Will D., Gebhardt N. (Hrsg.) Hydraulik: Grundlagen, Komponenten, Schaltungen

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478 14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen

quelle p

auf den höchsten Lastdruck (auch wenn er nur kurzzeitig auftritt) plus

den mindestens erforderlichen Druckabfall in der Steuerung eingestellt werden

muss. Im Hauptstrom treten bei der Verdrängersteuerung in den Beispielen 2 und

5 Druckabfälle nicht auf. In den Beispielen 3 und 4 werden volumenstrom-

geregelte Antriebe verwendet. In Bsp. 4 stellen sich die Druckabfälle

HSi

allen Antrieben auf den vom jeweiligen Drei-Wege-Stromregelventil vor-

gegebenen ein. In Bsp. 3 wird die Funktion des Zwei-Wege-Stromregelventiles

mittels Steuerspalt des Stetigsteuerventils und Druckdifferenzventil erzeugt, wobei

nur der Druckabfall jenes Volumenstromreglers mit Hilfe der Load-Sensing-

Struktur auf seinen Mindestdruckabfall reduziert wird, dessen Verbraucher den

größten Lastdruck überwinden muss. Die übrigen Druckabfälle sind größer.

Die Druckabfälle im Hauptstrom

HSi

sind nur ein Faktor für die Leistungsver-

luste P

VerlHS

im Hauptstrom. Hinzu kommen die Höhe und die Zeitdauer der Vo-

lumenströme Q

zu den Verbrauchern. Für die konkrete Berechnung dieser

Verlustleistungen sind also weitere Angaben erforderlich.

Die durchschnittlichen Drosselverluste P

Verl

insgesamt über einen repräsentati-

ven Zeitraum, oft die Zykluszeit t

, müssen auch die in den Nebenströmen der

Drei-Wege-Stromregelventile P

VerlNS

erfassen. Die Verluste in den Hilfsantrieben

VerlHA

können meist pauschal angesetzt oder auch vernachlässigt werden.In

Gl. (14.23) sind diese Zusammenhänge dargestellt:

VerlHAVerlNSVerlHSVerl

PPPP 

mit

¦¦

''

VjVj

HSi

VerlHS

tQp

und (wenn vorhanden)

¦¦

'

VjVjPk

Lasti

VerlNS

tQQp

P )(

(14.23)

In die Gesamtbilanz der Verlustleistungen sind auch die folgenden einzubeziehen,

wenn die optimale Variante ermittelt werden soll:

– die Verlustleistungen in der Druckquelle, die bei Verwendung eines Druck-

begrenzungsventils als Druckregler sehr hoch sein können,

– die Verlustleistungen in den Pumpen und ihren Antriebsmotoren (bei ent-

sprechender Anzahl kann bereits eine hohe Summe der Leerlaufverlust-

leistungen entstehen).

14.6.2 Dynamisches Verhalten

Zur Einschätzung der Unterschiede sollen vor allem die jeweilige Eigenzeit-

konstante T des Antriebes und die weiteren Verzögerungen und sonstigen Ein-

flüsse näher untersucht werden. Basis sind wieder die fünf Kreislaufbeispiele aus

Abschn. 14.6.1. In Tabelle 14.5 sind für die in diesen Kreisläufen enthaltenen ty-

pischen Antriebe die Eigenzeitkonstante T und die Gleichungsnummern an-

14.7 Der Projektierungsprozess 479

gegeben, um die Herleitung ggf. nachvollziehen zu können. Weitere Aussagen

werden zu den Verzögerungen in den Hilfsantrieben und zu den Energiequellen

(Druckschwankungen in Druck- und Drehzahlschwankungen in Volumenstrom-

quellen) gemacht. Zur Dämpfung werden qualitative Einschätzungen getroffen,

generell ist von geringer Dämpfung auszugehen, wenn die bewegten Massen groß

und die Drosselverluste gering sind.

