übertragung schneller Bewegungen auf eine Last störende zeitliche Verzögerungen minimiert und/oder die Grenzfrequenz von Eigenschwingungen erhöht werden. Das Ventil 3 umfasst als Steuermittel 9 einen im Ventilgehäuse 4 gelagerten und entlang einer Kolbenachse A2 verschiebbaren Steuerkolben 9a. Details hierzu sind im in Figur 3 vergrössert dargestellten Längsschnitt des
Proportionalventils 1 entlang der Kolbenachse A2 mit Blick in Richtung der Motorenachse Al ersichtlich. Die Kolbenachse A2 ist orthogonal zur Antriebs- oder Motorachse Al ausgerichtet. Der Steuerkolben 9a umfasst ein in Richtung der Kolbenachse A2 stirnseitig durch eine entsprechende Öffnung im Ventilgehäuse 4 über dieses hinausragendes Kraftübertragungsmittel 15 oder ist starr oder gelenkig mit einem solchen Kraftübertragungsmittel 15 verbunden. Das Kraftübertragungsmittel 15 umfasst einen länglichen Schaft 17 und einen Kopf 19 mit einer im dargestellten Beispiel klauen-, gabel- oder greiferartigen Aufnahme 21 für ein Übertragungselement 14 des Exzenteroder Kurbeltriebs 13. Durch diese Konstruktion ist der Steuerkolben 9a verdrehsicher mit dem Exzenter- oder Kurbeltrieb 13 verbunden. Die Exzentrizität bzw. der Kurbelradius sl ist entsprechend dem erforderlichen Verstellweg für den Steuerkolben 9a klein und liegt in der Grössenordnung von etwa 10mm bis etwa 30mm, beispielsweise 15mm. Der Exzenter- oder Kurbeltrieb 13 bzw. dessen Übertragungselement 14 oder Kurbelzapfen ist möglichst spielfrei in der Aufnahme 21 des Kraftübertragungsmittels 15 gelagert. Die Figuren 4, 5 und 6 zeigen je einen Längsschnitt des Proportionalventils 1 entlang der Kolbenachse A2 mit Blick in Richtung der Motorenachse Al . Bei Figur 4 ist der Steuerkolben 9a in einer Ruhelage bzw. Mittenstellung. In dieser Lage hat das Übertragungselement 14 des Exzenteroder Kurbeltriebs 13 bzw. der Kurbelzapfen keinen Versatz s2 gegenüber der Kolbenachse A2. Ein Schwenkwinkel α der Antriebswelle 11 und somit auch des Exzenter- oder Kurbeltriebs 13 kann in Bezug auf eine virtuelle Referenzachse A3 festgelegt werden, die sowohl die
Motorenachse Al als auch die Kolbenachse A2 schneidet und orthogonal zu diesen Achsen Al, A2 ausgerichtet ist. In der Neutral- oder Ruhelage ist der Schwenkwinkel α gleich Null. In dieser Lage ist die Geschwindigkeitsübertragung vom Exzenter- oder Kurbeltrieb 13 auf den Steuerkolben 9a maximal .
Optional kann der Steuerkolben 9a innerhalb des Ventilgehäuses 4 beidseitig durch Federn vorbelastet sein (nicht dargestellt) , wobei die Rückstellkräfte dieser Federn in der Ruhelage bzw. Mittel- oder Neutralstellung des Steuerkolbens 9a mit entgegengesetzter Wirkrichtung gleich gross sind.
