WO2014183941A1 - Drehzahlvariabler antrieb mit zwei pumpen und einem differenzialzylinder - Google Patents

Drehzahlvariabler antrieb mit zwei pumpen und einem differenzialzylinder Download PDF

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    • Y02E10/70—Wind energy
    • Y02E10/72—Wind turbines with rotation axis in wind direction

Definitions

  • the invention relates to a variable-speed drive with two pumps and with a differential cylinder.
  • Displacement volumes of the pump (eg 10.6 cc and 18 cc) with the area ratio of the Differenziaizylinders (eg 0 80/0 125) matches.
  • (eg 10.6 / 18 (125 2 -80 2 ) / 125 2 )
  • Disadvantage of such drives from the prior art is that the selection of meaningful sizes of Differenziaizylinders by the requirement of the same ratio of its surfaces (ring surface and piston surface) is very limited to the ratio of the delivery volumes of the pump.
  • the invention is based on the object, a drive with two
  • Both claimed drives have a differential cylinder whose annular space or piston rod space is bounded by an annular surface or piston rod surface of a piston and connected to a first pump, and whose piston bottom space is bounded by a piston bottom surface of the piston and connected to a second pump.
  • the drive is a linear actuator.
  • Both pumps are driven by a common variable speed electric motor.
  • the ratio of the annular surface to the piston bottom surface is equal to the ratio of the delivery volume of the first pump to the delivery volume of the second pump.
  • the requirement for the same ratio of cylinder surfaces and volume flows according to a first inventive concept by adjusting the rotational speeds of the two pumps is realized by a transmission.
  • the ratio of the speed of the first pump to the speed of the second pump is realized via the transmission.
  • the pumps can have the same nominal delivery volume and they can in particular be identical, whereby the assembly cost is reduced.
  • the transmission is driven directly on the input side by an output shaft of the electric motor.
  • the transmission has two output shafts, each driving a pump.
  • the two pumps are mechanically connected in parallel.
  • only one of the pumps is driven directly by the output shaft of the electric motor, wherein the transmission in turn is driven directly by this pump.
  • the transmission has exactly one output shaft, which drives the other pump.
  • a pump with adjustable delivery volume is installed, so that the ratio of the volume flows can be adjusted.
  • the other pump can be a constant pump for device simplification.
  • both pumps are synchronously driven via a one-piece shaft or two mutually coupled shaft sections, the second pump being a variable displacement pump which is permanently adjustable such that the ratio of the annular surface to the piston bottom surface is equal to the ratio of the delivery volume of the first Pump to the delivery volume of the variable is.
  • both pumps are synchronously driven by a one-piece shaft or two coupled shaft portions, wherein the first pump is a variable that is permanently adjustable so that the ratio of the annular surface to the piston bottom surface equal to the ratio of the delivery volume of the variable to the delivery volume of the second pump.
  • both pumps can be arranged in a common housing and thus form a compact double pump.
  • a preferred development of both concepts of the drive according to the invention has a first working line, via which the first pump is connected to the annular space, and a second working line, via which the second pump is connected to the piston bottom space.
  • a high-pressure accumulator is connected to the first working line or directly to the annulus or to the second working line or directly to the piston bottom space
  • the differential cylinder is moved with the pressure medium of the previously loaded high-pressure accumulator. It is particularly preferred if the high-pressure accumulator is connected via an emergency line directly to the piston bottom space, and when the high pressure accumulator is connected via a boost line to the second working line.
  • the emergency function in the direction of extension of the differential cylinder is possible and also a boost function allows, over which the differential cylinder can be extended faster than a supply of the piston head space via the second pump alone.
  • Working line is connected to the boost line or directly to the high-pressure accumulator, and if in the charging line to the boost line opening check valve is arranged, the high-pressure accumulator for emergency function on the first pump, the first
  • a particularly preferred development has a low-pressure line which connects a respective low-pressure connection of the pumps. Then it is to compensate for the difference in volume of the two spaces in the operation of the drive
  • Cylinder creates a negative pressure. Furthermore, it can thus, when the high-pressure accumulator - as described above - via the first pump, the first working line, the charging line (and boost line) is charged, at the same time the revolving second pump via the low pressure line connecting the pumps, the other low pressure line and the second working line pressure medium circulate or circulate without pressure.
  • the differential cylinder is coupled to at least one adjustable rotor blade of a wind turbine, wherein the annular surface of the differential cylinder in the direction of reducing an angle of attack (pitch) of the at least one rotor blade and the piston bottom surface of the differential cylinder in the direction of increasing the pitch (pitch) acts.
  • FIGS. Show it: 1 shows a simplified circuit diagram of a first embodiment of the drive according to the invention
  • FIG. 2 shows a simplified circuit diagram of a second embodiment of the drive according to the invention
  • FIG. 3 shows a simplified circuit diagram of a third exemplary embodiment of the drive according to the invention
  • FIG. 4 shows a simplified circuit diagram of a fourth exemplary embodiment of the drive according to the invention
  • FIG. 5 shows a detailed circuit diagram of a drive according to the invention according to one of the four exemplary embodiments of FIGS. 1 to 4 for a rotor blade adjustment of a wind power plant in a normal mode
  • FIG. 6 shows the circuit diagram of the drive according to FIG. 5 in a normal mode with refilling function
  • FIG. 7 shows the circuit diagram of the drive according to FIG. 5 in a speed boost mode with maximum speed
  • FIG. 8 shows the circuit diagram of the drive according to FIG. 5 in the speed boost mode with minimum speed
  • FIG. 9 shows the circuit diagram of the drive according to FIG. 5 in the speed-boost mode during deceleration, FIG.
  • Figure 10 shows the circuit diagram of the drive according to Figure 5 in an emergency function with maximum
  • Figure 1 1 shows the circuit diagram of the drive according to Figure 5 in the emergency function with low force
  • Figure 12 shows the circuit diagram of the drive according to Figure 5 when loading the
  • FIG. 1 shows a simplified circuit diagram of a first exemplary embodiment of the drive according to the invention. He has a variable speed electric motor 26, at the output of a gear 18 is coupled. This is on the output side on the one hand to a first
  • the Drive shaft 40 of a first pump 23 and on the other hand to a second drive shaft 42 of a second pump 24 is coupled.
  • the transmission 18 is designed such that the first drive shaft 40 always rotates slower than the second drive shaft 42.
  • the two Pumps 23, 24 are identical constant pumps, wherein the first pump 23 always has a smaller delivery volume than the second pump 24 due to the slower drive.
  • the first pump 23 is connected via a first working line 44 to an annular space 48 of a differential cylinder 9, while the second pump 24 is connected via a second working line 46 to a piston head space 50 of the differential cylinder 9.
  • the annular space 48 is delimited by an annular surface A1 of a piston of the differential cylinder 9, while the piston head space 50 is delimited by a piston bottom surface A2 of the piston.
  • the transmission 18 is designed such that the
  • Figure 2 shows a simplified circuit diagram of a second embodiment of the drive according to the invention. This corresponds largely to the first embodiment shown in FIG 1. Deviating from the first embodiment, the required or
  • the transmission 1 18 is designed such that the speed ratio of the first drive shaft 40 to the second drive shaft 42 and thus the delivery volume flow ratio of the first pump 23 to the second pump 24 corresponds to the area ratio of the annular surface A1 to the piston bottom surface A2.
  • FIG. 3 shows a third exemplary embodiment of the drive according to the invention.
  • the electric motor 26, the working lines 44, 46 and the differential cylinder 9 correspond to those of the two preceding embodiments.