Wird von vergleichbaren zu bewegenden Massen durch die Antriebe aus-

gegangen, sind die Unterschiede im von Eigenzeitkonstante und Dämpfung ge-

kennzeichneten dynamischen Verhalten vor allem durch die Volumina gegeben.

Da Ventile bei Drosselsteuerung im Hauptstrom sehr nahe am Verbraucher an-

geordnet werden können, sind die Volumina dort sehr klein zu halten (zudem

wirkt sich die Drosselung i. Allg. günstig auf die Dämpfung aus). Große

Volumina und damit relativ weiche Flüssigkeitsfedern treten oft bei der Ver-

drängersteuerung mit Hilfe einer Pumpe auf. Vermieden wird das in hydro-

statischen Getrieben durch geringen Abstand zwischen Pumpe und Hydromotor.

Aus Gl. (14.22) ist zu erkennen, dass die Dämpfung mit kleiner werdenden

Volumina ebenfalls abnimmt, so dass meist ein entsprechender Regler für zu-

friedenstellendes dynamisches Verhalten erforderlich ist.

14.7 Der Projektierungsprozess

Projektieren heißt Zusammenstellen von am Markt erhältlichen Komponenten zu

der gewünschten Schaltung und Auswählen der günstigen Nenngrößen auf der Ba-

sis von Dimensionierungsberechnungen (s. Abschn. 14.1).

Am Beispiel der in Abb. 14.47 dargestellten zu projektierenden Hydraulik-

anlage sollen wesentliche Schritte des Projektierungsprozesses demonstriert

werden. Abb. 14.47 a zeigt den Aufstellplan der hydraulischen Verbraucher dieser

typischen stationären Anlage, Abb. 14.47 b das zugehörige Bewegungsdiagramm

der Verbraucher. Angaben über die Bedeutung der Kurzbezeichnungen der Ver-

braucher und über Einflüsse der Schwerkraft (Gewichtskraft/-moment F

bzw.

) sind in der linken Spalte von Abb. 14.47 b enthalten.

Der folgende technologische Ablauf wird zugrunde gelegt: Zuerst wird ein

Werkstück durch die Transportzylinder T1 und T2 in seine Position gebracht (die

eigentliche Werkstückzuführung werde nicht von einem Antrieb dieser Hydraulik-

anlage realisiert), danach erfolgen das Spannen der Spann- und das Entlasten der

Transportzylinder. Die weitere Reihenfolge ist: Der Vorschubzylinder bewegt das

Werkstück im Eilgang zum Hauptantrieb, Einschalten des Hauptantriebes (seine

Solldrehzahl kann sehr unterschiedlich sein, muss aber auch bei schwankenden

Lastmomenten genau eingehalten werden, weshalb Drehzahl- oder Volumen-

stromregelung erforderlich sind), Vorschubbewegung und damit auch Be-

arbeitungsvorgang (an dessen Ende wiederum Hilfsbewegungen durchgeführt

werden), Abschalten des Hauptantriebs und Abführen eines Abproduktes (z. B.

Späne).

480 14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen

Tabelle 14.5 Vergleich dynamischer Kennwerte mehrerer Antriebe

Antriebs-

beispiel

Eigenzeitkonstante T und Gleichungs-

nummer/Zusatz

Zusätzliche Ver-

zögerungen und Ein-

flüsse

onventionelle

Antriebe an

Druckquelle

konstanten

Drucksollwertes



(14.3), (14.5)/wegeventilgest.

VVm

A 





(14.6)/stetiggesteuert

)1()(

KVV

VVm







(14.7), (14.6)/drehzahlgeregelt

Keine zusätzlichen Ver-

zögerungen;

Geringe statische, ggf.

starke dynamische

Druckschwankungen in

der Druckquelle (s. Abb.