Ausgehend von dieser Ruhelage kann der Steuerkolben 9a wie in Figur 5 dargestellt durch eine Drehung der Antriebswelle 11 in einer ersten Drehrichtung um einen
Schwenkwinkel α von z.B. maximal 13° oder 15° entlang der Kolbenachse A2 in eine erste Endstellung bewegt werden. In analoger Weise kann bei einer Schwenkbewegung der Antriebswelle 11 um einen betragsmässig etwa gleich grossen Schwenkwinkel α in entgegengesetzter Drehrichtung der Steuerkolben 9a entlang der Kolbenachse A2 in eine zweite Endstellung bewegt werden, wie dies in Figur 6 dargestellt ist. Der Hub des Steuerkolbens 9a zwischen den beiden Endstellungen beträgt im vorliegenden Beispiel 6.6mm. Selbstverständlich können die hier angegebenen Parameter auch für Ventile 3 mit anderen Werten für den Schliessweg optimiert werden. Das Ventil 3 kann hinsichtlich Anzahl und Anordnung der Anschlüsse sowie hinsichtlich der Verbindungsmöglichkeiten dieser Anschlüsse bei definierten Zwischenstellungen des Steuermittels 9 bzw. des Steuerkolbens 9a unterschiedlich ausgebildet sein. Im vorliegenden Beispiel ist das Ventil 3 ein 4/3-Wegeventil mit einer Sperr-Mittelstellung. Der zum Verschieben des Steuerkolbens 9a zwischen den beiden Endstellungen erforderliche Schwenkbereich der Antriebswelle 11 ist auf kleine Schwenkwinkel α innerhalb von +/- 15°begrenzt. Vorzugsweise sind beim Ventil 3 ein hydrostatischer Ausgleich und/oder eine Strömungskraftkompensation für den Steuerkolben 9a vorgesehen, wie diese aus dem Stand der Technik bekannt sind. Bei einer (nicht dargestellten) alternativen Ausgestaltung des erfindungsgemässen hochdynamischen Proportionalventils 1 ist am vorderen Ende der Kraftübertragungsmittels 15 anstelle eines Kopfs 19 mit einer' Aufnahme 21 eine Rolle oder eine Kugel angeordnet. Der Steuerkolben 9a wird von der gegenüberliegenden Seite her mittels einer Feder belastet, sodass das Kraftübertragungsmittel 15 mit der Kugel oder Rolle spielfrei am Exzenter- oder Kurbeltrieb 13 anliegt. Bei einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung kann die Verbindung zwischen dem Steuerkolben 9a und dem Kraftübertragungsmittel 15 auch gelenkig ausgebildet sein und z.B. einen Zwischenpleuel umfassen (nicht dargestellt) . Bei weiteren Ausführungsformen des Proportionalventils 1 kann das Steuermittel 9 z.B. auch einen rotierenden Steuerkolben 9a oder einen Plattendrehschieber umfassen (nicht dargestellt) . In diesem Fall kann das Steuermittel 9 durch eine Rotation um z.B. maximal 180° oder vorzugsweise weniger als 90° zwischen den Endstellungen bewegt werden.
Alternativ könnte als Direktantrieb für den Steuerkolben 9a auch ein Linearmotor verwendet werden (keine Darstellung) . Bei allen Ausführungsformen der Erfindung wird durch die sehr steife und massearme Konstruktion des Antriebssystems, bei dem ein elektrischer Direktantrieb auf ein Steuermittel 9 eines Ventils 3 einwirkt, sichergestellt, dass die (mechanische) Eigenfrequenz dieses Antriebssystems höher als 500 Hz ist.
Nebst diesen konstruktiven Massnahmen tragen auch steuerungstechnische Merkmale dazu bei, dass die hochdynamischen Eigenschaften (Möglichkeit zur Ausführung sehr schneller, kurzer Bewegungen) des Proportionalventils 1 optimal genutzt werden können. Wie in Figur 1 dargestellt, ist der Servomotor 5 mit einer Steuerelektronik 31 verbunden, wobei diese Steuerelektronik 31 einen so genannten Servodrive bzw. kurz Drive 33 zur dreiphasigen Ansteuerung des Servomotors 5 und einen Prozessregler 35 umfasst. Die Steuerelektronik 31 ist mit einer Hauptstromversorgung (3 x 400V) und gegebenenfalls mit einer Kleinsignalspeisung verbunden (nicht dargestellt) . Während die Kommunikation zwischen dem Prozessregler 35 und dem als Ventilregler eingesetzten Drive 33 herkömmlich üblicherweise über einen Feldbus mit relativ langen Verzögerungszeiten von etwa 0.5ms bis 2ms erfolgt, wird beim erfindungsgemässen hochdynamischen Proportionalventil 1 für diesen Zweck eine schnelle Kommunikationsverbindung (z.B. ein X-Bus ähnlicher Prozessorbus) verwendet. Dort liegen die Verzögerungszeiten in der Grössenordnung von lediglich 0.001ms. Vorzugsweise sind der Prozessregler 35 und der Ventilregler bzw. Drive 33 räumlich nahe beieinander (z.B. in einem gemeinsamen Gehäuse) angeordnet. Der Prozessregler 35 kann auch in den Ventilregler 33 integriert sein, um zeitliche Übertragungs- und Wandlerverluste zu minimieren. Die Steuerelektronik hat eine Zykluszeit von vorzugsweise maximal lms. DieSteuerelektronik des äusseren Prozess- und Lageregelkreises hat eine Zykluszeit von weniger als 0.25 ms, vorzugsweise z.B. 0.1 ms. Der äussere Lageregelkreis ist vorzugsweise als zeitoptimaler Regler ausgebildet, der die endliche Beschleunigung des Kolbens und des Stroms bzw. des Stromanstiegs berücksichtigt.