  • the volume flow ratio of the two pumps 223, 224 required by the area ratio A1 to A2 is realized in that the first pump 223 is a constant displacement pump, while the second pump 224 is a variable displacement pump whose volume is correspondingly greater than the first Pump 223 is set to increase.
  • the electric motor 26, the fixed displacement pump 223 and the variable displacement pump 224 are mechanically "in series" connected.
  • Figure 4 shows a fourth embodiment of the drive according to the invention, which is in principle similar to the third embodiment.
  • the working lines 44, 46 and the differential cylinder 9 correspond to those of the previous embodiments.
  • the first pump 323 is a variable displacement pump and the second pump 324 is a constant displacement pump, wherein the delivery volume of the first pump 323 is set reduced in the required manner.
  • the electric motor 26, the variable displacement pump 323 and the fixed displacement pump 324 are mechanically "in series" connected.
  • FIG. 5 to 12 each show a detailed circuit diagram of a
  • the two pumps shown correspond to those of one of the preceding embodiments 23, 24; 223, 224; 323, 324.
  • the first pump 23; 223; 323 is connected via the first working line 44 with the annular space 48 of the Differenziaizylinders 9, while the second pump 24; 224; 324 is connected via the second working line 46 with the piston head space 50 of the Differenziaizylinders 9.
  • first working line 44 is one of the first pump 23; 223; 323 provided to the annular space 48 hydraulically unlockable check valve 4a, while in the second working line 46 one of the second pump 24; 224; 324 to the piston head space 50 opening hydraulically entprechbares check valve 5 is provided.
  • second working line 46 one of the second pump 24; 224; 324 to the piston head space 50 opening hydraulically entprechbares check valve 5 is provided.
  • Low pressure line 52 connected to each other. Between the low-pressure line 52 and the first working line 44, a non-return valve 19 opening from the low-pressure line 52 to the first working line 44 is provided. In the low pressure line 52 open via a common filter 22 and a common check valve 21 leakage lines of the two pumps 23, 24; 223, 224; 323, 324. At the low pressure line 52 is a
  • Low pressure accumulator 28 connected.
  • the low-pressure accumulator 28 is connected via a further low-pressure line 54 to the second working line 46.
  • a non-return valve 20 opening from the low-pressure accumulator 28 to the second working line 46 is provided in the further low-pressure line 54.
  • a high pressure accumulator 27 is connected via an emergency line 56 to the piston head space 50 of the Differenziaizylinders 9.
  • a flow control valve 7 and a hydraulically releasable check valve 2 are arranged in the emergency line 56, the opening direction of the high-pressure accumulator 27 is directed to the piston head space 50.
  • a pressure sensor 35 is provided on the emergency line 56 in the vicinity of the differential cylinder 9.
  • the emergency line 56 and thus the high-pressure accumulator 27 are connected via a boost line 58 to the second working line 46.
  • the boost line 48 opens in the vicinity of the Differenziaizylinders 9 in the second working line 46.
  • a standard open shut-off valve 29 a hydraulically lockable check valve 1, a throttle 6 and a check valve 15 are arranged.
  • the opening directions of the two check valves 1, 15 are directed from the high-pressure accumulator 27 to the second working line 46.
  • To the boost line 58 is in the vicinity of the high-pressure accumulator 27 a
  • Pressure sensor 37 connected.
  • the high-pressure accumulator 27 is above a
  • Parallel to a standard closed shut-off valve 8 is provided.
  • a charging line 60 is connected to the first working line 44, which opens into the boost line 58 between the shut-off valve 29 and the check valve 1.
  • a check valve 17 opening from the first working line 44 to the boost line 58 is provided in the charging line 60.
  • a pressure limiting valve 33 is arranged, via which the charging line 60 to the low pressure line 52 is relieved.
  • a hydraulically releasable check valve 3 is provided, whose
  • Opening direction of the charging line 60 is directed to the low pressure line 52.
  • the second working line 46 is connected via a pressure relief valve 10 to
  • a pressure booster 31 is provided, the input side on the one hand with the low pressure line 52 and on the other hand via a respective pressure to the translator 31st opening check valve 13, 14 is connected to the two working lines 44, 46. In this case, between the two check valves 13, 14 on the one hand and the
  • a throttle 36 and serving as a shut-off valve seat 32 is provided.
  • the annular space 48 can be connected to the low-pressure accumulator 28 via a further emergency line 62 and via a section of the further low-pressure line 54.
  • a flow control valve 34 designed as a 2/2-way valve shut-off valve 30 and a hydraulically releasable check valve 4 are arranged in the further emergency line 62, wherein the opening direction of the check valve 4 is directed from the annular space 48 to the low pressure accumulator 28.
  • the actuation of the hydraulically releasable check valves 2, 4, 4a and 5 is carried out jointly via a designed as a 3/2 way valve fail-safe valve 38.
  • the fail-safe valve 38 On the input side, the fail-safe valve 38 is supplied with control pressure medium, the optional from
  • Low-pressure accumulator 28 can be tapped.
  • the two hydraulically releasable check valves 1 and 3 can be unlocked together via a 3/2-way seat valve 12, wherein the input-side control pressure means of the 3/2-way seat valve 12 can be tapped either from the low pressure line 52 or from the charging line 60.
  • FIGS. 5 to 12 indicate the size and direction of the volume flows.
  • FIG. 6 normal operation as in FIG. 5, but with refilling function of FIG
  • High-pressure accumulator 27 At the theoretically tight seat valves used, it is possible that practically creates some leakage. This leakage leads to a decrease in the pressure in the high-pressure accumulator 27, which jeopardizes its function and thus the safety of the system. So that any leakages do not compromise safety is one
  • Recharging device consisting of the check valve 13 and 14, pressure booster 31, directional seat valve 32, throttle 36 and pressure sensor 37 executed. If an excessively low accumulator pressure is detected on the pressure sensor 37 in the normal operating mode on the high-pressure accumulator 27, the directional seat valve 32 is switched to the illustrated position. As a result, oil flows from the higher pressure side (in this case from the second working line 46 - with the Differenziaizylinder 9 retracting the first working line 44 could be the higher pressure side) via the check valve 13, the throttle 36 and the directional control valve 32 for
  • Compressor 31 In this, the volume flow with input pressure (from the second working line 46) translated into a smaller volume flow with outlet pressure and the high-pressure accumulator 27 is supplied.
  • the inlet pressure (from the second working line 46) has a pressure level corresponding to the friction of the system (at least 40 bar).
  • Input pressure forms the drive of the pressure booster 31 which has a maximum transmission ratio.
  • Pressure reducer 31 must be greater than the maximum pressure in the high-pressure accumulator 27.
  • the extension speed of the differential cylinder decreases 9.
  • the drop in speed is increased by increasing the speed of the electric motor 26th (see Figures 1 to 4) balanced. So that a small amount of oil is removed, the
  • FIG. 7 shows the maximum speed of the differential cylinder 9 in the speed boost mode.
  • the differential cylinder 9 is moved out quickly over a short distance.
  • the 3/2-way seat valve 12 is switched to the position shown.
  • the hydraulically releasable check valves 1 and 3 are unlocked. From the high-pressure accumulator 27 now oil flows through the boost line 58
  • FIG. 8 shows the minimum speed of the differential cylinder 9 in the speed boost mode. This occurs when the process is initiated as described above, wherein the direction of rotation of the electric motor 26 is reversed. Oil then flows from
  • Differenziaizylinder 9 via the check valve 5 to the pump 24; 224; 324 and thus reduces their speed.