14.26 a und b)

ekundär-

geregelter An-

trieb an einer

Druckquelle

konstanten

Drucksollwertes

DQMRD

pKK

TJ 

(14.8)

/Hauptvolumen geht nicht in

T ein,

Dämpfung durch Regler beeinflussbar

Keine zusätzlichen Ver-

zögerungen (Übergangs-

vorgänge in Hilfs-

antrieben in

T enthalten);

Geringe statische und

dynamische Druck-

schwankungen in der

Druckquelle (s. Abb.

14.26 c)

Load-Sensing-

Antrieb an

Druckquelle

verstellbaren

Drucksollwertes

hVDi

CVm

)( 

(14.3), (14.4)

/Zwei-Wege-Stromregelventil, Antriebs-

dämpfung nur von Reibung bestimmt, meist

sehr gering

Keine zusätzlichen Ver-

zögerungen;

Starke statische und dy-

namische Druck-

schwankungen in der

Druckquelle (s. Abb.

14.33)

Antrieb mit

Drei-Wege-

Stromregel-

ventil, Konst.-P.

hVDi

CVm

)( 

analog (14.3), (14.4)

Keine zusätzlichen Ver-

zögerungen;

Drehzahlschwankungen

der Pumpe möglich

Antrieb an ver-

dränger-

gesteuerter

Volumenstrom-

quelle

Geschlossener Kreislauf:

VVJ

V 





(14.22)/rotatorisch

VVm

A 





(14.22)/translatorisch

Offener Kreislauf:



/translator.

Zusätzliche Ver-

zögerungen durch Über-

gangsvorgänge in Hilfs-

antrieben

Drehzahlschwankungen

der Pumpe möglich

14.7 Der Projektierungsprozess 481

14.7.1 Zuordnung der Antriebe zu Kreislaufstrukturen

Das Bewegungsdiagramm bestimmt die zu wählende Kreislaufstruktur wesentlich.

Aus den Bewegungsgrößen und den zu realisierenden Kräften und Momenten sind

die Ausgangsleistungen der Antriebe abzuschätzen.

Dabei ist es wichtig, die zeitlichen Mittelwerte festzustellen, da sie für eine ers-

te Entscheidung darüber ausschlaggebend sind, ob die Widerstands- oder die Ver-

drängersteuerung hinsichtlich der Gesamtkosten effektiver sind. Eine meist güns-

tige Vorgehensweise ist folgende:

1. Die Nebenantriebe und weitere Antriebe mit kleiner Ausgangsleistung (ent-

scheidend ist der zeitliche Mittelwert) werden widerstandsgesteuert (Steuer-

ventile im Hauptstrom) und von einer Druckquelle gespeist. Hier erübrigt sich

oft ein ökonomischer Vergleich, da die Einsparungen an Anschaffungskosten

gegenüber den Energiekosten für die Drosselverluste über den geplanten Ein-

satzzeitraum deutlich überwiegen werden.

2. Die Leistungsantriebe werden Antrieb für Antrieb den zunächst am günstigsten

erscheinenden Konzepten zugeordnet: Sekundärregelung (die Antriebe können

ggf. an die ohnehin vorhandene Druckquelle angeschlossen werden), Load-

Sensing-System, Speisung aus je einer Volumenstromquelle oder auch Wider-

standssteuerung an der vorhandenen Druckquelle.

3. Es wird ein Vergleich der technischen und der ökonomischen Parameter dieser

Leistungsantriebe mit den jeweils anderen Konzepten geführt und das günstigs-

te Konzept gewählt.