Der Prozessregler 35 ist vorteilhaft als hochdynamischer Zustandsregler für Strom, Drehzahl und Drehwinkel bzw. Position ausgebildet. Die einzelnen Reglertakte sind miteinander synchronisiert, sodass keine unnötigen Verzögerungen und/oder Jitter auftreten. Die Periode des längsten dieser Regeltakte bestimmt die Dynamik des Reglers. Sie ist vorzugsweise kleiner als lms.
Die Steuerelektronik 31 umfasst Eingangsschnittstellen zum Einkoppeln oder Rückführen von Messgrössen. Dazu gehören insbesondere die Signale eines Resolvers oder Drehgebers des Servomotors 5 und die vom Prozessregler 35 benötigten Sensorsignale (z.B. Strom, Drehzahl Drehwinkel) . Die Steuerelektronik 31 verarbeitet die Messgrössen entsprechend vorgegebener Verarbeitungsvorschriften. Dabei können z.B. Nichtlinearitäten des Exzenter- oder Kurbeltriebs oder die Wirkung von Leitungsimpedanzen oder andere unerwünschte Eigenschaften erfasst und z.B. durch entsprechende Steuerungskennlinien ausgeglichen oder kompensiert werden.
Zur Erfassung der Drehzahl des Servomotors wird vorzugsweise ein Resolver oder Drehgeber mit einer hohen Auflösung von z.B. +/- 2500 Inkrementen bezogen auf den gesamten Kolbenweg verwendet. Auch bei den weiteren erfassten Messgrössen ist nebst der kurzen Ansprechzeit auch eine hohe Auflösung vorteilhaft.
Nachfolgend sind einige typische Anwendungen für das erfindungsgemässe hochdynamische Proportionalventil 1 aufgeführt :
Figur 7 zeigt schematisch eine Einspritzregelung bei einer Kunststoff-Spritzgiessmaschine mit dem erfindungsgemässen Proportionalventil 1. Aus einem trichterförmigen Behälter 51 gelangt
Kunststoffgranulat in einen Schneckenzylinder 53, wo es mittels einer von einem Schneckenmotor 55 antreibbaren Schnecke 57 plastifiziert wird. Zum Einspritzen der Kunststoffmasse in eine Form 59 wird die Schnecke 57 mittels eines geregelten hydraulischen Antriebs (dieser umfasst einen oder mehrere Einspritzylinder 63 mit je einem Arbeitskolben 65 und einer Kolbenstange 67) axial verschoben. Insbesondere bei der Herstellung dünnwandiger Kunststoffteile muss der Einspritzprozess sehr schnell ausgeführt werden. Der bzw. die Einspritzzylinder 63 werden deshalb mit einem hochdynämischen Proportionalventil 1 entsprechend der vorliegenden Erfindung angesteuert. Dem Prozessregler 33 für die Einspritzbewegung können als Führungsgrössen z.B. der Druck Psoii, mit dem der Arbeitskolben 65 über die Kolbenstange 67 auf die Schnecke 57 einwirkt, und die (Vorschub-) Geschwindigkeit vson der Schnecke 57 vorgegeben werden. Als Messgrössen können dem Prozessregler 33 z.B. Signale eines Wegaufnehmers am Einspritzzylinder 63 und zweier Drucksensoren bei den Anschlüssen A und B des Ventils 3 (zur Ermittlung des resultierenden Drucks bzw. der auf den Arbeitskolben 65 wirkenden Kraft) zugeführt werden. Mittels einer einstellbaren Hydropumpe 69 wird dem Ventilanschluss P Hydraulikflüssigkeit von einem Behälter 71 her unter Druck zugeführt. Über den Ventilanschluss T kann Hydraulikflüssigkeit zum Behälter 71 hin abfliessen.