  • the speed in the speed boost mode can be adjusted continuously between maximum speed (according to FIG. 7) and minimum speed (according to FIG. 8) by changing the direction of rotation and speed of the electric motor 26.
  • Differenziaizylinder 9 Pressure conditions in Differenziaizylinder 9 reverse, it is braked. This process can be superimposed on the pump drive. Depending on the direction of rotation of the electric motor 26, the extension movement is decelerated until the speed set by the electric motor 26 is reached and is then continued at this speed in the extension direction. In the other case, the Differenziaizylinder 9 is braked to the state and it reverses its direction of movement and then moves with that of the electric motor 26th
  • FIG. 10 shows an emergency function with maximum force. This drives the Differenziaizylinder 9. It must be ensured that the Differenziaizylinder 9 can always reach this position. For this purpose, 27 high pressure oil is stored in the high-pressure accumulator. In order to extend the Differenziaizylinder 9 in an emergency, the fail-safe valve 38 is drawn in the
  • Flow control valve 7 the speed is specified.
  • the outflowing oil flows over Flow control valve 34, shut-off valve 30 to the low pressure accumulator 28.
  • the downstream flow control valve 34 is set to a higher cylinder speed than arranged in the flow control valve 7. When the differential cylinder 9 tensile forces act the flow control valve 34, the cylinder speed.
  • Figure 1 1 shows the emergency function with low power. This is only possible if the pressure sensor 35 measures a sufficiently small pressure. , To save little oil from the
  • High-pressure accumulator 27 can be seen, the shut-off valve 30 is switched to its illustrated position. As a result, the path of the outflowing oil changes in the manner shown. The outflowing oil is thus under pressure and flows to the high-pressure accumulator 27.
  • the pressure in the differential cylinder 9 is now approximately constant. In the piston head space 50, it is slightly lower by the control pressure difference at the flow control valve 7.
  • Differential cylinder 9 extends with less force, since only the area difference A2- Aleffective. From the high-pressure accumulator 27 less oil is removed.
  • FIG. 12 shows how the
  • High-pressure accumulator 27 is reloaded.
  • the shut-off valve 30 is switched to its illustrated position and the pumps 23, 24; 223, 224; 323, 324 are driven by the electric motor 26 in a drawn manner.
  • the first pump 23, 223, 323 conveys oil to the high-pressure accumulator 27, while it is supplied by the low-pressure accumulator 28.
  • the second pump 24; 224; 324 pumps or circulates the oil without pressure.
  • Differential cylinder 9 is held in the extended position, so that the rotor blade is low in resistance and thus low in force.
  • a linear actuator with a double pump and a differential cylinder whose annular space or piston rod space of an annular surface or piston rod surface a piston is limited and connected to a first pump, and whose piston bottom space is bounded by a piston bottom surface of the piston and connected to a second pump. Both pumps are driven by a common variable speed electric motor.
  • Piston bottom surface is equal to the ratio of the delivery volume of the first pump to the delivery volume of the second pump. In a first variant, this is done by
  • Delivery volume is executed. According to a third variant, this is realized in that at the same pump speed, the ratio of the displacement volume of the pump corresponds to the ratio of the cylinder surfaces.

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Abstract

Offenbart ist ein Linearstelltrieb mit Doppelpumpe (23, 24) und mit einem Differenzialzylinder (9), dessen Ringraum (48) bzw. Kolbenstangenraum von einer Ringfläche (A1) bzw. Kolbenstangenfläche eines Kolbens begrenzt wird und mit einer ersten Pumpe (23) verbunden ist, und dessen Kolbenbodenraum (50) von einer Kolbenbodenfläche (A2) des Kolbens begrenzt wird und mit einer zweiten Pumpe (24) verbunden ist. Beide Pumpen werden von einem gemeinsamen drehzahlvariablen Elektromotor (26) angetrieben. Das Verhältnis der Ringfläche zur Kolbenbodenfläche ist gleich dem Verhältnis des Fördervolumens der ersten Pumpe zum Fördervolumen der zweiten Pumpe. Gemäß einer ersten Variante wird dies durch Anpassung der Drehzahlen der beiden Pumpen durch ein Getriebe (26) realisiert. Gemäß einer zweiten Variante wird dies dadurch realisiert, dass eine Pumpe mit verstellbaren Fördervolumen ausgeführt ist. Gemäß einer dritten Variante wird dies dadurch realisiert, dass bei gleicher Pumpendrehzahl das Verhältnis der Verdrängungsvolumen der Pumpen dem Verhältnis der Zylinderflächen entspricht.

Description

Drehzahlvariabler Antrieb mit zwei Pumpen und einem Differenzialzylinder
Beschreibung
Die Erfindung betrifft einen drehzahlvariablen Antrieb mit zwei Pumpen und mit einem Differenzialzylinder.
Bei beidseitiger Betätigung eines Differenziaizylinders mit einem drehzahlvariablen Antrieb ist es aus dem Stand der Technik bekannt, eine erste Pumpe an den Ringraum und eine zweite Pumpe an den Kolbenbodenraum des Differenziaizylinders anzuschließen, wobei beide Pumpen von einem gemeinsamen drehzahlvariablen Elektromotor angetrieben werden. Dabei ist es wesentlich, dass das Verhältnis der geometrischen
Verdrängungsvolumina der Pumpen (z. B.10,6 ccm und 18 ccm) mit dem Flächenverhältnis des Differenziaizylinders (z.B. 0 80 / 0 125) übereinstimmt. (z.B. 10,6/18=(1252-802)/1252) Dies stellt die preisgünstigste Lösung dar und wird deshalb auch ausgeführt. Nachteil derartiger Antriebe aus dem Stand der Technik ist, dass die Auswahl sinnvoller Größen des Differenziaizylinders durch die Forderung des gleichen Verhältnisses seiner Flächen (Ringfläche und Kolbenfläche) zum Verhältnis der Fördervolumina der Pumpen sehr eingeschränkt ist. Dem gegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zu Grunde, einen Antrieb mit zwei
Pumpen und mit einem Differenzialzylinder zu schaffen, dessen Auslegung flexibilisiert ist.
Diese Aufgabe wird gelöst durch einen Antrieb mit den Merkmalen der
Patentansprüche 1 oder 4. Beide beanspruchten Antriebe haben einen Differenzialzylinder, dessen Ringraum bzw. Kolbenstangenraum von einer Ringfläche bzw. Kolbenstangenfläche eines Kolbens begrenzt wird und mit einer ersten Pumpe verbunden ist, und dessen Kolbenbodenraum von einer Kolbenbodenfläche des Kolbens begrenzt wird und mit einer zweiten Pumpe verbunden ist. Damit ist der Antrieb ein Linearstelltrieb. Beide Pumpen werden von einem gemeinsamen drehzahlvariablen Elektromotor angetrieben. Das Verhältnis der Ringfläche zur Kolbenbodenfläche ist gleich dem Verhältnis des Fördervolumens der ersten Pumpe zum Fördervolumen der zweiten Pumpe.
Um in der Auswahl des Differenzialzylinders frei zu sein, ist die Forderung nach gleichem Verhältnis von Zylinderflächen und Volumenströmen gemäß einem ersten erfindungsgemäßen Konzept durch Anpassung der Drehzahlen der beiden Pumpen durch ein Getriebe realisiert. Dabei wird über das Getriebe das Verhältnis der Drehzahl der ersten Pumpe zur Drehzahl der zweiten Pumpe realisiert. Dann können die Pumpen gleiches Nennfördervolumen haben und sie können insbesondere baugleich sein, wodurch der Montageaufwand verringert ist.