Aus den gegebenen Zahlenwerten in Abb. 14.47 b sind die Ausgangsleistungen

abzuschätzen. Die Spitzenwerte der Arbeitszylinder liegen bei P

max

= 300 W bis

1500 W. Da diese jedoch nur kurzzeitig realisiert werden, sind die Mittelwerte nur

etwa 1/20 bis 1/30, also P

mittel

| 10 bis 50 W. P

mittel

des Abproduktmotors ist weni-

ger als 1 W. Der Hauptantrieb gibt über längere Zeit bis zu 5 kW Ausgangsleistung

ab, es können aber auch wesentlich weniger sein. Alle Antriebe mit Ausnahme des

Hauptantriebs können ohne weiteren ökonomischen Vergleich am effektivsten von

einer gemeinsamen Druckquelle versorgt werden. Für den Hauptantrieb sind zu

vergleichen:

1. Drehzahlregelung mit Stetigsteuerventil im Hauptstrom an der (ohnehin er-

forderlichen) Druckquelle,

2. Sekundärregelung der Drehzahl an der erforderlichen Druckquelle,

3. Drehzahlregelung mit Verdrängersteuerung der Pumpe,

4. Volumenstromregelung mit Zwei-Wege-Stromregelventil an der für die ande-

ren Antriebe aufzubauenden Druckquelle,

5. Volumenstromregelung mit Drei-Wege-Stromregelventil an einer Konstant-

pumpe,

6. Aufbau eines Load-Sensing-Systems für alle Antriebe.

Werden die 1. oder die 4. Variante realisiert, müssen minimale Drosselverluste

von 1 bis 2 kW eingeplant werden, die sich bei geringem Lastmoment, aber hoher

Drehzahl auf 6 bis 7 kW erhöhen können.

482 14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen

Drauf-

sicht

WSt H

S1 S2

S3 S4

Vorder-

ansicht

WSt H

T1 T2

WSt

Werkstück

Hauptantrieb

Abproduktantrieb

Spannzylinder i

Transportzylinder i

Vorschubzylinder

Zylinder Bewegungsabläufe (0 mm: Kolbenstange eingefahren)

und Moto-

ren

0 5 10 20 3015 25t/s

Pos./

Drehz.

Transportzy-

linder

T1, T2 (F

6000 N)

250 mm

0 mm

F = 6000 N

Spannzylin-

der S1 bis

S4 (F

= 0)

0 mm

50 mm

F = 6000 N

Vorschubzy-

linder V

= 0)

120 mm

100 mm

0 mm

v = 60 mm/min

F = 3000 N

F = 4000 N

F = 3000 N

Haupt-

antriebsmoto

r HA

= 0)

0 U/min

1200 U/min

max

= 40 Nm

Abprodukt-

motor A

= 1 Nm)

0 U/min

100 U/min

M = 2 Nm

Abb. 14.47 Beispiel einer zu projektierenden stationären hydraulischen Anlage. a Aufstellplan

der Verbraucher

b Bewegungsdiagramm der Verbraucher WSt Werkstück

Die 2. und 3. Variante erfordern einen Hilfsantrieb und einen teueren Verstell-

motor bzw. eine Verstellpumpe, jeweils mit elektronischer Regelung; es entstehen

jedoch nur geringe Verluste im Hilfsantrieb. Die 5. Variante erfordert eine zusätz-

liche Konstantpumpe; es müssen ebenfalls minimale Drosselverluste von 1 kW bis

2 kW in der Messdrossel eingeplant werden. Im Unterschied zur 1. Variante bleibt

der Druckabfall über die Messdrossel auch bei sich änderndem Lastmoment an-

nähernd konstant, der mittlere Drosselverlust beträgt nur etwa ein Drittel von

Variante 1. Variante 6 ist meist keine zulässige Lösung, weil die vom Haupt-

14.7 Der Projektierungsprozess 483

antrieb herrührenden starken Quellendruckschwankungen die Spannzylinderkraft

und die Vorschubzylindergeschwindigkeit (diese Zylinder sind mit dem Haupt-

antrieb aktiv) beeinflussen. Werden keine hohen Anforderungen an die Be-

arbeitungsgüte gestellt, ist diese Lösung aufwandsgünstig.

