Vorlesungsskript

Vorlesung
Fluidtechnik
von
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
Vorlesung am
Karlsruher Institut für Technologie (KIT)
Stand: 22.10.2015
Einleitung
Inhaltsverzeichnis
Teil 1: Hydraulik
Seite
1 Einleitung ............................................................................................................................... 1
2 Grundlagen............................................................................................................................ 7
2.1 Das Pascalsche Gesetz ................................................................................................7
2.2 Das Gesetz der Massenerhaltung...............................................................................13
2.3 Das Gesetz der Energieerhaltung ...............................................................................14
2.4 Das Impulserhaltungsgesetz.......................................................................................17
2.5 Netzwerke ..................................................................................................................21
3 Druckflüssigkeiten .............................................................................................................. 41
3.1 Aufgaben von Druckflüssigkeiten ................................................................................41
3.2 Arten von Druckflüssigkeiten ......................................................................................42
3.3 Eigenschaften von Druckflüssigkeiten ........................................................................45
3.4 Additivierung von Druckflüssigkeiten ..........................................................................51
4 Pumpen und Motoren ........................................................................................................ 55
4.1 Funktionsweise ...........................................................................................................55
4.2 Verdrängerprinzip Zahn ..............................................................................................58
4.3 Verdrängerprinzip Flügel ............................................................................................65
4.4 Verdrängerprinzip Kolben ...........................................................................................66
4.5 Linearmotoren ............................................................................................................79
4.6 Kreiselpumpen............................................................................................................83
5 Ventile .................................................................................................................................. 85
5.1 Bauarten .....................................................................................................................86
5.2 Schalt-, Proportional- und Servoventile .......................................................................91
5.3 Ansteuerungsarten .....................................................................................................95
5.4 Sperrventile ................................................................................................................98
5.5 Druckventile ..............................................................................................................100
5.6 Stromregelventile ......................................................................................................105
5.7 Einbauventile ............................................................................................................110
6 Zubehör.............................................................................................................................. 113
6.1 Behälter ....................................................................................................................113
6.2 Kühlung und Heizung ...............................................................................................116
6.3 Filter .........................................................................................................................117
6.4 Verbindungselemente ...............................................................................................121
6.5 Speicher ...................................................................................................................124
6.6 Dichtungen ...............................................................................................................130
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I
Einleitung
6.7 Sensoren und Messgeräte ........................................................................................132
7 Hydraulische Schaltungen .............................................................................................. 137
7.2 Hydraulische Getriebe ..............................................................................................148
7.3 Load-Sensing Systeme.............................................................................................152
8 Literaturverzeichnis .......................................................................................................... 158
9 Anhang ............................................................................................................................... 159
Teil 2: Pneumatik
1 Einleitung ............................................................................................................................... 1
2 Grundlagen............................................................................................................................ 3
2.1 Grundbegriffe................................................................................................................3
2.2 Ideale Gase ..................................................................................................................6
2.3 Zustandsänderungen ....................................................................................................9
2.4 Technische Arbeit .......................................................................................................10
2.5 Zusammensetzung der Luft ........................................................................................13
2.6 Durchflussgleichungen ...............................................................................................18
3 Verdichter ............................................................................................................................ 24
4 Antriebe................................................................................................................................ 29
4.1 Linearantrieb ..............................................................................................................29
4.2 Rotationsantrieb .........................................................................................................33
4.3 Schwenkantrieb ..........................................................................................................38
5 Ventile .................................................................................................................................. 40
5.1 Ventilbauarten ............................................................................................................40
5.2 Betätigungsarten ........................................................................................................41
5.3 Vorgesteuerte Ventile .................................................................................................45
5.4 Ventilbauarten ............................................................................................................47
6 Druckluftaufbereitung......................................................................................................... 53
7 Steuerungen........................................................................................................................ 57
7.1 Grundfunktionen .........................................................................................................57
7.2 Schaltungsaufbau .......................................................................................................59
7.3 Beispiele .....................................................................................................................61
7.4 Servopneumatik..........................................................................................................64
8 Literaturverzeichnis ............................................................................................................ 67
9 Anhang ................................................................................................................................. 68
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II
Einleitung
1 Einleitung
Das Wort Hydraulik stammt aus dem Griechischen „hygros“ und heißt übersetzt flüssig. Die Hydraulik beschäftigt sich daher mit der Signal- und Energieübertragung
durch Flüssigkeiten. Im Gegensatz hierzu werden bei der Pneumatik Gase zur Signal- und Energieübertragung genutzt. Beide Sachgebiete werden unter dem Überbegriff Fluidtechnik zusammengefasst, Bild 1-1.
Fluidtechnik
Flüssige Medien
Hydrostatik,
Hydraulik
Hydrodynamik
Gasförmige Medien
Pneumatik
Bild 1-1: Definition des Sachgebietes Fluidtechnik
Wie aus Bild 1-1 zu entnehmen ist, beschäftigt sich diese Vorlesung nicht mit der
Hydrodynamik. Bei diesen Maschinen wird die kinetische Energie der strömenden
Flüssigkeit zur Energieübertragung genutzt. Üblicherweise treten in solchen Maschinen hohe Strömungs-Geschwindigkeiten bei niedrigem Druck auf. Ein Beispiel für
hydrodynamische Maschinen sind Kreiselpumpen.
Die Begriffe Hydrostatik und Hydraulik werden synonym genutzt. Hierunter werden
Maschinen verstanden, die Energie mit Hilfe des statischen Drucks übertragen. In
der Regel sind die Strömungsgeschwindigkeiten in den Maschinen niedrig.
Hydraulik begegnet uns im Alltag häufig. Ein klassisches Beispiel ist der Bagger, Bild
1-2. Das Hydrauliksystem des abgebildeten Baggers besteht aus drei Teilen, dem
传导部分
generatorischen, dem konduktiven und dem motorischen Teil. Im generatorischen
Teil wird die hydraulische Energie erzeugt. Ein Dieselmotor treibt eine Hydraulikpumpe an, die einen Volumenstrom erzeugt. Im konduktiven Teil, bestehend aus
Rohren, Schläuchen, Speichern, Ventilen, etc. wird der Volumenstrom zum motoriProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-1
Einleitung
schen Teil geleitet. Im motorischen Teil wird jetzt wieder die hydraulische Energie in
nutzbare Energie umgewandelt. Zylinder treiben den Ausleger des Baggers an und
ermöglichen so die Arbeitsbewegungen oder Hydromotoren setzen den Bagger in
Bewegung.
Bild 1-2: Bagger (Quelle: Liebherr)
Die meisten Hydrauliksysteme sind jedoch nicht so offen zu sehen, leisten aber
ständig ihren Dienst. Ein Beispiel ist die Servolenkung im Auto /M2/. Die Drehbewegung am Lenkrad wird hierbei mechanisch auf ein Ventil übertragen, das hydraulisch
die Räder über einen Zylinder verstellt, Bild 1-3.
Bild 1-3: Servolenkung (Quelle: ZF)
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H-2
Einleitung
Die Hydraulik ist, genau betrachtet, eine sehr alte Wissenschaft. Schon seit Jahrtausenden versteht es die Menschheit, die Lageenergie von Flüssigkeiten zu nutzen.
Die ersten Wasserräder sind nachweislich um 200 v. Chr. entstanden. Sie finden bis
heute in ihrer technischen Weiterentwicklung als Wasserturbinen in Kraftwerken
Verwendung.
Wind- und Wasserenergie waren vor der Erfindung der Dampfmaschinen die einzigen nutzbaren Energiequellen zur Erzeugung mechanischer Arbeit.
Johannes Keppler erfand um 1600 die Zahnradpumpe. Diese Entwicklung blieb jedoch zunächst ohne Auswirkung. Erste Arbeiten von Blaise Pascal (1623 – 1662)
waren für die Entwicklung der Hydraulik von großer Bedeutung. Im Jahre 1661 erläuterte er das Prinzip der hydraulischen Presse. Die erste industrielle Anwendung erfolgt jedoch erst über 100 Jahre später, 1795 fertigte Josef Bramah eine hydraulische
Presse mit Wasser als Druckflüssigkeit zur Erzeugung der Kraft.
Die Erfindung der Dampfmaschine durch James Watt (1736 – 1819) machte die Erzeugung und Druckwassernutzung zur Energieübertragung in England möglich.
Durch dieses Netz konnten weiter entfernt stehende Arbeitsmaschinen angetrieben
werden. Das Netz wurde immer weiter ausgebaut, so dass in London im Jahre 1939
ca. 8.000 hydraulische Anlagen mit Energie genutzt wurden.
Die Hydraulik verlor jedoch Anfang des 20. Jahrhunderts durch die Entwicklung der
elektrischen Antriebe mehr und mehr an Bedeutung. Die Übertragung der Energie
war mit den elektrischen Anlagen wesentlich einfacher als mit den hydraulischen.
Neue Impulse erhielt die Hydraulik im Jahre 1905 durch Janney, der erstmals Öl als
Druckübertragungsmedium einsetzte. Den Durchbruch schaffte die Hydraulik in den
50er Jahren. Eine durch hohe Wachstumsraten gekennzeichnete Entwicklung führte
1959 zur Bildung einer selbständigen Fachgemeinschaft im Verein Deutscher Maschinen- und Anlagenbauer e.V. (VDMA), welche heute Fachgemeinschaft Fluidtechnik heißt.
Wie aus der Umsatzentwicklung der Fluidtechnik (Bild 1-4) zu sehen ist, beträgt der
Umsatz heute ca. 6.4 Mrd. €. Etwa zwei Drittel des Umsatzes werden durch die Hydraulik erwirtschaftet, ein Drittel durch die Pneumatik.
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H-3
Einleitung
8.000
7.000
in Mio. Euro
6.000
5.000
4.000
3.000
2.000
1.000
0
Fluidtechnik
Hydraulik
Pneumatik
Quelle: Fachverband Fluidtechnik im VDMA
Bild 1-4: Umsatzentwicklung Fluidtechnik
Der Vergleich zwischen einem Elektromotor (Asynchronmotor) mit einem Hydromotor
zeigt, dass der Hydromotor eine wesentlich höhere Kraftdichte besitzt, Bild 1-5. Dies
hat zur Folge, dass hydraulische Antriebe ein wesentlich besseres Zeitverhalten als
Elektromotoren haben. Es muss jedoch auch an dieser Stelle darauf hingewiesen
werden, dass bei Elektromotoren, wie beispielsweise dem Relunktanzmotor, das
Leistungsgewicht verbessert wird.
E-Motor (Asynchron)
Hydromotor
Gewicht
14:1
Einbauraum
26:1
Massenträgheitsmoment
72:1
Bild 1-5: Vergleich von Elektro- und Hydromotor
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H-4
Einleitung
Ein weiterer Vorteil der Hydraulik ist die einfache Realisierbarkeit von Linearbewegungen. Muss bei der Elektrik erst eine Rotationsbewegung in eine translatorische
Bewegung mechanisch umgesetzt werden, so kann sie in der Hydraulik einfach
durch Zylinder realisiert werden, Bild 1-6.
Vorteile
+ hohe Leistungsdichte
+ einfache Realisierung von Linearbewegungen
+ gute Steuer- und Regelbarkeit
+ gutes Zeitverhalten durch niedrige Massenträgheiten
+ einfache und zuverlässige Absicherung gegen Überlastung
+ gute Schmierung und Abfuhr der Verlustwärme durch das Fluid
Nachteile
- Energieverbrauch:
Verluste durch Reibung und interne Leckage
- Wartung des Druckmediums:
Schmutzempfindlichkeit und Verschleiß der Komponenten
- Umwelt:
Geräuschabstrahlung / Leckage / Feuergefährdung
Bild 1-6: Vor- und Nachteile hydraulischer Antriebe und Steuerungen
Die in der Hydraulik zu steuernden Größen sind Volumenstrom und Druck. Beide
Größen sind gut steuer- und regelbar und lassen sich durch entsprechende Bauelemente gezielt beeinflussen. Somit sind hydraulische Antriebe gut stufenlos steuerund regelbar und werden bevorzugt dort eingesetzt, wo neben hohen Kräften und
Momenten eine gute Dynamik gefordert wird.
Hydraulische Systeme können durch einfache Elemente, wie beispielsweise einem
Druckbegrenzungsventil, gegen Überlastung abgesichert werden. Dadurch kann der
Aufbau einer hydraulischen Schaltung einfach und kostengünstig gestaltet werden.
Durch den Einsatz eines Öles sind hydraulische Steuerungen prinzipbedingt gut geschmiert. Verlustwärme, die in Bauteilen entsteht, kann mit dem Hydraulikmedium
abgeführt werden. Diese Wärme kann im Anschluss außerhalb der Maschine in
Wärmetauschern abgeführt werden. Hierdurch können die hydraulischen Bauteile
klein gehalten werden.
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H-5
Einleitung
Diesen Vorteilen hydraulischer Antriebe stehen auch Nachteile gegenüber. Verluste
durch Flüssigkeitsreibung oder interne Leckage haben einen relativ schlechten Wirkungsgrad zur Folge. Die Flüssigkeitsreibung führt beim Transport des Mediums in
Rohren, Schläuchen oder Krümmern zu Verlusten, die von der Viskosität und der
Strömungsgeschwindigkeit abhängig sind. Leckverluste treten überall dort auf, wo
hohe Drücke durch Spalte gegen ein niedrigeres Druckniveau abgedichtet werden
müssen. Zur Minimierung der Verluste müssen die Spalte klein gehalten werden,
was zu einer hohen Fertigungsgenauigkeit und somit zu höheren Kosten führt.
Das Druckmedium unterliegt der Wartung. Durch Verschleiß von Bauteilen oder Einzug von Schmutz durch Dichtungen wird das Druckmedium verschmutzt. Die
Schmutzempfindlichkeit des Systems ist von der Art der eingesetzten Bauelemente
und der Höhe des Betriebsdrucks abhängig. Ein stark verschmutztes Öl wiederum
verursacht einen hohen Verschleiß der Hydraulikkomponenten.
Durch seine Kompressibilität ist die unter Druck stehende Ölsäule etwa 140 mal weicher als eine gleiche Stahlsäule. Die Kompressibilität der Druckflüssigkeit wird durch
die im Hydrauliksystem vorhandene Luft weiter erhöht. Dies kann zum ruckweisen
Arbeiten des Hydrauliksystems führen oder zu einer beschleunigten Ölalterung durch
den so genannten Dieseleffekt. Hierbei werden die örtlich vorhandenen Luftblasen
überhitzt (adiabate Verdichtung).
Heute werden zu einem überwiegenden Teil (ca. 85 %) Druckflüssigkeiten auf Mineralölbasis eingesetzt. Diese sind brennbar und stellen somit eine Gefahr für die Umwelt dar. Dies gilt beispielsweise für die Flughydraulik, wenn beispielsweise ein austretender Ölnebel mit heißen Triebwerksteilen in Berührung kommt. In Druckgußmaschinen und im Bergbau ist aus diesem Grund der Einsatz von Mineralölen nicht zulässig. Hier werden speziell auf die Anforderungen zugeschnittene Druckflüssigkeiten
verwendet.
Durch Undichtigkeiten oder Leitungsbruch kann die Druckflüssigkeit in die Umwelt
gelangen. Der Gesetzgeber macht daher auch in gewissen Fällen Auflagen. So muss
beispielsweise eine stationäre Anlage immer eine Auffangwanne in der Größe besitzen, dass sie die gesamte Ölmenge aus dem Tank aufnehmen kann. In der Mobilhydraulik kommen vermehrt biologisch abbaubare Druckflüssigkeiten zum Einsatz.
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Grundlagen
2 Grundlagen
Sowohl die hydrostatischen als auch die hydrodynamischen Grundlagen einer Flüssigkeit werden hier betrachtet. Zur Hydrostatik zählen:
- Pascalsches Gesetz
und zur Hydrodynamik zählen:
- Gesetz der Massenerhaltung
- Gesetz der Energieerhaltung (Bernoulli’sche Gleichung)
- Impulserhaltungsgesetz.
Die Druckflüssigkeit wird dabei teilweise ideal betrachtet. Hierunter wird eine masselose, reibungsfreie und inkompressible Druckflüssigkeit verstanden. Eine reale
Druckflüssigkeit ist hingegen massen- und reibungsbehaftet sowie kompressibel.
Beschäftigt sich die Hydrostatik mit Gleichgewichtszuständen einer idealen Flüssigkeit, so können mit Hilfe der Hydrodynamik die in der Hydraulik auftretenden Verlustarten erklärt werden. Bei der Hydrodynamik interessiert die Frage, wie sich eine
Strömung im Raum oder einem abgegrenzten Volumen zeitlich ändert.
Die Grundlagen schließen mit der Betrachtung von Netzwerken ab /M1/.
2.1 Das Pascalsche Gesetz
Das Pascalsche Gesetz gilt für eine ideale Flüssigkeit und lautet:
Die Wirkung einer Kraft auf eine ruhende Flüssigkeit pflanzt sich nach allen Richtungen innerhalb der Flüssigkeit fort. Die Größe des Drucks in
der Flüssigkeit ist gleich der Belastungskraft, bezogen auf ihre Wirkfläche. Der Druck wirkt immer
senkrecht auf die Bezugsflächen des Behälters.
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H-7
Grundlagen
Besonders anschaulich lässt sich das Pascalsche Gesetz für eine translatorische
Bewegung am Prinzip der hydraulischen Presse darstellen, Bild 2.1-1. Der Druck ist
im gesamten System gleich groß, so dass die folgende Kräftebilanz gilt:
p
F1 F2