Gemäß einer ersten Variante des ersten Konzeptes wird das Getriebe eingangsseitig von einer Abtriebswelle des Elektromotors direkt angetrieben. Dabei hat das Getriebe zwei Abtriebswellen, die jeweils eine Pumpe antreiben. Damit sind die beiden Pumpen mechanisch parallel geschaltet.
Gemäß einer zweiten Variante des ersten Konzeptes wird nur eine der Pumpen von der Abtriebswelle des Elektromotor direkt angetrieben, wobei das Getriebe wiederum direkt von dieser Pumpe angetrieben wird. Das Getriebe hat genau eine Abtriebswelle, die die andere Pumpe antreibt. Damit sind der Elektromotor, die eine Pumpe, das Getriebe und die andere Pumpe mechanisch in Reihe geschaltet.
Über das Getriebe kann eine Erhöhung der Drehzahl der zweiten Pumpe gegenüber dem Elektromotor und der ersten Pumpe oder eine Verringerung der Drehzahl der ersten Pumpe gegenüber dem Elektromotor und der zweiten Pumpe realisiert erzeugt werden. Um in der Auswahl des Differenzialzylinders frei zu sein, ist die Forderung nach gleichem Verhältnis von Volumenströmen zu Zylinderflächen gemäß einem zweiten erfindungsgemäßen Konzept eine Pumpe mit verstellbaren Fördervolumen verbaut, so dass das Verhältnis der Volumenströme angepasst werden kann. Die andere Pumpe kann zur vorrichtungstechnischen Vereinfachung eine Konstantpumpe sein.
Gemäß einer ersten Variante des zweiten Konzeptes werden beide Pumpen über eine einstückige Welle oder zwei aneinander gekoppelte Wellenabschnitte synchron angetrieben, wobei die zweite Pumpe eine Verstellpumpe ist, die dauerhaft derart einstellbar ist, dass das Verhältnis der Ringfläche zur Kolbenbodenfläche gleich dem Verhältnis des Fördervolumens der ersten Pumpe zum Fördervolumen der Verstellpumpe ist.
Gemäß einer zweiten Variante des zweiten Konzeptes werden beide Pumpen über eine einstückige Welle oder zwei aneinander gekoppelte Wellenabschnitte synchron angetrieben, wobei die erste Pumpe eine Verstellpumpe ist, die dauerhaft derart einstellbar ist, dass das Verhältnis der Ringfläche zur Kolbenbodenfläche gleich dem Verhältnis des Fördervolumens der Verstellpumpe zum Fördervolumen der zweiten Pumpe ist.
Insbesondere bei dem zweiten Konzept können beide Pumpen in einem gemeinsamen Gehäuse angeordnet sein und so eine kompakte Doppelpumpe bilden.
Eine bevorzugte Weiterbildung beider Konzepte des erfindungsgemäßen Antriebs hat eine erste Arbeitsleitung, über die die erste Pumpe mit dem Ringraum verbunden ist, und eine zweiten Arbeitsleitung, über die die zweite Pumpe mit dem Kolbenbodenraum verbunden ist. Ein Hochdruckspeicher ist an die erste Arbeitsleitung oder direkt an den Ringraum oder an die zweite Arbeitsleitung oder direkt an den Kolbenbodenraum
angeschlossen. Dadurch wird eine Notfunktion ermöglicht, in der der Differentialzylinder mit dem Druckmittel des zuvor geladenen Hochdruckspeichers bewegt wird. Dabei wird es besonders bevorzugt, wenn der Hochdruckspeicher über eine Notleitung direkt an den Kolbenbodenraum angeschlossen ist, und wenn der Hochdruckspeicher über eine Boostleitung an die zweite Arbeitleitung angeschlossen ist. Damit ist die Notfunktion in Richtung Ausfahren des Differenzialzylinders möglich und zusätzlich eine Boostfunktion ermöglicht, über die der Differenzialzylinder schneller ausgefahren werden kann, als über eine Versorgung der Kolbenbodenraums über die zweite Pumpe alleine.
Wenn der erfindungsgemäße Antrieb eine Ladeleitung hat, über die die erste
Arbeitsleitung mit der Boostleitung oder direkt mit dem Hochdruckspeicher verbunden ist, und wenn in der Ladeleitung ein zur Boostleitung öffnendes Rückschlagventil angeordnet ist, kann der Hochdruckspeicher nach einer Notfunktion über die erste Pumpe, die erste
Arbeitsleitung und die Ladeleitung wieder aufgeladen werden. Wenn die Ladeleitung an die Boostleitung angeschlossen ist, erfolgt das Weideraufladen des Hochdruckspeichers auch über die Boostleitung.
Eine besonders bevorzugte Weiterbildung hat eine Niederdruckleitung, die einen jeweiligen Niederdruckanschluss der Pumpen miteinander verbindet. Dann ist zum Ausgleich des Volumenunterschieds der beiden Räume im Betrieb des Antriebs ein
Niederduckspeicher nötig, der an die Niederdruckleitung angeschlossen ist.
Dabei wird eine weitere Niederdruckleitung bevorzugt, über die der
Niederduckspeicher mit der zweiten Arbeitsleitung verbunden ist, wobei in der weiteren Niederdruckleitung ein zur zweiten Arbeitsleitung öffnendes Rückschlagventil vorgesehen ist. Damit ist ein Abbremsen im Speed-Boost-Modus möglich ohne das im Kolbenraum des
Zylinders ein Unterdruck entsteht. Weiterhin kann damit, wenn der Hochdruckspeicher - wie oben beschrieben - über die erste Pumpe, die erste Arbeitsleitung, die Ladeleitung (und Boostleitung) geladen wird, gleichzeitig die mitlaufende zweite Pumpe über die die Pumpen verbindende Niederduckleitung, die weitere Niederdruckleitung und die zweite Arbeitsleitung Druckmittel drucklos umpumpen bzw. umwälzen.
Bei einem besonders bevorzugten Anwendungsfall des erfindungsgemäßen Antriebs ist der Differenzialzylinder an zumindest ein verstellbares Rotorblatt einer Windkraftanlage gekoppelt, wobei die Ringfläche des Differenzialzylinders in Richtung Verringerung eines Anstellwinkels (Pitch) des zumindest einen Rotorblatts und die Kolbenbodenfläche des Differenzialzylinders in Richtung Vergrößerung des Anstellwinkels (Pitch) wirkt.
Im Folgenden werden anhand der Figuren verschiede Ausführungsbeispiele der Erfindung detailliert beschrieben. Es zeigen: Figur 1 einen vereinfachten Schaltplan eines ersten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Antriebs,
Figur 2 einen vereinfachten Schaltplan eines zweiten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Antriebs,
Figur 3 einen vereinfachten Schaltplan eines dritten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Antriebs,
Figur 4 einen vereinfachten Schaltplan eines vierten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Antriebs,
Figur 5 einen detaillierten Schaltplan eines erfindungsgemäßen Antriebs gemäß einem der vier Ausführungsbeispiele der Figuren 1 bis 4 für eine Rotorblattverstellung einer Windkraftanlage in einem Normalbetrieb,
Figur 6 den Schaltplan des Antriebs gemäß Figur 5 in einem Normalbetrieb mit Nachfüllfunktion,
Figur 7 den Schaltplan des Antriebs gemäß Figur 5 in einem Speed-Boost-Modus mit maximaler Geschwindigkeit,
Figur 8 den Schaltplan des Antriebs gemäß Figur 5 im Speed-Boost-Modus mit minimaler Geschwindigkeit,
Figur 9 den Schaltplan des Antriebs gemäß Figur 5 im Speed-Boost-Modus beim Abbremsen,
Figur 10 den Schaltplan des Antriebs gemäß Figur 5 in einer Notfunktion mit maximaler
Kraft,
Figur 1 1 den Schaltplan des Antriebs gemäß Figur 5 in der Notfunktion mit niedriger Kraft, und
Figur 12 den Schaltplan des Antriebs gemäß Figur 5 beim Laden des
Hochdruckspeichers.