14.7.2 Druckniveaufestlegung

In [14.15] wurde herausgearbeitet, dass sich das Druckoptimum zu immer höheren

Drücken verschiebt, je bessere Materialien in der Komponentenfertigung ein-

gesetzt werden und je genauer gefertigt werden kann. Die Vorteile hoher Drücke

sind offensichtlich, da erforderliche Kräfte mit kleinen Verbrauchern erreicht wer-

den, was wiederum den Einsatz kleiner Pumpen und Steuerungskomponenten er-

möglicht. Diese Aussage gilt vor allem aus zwei Gründen nicht uneingeschränkt:

 Wichtige Komponenten, z. B. große Blasenspeicher für Druckquellen, sind bei

sehr hohen Drücken nicht einsetzbar.

 Hohe Antriebsdynamik setzt hohe Antriebseigenfrequenzen

bzw. kleine Ei-

genzeitkonstanten T (T = 1/

) voraus. Damit kommen bei hohen Forderungen

an das dynamische Verhalten nicht selten Antriebe mit relativ großem A bzw.

V, die bereits mit niedrigen Drücken ausreichend große Kräfte/Momente er-

zeugen, zum Einsatz (s. z. B. Gln. (14.4) und (14.22)). Aus diesen Gründen

arbeiten hydraulisch angetriebene Industrieroboter oder Taktstraßen teilweise

mit Drücken unter 100 bar, wobei jedoch auch hier der Trend zu höheren

Drücken erkennbar ist.

Gegenwärtig sind Drucksollwerte um 200 bis 300 bar am häufigsten anzutreffen,

für das Beispiel werden 200 bar als oberer Grenzwert gewählt.

14.7.3 Projektierung eines Kreislaufs mit Druckquelle

Die Projektierung eines größeren Kreislaufsystems mit Druckquelle ist ein relativ

komplexer Prozess, da die Druckquelle zu jeder Zeit den Anforderungen eines je-

den Antriebs gerecht werden muss. Für den Projektierungsprozess ist es nahezu

gleichgültig, ob eine Druckquelle konstanten Sollwertes oder ein Load-Sensing-

System zu realisieren sind. Erst bei der Festlegung der Grenzleistung der Pumpe

und ihres Antriebsmotors sind wesentliche Unterschiede zu beachten.

14.7.3.1 Projektierung der Antriebe

Funktionsschaltplan des Antriebssystems. Entscheidend für die Antriebs-

projektierung ist, dass am Eingang aller Antriebe immer Druck ansteht. Damit ist

es möglich, die Antriebe voneinander unabhängig zu projektieren. Es ist dem Pro-

jekteur überlassen, ob er zunächst den Funktionsschaltplan für alle Antriebe er-

arbeitet und dann die Dimensionierungsrechnungen durchführt oder ob er alter-

484 14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen

nierend arbeitet. Die Antriebsschaltungen wird er vielfach aus vorhandenen Unter-

lagen übernehmen können (s. z. B. Abschn. 14.3.2 und Abschn. 14.4); in be-

stimmten Fällen muss er sie aber auch entwerfen oder zumindest Vorhandenes

modifizieren. Ergebnis dieser qualitativen Projektierungsstufe sind die Funktions-

schaltpläne der Antriebe.

Veränderungen können noch notwendig werden, wenn sich z. B. bei der Di-

mensionierung herausstellt, dass sehr große Wegeventile mit Vorsteuerventil ein-

gesetzt werden müssen.

Ablauf der Antriebsdimensionierung. Mit der Aufgabenstellung ist festgelegt, wel-

che Kräfte/Momente in welchen Zeiten bei welchen Geschwindigkeiten/Dreh-

zahlen durch die Verbraucher der Antriebe zu überwinden sind. Da auch das

Druckniveau des Kreislaufs festliegt, sind die Flächen bzw. das Verdrängungs-

volumen des Verbrauchers die Parameter, die es zu berechnen gilt.