A1 A2
2.1-1
Für den Druck p wird üblicherweise die Maßeinheit bar verwendet. Tabelle 2.1-1 sind
übliche Einheiten und ihre Umrechnung dargestellt.
F2
F1
x2
1
x1
2
A1
A2
p
Bild 2.1-1: Prinzip der hydraulischen Presse
N
m2
1 bar
105
1 Pa (Pascal)
1
 pound 

1 psi 
square
inch


0,06895 bar
N
m2
Tabelle 2.1-1: Gebräuchliche Maßeinheiten für Druck
Bewegt sich der Kolben 1, so verdrängt er das Volumen V1:
V1  x1  A1
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2.1-2
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Grundlagen
Der Kolben 2 verschiebt sich dann um den Weg x2:
V2  x2  A2
2.1-3
Unter der Voraussetzung einer idealen Flüssigkeit und keiner Leckage ist das verdrängte Volumen V1 gleich dem freigegebenen Volumen V2:
V1  V 2
2.1-4
x1  A1  x 2  A2
2.1-5
x1 A2

x 2 A1
2.1-6
Unter den genannten Voraussetzungen legen die Kolben 1 und 2 die Wege x 1 und x2
auch in der gleichen Zeit zurück:
x1 A2

x 2 A1
2.1-7
Es folgt hieraus das Kontinuitätsgesetz der Hydrostatik:
Q  x1  A1  x 2  A2
2.1-8
Der Volumenstrom hat üblicherweise die Maßeinheit:
1
l
1
m3


min 60.000 s
2.1-9
Die an den Kolben geleistete Arbeit, das Produkt aus Kraft F und Weg x, ist gleich:
W  F1  x1  F2  x 2
x1 F2

x 2 F1
<=>
2.1-10
2.1-11
Gleichung 2.1-11 wird auch als hydraulisches Hebelgesetz bezeichnet.
Die Leistung ist definiert als Arbeit pro Zeit:
P
dW
dt
2.1-12
Unter der Annahme einer konstanten Kraft und damit eines konstanten Drucks gilt:
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Grundlagen
P  F  x
 A p 
Q
A
 pQ
2.1-13
Unter Verwendung der in der Hydraulik üblichen Größen für den Druck und den Volumenstrom kann Gleichung 2.1-13 auch als Größengleichung geschrieben werden:
 l 
pbar   Q 

 min 
PkW  
600
2.1-14
Eine analoge Betrachtung kann für rotatorische Bewegungen durchgeführt werden.
In Bild 2.1-2 ist sinnbildlich ein vereinfachtes hydraulisches Getriebe dargestellt. Es
besteht aus einer Pumpe, Index 1, und einem Motor, Index 2.
Bild 2.1-2: Vereinfachtes, ideales hydraulisches Getriebe
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Grundlagen
p
Niederdruckseite
Hochdruckseite
A
d
2

M
Bild 2.1-3: Modell einer Verdrängermaschine
Bild 2.1-3 zeigt den vereinfachten Aufbau einer Verdrängermaschine. Sie besteht
aus einem ringförmigen Zylinder, in dem ein Kolben mit der Fläche A rotiert. Der Hebelarm des Kolbens beträgt
d
und ist mit der Antriebswelle verbunden. Auch hier
2
wird von der Annahme einer idealen Flüssigkeit ausgegangen, so dass sich bei einer
Umdrehung der Verdrängermaschine das folgende verdrängte Volumen ergibt:
V  A   d
2.1-15
Bei einer Drehzahl n erzeugt die Verdrängereinheit den Volumenstrom:
Q V  n
2.1-16
Die Berechnung des Drehmomentes der Verdrängermaschine kann aus Kraft und
Hebelarm erfolgen:
M  Kraft  Hebelarm
 A  p 
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d
2
2.1-17
H-11
Grundlagen
Setzt man in Gleichung 2.1-17 die Fläche aus Gleichung 2.1-15 ein, so erhält man:
V
 d
A
=> M 

V
d
 p 
 d
2
V  p
2 
2.1-18
Die Leistung der Verdrängermaschine wird aus der mechanischen Leistung berechnet:
P  M 

V  p
 2   n
2 
= Q  p
2.1-19
Die oben ermittelten Gesetze für Volumenstrom (2.1-16), Drehmoment (2.1-18) und
Leistung (2.1-19) gelten sowohl für ideale Pumpen, als auch für ideale Motoren. Unter der Annahme eines verlustfreien Getriebes muss der Motor den Volumenstrom
aufnehmen, den die Pumpe abgibt, vergleiche Bild 2.1-2:
Q1  Q2
V1  n1  V 2  n 2
<=>
n 2 V1

n1 V2
2.1-20
Gleichung 2.1-20 zeigt, in welchem Drehzahlverhältnis Pumpe und Motor in einem
idealen hydraulischen Getriebe laufen.
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H-12
Grundlagen
2.2 Das Gesetz der Massenerhaltung
Unter der Voraussetzung einer quellen- und senkenfreien Strömung gilt das Gesetz
der Messenerhaltung:
Die in ein bestimmtes Volumen einströmende
Masse, minus der ausströmenden Masse, ist
gleich der sich im Volumen ansammelnden Masse.
Mathematisch lässt sich das Gesetz der Massenerhaltung in Form einer Kontinuitätsgleichung beschreiben:

A
  v n  dA 
d
   dV  0
dt V
2.2-1
Hierbei ist vn die Normalgeschwindigkeit, also die Geschwindigkeit senkrecht zu der
Oberfläche A. Das Integral der Normalgeschwindigkeit über die Oberfläche A des
Kontrollvolumens V und die zeitliche Änderung des Integrals der Masse im Kontrollvolumen summieren sich zu Null.
Gleichung 2.2-1 wird nun beispielhaft für eine Rohrleitung angewandt, Bild 2.2-1. Die
betrachtete Strömung sei stationär und es gibt keinen Speicher. Für die einströmende Masse m1 und die ausströmende Masse m2 gelten:
 1   1  v1  A1    Q1
m
2.2-2
 2   2  v 2  A2    Q2
m
2.2-3
v1  A1  v 2  A2
2.2-4
=>
Gleichung 2.2-4 entspricht dem Kontinuitätsgesetz der Hydrostatik, Gleichung 2.1-8.
m1
1
v1
A1
m2
2
v2
A2
Bild 2.2-1: Stationäre Strömung einer Rohrleitung
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H-13
Grundlagen
Das Gesetz der Massenerhaltung wird nun auf eine Strömung durch einen Flüssigkeitsspeicher angewandt, Bild 2.2-2. Der Flüssigkeitsspiegel l ist variabel. Steigt der
Pegel um dl/dt, nimmt die Masse des Speichers um   A  dl / dt zu. Eingesetzt in
Gleichung 2.2-1 ergibt sich für den dargestellten Flüssigkeitsspeicher:
   v1  A1    v2  A2    A 
<=> v1  A1  v 2  A2  A 
v1
dl
0
dt
dl
dt
A1
2.2-5
A
l
A2
v2
Bild 2.2-2: Strömung durch einen Flüssigkeitsspeicher
2.3 Das Gesetz der Energieerhaltung
Bei Vernachlässigung von Verlusten gilt das Gesetz der Energieerhaltung:
Die Summe aus kinetischer und potentieller
Energie ist immer konstant.
Wird dieser Grundsatz auf ein strömendes Druckmedium bezogen, so ergibt sich die
kinetische Energie aus der Fließgeschwindigkeit. Voraussetzung ist eine konstante
Dichte des Druckmediums, Inkompressibilität und Reibungsfreiheit.
Die potentielle Energie des Druckmediums setzt sich aus zwei Teilen zusammen,
zum einen aus seiner Lageenergie und zum anderen aus seiner im Druck gespeicherten Energie. In Analogie zur Mechanik entspricht der zweite Teil der potentiellen
Energie der einen gespannten Feder.
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H-14
Grundlagen
Unter den genannten Voraussetzungen ergibt sich aus dem Gesetz der Energieerhaltung die Bernoullische Gleichung:
pgz
  v2
2
 const.
2.3-1
In Gleichung 2.3-1 ist p der so genannte statische Druck,   g  z der Druck der Lage
(z ist der Höhenunterschied zu einer absoluten Nullage) und
  v2
2
der dynamische
Druck (auch Geschwindigkeitsdruck oder Staudruck genannt).
Anwendung findet die Bernoulli’sche Gleichung in der Messtechnik. Gemäß
Bild 2.3-1 ist es mit verschiedenen Methoden möglich, den statischen Druck, den
dynamischen Druck oder den Gesamtdruck zu messen.
statischer Druck p
Gesamtdruck pG
dynamischer  2
v
Druck
2
Bild 2.3-1: Messung von statischem und dynamischem Druck
Anwendung findet die Bernoulli’sche Gleichung weiter bei der Berechnung des
Durchflussgesetzes von Blenden. Bild 2.3-2 zeigt die Strömung durch eine Blende.
Die Strömung schnürt sich hinter dem engsten Querschnitt zusammen.
Q
1
0
3
2
Bild 2.3-2: Stationäre Strömung durch eine Blende
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Grundlagen
Bei Anwendung der Bernoulli’schen Gleichung (2.3-1) ergibt sich für die Blende unter
Vernachlässigung der Einströmgeschwindigkeit (v1 << v3):
p1  p3 
  v3 2
2.3-2
2
Mit
p *  p1  p3
Q  A3  v3
und A3   K  A0
ergibt sich:
Q   K  A0 
2  p *

2.3-3
Die Realität zeigt jedoch, dass die hergeleitete Beziehung so nicht korrekt ist, da
Reibungsverluste nicht berücksichtigt werden. Im Übrigen ist es nicht praktikabel,
den Druck an der Stelle 3 zu messen. Wird der Druck an der Stelle 2 gemessen,
lässt sich feststellen, dass die Geschwindigkeitsenergie aus der Stelle 3 nicht vollständig zurückgewonnen werden kann. Aus diesem Grund wird in der Praxis die folgende Formel für scharfkantige Widerstände (Blenden) verwendet:
Q   D  A0 
2  p

2.3-4
mit: p  p1  p2
Der Durchflusskoeffizient αD ist von der Ausführung des Widerstandes abhängig. In
der Praxis werden Kennwerte zwischen 0,6 und 0,8 ermittelt.
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H-16
Grundlagen
2.4 Das Impulserhaltungsgesetz
Der Impulssatz lautet:
Die zeitliche Änderung des Impulses eines Systems ist gleich der Summe der wirksamen äußeren Kräfte.
In Form einer Gleichung ausgedrückt:

F
a


  
d 

I     v dV     v   (v  n )dA
dt
t
V
A
instationärer Anteil
2.4-1
stationärer Anteil
In der Hydraulik wird meist der Begriff Strömungskraft verwendet. Hierunter ist die
negative Summe der äußeren Kräfte zu verstehen:


FStr   Fa
2.4-2
Folglich ist die Strömungskraft eine Kraft, die eine Strömung auf ihre Umgebung
ausübt, während die äußeren Kräfte über die Wandungen auf freien Oberflächen auf
das Druckmedium wirken. Die Impulskräfte setzen sich aus einem stationären und
einem instationären Anteil zusammen. In Gleichung 2.4-1 ist V ein abgegrenztes Vo
lumen und v der Geschwindigkeitsvektor. Die Dichte  wird als konstant vorausgesetzt und vn ist die senkrecht auf der durchströmten Fläche stehende Geschwindigkeitskomponente. Je nach Wahl der Kontrollfläche lässt sich die Gleichung 2.4-1 einfach anwenden.
Beispielhaft wird hier die Stützkraft auf ein Fahrzeug berechnet, bei dem ein Medium
auf der einen Seite (Index 1) einströmt und auf der anderen Seite (Index 2) wieder
ausströmt, Bild 2.4-1. Die Strömung sei stationär. Gleichung 2.4-1 vereinfacht sich in


diesem Fall, unter Berücksichtigung von v und n nun wie folgt:
 v 
v1   1  ;
0
 v 
v2   2  ;
0
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   1
n1    ;
 0
1

n2   
0
H-17
Grundlagen


 
 F     v   (v  n )dA
a
A
    v1  A1  v1    v2  A2  v2
2.4-3
Bild 2.4-1: Stützkraft am Fahrzeug
Das negative Vorzeichen an der Einströmseite ergibt sich dadurch, dass Flächennormale und Geschwindigkeit entgegengerichtet sind. Die Stützkraft ist die Reaktion
auf die äußeren Kräfte, folglich besitzt sie ein anderes Vorzeichen:


2
2
F   Fa     v1  A1  v2  A2

 1
1 
   Q 2  
 
 A2 A1 
2.4-4
Auf die Vektorschreibweise kann hier verzichtet werden, da alle Strömungsrichtungen gleich sind.
Eine wichtige Anwendung des Impulserhaltungssatzes ist die Berechnung von Strömungskräften in Ventilen. Bild 2.4-2 zeigt den Versuchsaufbau als Grundlage der
Betrachtungen.
Bild 2.4-2: Versuchsaufbau für Strömungskraft an einem Schieberventil
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-18
Grundlagen
Da der Schieber in einer Hülse geführt ist, werden bei dieser Berechnung nur die
axialen Kräfte berücksichtigt. Bild 2.4-3 zeigt die Strömungsrichtung durch den Ventilquerschnitt.
Q
IA
1
2
l
IE

x
F ax = Reaktionskraft
(äußere Kraft)
Fstr = Strömungskraft
Bild 2.4-3: Strömungskraft an einem Schieberventil
Es wird nun im ersten Schritt davon ausgegangen, dass die Drücke vor und hinter
dem Ventil konstant bleiben, da ein gewisser Volumenstrom durch das Druckbegrunzungsventil abfließt (s. Bild 2-4-2). Es handelt sich hier somit um ein Konstantdrucksystem, da der Druck durch das DBV bestimmt wird.
Aus Gleichung 2.4-1 ergibt sich für das dargestellte Ventil, für stationäre Durchströmung:
Fax    v1  cos 1  A1  v1  sin 1    v2  cos  2  A2  v2  sin  2
2.4-5
Ausgehend von einer stationären Strömung und einer Steuerung der Ölmenge an
der Einlaßkante des Ventilschiebers, entfällt der instationäre Teil der Gleichung 2.4-5
und 2 wird zu 90°. Gleichung 2.4-5 vereinfacht sich zu:
Fax    Q  v1  cos 1  FStr
2.4-6
mit: Q   1  A1  sin  1
Unter Berücksichtigung der Blendengleichung 2.3-4, der durchströmten Fläche im
Ventil und der Strömungsgeschwindigkeit
A1  d    x
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
2.4-7
H-19
Grundlagen
ergibt sich die Strömungskraft an einem Ventilschieber zu:
FStr  2   D    d  x 
2
cos  1
 p
sin  1
FStr ~ x
2.4-8
mit: p  p1  p 2
Ab einer gewissen Öffnung des Ventils kann der gesamte Volumenstrom der Pumpe
durch das betrachtete Schieberventil abfließen. Dadurch wird das Druckbegrenzungsventil nicht mehr durchströmt. Das System Schieberventil ist ab diesem Moment ein Konstant-Strom-System, da ein konstranter Volumenstrom aufgeprägt wird
und sich der Druck aufgrund der Last einstellt. (s. Bild 2.4-4)
Bild 2.4-4: Konstant-Druck-System, Konstant-Strom-System
Durch Eliminieren von p in Gleichung 2.4-8 durch Gleichung 2.3-4 kann die Strömungskraft in Abhängigkeit des Volumenstromes dargestellt werden:
FStr 
  Q 2  cos  1
  d  x  sin  1
FStr ~ 1/ x
2.4-9
Gleichung 2.4-9 wurde in Bild 2.4-5 grafisch aufgetragen. Die Kurven wurden sowohl
für eine konstante Druckeinstellung als auch für eine konstante Mengeneinstellung
aufgetragen. Zu Erkennen ist zu Beginn der Steuerkantenöffnung einen vom Weg x
abhängigen Verlauf der Kurven. Hier ist der Systemdruck konstant, da das Ventil nur
eine geringe Menge durchlässt. Bei zunehmendem Öffnungsquerschnitt kann über
das Ventil die vollständige angebotene Ölmenge fließen und die Strömungskraft sinkt
mit zunehmendem Öffnungshub.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-20
Grundlagen
Bild 2.4-5: Stationäre Strömungskraft als Funktion der Steuerkantenöffnung x
2.5 Netzwerke
Ähnlich wie bei elektrischen Netzwerken sind auch hydraulische Netzwerke aus Widerständen, Kapazitäten und Induktivitäten aufgebaut. Blenden und Drosseln sowie
unerwünschte Reibungsverluste in Rohrleitungen stellen hydraulische Widerstände
dar. Eine reale Flüssigkeit ist im Gegensatz zu einer idealen Flüssigkeit kompressibel. Dies bedeutet, dass sie unter Druckerhöhung in einem Volumen ein zusätzliches
Flüssigkeitsvolumen aufnehmen kann. Dieses Verhalten gleicht einem Kondensator
aus der Elektrotechnik, der bei einer Erhöhung der Spannung zusätzliche Ladung
aufnehmen kann. Aus diesem Grund wird auch in diesem Fall von hydraulischer Kapazität gesprochen.
Induktivitäten treten überall dort auf, wo Massen beschleunigt werden. Dies können
Massen von Linearantrieben oder Rotationsantrieben sein. Aber auch Flüssigkeitsmassen zum Beispiel in Rohrleitungen müssen beschleunigt werden und stellen eine
Induktivität dar.
Definiert sind die hydraulischen Widerstände, Kapazitäten und Induktivitäten wie
folgt:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-21
Grundlagen
hydraulischer Widerstand RH
RH 
p
Q
2.5-1
hydraulische Kapazität CH
CH 
Q
p
2.5-2
hydraulische Induktivität LH:
LH 
p
Q
2.5-3
Je nach Versorgungseinheit wird in hydraulischen Netzwerken von Netzwerken mit
aufgeprägtem Druck oder eingeprägtem Volumenstrom gesprochen. Ihre Analogie
finden diese Systeme in der Elektrotechnik. Systeme mit eingeprägtem Volumenstrom sind Stromquellen oder –senken, Systeme mit eingeprägtem Druck entsprechen Spannungsquellen. Hydraulische Netzwerke lassen sich so in Analogie zur
Elektrotechnik beschreiben. Der Volumenstrom entspricht hierbei dem elektrischen
Strom, der Druck der elektrischen Spannung.
In Bild 2.5-1 ist eine Reihenschaltung aus linearem Widerstand, Kapazität und Induktivität dargestellt. In Analogie zur Elektrotechnik gilt hier die folgende Beziehung:
hydraulisch:
elektrisch:
p  Q  RH  LH 
u iR L
dQ
1