Figur 1 zeigt einen vereinfachten Schaltplan eines ersten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Antriebs. Er hat einen drehzahlvariablen Elektromotor 26, an dessen Abtrieb ein Getriebe 18 gekoppelt ist. Dieses ist abtriebsseitig einerseits an eine erste
Antriebswelle 40 einer ersten Pumpe 23 und andererseits an eine zweite Antriebswelle 42 einer zweiten Pumpe 24 gekoppelt. Dabei ist das Getriebe 18 derart ausgelegt, dass die erste Antriebswelle 40 stets langsamer als die zweite Antriebswelle 42 dreht. Die beiden Pumpen 23, 24 sind baugleiche Konstantpumpen, wobei die erste Pumpe 23 durch den langsameren Antrieb stets ein geringeres Fördervolumen aufweist als die zweite Pumpe 24.
Die erste Pumpe 23 ist über eine erste Arbeitsleitung 44 an einen Ringraum 48 eines Differenzialzylinders 9 angeschlossen, während die zweite Pumpe 24 über eine zweite Arbeitsleitung 46 an einen Kolbenbodenraum 50 des Differenzialzylinders 9 angeschlossen ist. Der Ringraum 48 ist über eine Ringfläche A1 eines Kolbens des Differenzialzylinders 9 begrenzt, während der Kolbenbodenraum 50 durch eine Kolbenbodenfläche A2 des Kolbens begrenzt ist. Erfindungsgemäß ist das Getriebe 18 derart ausgelegt, dass das
Drehzahlverhältnis der ersten Antriebswelle 40 zur zweiten Antriebswelle 42 und somit das Fördervolumenstromverhältnis der ersten Pumpe 23 zur zweiten Pumpe 24 dem
Flächenverhältnis der Ringfläche A1 zur Kolbenbodenfläche A2 entspricht.
Figur 2 zeigt einen vereinfachten Schaltplan eines zweiten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Antriebs. Dieser entspricht weitgehend dem ersten Ausführungsbeispiel gemäß Figur 1. Abweichend vom ersten Ausführungsbeispiel wird das geforderte bzw.
gewünschte Drehzahlverhältnis der beiden Pumpen 23, 24 dadurch realisiert, dass zwischen einer Abtriebswelle der ersten Pumpe 23 und der Antriebswelle 42 der zweiten Pumpe 24 ein Getriebe 1 18 angeordnet ist. Die erste Pumpe 23 wird direkt vom Elektromotor 26 angetrieben, währen die zweite Pumpe 24 indirekt vom Elektromotor 26 über die erste
Pumpe 23 und das Getriebe 1 18 angetrieben wird. Erfindungsgemäß ist das Getriebe 1 18 derart ausgelegt, dass das Drehzahlverhältnis der ersten Antriebswelle 40 zur zweiten Antriebswelle 42 und somit das Fördervolumenstromverhältnis der ersten Pumpe 23 zur zweiten Pumpe 24 dem Flächenverhältnis der Ringfläche A1 zur Kolbenbodenfläche A2 entspricht.
Figur 3 zeigt ein drittes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Antriebs. Dabei entsprechen der Elektromotor 26, die Arbeitsleitungen 44, 46 und der Differenzialzylinder 9 denjenigen der beiden vorhergehenden Ausführungsbeispiele. Abweichend von den vorhergehenden Ausführungsbeispielen wird das durch das Flächenverhältnis A1 zu A2 geforderte Fördervolumenstromverhältnis der beiden Pumpen 223, 224 dadurch realisiert, dass die erste Pumpe 223 eine Konstantpumpe ist, während die zweite Pumpe 224 eine Verstellpumpe ist, deren Fördervolumen in entsprechender Weise gegenüber der ersten Pumpe 223 erhöht eingestellt ist. Dabei sind der Elektromotor 26, die Konstantpumpe 223 und die Verstellpumpe 224 mechanisch„in Reihe" geschaltet.
Figur 4 zeigt ein viertes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Antriebs, das prinzipiell dem dritten Ausführungsbeispiel ähnlich ist. Die Arbeitsleitungen 44, 46 und der Differenzialzylinder 9 entsprechen denjenigen der vorhergehenden Ausführungsbeispiele. Abweichend vom dritten Ausführungsbeispiel ist die erste Pumpe 323 eine Verstellpumpe und die zweite Pumpe 324 eine Konstantpumpe, wobei das Fördervolumen der ersten Pumpe 323 in der benötigten Weise reduziert eingestellt ist. Dabei sind der Elektromotor 26, die Verstellpumpe 323 und die Konstantpumpe 324 mechanisch„in Reihe" geschaltet.
Die Figuren 5 bis 12 zeigen jeweils einen detaillierten Schaltplan eines
erfindungsgemäßen Antriebs gemäß einem der vier vorhergehenden Ausführungsbeispiele in einer Anwendung für eine Rotorblattverstelleinnchtung m für ein oder mehrere Rotorblätter einer (nicht näher gezeigten) Windkraftanlage. Die beiden gezeigten Pumpen entsprechen denjenigen eines der vorhergehenden Ausführungsbeispiele 23, 24; 223, 224; 323, 324. Die erste Pumpe 23; 223; 323 ist über die erste Arbeitsleitung 44 mit dem Ringraum 48 des Differenziaizylinders 9 verbunden, während die zweite Pumpe 24; 224; 324 über die zweite Arbeitsleitung 46 mit dem Kolbenbodenraum 50 des Differenziaizylinders 9 verbunden ist. In der ersten Arbeitsleitung 44 ist ein von der ersten Pumpe 23; 223; 323 zum Ringraum 48 öffnendes hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil 4a vorgesehen, während in der zweiten Arbeitsleitung 46 ein von der zweiten Pumpe 24; 224; 324 zum Kolbenbodenraum 50 öffnendes hydraulisch entsprerrbares Rückschlagventil 5 vorgesehen ist. Niederdruckseitig sind die beiden Pumpen 23, 24; 223, 224; 323, 324 über eine
Niederdruckleitung 52 miteinander verbunden. Zwischen der Niederdruckleitung 52 und der ersten Arbeitsleitung 44 ist ein von der Niederdruckleitung 52 zur ersten Arbeitsleitung 44 öffnendes Rückschlagventil 19 vorgesehen. In die Niederdruckleitung 52 münden über einen gemeinsamen Filter 22 und über ein gemeinsames Rückschlagventil 21 Leckageleitungen der beiden Pumpen 23, 24; 223, 224; 323, 324. An die Niederdruckleitung 52 ist ein
Niederdruckspeicher 28 angeschlossen. Der Niederdruckspeicher 28 ist über eine weitere Niederdruckleitung 54 an die zweite Arbeitsleitung 46 angeschlossen. Dabei ist in der weiteren Niederdruckleitung 54 ein vom Niederdruckspeicher 28 zur zweiten Arbeitsleitung 46 öffnendes Rückschlagventil 20 vorgesehen. Ein Hochdruckspeicher 27 ist über eine Notleitung 56 an den Kolbenbodenraum 50 des Differenziaizylinders 9 angeschlossen. Dabei sind in der Notleitung 56 ein Stromregelventil 7 und ein hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil 2 angeordnet, dessen Öffnungsrichtung vom Hochdruckspeicher 27 zum Kolbenbodenraum 50 gerichtet ist. Weiterhin ist an der Notleitung 56 in der Nähe des Differenziaizylinders 9 ein Drucksensor 35 vorgesehen. Die Notleitung 56 und damit der Hochdruckspeicher 27 sind über eine Boostleitung 58 an die zweite Arbeitsleitung 46 angeschlossen. Dabei mündet die Boostleitung 48 in der Nähe des Differenziaizylinders 9 in die zweite Arbeitsleitung 46. In der Boostleitung 58 sind ein standardmäßig offenes Absperrventil 29, ein hydraulisch ensperrbares Rückschlagventil 1 , eine Drossel 6 und ein Rückschlagventil 15 angeordnet. Die Öffnungsrichtungen der beiden Rückschlagventile 1 , 15 sind vom Hochdruckspeicher 27 zur zweiten Arbeitsleitung 46 gerichtet. An die Boostleitung 58 ist in der Nähe des Hochdruckspeichers 27 ein
Drucksensor 37 angeschlossen. Der Hochdruckspeicher 27 ist über ein
Druckbegrenzungsventil 1 1 zum weiteren Niederdruckleitung 54 entlastbar. Parallel dazu ist ein standardmäßig geschlossenes Absperrventil 8 vorgesehen.