Aus mehreren Gründen ist es wichtig, sehr verantwortungsbewusst zu dimensi-

onieren. Einerseits sind kleine Antriebe billiger, erfordern bei gleicher Ge-

schwindigkeit kleinere Volumenströme, was wiederum die Leistungsverluste ver-

ringert und die Druckquellengröße günstig beeinflusst. Andererseits müssen

bestimmte Reserven vorhanden sein, damit der Antrieb zuverlässig arbeitet, denn

die Unsicherheiten bei der Bestimmung der äußeren Kräfte sind oft groß. Sie soll-

ten eher etwas zu groß als zu klein angenommen werden. Zielgerichtet kann der

Antrieb wie folgt dimensioniert werden:

 Festlegen des Steuerdruckabfalls

bei Drosselung im Hauptstrom (ist bei

sekundärgeregelten Antrieben null)

 Dimensionierung des Verbrauchers

 Berechnung der Volumenströme

 Dimensionierung aller übrigen Bauelemente des Antriebs.

Steuerdruckabfall

. In konventionellen Antrieben sind zwei Bauelemente für

zuständig: das Drosselventil oder das Zwei-Wege-Stromregelventil. Letzteres

spielt bei genau einzuhaltenden niedrigen Geschwindigkeiten (z. B. Arbeits-

gängen) eine große Rolle. Die Leistungsverluste sind dann gering.

Auch bei Drosselventilen ist die Geschwindigkeitsschwankung infolge Be-

lastungsschwankung umso kleiner, je größer

gewählt wird. Hier können

jedoch die Verluste bei schnellen Bewegungen sehr hoch werden. Infolge der

nichtlinearen Charakteristik der Drosselventile (s. Gl. (8.6)) sind die relativen Ge-

schwindigkeitsschwankungen nur halb so groß wie die der Druckabfälle über den

Drosselventilen. Es ist immer ein günstiger Kompromiss zwischen zulässiger

Geschwin-digkeitsschwankung und Drosselverlusten zu finden.

Bei Schaltungen mit Proportional-Wegeventil und Druckdifferenzventil

(Druckwaage, s. Abb. 14.9 und Abb. 14.29) ist der Mindestdruckabfall über

Messdrossel und Druckwaage zu berücksichtigen. Bei Servoventilen muss auch

bei maximalem Lastdruck noch ein ausreichender Steuerdruckabfall über die Ven-

tilsteuerspalte vorhanden sein (Richtgröße: 10 % des Quellendruckes p

14.7 Der Projektierungsprozess 485

Verbraucherdimensionierung. Am Verbraucher liegen in den unterschiedlichen

Belastungs- und Bewegungsphasen unterschiedliche Druckdifferenzen an. Wege-

ventilgesteuerte Verbraucher müssen meist für mehrere Schaltzustände der Wege-

ventile berechnet und auf den kritischen Fall ausgelegt werden. Die aus den Be-

lastungskräften und den festgelegten Druckdifferenzen berechneten Flächen sind

dabei Mindestwerte, die nach der Auswahl des Verbrauchers teilweise wesentlich

überschritten werden können, aber in keinem Fall unterschritten werden dürfen.

Die sich nach Auswahl des Verbrauchers tatsächlich ergebenden Drücke innerhalb

des Antriebs müssen, quasi rückwärts, nochmals berechnet werden.

Volumenstromberechnung. Die nunmehr gemäß den Forderungen an die Kräfte

(und Momente) dimensionierten Verbraucher bestimmen gemeinsam mit den zu

realisierenden Geschwindigkeiten die Verschiebevolumenströme des Ver-

brauchers. Daraus werden die für die Ermittlung des Volumenstrom-Zeit-

Diagramms der gesamten Anlage in den Antrieb fließende Volumenströme aller

Bewegungsphasen berechnet. Zu beachten ist bei einem Arbeitszylinder mit ein-

seitiger Kolbenstange, dass der aus der Druckquelle entnommene Volumenstrom

nicht mit Verschiebevolumenströmen identisch sein muss (Eilgangschaltung). Bei

Hydromotoren ist zu beachten, dass der volumetrische Wirkungsgrad relativ

niedrig sein kann und bei der Berechnung des die Druckquelle belastenden

Volumenstromes berücksichtigt werden muss [14.1].