Figur 8 zeigt schematisch und vereinfacht eine Giessregelung bei einer Druckgiessmaschine . Von einem Giessofen wird mittels einer Dosiereinheit flüssiges Metall in den Giesskanal 73 gefördert und von dort mittels eines Giesskolbens 75, der an der Kolbenstange 67 des Arbeitskolbens 65 angeordnet ist, in die Form 59 eingespritzt. Die Giesszeiten müssen sehr kurz sein (üblich sind etwa 0.01s bis etwa 0.04s), damit ein Erkalten oder gar Erstarren des flüssigen Metalls während des Giessprozesses verhindert werden kann. Zum Verschieben des Arbeitskolbens 65 wird der hydraulische Druck eines Hydrospeichers 77 genutzt, der auf die Rückseite des Arbeitskolbens 65 wirkt. Die Giessregelung erfolgt kolbenstangenseitig durch ein Proportionalventil 1, welches als Ventil 3 ein 2/2-Wegeventil umfasst, das in der einen Endstellung als Rückschlagventil wirkt und in der anderen Endstellung den Durchgang zwischen den beiden Anschlüssen öffnet.
Bei grossen Druckgiessmaschinen, die sehr hohe Volumenströme von mehr als 1000 l/min benötigen, kann das erfindungsgemässe hochdynamische Proportionalventil 1 als Vorsteuerventil für eine grosse 2-Wege Einbauventil- Hauptstufe bis zur Nenngrösse 100 verwendet werden. Dem Prozessregler 33 kann als Führungsgrösse z.B. die Vorschubgeschwindigkeit vson für die Einspritzbewegung vorgegeben werden. Als Messgrössen können dem
Prozessregler 33 z.B. Signale eines Wegaufnehmers am Giesszylinder 73 und Signale von Drucksensoren an den Anschlüssen des Einspritzzylinders zugeführt werden.
Bei einer weiteren Anwendung, wie sie in Figur 9 schematisch dargestellt ist, wird das hochdynamische Proportionalventil 1 zur aktiven Dämpfung von Schwingungen einer mechanischen Struktur, beispielsweise dem Mast 81 eines Hochregalstaplers, eingesetzt. Die Schwingungen des bis zu 12m hohen Masts 81 sind symbolisch durch einen Doppelpfeil 83 dargestellt. Solche unerwünschten Schwingungen oder Eigenschwingungen können beim Fahren z.B. durch Änderungen der Geschwindigkeit und/oder der Fahrtrichtung angeregt werden.
Solche Schwingungen können mit Hilfe eines extrem schnellen Proportionalventils 1 aktiv gedämpft werden. Das Ventil 3 muss erfahrungsgemäss etwa 3 bis 5mal schneller sein als die Eigenfrequenz der mechanischen Struktur. Bei einer Eigenfrequenz der mechanischen Struktur von z.B. 40 Hz wird also ein hochdynamisches Proportionalventil 1 mit einer Grosssignalfrequenz von etwa 120 bis etwa 200 Hz benötigt. Im dargestellten Beispiel ist der Mast 81 bei maximal 45° Phasenverschiebung auf einer schwenkbar gelagerten Bühne 85 befestigt, wobei der Schwenkwinkel durch den hydraulischen Antrieb mit dem schnellen Proportionalventil 1 geregelt wird. Als Sensoren, welche die Messgrössen für den Regler bereitstellen, können z.B. Beschleunigungs- und/oder Wegsensoren am Dämpfungszylinder und Drucksensoren in den Zylinderanschlüssen (zum Bestimmen der auf die Kolbenstange 67 wirkenden Kraft) verwendet werden. Figur 10 zeigt zur Vervollständigung ein Prinzipschema eines verschachtelten Reglers 89 mit einem vorzugsweise zeitoptimalen Lageregler 92 und einem dazu synchronen Prozessregler 91. Diese sind über einen X-Bus bzw. eine schnelle (Prozessor-) Busverbindung 101 mit einem Kommutierung-, Strom- und Momentregler 93 und einem Drehzahl- und/oder Geschwindigkeitsregler 94 verbunden. Bezugsziffer 95 bezeichnet eine alternative Anordnung des Lagereglers 92. Der Regler 89 wirkt auf einen hochdynamischen Motor 96 mit Lagemessung und mechanischer Verbindung zum Ventil 7. Das Ventil 7 hat vorzugsweise eine spezielle hydraulischer Versorgung 8 (P/T-Versorgung mit eingebauten Miniaturspeichern) . Das Bezugszeichen 99 bezeichnet eine Maschine bzw. einen Prozess, die bzw. der Prozessgrössen 100 eingangsseitig an den Regler 89 liefert .