 Q  dt
dt C H 
2.5-4
di 1
  i  dt
dt C 
CH
RH
LH
Q
i
R
L
C
Bild 2.5-1: Reihenschaltung eines Netzwerkes
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-22
Grundlagen
Hydraulische Induktivitäten
Wie bereits erwähnt, ist der Begriff der Induktivität aus der Elektrotechnik entliehen.
Er ist ein Maß für die Spannung, die erforderlich ist, um eine Stromänderung in einer
Spule zu bewirken. Analog ist die hydraulische Induktivität ein Maß für die Druckdifferenz, die zu einer Änderung des Volumenstromes benötigt wird. Beispielhaft wird zunächst die Induktivität einer Rohrleitung berechnet. Um eine Flüssigkeitssäule der
Länge l und dem Querschnitt A zu beschleunigen wird eine Kraft
F  m a  Al    a
2.5-5
benötigt. Die Beschleunigung a entspricht der Änderung eines Volumenstromes Q  A  v :
a
dv 1 dQ
 
dt A dt
2.5-6
Erzeugt wird die Beschleunigung durch eine zwischen den Enden der Rohrleitung
anliegende Druckdifferenz:
F  A  p
2.5-7
Werden unter Beachtung der Definition der hydraulischen Induktivität, Gleichung 2.53, die Gleichungen 2.5-5 bis 2.5-7 ineinander eingesetzt, ergibt sich so erhält man
die hydraulische Induktivität einer Rohrleitung:
LH 
p p l  


dQ
A
Q
dt
2.5-8
Analog kann die Induktivität von Motoren berechnet werden. Für den Linearmotor,
Bild 2.5-2, gilt für die Beschleunigung:
F  m  a  p  AK
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
2.5-9
H-23
Grundlagen
Q
AK
m
p
Bild 2.5-2: Gleichgangzylinder
Für den Volumenstrom des Zylinders gilt:
Q  AK  x
=>
Q  AK  x
2.5-10
Erneutes ineinander Einsetzen, ergibt dieser Gleichungen:
LH 
p
p
m


2
2

Q
AK
AK
 p
m
2.5-11
Hydraulische Kapazitäten
Die hydraulische Kapazität beschreibt die Steifigkeit einer Ölsäule. Vergleichbar ist
dies mit einer mechanischen Feder. In ihr kann durch Vorspannen eine Energie gespeichert werden. In Analogie zum Elastizitätsmodul fester Werkstoffe wird der Kompressionsmodul in Öl definiert:
V
p

V0
EÖl
2.5-12
Ein Volumen V0 kann durch Erhöhung des Druckes um p um einen Betrag von V
zusammengedrückt werden, Bild 2.5-3.
Durch Umstellen und Ableiten der Gleichung 2.5-12 nach der Zeit erhält man:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-24
Grundlagen
QK 
V
dV
 0  p
dt
EÖl
2.5-13
=>
CH 
V0
EÖl
2.5-14
F = p A + p0 A
V0:
Ausgangsvolumen
l
A
d
s
l0
Bild 2.5-3: Kompression eines Flüssigkeitsvolumens
Bild 2.5-4: Vergleich des Ersatzkompressionsmoduls
Unberücksichtigt bleiben hier Steifigkeiten der Umgebung. Beispielsweise dehnt sich
der in Bild 2.5-3 dargestellte Zylinder unter Druck aus. Daher kann der Zylinder mehr
zusammengedrückt werden, als durch das Öl theoretisch möglich wäre. Die Flüssigkeit erscheint somit weicher. Um diesen Einfluss zu berücksichtigen, wird ein so geProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-25
Grundlagen
nannter Ersatzkompressionsmodul gebildet. Er berücksichtigt sowohl die Kompression der Flüssigkeit als auch die der Umgebung. Der Kompressionsmodul einer mineralölbasischen Druckflüssigkeit beträgt ca. 20.000 bar. Näherungsweise kann der
Ersatzkompressionsmodul einer Rohrleitung mit 14.000 bar angenommen werden.
Wie stark der Ersatzkompressionsmodul schwanken kann, zeigt Bild 2.5-4. Hier wird
der Ersatzkompressionsmodul eines als relativ starr anzusehenden Stahlrohres mit
dem eines weichen Hochdruckschlauches verglichen. Es sind deutliche Unterschiede
erkennbar.
Hydraulische Widerstände
Nichtlineare Differentialgleichungen von Navier-Stokes beschreiben die Strömungsvorgänge in Flüssigkeiten. Erst durch die vereinfachenden Annahmen:
inkompressibles Medium
konstante Dichte
konstante Viskosität
eindimensionale und stationäre Strömung
können daraus Gleichungen abgeleitet werden, die mit hinreichender Genauigkeit
den Zusammenhang zwischen Druck und Volumenstrom für hydraulische Widerstände beschreiben.
Das Newton’sche Schubspannungsgesetz beschreibt den Zusammenhang zwischen
den auf ein Flüssigkeitselement wirkenden Kräften und der Bewegung des Flüssigkeitsteilchens. Es lautet in differentieller Form, vergleiche auch Bild 2.5-5:
  
dx
dy
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
2.5-15
H-26
Grundlagen
x
A
y
F
z
x
dy
dx
Bild 2.5-5: Schleppströmung im Parallelspalt
Die dynamische Viskosität  ist ein Materialkennwert. Die Viskosität ist für das Verhalten von Druckflüssigkeiten von großer Bedeutung. Die Viskosität ist ein Maß für
die Zähigkeit einer Flüssigkeit. Beim Ziehen mit einer Kraft F einer Platte mit der Fläche A im Abstand h mit der Geschwindigkeit v über einen Flüssigkeitsfilm, müssen
die inneren Reibkräfte überwunden werden, Bild 2.5-5:

F h
v A
2.5-16
Die so berechnete dynamische Viskosität ist ein Maß für den Widerstand, den das
Druckmedium der Verschiebung entgegensetzt. Das Verhältnis aus dynamischer
Viskosität und Dichte wird als kinematische Viskosität bezeichnet:



2.5-17
Die Viskosität ist von Temperatur und Druck abhängig. Auf sie wird im nächsten Kapitel detaillierter eingegangen. Es sei jedoch bereits hier darauf hingewiesen, dass
die Druckabhängigkeit der Viskosität in ölhydraulischen Systemen in der Regel vernachlässigt wird. Die Viskosität nimmt jedoch mit steigender Temperatur stark ab. Sie
muss bei der Auslegung von Anlagen berücksichtigt werden. Die Maßeinheiten der
Viskosität sind in Tabelle 2.5-1 zusammengefasst.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-27
Grundlagen
dynamische Viskosität
kinematische Viskosität
1 Pa s
1 N s / m2
1 m2 / s
1 mPa s
10-3 N s / m2
1 mm2 / s
10-6 m2 / s
1 P (Poise)
0,1 N s / m2
1 St (Stokes)
10-4 m2 / s
1 cP
10-3 N s / m2
1 cSt
10-6 m2 / s
Tabelle 2.5-1: Maßeinheiten für die Viskosität
Wenn eine Flüssigkeit stationär an einer Wand entlang fließt, haftet die äußere
Schicht an der Wandung infolge der Adhäsionskräfte. Es bildet sich ein Strömungsprofil aus, welches seine maximale Geschwindigkeit in der Mitte besitzt, Bild 2.5-6.
Bei dieser so genannten laminaren Strömung folgen alle Strömungsteilen einer stetigen Bahn.
laminare Strömung
Bild 2.5-6: Geschwindigkeitsprofil einer laminaren Strömung
Ab einer gewissen Strömungsgeschwindigkeit schlägt diese Strömung in eine turbulente Strömung um. Die Strömungsteilchen folgen jetzt nicht mehr den Stromlinien
sondern führen Querbewegungen aus. Dadurch wird der Hauptströmung Energie
entzogen. Als kennzeichnende Größe für die Strömungsform dient die Reynoldszahl.
Sie kennzeichnet das Teilverhältnis der Trägheitskräfte pro Flächeneinheit zu den
Zähigkeitskräften pro Flächeneinheit. Sie ist dimensionslos und berechnet sich zu:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-28
Grundlagen
Re 
mit:
v  DH
2.5-18

DH 
4 A
U
2.5-19
Der Übergang von laminarer zu turbulenter Strömung erfolgt in einem glatten Rohr
bei Re = 2.300. Bei anderen Strömungswiderständen kann der Umschlag auch
schon bei kleineren Reynoldszahlen erfolgen.
Der Widerstand eines Elementes lässt sich allgemein durch das Newton’sche
Schubspannungsgesetz, Gleichung 2.5-15, und die Kräftebilanz an einem Flüssigkeitsteilchen berechnen. Für die Kräftebilanz an einem Flüssigkeitsteilchen muss das
Gleichgewicht aus antreibender Druckkraft und ihr entgegenwirkender Schubkraft
gebildet werden:
  Oberfläche  p  Stirnfläche
=>
  l  U  p  A
2.5-20
Eingesetzt in das Newton’sche Schubspannungsgesetz (2.5-15) ergibt sich eine allgemeine Gleichung für das Geschwindigkeitsprofil eines Querschnittes:
v( y ) 
p
A
   dy
 l U
2.5-21
Der Volumenstrom lässt sich durch Integration des Geschwindigkeitsprofils über der
Fläche berechnen:
Q   v( y )  dA
2.5-22
Auf Grundlage dieser Gleichungen können die Widerstände eines Querschnitts einer
laminaren Strömung berechnet werden. Beispielhaft wird dies für die zwei am häufigsten anzutreffenden Widerstände, dem Widerstand einer Rohrleitung und dem Widerstand eines Rechteckspaltes, durchgeführt.
Bild 2.5-7 zeigt einen kreisförmigen Widerstand einer Rohrleitung. Aus dem Umfang
und der Fläche des im Bild dargestellten Zylinderteilchens kann das Geschwindigkeitsprofil berechnet werden:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-29
Grundlagen
A   y2
U  2   y
p
  y2

dy
  l y 2   y
r
v( y ) 
=>

p
 r2  y2
4   l


2.5-23
Bild 2.5-7: Laminaren Strömungen in einem glatten Rohr
Der Volumenstrom durch einen kreisförmigen Querschnitt berechnet sich nach Gleichung 2.5-22 wie folgt:
r
Q   v( y )  2    y dy
0

 r4
  p1  p 2 
8   l
2.5-24
Diese Gleichung ist nach Hagen-Poiseuille benannt.
Der hydraulische Widerstand berechnet sich nach Gleichung 2.5-1:
RH 
8   l
 r4
2.5-25
Der Widerstand eines Rechteckspaltes lässt sich analog berechnen. Unter den Voraussetzungen, dass die Spaltlänge und die Spaltbreite wesentlich größer als die
Spalthöhe sind, berechnet sich das Geschwindigkeitsprofil aus Bild 2.5-8 wie folgt:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-30
Grundlagen
p
v( y ) 

 l
h
2

y
p

2   l
2b y
dy
2b
 h2

 
 y 2 
 4

2.5-26
Bild 2.5-8: Laminare Strömungen durch einen Rechteckspalt
Der Volumenstrom durch einen Rechteckspalt beträgt:
h
2
Q  2   v( y )  b dy
0

b  h3
 p
12    l
2.5-27
Der hydraulische Widerstand eines Rechteckspaltes beträgt folglich:
RH 
12    l
b  h3
2.5-28
Wie aus Gleichung 2.5-27 zu sehen ist, geht die Spalthöhe mit der dritten Potenz in
die Volumenstromberechnung durch einen Rechteckspalt ein. In der Hydraulik bedeutet dies, dass die Spalte möglichst gering gehalten werden sollen, um mögliche
Leckagen zu minimieren.
Für einen Kolben, der exzentrisch in einer Bohrung gelagert ist, gilt die nachfolgende
Gleichung zur Berechnung des Volumenstromes durch die Lagerung, vergleiche Bild
2.5-9:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-31
Grundlagen
2
D    r 3 
 e  
Q
 1  1,5       p1  p 2 
12    l 
 r  
2.5-29
Bild 2.5-9: Volumenstrom durch einen exzentrisch gelagerten Kolben
Es kann leicht nachgewiesen werden, dass bei zentrischer Lagerung (e = 0) Gleichung 2.5-39 in 2.5-27 übergeht.
Bild 2.5-10: Vergleich Blende – Drossel
An dieser Stelle soll ein Vergleich zwischen einem laminaren Widerstand durch einen
Spalt (Drossel) und einem turbulenten Widerstand durch einen scharfkantigen Kreisquerschnitt (Blende) durchgeführt werden, Bild 2.5-10. Ein hydraulischer Widerstand
nach Gleichung 2.5-1 kann für Blenden nicht angegeben werden, da der Volumenstrom wurzelförmig von der anliegenden Druckdifferenz abhängt. Blenden haben jedoch in der Hydraulik eine große Bedeutung, da ihr Widerstand temperaturunabhänProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-32
Grundlagen
gig ist. Im Gegensatz zu Drosseln geht in die Blendengleichung gemäß Gleichung
2.3-4 die Viskosität des Druckmediums nicht ein.
Netzwerkberechnung
Für das in Bild 2.5-11 dargestellte Netzwerk soll der Druckaufbau berechnet werden,
wenn das Ventil am Leitungseingang schlagartig geöffnet wird. Der Druckaufbau in
einer beliebigen Kapazität kann nach Gleichung 2.5-2 berechnet werden:
p 
1
  Qi
CH i
2.5-30
Bild 2.5-11: Einfaches hydraulisches Netzwerk
Die zeitliche Änderung des Drucks ist proportional zur Änderung des Volumenstroms.
Alle in den Zylinder ein- und ausfließenden Volumenströme müssen nun berechnet
werden. Der Zufluss von der Pumpe in die Kapazität nach dem Schalten des Ventils
wird durch die Rohrleitung behindert. Die Reibungsverluste der Rohrleitung werden
vernachlässigt.
p1  p 2  LH  Q R
2.5-31
Integriert erhält man:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-33
Grundlagen
QR 
1
  p1  p dt
LH 
2.5-32
Die Leckverluste am Zylinder werden durch
QL 
p
RH
2.5-33
beschrieben. Setzt man die Gleichungen 2.5-41 bis 2.5-43 in Gleichung 2.5-40 ein,
so ergibt sich:
p 
1
CH
 1
p 

   p1  p dt 

RH 
 LH
2.5-34
Abgeleitet und umgestellt ergibt sich die gesuchte Gleichung für den Druckaufbau:
p 
1
1
1
 p 
 p
 p1
RH  C H
C H  LH
C H  LH
2.5-35
Aus einem Koeffizientenvergleich der allgemeinen Schwingungsgleichung
p  2  D   0  p   0 2  p  const
2.5-36
ergibt sich die Eigenfrequenz und Dämpfung des Systems:
0 
D
1
C H  LH
LH
1