Zwischen dem Ringraum 48 und dem Rückschlagventil 4a ist eine Ladeleitung 60 an die erste Arbeitsleitung 44angeschlossen, die zwischen dem Absperrventil 29 und dem Rückschlagventil 1 in die Boostleitung 58 mündet. Dabei ist in der Ladeleitung 60 ein von der ersten Arbeitsleitung 44 zur Boostleitung 58 öffnendes Rückschlagventil 17 vorgesehen. Zwischen der Ladeleitung 60 und der Niederdruckleitung 52 ist ein Druckbegrenzungsventil 33 angeordnet, über das die Ladeleitung 60 zur Niederdruckleitung 52 entlastbar ist. Parallel dazu ist ein hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil 3 vorgesehen, dessen
Öffnungsrichtung von der Ladeleitung 60 zur Niederdruckleitung 52 gerichtet ist.
Die zweite Arbeitsleitung 46 ist über ein Druckbegrenzungsventil 10 zur
Niederdruckleitung 52 entlastbar. Dabei ist das Druckbegrenzungsventil 10 eingangsseitig zwischen dem Differenziaizylinder 9 und dem entsperrbaren Rückschlagventil 5 und über ein Rückschlagventil 16 zwischen der zweiten Pumpe 24; 224; 324 und dem entsperrbaren Rückschlagventil 5 an die zweite Arbeitsleitung 46 angeschlossen.
Weiterhin ist ein Druckübersetzer 31 vorgesehen, der eingangsseitig einerseits mit der Niederdruckleitung 52 und andererseits über ein jeweiliges zum Druckübersetzer 31 öffnendes Rückschlagventil 13, 14 mit den beiden Arbeitsleitungen 44, 46 verbunden ist. Dabei sind zwischen den beiden Rückschlagventilen 13, 14 einerseits und dem
Druckübersetzer 31 andererseits eine Drossel 36 und ein als Absperrventil dienendes Wegesitzventil 32 vorgesehen.
Der Ringraum 48 ist über eine weitere Notleitung 62 und über einen Abschnitt der weiteren Niederdruckleitung 54 mit dem Niederdruckspeicher 28 verbindbar. Dazu sind in der weiteren Notleitung 62 ein Stromregelventil 34, ein als 2/2-Wegeventil ausgebildetes Absperrventil 30 und ein hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil 4 angeordnet, wobei die Öffnungsrichtung des Rückschlagventils 4 vom Ringraum 48 zum Niederdruckspeicher 28 gerichtet ist.
Die Betätigung der hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventile 2, 4, 4a und 5 erfolgt gemeinsam über ein als 3/2 -Wegeventil ausgebildetes Fail-Safe-Ventil 38. Eingangsseitig ist das Fail-Safe-Ventil 38 mit Steuerdruckmittel versorgt, das wahlweise vom
Hochdruckspeicher 27 oder über die weitere Niederdruckleitung 54 vom
Niederdruckspeicher 28 abgegriffen werden kann.
Die beiden hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventile 1 und 3 sind gemeinsam über ein 3/2-Wegesitzventil 12 entsperrbar, wobei das eingangsseitige Steuerdruckmittel des 3/2- Wegsitzventils 12 wahlweise aus der Niederdruckleitung 52 oder aus der Ladeleitung 60 abgegriffen werden kann.
Die in den Figuren 5 bis 12 eingezeichneten Pfeile geben Größe und Richtung der Volumenströme an.
In Figur 5 ist der Antrieb im Normalbetrieb dargestellt. In der Darstellung fährt der Differenzialzylinder 9 aus. Würde die Drehrichtung des Elektromotors 26 umgekehrt, kehrte sich auch die Richtung der Volumenströme um, und der Differenzialzylinder 9 führe ein.
Figur 6 Normalbetrieb wie in Figur 5, allerdings mit Nachfüllfunktion des
Hochdruckspeichers 27. An den eingesetzten theoretisch dichten Sitzventilen ist es möglich, dass praktisch etwas Leckage entsteht. Diese Leckage führt zum Absinken des Drucks im Hochdruckspeicher 27, was dessen Funktion und so die Sicherheit der Anlage gefährdet. Damit die etwaigen Leckagen die Sicherheit nicht beeinträchtigen ist eine
Nachladeeinrichtung bestehend aus den Rückschlagventil 13 und 14, Druckübersetzter 31 , Wegesitzventil 32, Drossel 36 und Drucksensor 37 ausgeführt. Wird am Drucksensor 37 im Normalbetriebsmodus am Hochdruckspeicher 27 ein zu niedriger Speicherdruck festgestellt, wird das Wegesitzventil 32 in die gezeichnete Stellung geschaltet. Dadurch strömt Öl von der druckhöheren Seite (in diesem Fall aus der zweiten Arbeitsleitung 46 - bei einfahrendem Differenziaizylinder 9 könnte auch die erste Arbeitsleitung 44 die druckhöhere Seite sein) über das Rückschlagventil 13, die Drossel 36 und das Wegesitzventil 32 zum
Druckübersetzer 31. In diesem wird der Volumenstrom mit Eingangsdruck (aus der zweiten Arbeitsleitung 46) in einen kleineren Volumenstrom mit Ausgangsdruck übersetzt und dem Hochdruckspeicher 27 zugeführt. Der Eingangsdruck (aus der zweiten Arbeitsleitung 46) hat dabei ein Druckniveau, das der Reibung der Anlage entspricht (min. 40bar). Der
Eingangsdruck (aus der zweiten Arbeitsleitung 46) bildet den Antrieb des Druckübersetzers 31 der über ein maximales Übersetzungsverhältnis verfügt. Der Eingangsdruck (aus der zweiten Arbeitsleitung 46) multipliziert mit dem Übersetzungsverhältnis des
Druckübersetzers 31 muss größer sein als der maximale Druck im Hochdruckspeicher 27. Durch die Entnahme der Ölmenge (aus der zweiten Arbeitsleitung 46) zum Zweck der Speicherdruckerhöhung 27 sinkt die Ausfahrgeschwindigkeit des Differenzialzylinders 9. Das Absinken der Geschwindigkeit wird durch eine Erhöhung der Drehzahl des Elektromotors 26 (vgl. Figuren 1 bis 4) ausgeglichen. Damit eine geringe Ölmenge entnommen wird, die
Anhebung der Drehzahl des Elektromotors 26 also moderat bleibt, ist in dem Druckpfad eine Drossel 36 eingebracht.