Nennweitenbestimmung. Für die Bauelemente und Leitungen sind die Nennweiten

anhand der ermittelten Volumenströme festzulegen, die Nenndrücke gemäß dem

maximal möglichen Druck vor dem Antrieb. Es ist dabei darauf zu achten, dass

möglichst eine einheitliche Nennweite im Antrieb verwendet wird, um nicht zu

viele Querschnittsanpassungen der Leitungen vornehmen zu müssen.

Für die Leitungen des Antriebs ist es in den meisten Fällen ausreichend, wenn

der Durchmesser über die zulässigen mittleren Strömungsgeschwindigkeiten v

festgelegt wird, da diese Leitungen voraussetzungsgemäß kurz sind (s. Abschn.

14.3.1). Eine Druckverlustberechnung ist oft nicht nötig, da die Druckabfälle

i. Allg. weit unterhalb der Unsicherheiten bei der Bestimmung der äußeren Kräfte

(Momente) und der Reibungseinflüsse liegen. Für den Innendurchmesser d

der

Leitungen kann dann wegen



dvQ

angegeben werden:



t

d 2

(14.24)

Als Grenzen werden meist gewählt: v

= 4 bis 5 m/s in Leitungen innerhalb von

Antrieben, v

= 3 m/s in Rücklaufleitungen zum Behälter und v

= 1 m/s in Saug-

leitungen [14.1 bis 14.4].

Bestimmung der Reglerparameter eines geregelten Antriebes. Liegen alle Para-

meter der Regelstrecke nunmehr fest, gilt es die Reglerparameter zu bestimmen.

Kann das mathematische Modell des Antriebs an typischen Arbeitspunkten line-

arisiert werden, ist die Berechnung der Reglerparameter mit den Methoden der

Regelungstechnik möglich. Ist das nicht der Fall, müssen günstige Reglerpara-

486 14 Projektierung und Gestaltung von Kreisläufen

meter auf dem Wege des Probierens ermittelt werden, indem das nichtlineare

Modell der Regelung in ein Simulationssystem überführt wird und unter unter-

schiedlichsten Rahmenbedingungen immer wieder durchgerechnet („simuliert“, s.

auch die folgenden Hinweise) wird.

Simulation des dynamischen Verhaltens des Antriebes. In den Abschn. 14.3.5.1

und 14.4.3 sind Modelle verschiedener Antriebe hergeleitet worden. Es ist vor al-

lem für relativ komplexe Antriebe mit nichtlinearem Verhalten zu empfehlen, das

dynamische Verhalten in dieser Phase des Projektierungsprozesses, in der Werte

bestimmter Parameter noch unsicher sind, vorauszuberechnen. Zum einen können

Rahmenbedingungen dafür ermittelt werden, unter denen das Verhalten zufrieden-

stellend sein wird, zum anderen können später auftauchende Probleme mit dem

ausgeführten Antrieb viel besser gedeutet und zielstrebig beseitigt werden.

14.7.3.2 Druckquellenprojektierung

Volumenstrom-Zeit-Diagramm der Anlage. Mit ihm wird die für die Druck-

quellenprojektierung wesentliche Grundlage geschaffen. Aus den Zeiten für das

Zu- und Abschalten und den Volumenstromanforderungen der bereits

projektierten Antriebe wird der Hauptteil des Volumenstrom-Zeit-Diagramms Q(t)

errechnet (s. Abschn. 14.7.3.1). In Abb. 14.48 ist Q(t) für die Anlage in Abb.

14.47 dargestellt. Die Kurzzeichen in den einzelnen Volumenstrombalken ent-

sprechen denen in Abb. 14.47.