2  RH
CH
Die dargestellte Rechnung ist sehr einfach gehalten. In der Realität können aber
Druckschwingungen an sehr komplexen Anlagen auftreten, die analytisch nicht berechenbar sind. Dem Konstrukteur werden dafür heute verschiedene Rechnerprogramme angeboten, die komplexe Schaltungen hydraulischer Systeme berechnen
können
/N1/.
Verluste in Hydraulikkreisläufen
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-34
Grundlagen
Verluste, insbesondere Druckverluste, in Hydraulikkreisläufen besitzen einen großen
Einfluss auf den Gesamtwirkungsgrad eines Systems. Wenn große Volumenströme
in einem System auftreten, führen Druckverluste zu hohen Gesamtverlusten.
Bei den Druckverlusten wird zwischen solchen, die in geraden Rohrleitungen aufgrund von Randreibung entstehen und denen in Abzweigungen, Krümmern, Verschraubungen, etc unterschieden.
Die Druckverluste in geraden Rohrleitungen, p R , können nach Blasius, /M1/, für einzelne Rohrabschnitte berechnet werden:
p R    
l  2
 v
d 2
2.5-37
Die charakteristische Widerstandszahl  kann unabhängig von den Rohrabmessungen als Funktion der Reynoldszahl dargestellt werden. In Bild 2.5-12 ist sie im doppeltlogarithmischen Diagramm dargestellt.
Bild 2.5-12: Charakteristische Widerstandszahl  in Anhängigkeit der Reynoldszahl Re
Für eine laminare Strömung (Re  2.300) gilt die Gleichung:

64
Re
Re 
v  DH

DH 
4A
U
2.5-38
Für eine turbulente Strömung ist die Widerstandszahl  von der Rauhigkeit der
Rohrwand abhängig. Für ein glattes Rohr gilt im Bereich 2.300  Re  80.000 gilt:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-35
Grundlagen

0,3164
Re 0, 25
2.5-39
Die Druckverluste in Formstücken, wie beispielsweise Krümmern, Abzweigungen,
etc. werden in Abhängigkeit des Beiwertes  berechnet:
p R    

2
 v2
2.5-40
Dieser Beiwert wird in der Regel experimentell ermittelt. Er ist, analog zur Widerstandszahl, abhängig von der Reynoldszahl. Im Bild 2.5-13 zeigt sich, dass bereits
bei Reynoldszahlen zwischen 200 und 400 ein Umschlag von laminarer zu turbulenter Strömung stattfindet.
Bild 2.5-13: Widerstandsbeiwert  in Anhängigkeit der Reynoldszahl Re, /R1/
Mit Hilfe der Bernoulli’schen Gleichung und den beschriebenen Widerstandsbeiwerten können die Gesamtverluste in einem Rohrleitungssystem nun berechnet werden:
 2
 2

 

 p1   v1    g  z1    p 2   v2    g  z 2  
2
2

 


i

i
li  2
 2
 vi    j  v j
di 2
2
j
2.5-41
In der Hydraulik wird bei üblichen Reynoldszahlen die folgenden Richtwerte für den
Widerstandsbeiwert  verwendet, /B2/:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-36
Grundlagen
Gerade Verschraubung:
 = 0,5
Winkelverschraubung:
 = 1,0
Ventile, Kugelhähne etc.:
 = 3 bis 6
90°-Krümmer:
 = 0,14
Für einfache geometrische Fälle kann der auftretende Druckverlust mit Hilfe des Impulssatzes und der Kontinuitätsgleichung berechnet werden. Dies soll hier am Beispiel einer Querschnittserweiterung und einer –verengung erläutert werden.
In Bild 2.5-14 ist eine Querschnittserweiterung dargestellt. Durch Anwendung des
Impulssatzes auf das eingezeichnete Kontrollvolumen ergibt sich:
p3  A2  p2  A2    Q2  x 2    Q3  x3
2.5-42
Kontrollvolumen
l2
l3
x
p1
x1
A1
p3
x3
A3
p2
x2
A2
Bild 2.5-14: Druckverluste bei einer Querschnittserweiterung
Aufgrund der Freistrahl-Gesetze ist p3  p1 und x 3  x1 , so dass gilt:
A2  ( p2  p3 )    Q3  x1    Q2  x 2
2.5-43
Aus der Kontinuitätsbedingung ergibt sich:
  Q1    Q2    A2  x 2    Q3
2.5-44
Durch Einsetzen erhält man die Druckdifferenz pmV aufgrund der Verluste durch die
Querschnittserweiterung:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-37
Grundlagen
A2  ( p2  p3 )    A2  x 2  x1  x 2 
pmV  p2  p1    x 2  x1  x 2 
2.5-45
Bei einem allmählichen Übergang von x1 auf x 2 ergibt sich für den verlustfreien Fall
nach Bernoulli der folgende Druckabfall poV :
poV  p 2  p1 
*

2

2
2
 x1  x 2

2.5-46
Die Differenz der beiden Verluste poV und pmV gibt die Stoßverluste durch Verwirbelung an:
p SV  poV  p mV  p2  p 2 
*


2

2

2
2
2
 x1  x 2  2  x1  x 2  2  x 2
 x1  x 2 
2

2.5-47
Der Widerstandsbeiwert berechnet sich in Abhängigkeit des Stoßverlustes, der Geschwindigkeit und der Dichte:

2
p SV

2
 x 2
2
 x

A

  1  1   2  1
 x 2

 A1

2
2.5-48
Analog zu dem eben dargestellten Beispiel können die Verluste bei einer Querschnittsverengung berechnet werden. In Bild 2.5-15 sind die für die Berechnung notwendigen Größen dargestellt. Auf das Kontrollvolumen wird wiederum der Impulssatz
angewendet:
p 2  A2  p1  A1    Q1  x1    Q2  x 2
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
2.5-49
H-38
Grundlagen
A 1'
Kontrollvolumen
x
l2
l3
p1
x1
A1
p3
x3
A3
p2
x2
A2
Bild 2.5-15: Druckverluste bei einer Querschnittsverengung
Es gilt:
A1  A2
und die Kontinuitätsgleichung liefert:
  Q1    Q2    A2  x 2
Durch erneutes Einsetzen ergibt sich:
A2  ( p2  p3 )    A2  x 2  x1  x 2 
pmV  p2  p1    x 2  x1  x 2 
In Analogie zu Gleichung 2.5-58 ergeben sich die Verluste bei einer allmählichen
Querschnittsverengung nach Bernoulli:
poV  p 2  p1 
*

2

2
2
 x1  x 2

Es ergibt sich daraus der Druckverlust:
pV  poV  pmV 

2
 x1  x 2 
2
Durch Einführung des Kontraktionsquotientens  K mit:
'
x 2 A1
K 

x1 A2
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
2.5-50
H-39
Grundlagen
ergibt sich für den Widerstandsbeiwert:

pV

2
 x 2
2
 1

 
 1
K

2
2.5-51
Das Bild 2.5-16 zeigt den Kontraktionskoeffizienten und den Widerstandsbeiwert für
verschiedene Querschnittsverengungen. Für die in der Tabelle dargestellten Werte
gilt stets:
A0
 10
A1
Ist die Übergangsstelle gut gerundet, wie im letzten Fall aus Bild 2.5-16, kann der
Druckverlust aufgrund der Querschnittsverengung vernachlässigt werden, der Widerstandsbeiwert  wird 0.
Form der
Querschnittsverengung
K