Figur 7 zeigt maximale Geschwindigkeit des Differenzialzylinders 9 im Speed-Boost- Modus. Um bei plötzlichen starken Windböen möglichst geringe Kräfte in die Windradstruktur einzubringen wird der Differenziaizylinder 9 über einen kurzen Weg schnell ausfahrend bewegt. Zu diesem Zweck wird das 3/2 Wegesitzventil 12 in die gezeichnete Position geschaltet. Dadurch werden die hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventile 1 und 3 entsperrt. Vom Hochdruckspeicher 27 strömt nun Öl über die Boostleitung 58 unter
Hochdruck über das Absperrventil 29, das Rückschlagventil 1 , die Drossel 6 und das
Rückschlagventil 15 zum Differenziaizylinder 9. Die Drossel 6 verhindert dabei, dass die dem Differenziaizylinder 9 zuströmende Ölmenge zu groß wird. Gleichzeitig werden die Pumpen 23, 24; 223, 224; 323, 324 vom Elektromotor 26 auf maximale Drehzahl gebracht. Dadurch strömt dem Differenziaizylinder 9 von der Pumpe 24; 224; 324 über das hydraulisch entsperrbare Rückschlagventil 5, Öl zu, wodurch dessen Geschwindigkeit weiter erhöht wird.
Figur 8 zeigt minimale Geschwindigkeit des Differenzialzylinders 9 im Speed-Boost- Modus. Diese stellt sich ein, wenn der Vorgang wie oben beschrieben eingeleitet wird, wobei die Drehrichtung des Elektromotors 26 umgekehrt wird. Öl strömt dann vom
Differenziaizylinder 9 über das Rückschlagventil 5 zur Pumpe 24; 224; 324 und vermindert so deren Geschwindigkeit. Die Geschwindigkeit im Speed-Boost-Modus kann zwischen maximaler Geschwindigkeit (gemäß Figur 7) und minimaler Geschwindigkeit (gemäß Figur 8) durch Veränderung von Drehrichtung und Drehzahl des Elektromotors 26 stufenlos eingestellt werden.
Um den Speed-Boost-Modus zu verlassen muss der Differenziaizylinder 9 abgebremst werden. Figur 9 zeigt dieses Abbremsen im Speed-Boost-Modus. Dazu wird das 3/2- Wegesitzventil 12 stromlos geschaltet. Es nimmt dann die gezeichnete Stellung ein. Dadurch werden die hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventile 1 , 3 geschlossen. Die
Druckverhältnisse im Differenziaizylinder 9 kehren sich um, er wird abgebremst. Diesen Vorgang kann der Pumpenantrieb überlagert sein. Je nach Drehrichtung des Elektromotors 26 wird die Ausfahrbewegung soweit abgebremst bis die vom Elektromotor 26 eingestellte Geschwindigkeit erreicht ist und wird dann mit dieser Geschwindigkeit in Ausfahrrichtung fortgesetzt. Im anderen Fall wird der Differenziaizylinder 9 bis zum Stand abgebremst und er kehrt seine Bewegungsrichtung um und fährt dann mit der vom Elektromotor 26
vorgegebenen Geschwindigkeit ein. In Not- oder Gefahrensituationen muss das Rotorblatt über die
Rotorblattverstelleinrichtung m in seine sichere Stellung verbracht werden. Figur 10 zeigt eine Notfunktion mit maximaler Kraft. Diese fährt den Differenziaizylinder 9 aus. Es muss sicher gestellt sein, dass der Differenziaizylinder 9 diese Position immer erreichen kann. Zu diesem Zweck ist im Hochdruckspeicher 27 Öl unter Hochdruck gespeichert. Um im Notfall den Differenziaizylinder 9 auszufahren wird das Fail-Safe-Ventil 38 in die gezeichnete
Stellung geschaltet, dadurch werden die hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventile 2, 4, 4a, 5 drucklos und Öl strömt aus dem Hochdruckspeicher 27 über das Stromregelventil 7 und das hydraulisch entsperrbare Rückschlagventil 2 zum Differenziaizylinder 9. Am
Stromregelventil 7 ist die Geschwindigkeit vorgegeben. Das abströmende Öl fließt über Stromregelventil 34, Absperrventil 30 zum Niederdruckspeicher 28. Das im Abstrom angeordnete Stromregelventil 34 ist auf eine höhere Zylindergeschwindigkeit eingestellt als das im Zustrom angeordnete Stromregelventil 7. Wenn am Differenzialzylinder 9 Zugkräfte wirken gibt das Stromregelventil 34 die Zylindergeschwindigkeit vor.
Figur 1 1 zeigt die Notfunktion mit niedriger Kraft. Diese ist nur möglich, wenn der Drucksensor 35 einen hinreichend kleinen Druck misst. . Um wenig Öl aus dem
Hochdruckspeicher 27 zu entnehmen wird das Absperrventil 30 in seine dargestellte Position geschaltet. Dadurch ändert sich der Weg des abströmenden Öls in der dargestellten Weise. Das abströmende Öl steht damit unter Druck und strömt zum Hochdruckspeicher 27. Der Druck im Differenzialzylinder 9 ist nun annähernd konstant. Im Kolbenbodenraum 50 ist er durch die Regeldruckdifferenz am Stromregelventil 7 etwas niedriger. Der
Differenzialzylinder 9 fährt mit geringerer Kraft aus, da nur die Flächendifferenz A2- Alwirksam ist. Aus dem Hochdruckspeicher 27 wird weniger Öl entnommen.
Um nach erfolgter Notfahrt bzw. Notfunktion den Betriebszustand wieder herzustellen, muss der Hochdruckspeicher 27 wieder aufgefüllt werden. Figur 12 zeigt, wie der
Hochdruckspeicher 27 wieder geladen wird. Dazu wird das Absperrventil 30 in seine dargestellte Position geschaltet und die Pumpen 23, 24; 223, 224; 323, 324 werden vom Elektromotor 26 in gezeichneter Weise angetrieben. Dabei fördert die erste Pumpe 23, 223, 323 Öl zum Hochdruckspeicher 27, während sie vom Niederdruckspeicher 28 versorgt wird. Die zweite Pumpe 24; 224; 324 pumpt bzw. wälzt das Öl drucklos um. Der
Differenzialzylinder 9 wird dabei in der ausgefahrenen Position gehalten, so dass das Rotorblatt widerstandsarm und damit kraftarm ist.
Abweichend vom zweiten Ausführungsbeispiel gemäß Figur 2 kann der Elektromotor 26 auch die zweite Pumpe 24 direkt antreiben, wobei ein Reduktionsgetriebe zwischen der zweiten Pumpe 24 und der ersten Pumpe 23 vorgesehen ist. Abweichend vom gezeigten Antrieb gemäß den Figuren 5 bis 12 kann statt dem
Druckübersetzter 31 auch ein Elektromotor mit einer Pumpe eingesetzt werden.