Claims

Patentansprüche
1. Hochdynamisches Proportionalventil (1) für hydraulische Systeme, umfassend ein Ventil (3) mit einem stetig verstellbaren Steuermittel (9), dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil (3) eine grossere Nenngrösse als NG 6 hat, und dass das Steuermittel (9) mittels eines elektrischen Direktantriebs verstellbar ist.
2. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach Anspruch
1, dadurch gekennzeichnet, dass der elektrische Direktantrieb einen rotierenden AC-Servomotor (5) mit einer Antriebswelle (11) umfasst, dass die
Antriebswelle (11) direkt oder mittels eines Übertriebs (7) mit dem Steuermittel (9) verbunden ist, und dass das Steuermittel (9) innerhalb eines Schwenkbereichs der Antriebswelle (11) von weniger als 90° zwischen einer ersten Endlage und einer zweiten Endlage verstellbar ist.
3. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach Anspruch
2, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuermittel (9) ein in einem Ventilgehäuse (4) gelagerter, axial verschiebbarer Steuerkolben (9a) ist, dass der Steuerkolben (9a) ein in Richtung der Kolbenachse A2 über das Ventilgehäuse (4) hinausragendes Kraftübertragungsmittel (15) umfasst oder mit einem solchen Kraftübertragungsmittel (15) verbunden ist.
4. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach Anspruch
3, dadurch gekennzeichnet, dass das Kraftübertragungsmittel (15) eine klammer-, gabel- oder greiferartige Aufnahme (21) umfasst, und dass ein von der Antriebswelle (11) antreibbarer Exzenter- oder Kurbeltrieb (13) derart in die Aufnahme (21) hineinragt oder in der Aufnahme (21) gelagert ist, dass Schwenkbewegungen der Antriebswelle (11) in Linearbewegungen des Steuerkolbens (9a) umwandelbar sind.
5. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach Anspruch
4, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzenter- oder Kurbeltrieb (13) direkt an der Antriebswelle (11) ausgebildet oder kupplungsfrei mit der Antriebswelle (11) verbunden ist.
6. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerkolben (9a) innerhalb des Ventilgehäuses (4) beidseitig durch Federn vorbelastet und ohne Einwirkung weiterer Kräfte in einer mittleren Neutralstellung gehalten wird.
7. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass am äϋsseren Ende des Kraftübertragungsmittels (15) eine Kugel oder Rolle ausgebildet ist, und dass das Kraftübertragungsmittel (15) mit der Kugel oder Rolle durch die Kraft einer von der Gegenseite her auf den Steuerkolben (9a) wirkenden Feder gegen eine an der Antriebswelle (11) ausgebildete oder mit der Antriebswelle (11) starr verbundene Exzenterscheibe gedrückt wird.
8. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (11) verwindungsarm und mit grosser Steifigkeit ausgebildet ist.
9. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuermittel (9) einen Plattendrehschieber oder einen rotierenden Steuerkolben (9a) umfasst.
10. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Servomotor (5) flüssigkeitsgekühlt ist.
11. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass eine schnelle Steuerelektronik (31) mit einer Zykluszeit von weniger als lms zum Steuern oder Regeln des Ventils (3) vorgesehen ist.
12. Hochdynamisches Proportionalventil (1) nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuerelektronik (31) mehrere verschachtelte oder vernetzte Regelkreise umfasst, und dass diese Regelkreise synchronisiert sind.
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