A0
A1
0,5
1
A0
A1
0,61 .. 0,65
0,4 ... 0,3
A0
A1
0,99
0
Bild 2.5-16: Widerstandsbeiwerte verschiedener Querschnittsverengungen
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-40
Druckflüssigkeiten
3 Druckflüssigkeiten
Die primäre Aufgabe einer Druckflüssigkeit ist die Übertragung von Leistung. Eine
weitere Aufgabe ist die Schmierung zweier relativ zueinander bewegter Teile. Reine
Mineralöle erfüllen heute die gestellten Anforderungen nicht mehr. Aus diesem
Grund werden ihnen Zusätze, so genannte Additive zugegeben. Auch gibt es für verschiedene Einsatzgebiete unterschiedliche Druckflüssigkeiten. In Druckgussanlagen
beispielsweise werden heute schwer entflammbare Sonderflüssigkeiten eingesetzt.
3.1 Aufgaben von Druckflüssigkeiten
Wie bereits eingangs erläutert ist die primäre Aufgabe einer Druckflüssigkeit die
Übertragung einer Leistung vom Erzeuger, in der Regel einer Pumpe, zum Verbraucher, beispielsweise einem Zylinder oder einem Rotationsmotor. Druck und Volumenstrom sind die die Leistung kennzeichnenden Größen.
Eine Schmierung relativ zueinander bewegter Teile muss ebenfalls durch die Druckflüssigkeit sichergestellt werden. So wird der Abrieb und Verschleiß hydraulischer
Bauteile minimiert, was sonst zum Versagen der Bauteile führen kann. Auch Verschleiß durch Korrosionserosion an hydraulischen Bauteilen muss durch das Druckmedium verhindert werden.
Eine weitere Funktion des Druckmediums ist die Abfuhr von Verlusten in Form von
Wärme. Hierdurch erwärmt sich das Druckmedium und wird anschließend in separaten Kühlern wieder abgekühlt. Das Druckmedium muss also auch über einen weiten
Temperaturbereich arbeiten können. Dies gilt insbesondere in der Startphase einer
Hydraulikanlage, bei der das Druckmedium noch nicht seine Betriebstemperatur erreicht hat.
Ökologische Aspekte gewinnen seit einigen Jahren an Bedeutung. Insbesondere in
mobilen Anwendungen werden heute Flüssigkeiten gefordert, die in kurzer Zeit biologisch abgebaut werden können und toxikologisch unbedenklich sind. Aber auch in
stationären Anlagen wird eine immer längere Lebensdauer des Druckmediums gefordert. Die Entsorgung des Altöles stellt heute einen nicht unerheblichen Kostenfaktor beim Betrieb einer Anlage dar.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-41
Druckflüssigkeiten
Zusatzanforderungen können in speziellen Einsätzen gefordert werden. In Druckgußanlagen beispielsweise dürfen nur schwerentflammbare Flüssigkeiten eingesetzt
werden. Auch wird unter Tage mit speziellen Druckflüssigkeiten gearbeitet, um die
Gefahren durch das Druckmedium so gering wie möglich zu halten.
3.2 Arten von Druckflüssigkeiten
Druckflüssigkeiten bestehen im Allgemeinen aus einer so genannten Grund- oder
Basisflüssigkeit, die im Wesentlichen den Einsatz des Druckmediums bestimmt.
Durch den Zusatz weiterer Stoffe, so genannter Additive, können gezielt die Eigenschaften der Druckflüssigkeit verändert werden. Auf die Additive wird in Kapitel 3.4
detaillierter eingegangen.
Grundsätzlich lassen sich heute häufig gebräuchliche Druckflüssigkeiten in vier
Gruppen einteilen:
 Mineralölbasische Flüssigkeiten (HLP, HVLP)
 Schwerentflammbare Flüssigkeiten (HFA, HFB, HFC und HFD)
 Umweltschonende Flüssigkeiten (HETG, HEES, HEPG und HEPR)
 Spezielle Flüssigkeiten (z.B. ATF)
Mineralölbasische Flüssigkeiten stellen heute die bedeutendste Gruppe von Druckflüssigkeiten dar. Ca. 85 % aller verwendeten Öle fallen in diese Klasse. Die Anforderungen an ein Hydrauliköl sind in der DIN 51 524, „Hydrauliköle, Mindestanforderungen“, genormt. Es sind hierbei Mindestanforderungen bezüglich Viskositätseigenschaften, Alterungsbeständigkeit oder Korrosions- und Verschleißschutz zu erfüllen.
HLP-Öle sind Druckflüssigkeiten, die neben dem Grundöl Additive zur Verbesserung
des Verschleißverhaltens und zur Erhöhung der Belastbarkeit enthalten. Sie enthalten zudem Additive zur Verbesserung des Korrosionsschutzes und Alterungsbeständigkeit.
HVLP-Öle besitzen die gleichen Eigenschaften wie HLP-Öle, zusätzlich enthalten sie
noch Additive zur Verbesserung des Viskositäts-Temperatur-Verhaltens. Der Viskositäts-Temperatur-Index (VI) ist bei diesen Ölen größer 140.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-42
Druckflüssigkeiten
Durch Zumischung von detergierend und dispergierend wirkenden Additiven kann die
Bindung von Wasser im Öl verbessert werden. Die so additivierten Öle sind durch
den Buchstaben D gekennzeichnet, z.B.: HLP-D. Hierdurch wird die Ausbildung eines Schmierfilms auch bei hohen Wasseranteilen im Öl sichergestellt sowie die Korrosionsanfälligkeit der Hydraulikbauteile verringert.
Schwerentflammbare Druckflüssigkeiten zeichnen sich durch eine wesentlich höhere
Zündtemperatur aus. Sie wurden beispielsweise für den Bergbau unter Tage, bei
dem der Einsatz von mineralölbasischen Flüssigkeiten verboten ist, dem Flugzeugbau und für Druckguss- und Walzwerksanlagen entwickelt.
Je nach Wassergehalt werden diese Druckflüssigkeiten gemäß VDMA-Richtlinie
24317 und 24430 (entspricht ISO 6743, Teil 4 und DIN 51502) in vier Gruppen eingeteilt.
Die Gruppe HFA umfasst Öl-in-Wasser-Emulsionen, die üblicherweise zu ca. 1 % bis
maximal 5 % aus einem Konzentratanteil bestehen. Der Rest ist Wasser. Das Konzentrat ist in Wasser löslich und enthält Zusätze, die den Korrosionsschutz und den
Verschleißschutz verbessern sowie die Schmierfähigkeit erhöhen. Außerdem wird
durch Biozide die Bildung von Bakterien, Pilzen und Hefen im Medium verhindert.
Diese Flüssigkeit wird hauptsächlich im Bergbau eingesetzt.
Die Gruppe der HFB-Flüssigkeiten bestehen zu 40 % aus Wasser und zu 60 % aus
Mineralöl. Diese Flüssigkeiten werden im Steinkohlebergbau in Großbritannien eingesetzt. Den von den deutschen Bergbaubehörden geforderten Brandtest bestehen
diese Flüssigkeiten nicht.
HFC-Flüssigkeiten bestehen zu 35 bis 55 % aus Wasser. Die restlichen Anteile sind
verdickende Zusätze sowie Additive. Um die Viskosität von Mineralöl zu erreichen,
werden in der Regel Polyglykole als Verdicker eingesetzt. Es werden Additive zum
Verschleiß- und Korrosionsschutz eingesetzt. Dieser Flüssigkeitstyp wird im Bergbau
für Hochleistungshydraulikanlagen oder in Warmarbeitsbetrieben, wie z.B. Druckgußanlagen, eingesetzt.
Die letzte Gruppe der schwerentflammbaren Flüssigkeiten, HFD-Flüssigkeiten, sind
wasserfreie, synthetische Medien. Am häufigsten werden Phosphorsäureester und
Mischungen aus Phosphorsäureester und chlorierten Kohlenwasserstoffen eingeProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-43
Druckflüssigkeiten
setzt. Für besondere Einsatzfälle werden außerdem noch Diester, Silikone, Polyphenylester, Silikatester und Fluorcarbone verwendet. Anwendungen finden diese Flüssigkeiten in Warmarbeitsbetrieben, wie z.B. Druckgussanlagen und im Bergbau.
Umweltschonende Flüssigkeiten werden überall dort eingesetzt, wo eine Gefährdung
der Umwelt durch Ölaustritt ausgeschlossen werden muss. Dies ist zum Beispiel in
Baumaschinen der Fall, die in Wasserschutzgebieten eingesetzt werden. Die Mindestanforderungen an die Flüssigkeiten werden in der VDMA-Richtlinie 24568 zusammengefasst. Es werden vier Flüssigkeitsklassen unterschieden: HETG, HEES,
HEPG und HEPR.
Die Basis der HETG-Öle stammt aus Rapssamen und artverwandten Pflanzen. Wie
bei allen Pflanzenölen handelt es sich um ein Estermolekül, das gute technische Eigenschaften aufweist und einen hohen Viskositätsindex besitzt. Ester haben zudem
einen polaren Charakter, wodurch sie sehr gut auf metallischen Oberflächen haften.
Sie bilden so einen guten Korrosions- und Verschleißschutz.
Da sich diese Flüssigkeiten jedoch schnell biologisch abbauen lassen, besitzen sie
auch eine schlechte Alterungsbeständigkeit. Die Verbindungen werden relativ leicht
durch Oxidation (Sauerstoffzugabe), Hydrierung (Wasserstoffzugabe) oder Hydrolyse
(Spaltung in Alkohol und freie Fettsäuren) zerstört. Additive können die Alterung der
Flüssigkeit verhindern. Es müssen jedoch solche Additive eingesetzt werden, die biologisch abbaubar sind.
Flüssigkeiten aus synthetisch hergestellten Estern werden als HEES-Flüssigkeiten
bezeichnet. Sie sind in ihrer chemischen Struktur und den Umwelteigenschaften den
Pflanzenölen ähnlich. Ihre Basisflüssigkeit, Syntheseester, lässt sich in zwei Hauptgruppen unterscheiden: ungesättigte und gesättigte Ester.
Ungesättigte Ester sind in ihrer Struktur den Pflanzenölen näher als gesättigte Ester.
Ungesättigte Ester haben gute Kälteeigenschaften, die Alterungsstabilität ist jedoch
schlecht. Gesättigte Ester entstammen vornehmlich aus der Petrochemie. Ihre Eigenschaften übertreffen teilweise die von Mineralölen. Ihr Produktionsaufwand ist
jedoch hoch, was sie teuer macht.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-44
Druckflüssigkeiten
Die Basisflüssigkeit für HEPG-Flüssigkeiten sind Polyalkylenglycole. Sie werden petrochemisch hergestellt, besitzen ein geringes Umweltgefährdungspotential und sind
wasserlöslich.
Die Flüssigkeiten der relativ neuen HEPR-Gruppe werden aus Polyalphaolefinen und
verwandten Kohlenwasserstoffen auf Mineralölbasis synthetisiert. Die Flüssigkeit darf
mit anderen biologisch schnell abbaubaren Flüssigkeiten, wie Rapsöl oder Ester,
verschnitten werden. Über Vor- und Nachteile kann zu dem heutigen Zeitpunkt noch
keine Aussage gemacht werden.
Alle umweltschonenden Flüssigkeiten können anders auf Kunststoffe und Metalle
wirken als Mineralöle. Daher müssen Filter, Dichtungen, Schläuche, etc. bei einer
Umstellung von Mineralöl auf eine umweltschonende Flüssigkeit geprüft und gegebenenfalls ersetzt werden.
Spezielle Flüssigkeiten werden immer im Hinblick auf einen speziellen Anwendungsfall hin entwickelt. So wird beispielsweise in Ackerschleppern die Hydraulik, die Lenkung, das Getriebe und die Nassbremsen mit dem gleichen Öl versorgt. Hier werden
so genannte Universalflüssigkeiten eingesetzt.
Eine Gruppe von Sonderflüssigkeiten, die ATF-Öle (Automitic Transmission Fluid),
finden heute eine breite Anwendung im PKW. Sie sind ursprünglich für Drehmomentwandler und Automatikgetriebe entwickelt worden und besitzen daher ein konstantes Reibverhalten, um Stick-Slip-Effekte zu verhindern. Auch sind solche Öle
großen Temperaturschwankungen ausgesetzt, da sie Sommer wie Winter einen zuverlässigen Betrieb gewährleisten sollen.
3.3 Eigenschaften von Druckflüssigkeiten
Druckflüssigkeiten werden durch verschiedene Größen charakterisiert. In diesem
Kapitel werden die wichtigsten Kenngrößen beschrieben und ihre Abhängigkeiten
dargestellt.
Eine der wichtigsten Größen, die eine Flüssigkeit charakterisiert, wurde bereits weiter
oben angesprochen, die Viskosität. Es wird zwischen der dynamischen Viskosität 
und der kinematischen Viskosität  unterschieden. Mit gebräuchlichen Viskosimetern
wird die kinematische Viskosität gemessen. Daher wird bei der Bezeichnung einer
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-45
Druckflüssigkeiten
Druckflüssigkeit in der Regel auch die kinematische Viskosität in die Bezeichnung
der Druckflüssigkeit genommen. Gemäß DIN 51519 wird die Viskosität eines Druckmediums bei 40 °C gemessen und in eine Viskositätsklasse eingruppiert. Die Viskositätsklassen lauten:
10, 15, 22, 32, 46, 68, 100 ... mm²/s.
Bei den meisten Druckflüssigkeiten ist die Viskosität stark von der Temperatur abhängig. Nach Ubbelohde wird die Viskosität über der Temperatur in einem doppelt
logarithmischen Diagramm aufgetragen. Dadurch erhält sie einen nahezu linearen
Verlauf über der Temperatur, Bild 3.3-1. Je flacher der Temperaturverlauf ist, desto
geringer sind die Temperaturabhängigkeit des Druckmediums und desto günstiger
auch das Kaltstartverhalten.
10000
HLP
[mm²/s]
HFC/HEES
1000
Kinematische Viskosität
ν
HFD
HETG
100
10
3
253
273
293
313
333
353
Temperatur υ
373
[k]
Bild 3.3-1: Temperaturabhängigkeit der kinematischen Viskosität
Die Steigung der Druckmediumskennlinie im Ubbelohde-Diagramm ist ein Maßstab
für das Viskositäts-Temperatur-Verhalten eines Druckmediums. Sie wird als Viskositätsindex (VI) bezeichnet. Je größer der Viskositätsindex, desto geringer die Temperaturabhängigkeit. Typische VI von Druckflüssigkeiten liegen bei:
HLP:
VI  100
HFC:
VI  150
HFD:
VI < 0
HETG:
VI  200.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-46
Druckflüssigkeiten
Das Viskositäts-Druck-Verhalten ist maßgeblich für die Belastbarkeit des Schmierfilms verantwortlich. Bei mineralölbasischen Flüssigkeiten (HLP) steigt die Viskosität
mit dem Druck stärker an als bei den meisten anderen Druckflüssigkeiten. Dies ist
auch ein Grund für die bis heute weite Verbreitung von Mineralöl als Druckmedium.
Bild 3.3-2 zeigt das Verhalten verschiedener Druckmedien.
10000
[mPas]
5000
HFD
η
2000
Dynamische Viskosität
HLP
1000
HETG/
HEES
500
200
100
HFC
50
20
10
0
1000
2000
3000 [bar] 4000
Druck p
Bild 3.3-2: Dynamischer Viskosität in Abhängigkeit des Druckes
Die Druckabhängigkeit der dynamischen Viskosität kann wie folgt berechnet werden:
   0  e b p
mit
3.3-1
0: dynamische Viskosität bei Atmosphärendruck
b  1,7  10 3 bar 1
für Mineralöle
b  3,5 10 3 bar 1
für HFC-Medien
b  2,2 10 3 bar 1
für HFD-Medien
b  1,110 3 bar 1
für HETG- oder HEES-Medien
Da sich das Volumen einer Flüssigkeit bei Temperaturerhöhung ausdehnt ist die
Dichte einer Druckflüssigkeit temperaturabhängig. Sie lässt sich aus der Definition
des Ausdehnungskoeffizienten wie folgt berechnen:

0
1    
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
3.3-2
H-47
Druckflüssigkeiten
mit
 = 7  10 4 C 1
und
 0  870 kg / m 3
für Mineralöl und ATF-Öl
 = 1,8  10 4 C 1 und
 0  1.000 kg / m 3 für HFA-Medien
 = 7  10 4 C 1
 0  1.150 kg / m 3 für HFD-Medien
und
 = 7,5  10 4 C 1 und
 0  920 kg / m 3
für HETG-Medien
Die Ausgangsdichte 0 wird in der Regel auf eine Temperatur von 15 °C bezogen.
Die oben angegebenen Dichten sind ebenfalls auf diese Temperatur bezogen.
Bild 3.3-3 zeigt grafisch die Temperaturabhängigkeit der Dichte eines Druckmedi-
ums.
1200
[kg/m³]
HFD
1100
Dichte
ρ
HFC
HFA
1000
HEES/HETG
900
HLP
800
0
20
40
60
Temperatur
80
υ
100
120
[° C]
Bild 3.3-3: Temperaturabhängigkeit der Dichte eines Druckmediums
In einigen Fällen mag es richtig sein, bei einer vereinfachten Berechnung davon auszugehen, dass eine Flüssigkeit inkompressibel sei. Das dynamische Verhalten von
hydraulischen Systemen ist jedoch maßgeblich von der Kompressibilität des Druckmediums abhängig. Wie bereits in Kapitel 2.5 gezeigt, kann ein Ölvolumen V0 durch
Druckerhöhung um p ein Ölvolumen V aufnehmen. Die Kompressibilität des Öles
wird mit EÖl bezeichnet. Wird noch die Kompressibilität der Umgebung einer Druckflüssigkeit berücksichtigt, so wird die Kompressibilität von Öl und umgebendem Bauteil mit E’Öl bezeichnet.
Der Kompressionsmodul einer Flüssigkeit ist in erster Linie von zwei weiteren Größen abhängig, dem Druck und der in der Flüssigkeit gemischten Luft. Bild 3.3-4 zeigt
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-48
Druckflüssigkeiten
die Abhängigkeit des Kompressionsmoduls vom Druck. Im betrachteten Druckbereich steigt die Kompressibilität des Druckmediums linear an, sie lässt sich somit näherungsweise aus dem Bild wie folgt berechnen:
EÖl ( p)  EÖl  m  p
3.3-3
4
Wahrer adiabater
E öl
Kompressionsmodul
4
[10 bar]
°C
10
30
3
50
70
90
110
2
1
0
700
[bar] 1400
Druck p
Bild 3.3-4: Kompressionsmodul eines Mineralöls in Abhängigkeit des Drucks
Der Kompressionsmodul eines Öl-Luft-Gemisches ist, wie Bild 3.3-5 zeigt, stark nichtlinear. Wird bei geringem Luftanteil bereits bei einem Druck von ca. 50 bar der Kompressionsmodul einer idealen Flüssigkeit erreicht, so wird dieser bei hohem Luftanteil noch
nicht erreicht. Ein Hydrauliksystem mit einem hohen Luftanteil ist somit wesentlich weicher als ein solches mit geringem oder ohne Luft.
Eine Flüssigkeit ist in der Lage, einen bestimmten Anteil an Gasen zu lösen. Im Gegensatz zu einem Öl-Luft-Gemisch ändert sich im Normalfall die Eigenschaft einer
Druckflüssigkeit in Abhängigkeit der gelösten Luft nicht. Das Gaslösevermögen ist
bis zu einem Druck von 300 bar proportional zum Druck. Es gilt das HenryDaltonsche Gesetz:
VG  V Fl   V 
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
p
p0
3.3-4
H-49
Druckflüssigkeiten
Hierbei ist VG das gelöste Gasvolumen beim Bezugsdruck p0, VFl das Flüssigkeitsvolumen, p der absolute Druck und αV der Bunsenkoeffizient. Der Bunsenkoeffizient
gibt an, wie viel Volumenprozent Gas in einer Volumeneinheit der Flüssigkeit bei einem Absolutdruck von 1,013 bar und einer Temperatur von 20 °C gelöst wird.
Anteil Luft α
0,1%
4
Ersatzkompressionsmodul EÖl [10 bar]
2
1,6
1%
10%
1,2
0,8
Kompressionsmodul der Flüssigkeit
isotherme Zustandsänderung
adiabate Zustandsänderung
0,4
0
0
50
100
150
200
250
[bar ] 300
Druck p
Bild 3.3-5: Kompressionsmodul eines Mineralöl-Luft-Gemisches
Die in einer Flüssigkeit gelöste Luft kann durch einen örtlich niedrigen Druck austreten. Dieser Vorgang wird auch Kavitation genannt. Das Wort Kavitation bedeutet im
eigentlichen Sinn Hohlraumbildung. Kavitation kann beispielsweise in Saugleitungen
von Pumpen auftreten, wenn die Strömungsverluste zu hoch sind. Strömungsverluste können durch Filter, Krümmer, enge Querschnitte oder eine große Saughöhe auftreten. Die Folge der Kavitation sind ein gestörtes Förderverhalten, Geräusche und
erhöhter Verschleiß durch unzureichende Schmierung.
Von Kavitationserosion wird gesprochen, wenn die durch Kavitation entstandenen
Gasblasen durch eine Erhöhung des Druckes implodieren. Örtlich können dabei Drücke von mehreren Tausend bar auftreten. Geschieht dies an der Oberfläche eines
Materials, so führt dies zu einer Ermüdung des Materials und zum Herausbrechen
einzelner Partikel. Kavitationserosion tritt typischerweise an Drosseln, Blenden oder
Steuerkanten auf.
Konstruktiv kann Kavitation und Kavitationserosion durch Lenkung des Kavitationsstrahles in unkritische wandfreie Gebiete oder der Reduzierung der Druckdifferenz
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-50
Druckflüssigkeiten
an einem Widerstand durch Hintereinanderschaltung mehrerer Widerstände vermieden oder zumindest verringert werden.
Austretende Luft, z.B. durch Kavitation, Leckstellen im hydraulischen System oder
durch das Einströmen einer Flüssigkeit in den Behälter im freien Strahl, muss an der
Oberfläche des Hydraulikbehälters wieder abgeschieden werden, bevor das Öl durch
die Hydraulikpumpe erneut angesaugt wird. Dies kann beispielsweise durch Additive
begünstigt werden.
Die Geschwindigkeit, mit der Luftblasen aufsteigen, hängt von deren Durchmesser,
der Viskosität und der Dichte der Flüssigkeit ab. Die Auftriebskraft der Blasen beträgt:
FA 
4
    Fl   L   r 3  g
3
3.3-5
Der Strömungswiderstand ist nach Stokes für sphärische Körper und kleine Reynoldszahlen:
FW  6      v  r
3.3-6
Die Aufstiegsgeschwindigkeit einer Luftblase beträgt somit im Gleichgewichtsfall:
v
r2  g
2
   Fl   L 
9