Für Antriebe, für die diese Angaben nicht vorliegen, müssen typische Be-

wegungen angenommen und aus ihnen der Volumenstrombedarf errechnet

werden. Um keine Unterdimensionierung der Druckquelle zu riskieren, müssen

weitere Volumenströme abgeschätzt und berücksichtigt werden:

 Leckvolumenströme der Steuerventile Q

 Vorsteuervolumenströme Q

und

 Kompressionsvolumenströme Q

(vor allem bei schnellen Reversier-

bewegungen).

Für ein Wegeventil kann mit 0,05 bis 0,1 l/min Leckvolumenstrom zwischen

Steuerschieber und Bohrung gerechnet werden, das gilt auch für Proportional-

Wegeventile. Besonders beachtet werden müssen in Anlagen mit Servoventilen

deren eigene Verluste. Das Vorsteuersystem benötigt einen ständigen Volumen-

strom, in der Umgebung der Mittelstellung des Hauptsteuerschiebers ist mit etwa

1,5 l/min Leckvolumenstrom zu rechnen; mit der Aussteuerung nimmt er dann auf

nahezu null ab.

Vorgesteuerte Druckventile, auch der Druckfühler der Nullhubpumpe, werden

ständig von einem funktionsbedingten Volumenstrom durchflossen. Kommt ein

vorgesteuertes Druckreduzierventil zum Einsatz, um Antriebe niedrigeren Druckes

an einen höheren Anlagendruck anzupassen (s. Abschn. 14.3) oder um Kraft-

antriebe einstellbar zu gestalten (s. Abb. 14.6 b), ist mit etwa 1,5 l/min Vorsteuer-

volumenstrom zu rechnen.

14.7 Der Projektierungsprozess 487

0102030

l/min

+ Q

mittel

ohne HA

mittel

mit HA

Abb. 14.48 Volumenstrom-Zeit-Diagramm Q(t) für die hydraulische Anlage in Abb. 14.47.

Kurzzeichen s. Abb. 14.47

Die Berechnungen der Antriebsvolumenströme gehen von inkompressiblen

Hydraulikmedien aus. In Wirklichkeit wird in das unter Druck gesetzte Flüssig-

keitsvolumen noch ein zusätzliches Volumen

V infolge der Flüssigkeits-

kompressibilität hineingepresst. Bei Ventilsteuerungen im Hauptstrom wird beim

Entspannen dieses

V in die Tankleitung gefördert; bei jedem Zuschalten des An-

triebs muss die Druckquelle dieses

V wieder bereitstellen. Befinden sich in der

Anlage viele Antriebe mit großen Volumina, die zusätzlich innerhalb der Zyklus-

zeit oft zugeschaltet werden, nimmt der Kompressionsvolumenstrom nicht zu ver-

nachlässigende Größenordnungen an.

In Abb. 14.48 sind diese Volumenströme summarisch berücksichtigt worden.

Druckquellen für Load-Sensing-Systeme. Druckquellen mit verstellbarem Druck-

sollwert für LS-Systeme haben meist keinen oder nur einen kleinen Speicher und

müssen auf den maximalen Volumenstrombedarf einer Anlage ausgelegt werden.

Im vorliegenden Beispiel heißt das, dass eine Pumpe mit Q

Pmax

> 36 l/min gewählt

werden müsste, wenn alle Antriebe von einer Druckquelle gespeist werden. Der

für günstiges dynamisches Verhalten einzusetzende Speicher (seine Größe wird

nach Kriterien gewählt, wie sie in Abschn. 14.4.3 beschrieben worden sind) darf

nur einen geringen Gasfülldruck haben, um bei niedrigen Quellendrücken noch

wirksam zu sein. Zu beachten ist dabei, dass beim maximal möglichen Druck des

Systems (bestimmt durch die Druckabschneidung) der Speicher noch in dem für

ihn zulässigen Druckverhältnis liegt (s. Kap. 9). Die Einhaltung dieser Rahmen-