Offenbart ist ein Linearstelltrieb mit Doppelpumpe und mit einem Differenzialzylinder, dessen Ringraum bzw. Kolbenstangenraum von einer Ringfläche bzw. Kolbenstangenfläche eines Kolbens begrenzt wird und mit einer ersten Pumpe verbunden ist, und dessen Kolbenbodenraum von einer Kolbenbodenfläche des Kolbens begrenzt wird und mit einer zweiten Pumpe verbunden ist. Beide Pumpen werden von einem gemeinsamen drehzahlvariablen Elektromotor angetrieben. Das Verhältnis der Ringfläche zur
Kolbenbodenfläche ist gleich dem Verhältnis des Fördervolumens der ersten Pumpe zum Fördervolumen der zweiten Pumpe. Gemäß einer ersten Variante wird dies durch
Anpassung der Drehzahlen der beiden Pumpen durch ein Getriebe realisiert. Gemäß einer zweiten Variante wird dies dadurch realisiert, dass eine Pumpe mit verstellbaren
Fördervolumen ausgeführt ist. Gemäß einer dritten Variante wird dies dadurch realisiert, dass bei gleicher Pumpendrehzahl das Verhältnis der Verdrängungsvolumen der Pumpen dem Verhältnis der Zylinderflächen entspricht.
Bezuqszeichenliste
1 hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil
2 hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil
3 hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil
4 hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil
4a hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil
5 hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil
6 Drossel
7 Stromregelventil
8 Absperrventil
9 Differenzialzylinder
10 Druckbegrenzungsventil
1 1 Druckbegrenzungsventil
12 3/2-Wegesitzventil
13 Rückschlagventil
14 Rückschlagventil
15 Rückschlagventil
16 Rückschlagventil
17 Rückschlagventil
18 Getriebe
19 Rückschlagventil
20 Rückschlagventil
21 Rückschlagventil
22 Filter
23 langsamer angetriebene Pumpe
24 schneller angetriebene Pumpe
26 Elektromotor
27 Hochdruckspeicher
28 Niederdruckspeicher
29 Absperrventil
30 Absperrventil
31 Druckübersetzer 32 Wegesitzventil
33 Druckbegrenzungsventil
34 Stromregelventil
35 Drucksensor
36 Drossel
37 Drucksensor
38 Fail-Safe-Ventil
40 erste Antriebswelle
42 zweite Antriebswelle
44 erste Arbeitsleitung
46 zweite Arbeitsleitung
48 Ringraum
50 Kolbenbodenraum
52 Niederdruckleitung
54 weitere Niederdruckleitung
56 Notleitung
58 Boostleitung
60 Ladeleitung
62 weitere Notleitung
1 18 Getriebe
223 Konstantpumpe mit geringerem Fördervolumen
224 Verstellpumpe mit größer eingestelltem Fördervolumen
323 Verstellpumpe mit geringer eingestelltem Fördervolumen
324 Konstantpumpe mit größerem Fördervolumen
A1 Ringfläche
A2 Kolbenbodenfläche
m Rotorblattverstelleinrichtung

Claims

Patentansprüche
1. Antrieb mit einem Differenzialzylinder (9), dessen Ringraum (48) von einer
Ringfläche (A1 ) begrenzt ist und mit einer ersten Pumpe (23) verbunden ist, und dessen Kolbenbodenraum (50) von einer Kolbenbodenfläche (A2) begrenzt ist und mit einer zweiten Pumpe (24) verbunden ist, wobei die beiden Pumpen (23, 24) von einem gemeinsamen drehzahlvariablen Elektromotor (26) antreibbar sind, gekennzeichnet durch ein Getriebe (18; 1 18), über das ein Drehzahlverhältnis einer Drehzahl der ersten Pumpe (23) zu einer Drehzahl der zweiten Pumpe (24) erzeugbar ist, das einem Flächenverhältnis (A1/A2) der Ringfläche (A1 ) zur Kolbenbodenfläche (A2) entspricht.
2. Antrieb nach Anspruch 1 , wobei das Getriebe (18) eingangsseitig vom
Elektromotor (26) angetrieben ist, und wobei das Getriebe (18) zwei Abtriebswellen hat, die jeweils eine Pumpe (23, 24) antreiben.
3. Antrieb nach Anspruch 1 , wobei eine der Pumpen (23) vom Elektromotor (26)
angetrieben ist, und wobei das Getriebe (1 18) von der Pumpe (23) angetrieben ist, und wobei das Getriebe (1 18) eine Abtriebswelle hat, die die andere Pumpe (24) antreibt.
4. Antrieb mit einem Differenzialzylinder (9), dessen Ringraum (48) von einer
Ringfläche (A1 ) begrenzt ist und mit einer ersten Pumpe (223; 323) verbunden ist, und dessen Kolbenbodenraum (50) von einer Kolbenbodenfläche (A2) begrenzt ist und mit einer zweiten Pumpe (224; 324) verbunden ist, wobei die beiden
Pumpen (223, 224; 323, 324) von einem gemeinsamen drehzahlvariablen
Elektromotor (26) antreibbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpen (223, 224; 323, 324) synchron antreibbar sind, wobei eine der beiden Pumpen eine Verstellpumpe (224; 323) ist.
5. Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei beide Pumpen (23, 24;
223, 224; 323, 324) eine gemeinsame oder zwei direkt gekoppelten Wellen haben und ein gemeinsames oder zwei direkt gekoppelte Gehäuse haben und eine Doppelpumpe bilden, deren Verhältnis der geometrischen Verdrängungsvolumina dem Verhältnis der Zylinderwirkflächen entspricht..
6. Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche mit einer ersten
Arbeitsleitung (44), über die die erste Pumpe (23; 223; 323) mit dem Ringraum verbunden ist, und mit einer zweiten Arbeitsleitung (46), über die die zweite Pumpe (24; 224; 324) mit dem Kolbenbodenraum (50) verbunden ist, wobei ein Hochdruckspeicher (27) an die erste Arbeitsleitung (44) oder direkt an den
Ringraum (48) oder an die zweite Arbeitsleitung (46) oder direkt an den
Kolbenbodenraum (50) angeschlossen ist.
7. Antrieb nach Anspruch 6, wobei der Hochdruckspeicher (27) über eine
Notleitung (56) direkt an den Kolbenbodenraum (50) angeschlossen ist, und wobei der Hochdruckspeicher (27) über eine Boostleitung (58) an die zweite
Arbeitleitung (46) angeschlossen ist.
8. Antrieb nach Anspruch 7 mit einer Ladeleitung (60), über die die erste
Arbeitsleitung (44) mit der Boostleitung (58) oder mit dem Hochdruckspeicher (27) verbunden ist, wobei in der Ladeleitung (60) ein zur Boostleitung öffnendes Rückschlagventil (17) angeordnet ist.
9. Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche mit einer
Niederdruckleitung (52), die die beiden Pumpen miteinander verbindet, wobei an die Niederdruckleitung (52) ein Niederdruckspeicher (28) angeschlossen ist.
10. Antrieb nach Anspruch 9 mit einer weiteren Niederduckleitung (54), über die der Niederduckspeicher (28) mit der zweiten Arbeitsleitung (46) verbunden ist, wobei in der weiteren Niederdruckleitung (54) ein zur zweiten Arbeitsleitung (46) öffnendes Rückschlagventil (20) vorgesehen ist.
1 1 . Windkraftanlage mit einem Rotor mit mehreren Rotorblättern, die jeweils eine oder eine gemeinsame Rotorblattverstelleinrichtung (m) haben, und mit einem Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dessen Differenzialzylinder (9) an die zumindest eine Rotorblattverstelleinrichtung (m) gekoppelt ist, wobei die Ringfläche (A1 ) in Richtung Verringerung eines Anstellwinkels des zumindest einen Rotorblatts und die Kolbenbodenfläche (A2) in Richtung Vergrößerung des Anstellwinkels wirkt.
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