3.3-7
Abschließend sind die wichtigsten Kennwerte von Hydraulikflüssigkeiten in Tabelle 3.3-1 zusammengefasst.
3.4 Additivierung von Druckflüssigkeiten
Wie bereits zu Beginn diese Kapitels erläutert, haben die Additive einer Druckflüssigkeit in der Regel nur einen sehr geringen Massenanteil an der Druckflüssigkeit, sie
sind jedoch für die Eigenschaften einer Druckflüssigkeit maßgeblich entscheidend.
Reine Mineralöle, nach DIN 51524 in die Gruppe H klassifiziert, werden heute praktisch nicht mehr eingesetzt.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-51
Druckflüssigkeiten
Dichte bei 15°C
[g/cm ³ ]
Kinematische Viskosität
bei 40 ° [mm ²/ s]
HLP
HFA(3%)
HFD
HETG
ATF
0,87
1,0
1,15
0,92
0,87
15 - 70
32 - 48
36 - 40
10 - 100
0,7
Mittlerer Kompressonsmodul E [N/m ² ]
2 ·10 9
Viskositäts-TemperaturIndex
100
-
Spezifische Wärme
bei 20 ° C[kJ/kgK]
2,1
Wärmeleitfähigkeit
bei 20 ° C[W/mK]
0,14
Volumenausdehnungskoeffizient[1/K]
7 ·10 -4
2,5 ·10 9 2,3-2,8 ·10 9
2,5 ·10 9
2 ·10 9
<0
210
150
4,2
1,3 -1,5
2,1
2,1
0,6
0,11
0,17
0,14
1,8 ·10 -4
7 ·10 -4
7,5 ·10 -4
7·10 -4
Betriebstemperaturbereich[ ° C]
-10 - 80
5 - 50
10 - 70
0 - 70
-20 - 100
Maximaler Temperaturbereich
[ ° C]
-40 - 120
0 - 50
-20 - 150
-20 - 90
-40 - 120
210
-
245
315
190
310 - 360
-
500
350 - 500
300
Stockpunkt
[ ° C]
-18
0
-24 - 6
-25
-40
Bunsenkoeffizient α v
bei 20 ° C[mbar]
6,8
-
-
4,6
9,4
Dampfdruck
bei 50 ° C[mbar]
4 ·10 -2
100
10 -2
3 ·10 -3
4 ·10 -2
Kavitationsneigung
gering
sehr stark
gering
gering
gering
100
10 - 15
200 - 400
150 - 300
300
85
4
2
3
-
Flammpunkt
[ ° C]
Zündtemperatur
[ ° C]
Relative Flüssigkeitskosten[%]
Marktanteil
[%]
Tabelle 3.3-1: Kennwerte von Druckflüssigkeiten
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-52
Druckflüssigkeiten
Additive können in zwei verschiedene Klassen unterschieden werden. Die erste
Klasse beeinflusst die physikalischen und die chemischen Eigenschaften einer
Grundflüssigkeit. Hierzu zählen Additive, die das Viskositäts-Temperatur-Verhalten,
die Kristallisationstendenz oder das Alterungsverhalten beeinflussen. Die zweite
Klasse von Additiven wirkt an der Grenzfläche zwischen Flüssigkeit und Komponente. Hierunter zählen Additive, die das Reibungs- und Verschleißverhalten verbessern,
sowie Korrosion verhindern.
Oxitationsinhibitoren reduzieren die Alterung einer Flüssigkeit, die bei erhöhten Temperaturen durch Luftsauerstoff eintritt. Die wichtigsten Vertreter dieser Gruppe sind
Schwefel- und Phosphorverbindungen. Metallionen wie Kupfer, Eisen, Blei und andere können den Alterungsprozess einer Druckflüssigkeit beschleunigen. Durch Additive werden die Ionen „maskiert“, d.h. komplex gebunden.
Hochdruck- oder EP-(Extreme Pressure) Additive bieten einen erhöhten Verschleißschutz. Sie bilden an hochdruckbelasteten Gleitstellen Metallverbindungen, die unter
Normalbedingungen fest sind, unter Verschleißbedingungen jedoch flüssig bis gleitfähig sind. Hierdurch werden Gleitpartner, die im Mischreibungsgebiet arbeiten, voneinander getrennt. Es kommt dann erst bei wesentlich höheren Belastungen zum
Verschweißen der Gleitpartner.
Reibwertminderer bilden dünne Schichten auf den Reibflächen infolge physikalischer
Adsorption. Sie bestehen aus polaren Stoffen wie beispielsweise Fettalkoholen, Fettsäuren, Fettsäureester, -amiden oder –salzen. Sie werden dort eingesetzt, wo das
Mischreibungsgebiet durch das An- und Auslaufen gleitender Metallflächen durchfahren wird. Außerdem mindern sie den Stick-Slip-Effekt und verbessern so das Geräuschverhalten hydraulischer Maschinen.
Viskositäts-Index-Verbesserer
(VI-Verbesserer)
verbessert
das
Viskositäts-
Temperaturverhalten von Druckflüssigkeiten. Die Wirkung der linearen Polymermoleküle, die heute üblicherweise als VI-Verbesserer eingesetzt werden, beruht darauf,
dass sich ihre Viskosität bei verschiedenen Temperaturen unterschiedlich erhöht. VIVerbesserer sind jedoch mit steigender Molekularmasse zunehmend empfindlich gegenüber mechanischer Beanspruchung. Beim Durchströmen von Steuerkanten werden diese zerstört, so dass bei hohen Temperaturen die Viskosität des Druckmediums sinkt.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-53
Druckflüssigkeiten
Stockpunkterniedriger werden überall dort benötigt, wo hydraulische Systeme bei
niedrigen Umgebungstemperaturen angefahren werden müssen. So kann die Fließfähigkeit des Mediums beim Kaltstart sichergestellt werden. Mineralölbasiche Flüssigkeiten scheiden beim Abkühlen n-Parafin-Kohlenwasserstoff in kristalliner Form
als Nadeln und Platten aus. Sie verhindern das Fließen des Öls durch ein verfilztes
Netzwerk, d.h. das Öl stockt. Durch Entparafinierung kann eine Erniedrigung des
Stockpunktes erreicht werden. Aus Kostengründen wird jedoch nur eine partielle Parafinierung durchgeführt, so dass sich ein Stockpunkt von unter minus 15 °C ergibt,
was heute für die meisten Anwendungen ausreichend ist.
Durch die Ausscheidung von im Öl gemischter Luft bildet sich auf dem Druckmedium
ein unerwünschter Schaum. Dieser beeinträchtigt die Schmiereigenschaften des
Druckmediums negativ, fördert die Oxidation und kann zum Ansaugen von Luft in die
Pumpe führen. Als Schaumverhinderer haben sich Zusätze von flüssigen Siliconen
bewährt.
Detergentien und Dispergentien haben die Aufgabe, ölunlösliche Stoffe, harz- und
asphaltartige Oxidationsprodukte sowie Wasser in Suspension zu halten oder aber
deren Absetzung zu beschleunigen. Dispergentien sind aschefreie organische Verbindungen, die eine Ausflockung kolloidaler Teilchen verhindern. Detergentien sind
öllösliche bzw. fein dispergierende Metallsalze, die eine gute Schmutzlösewirkung
besitzen.
Emulgatoren sind insbesondere für schwerentflammbare Druckflüssigkeiten von großer Bedeutung. Sie steigern durch Herabsetzung der Grenzflächenspannung des
Wassers die Haltbarkeit der Emulsion.
Korrosionsinhibitoren verhindern durch Bildung einer nichtmetallischen Schutzschicht
die Korrosion auf einer Metalloberfläche. Heute eingesetzte Korrosionsinhibitoren
sind Stickstoff-Verbindungen, Fettsäureamide, Phosphorsäure-Derivate, Sulfonsäuren, Schwefelverbindungen sowie Carbonsäure-Derivate.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-54
Pumpen und Motoren
4 Pumpen und Motoren
Pumpen und Motoren dienen in der Fluidtechnik der Energieumformung von mechanischer in hydraulische Energie oder umgekehrt. Dieses Kapitel wird sich, entgegen
den Erläuterungen aus der Einleitung, nicht nur mit den hydrostatischen Maschinen
beschäftigen. Hydrodynamische Strömungsmaschinen, wie beispielsweise Kreiselpumpen, haben ihren festen Platz in hydraulischen Anwendungen und werden daher
kurz am Schluss des Kapitels erläutert.
Die Symbole, die in hydraulischen Schaltplänen für Pumpen und Motoren gemäß
DIN ISO 1219 verwendet werden, zeigt Bild 4-1. Pumpen werden in der Regel rotatorisch von einem Elektromotor angetrieben, bei Motoren wird zwischen Rotationsmotoren und Linearmotoren, wie beispielsweise Zylinder, unterschieden.
Konstantpumpe
Verstelleinheit
Konstantrotationsmotor
Linearmotor
Bild 4-1: Schaltsymbole für Pumpen und Motoren gemäß DIN ISO 1219
4.1 Funktionsweise
Das grundsätzliche Förderprinzip ist bei einer Pumpe und einem Motor identisch.
Anhand einer Kolbenpumpe soll das Prinzip dargestellt werden, um dann die Unterschiede zu einem Motor zu erläutern.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-55
Pumpen und Motoren
In Bild 4.1-1 ist das älteste Förderprinzip, das einer Kolbenpumpe, schematisch dargestellt. Es gliedert sich in die Arbeitstakte:
Saugen,
Trennen von Saug- und Druckraum,
Komprimieren und Fördern und
Trennen von Druck- und Saugraum.
VUT
VOT
x,dx
VK
pD
pS
A
VK
p
pD
4
3
WA
Δp
WK
VUT ·
pS
1
VOT
Δp
EF1
2
VUT
V
Bild 4.1-1: Funktionsweise einer Kolbenpumpe
Im oberen Bildteil ist die Bewegung des Kolbens dargestellt, im unteren das von der
Pumpe durchlaufene Volumen-Druck-Diagramm (P-V-Diagramm). Der Kolben beginnt seine Bewegung in der linken gestrichelt dargestellten Position (VOT), was der
unteren linken Ecke des p-V-Diagramms entspricht. Bewegt sich der Kolben nach
rechts, so wird das Ventil auf der Saugseite (pS) geöffnet und Öl fließt in die Pumpe
ein (Saugen). Im p-V-Diagramm entspricht dies einer Bewegung entlang der unteren
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-56
Pumpen und Motoren
Linie nach rechts. Bleibt der Kolben in VUT stehen, so schließt das saugseitige Ventil,
Druck- und Saugraum werden voneinander getrennt. Anschließend wird durch eine
Bewegung des Kolbens nach links das Hydraulikmedium so lange komprimiert, bis
es den Systemdruck (pD) erreicht ist und das Ventil im Hochdruckbereich öffnet. Im
p-V-Diagramm entspricht dies dem Erreichen des oberen rechten Punkts. Durch eine
weitere Bewegung des Kolbens nach links wird das komprimierte Ölvolumen ausgeschoben, das Druckmedium wird in die Hochdruckseite gefördert. Durch eine Bewegung nach rechts wird zunächst das Ventil auf der Druckseite geschlossen, so dass
Saug- und Druckraum voneinander getrennt sind. Durch eine weitere Bewegung des
Kolbens wird das komprimierte Volumen entspannt und der Saugvorgang beginnt
nach dem erneuten Öffnen des saugseitigen Ventils.
Die bei der Kompression geleistete Arbeit WK kann mit Hilfe der Mechanik berechnet
werden. Die Ölsäule entspricht dabei einer vorgespannten Feder. Die geleistete Arbeit einer Feder beträgt /K1/:
WK 
1
 c  x 2
2
mit: c 
F

x
und x 
A 2  E 'Öl
p  A

p
VUT
VUT 
E 'Öl  A
V VUT  p

A
A  E 'Öl
4.1-1
4.1-2
4.1-3
Es folgt:
WK 
VUT  p 2
2  E 'Öl
4.1-4
Die maximal nach außen abgegebene Arbeit beträgt:

V  p 
  p
W A  V K  V   p  VK  UT

E
'
Öl


4.1-5
Das Verhältnis aus Kompressions- zu Nutzarbeit beträgt:
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-57
Pumpen und Motoren
WK

WA
p
V
p
2  E 'Öl  K 
 VUT E 'Öl
4.1-6




Rotationsmotoren unterscheiden sich in ihrem Aufbau meist von Hydropumpen nur
geringfügig. Lediglich bei ventilgesteuerten Pumpen ist meist ein motorischer Betrieb
nicht möglich. Im Gegensatz zu Pumpen müssen Hydromotoren meist gegen hohe
Momente anlaufen. Um den Stillstand eines Motors sicher zu beherrschen, sind an
ihnen meist Bremsen angebracht. Im Gegensatz zu Hydropumpen müssen Hydromotoren den gesamten Drehzahlbereich vom Stillstand bis zur Maximaldrehzahl beherrschen. Unter Vernachlässigung der internen Leckage ist die Drehzahl eines Hydromotors von dem ihm zugeführten Ölvolumenstrom abhängig.
Das Beschleunigungsvermögen, die Eigenfrequenz und die Federsteifigkeit des Fluids sind in Tabelle 4.1-1 für einen idealen Linear- und einen Rotationsmotor zusammengefasst.
Rotationsmotor
Beschleunigungsvermögen
ungedämpfte
Eigenfrequenz
Federsteifigkeit
der Fluids
 
0 
M
J
cÖl
J
2
 V  E 'Öl
cÖl  
 
 2    V0
Linearmotor
x 
0 
F
m
c Öl
cÖl  A 2 
m
E 'Öl
V0
Tabelle 4.1-1: Dynamische Eigenschalten von Linear- und Rotationsmotor
4.2 Verdrängerprinzip Zahn
Beim Verdrängerprinzip Zahn bilden Zahnlücken mit den Gehäusewänden Verdrängerräume. Die Verdrängung des Mediums erfolgt stets beim Eingriff der Zähne.
Eine Verstellung des Schluckvolumens ist bei diesen Verdrängerbauarten nicht möglich. Zahnradpumpen werden von 0,4 bis 1.200 cm3/Umdrehung für einen Druck bis
320 bar gebaut.
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H-58
Pumpen und Motoren
Beim Verdrängerprinzip Zahn werden die folgenden Bauarten unterschieden:
 Außenzahnradpumpen (Zahnradpumpe)
 Innenzahnradpumpen
 Zahnringpumpen
 Schraubenspindelpumpen
Der Begriff Pumpe wird hier synonym für Pumpen und Motoren benutzt.
Bild 4.2-1 zeigt den Schnitt durch eine Außenzahnradpumpe. Das Druckmedium
fließt in den Saugraum ein. Im Bereich des Zahneingriffs werden Verdrängerräume
gebildet, die ihr Volumen gemäß der Eingriffslinie der Zähne ändern. Durch die
Drehbewegung der Zahnräder wird das Druckmedium entlang der Gehäusewand
zum Druckraum transportiert. Auf der Druckseite wird das Medium dann im Zahneingriff wieder aus den Zahnkammern gedrückt.
Bild 4.2-1: Förderablauf einer Zahnradpumpe
Das theoretische Fördervolumen einer Zahnradpumpe läßt sich aus der Geometrie
näherungsweise wie folgt berechnen:
Qtheo  m  z     2  m  b  n
mit:
4.2-1
m = Modul
z = Zähnezahl
b = Radbreite
n = Drehzahl
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H-59
Pumpen und Motoren
Der Druck baut sich über dem Umfang der Zahnräder auf. Je weiter eine Druckkammer zur Druckseite geschoben wird, desto höher der Druck in der Förderkammer.
Aus diesem Grund wirken auf die Zahnräder auch Kräfte, die entweder in Lagern
aufgenommen oder durch spezielle Bauteile kompensiert werden. Ein solches System zum axialen Druckausgleich einer Zahnradpumpe zeigt Bild 4.2-2.
Eine so genannte Lagerbrille wird zwischen das Pumpengehäuse und das Zahnradpaar gesetzt. Diese wird auf der dem Zahnradpaar zugewandten Seite durch die
Druckkräfte am Zahnrad belastet. Auf der anderen Seite wird gezielt ein Druckfeld
aufgebracht, so dass die Lagerbrille nahezu kraftausgeglichen ist. Es verbleibt eine
geringe Überschusskraft, die die Lagerbrillen gegen das Zahnradpaar drückt. Die
Spalte zwischen Zahnradpaar und Lagerbrille werden minimiert und so die Leckageverluste im Innern der Pumpe minimiert.
齿轮组一侧受液压，另一侧有对应的机构产生压力与之平衡。
Bild 4.2-2: Axiale Kraftkompensation bei Zahnradpumpen
Zahnradpumpen können auch als Motor eingesetzt werden. Dazu wird lediglich die
Druckseite gespeist. Auch ist ein Reversierbetrieb möglich, dazu muss jedoch die
Verdrängereinheit gezielt einlaufen, da sich die Belastungen auf die Bauteile und
damit das Einlaufbild ändert.
Außenzahnradpumpen sind bauartbedingt preisgünstig. Aus diesem Grund werden
sie überall dort eingesetzt, wo nur geringe Anforderungen an die Antriebe gestellt
werden. Aufgrund ihrer Druckpulsation sind Zahnradpumpen jedoch relativ laut. Eine
Möglichkeit, das Geräuschverhalten der Pumpen zu verbessern ist, zwei Zahnrad-
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H-60
Pumpen und Motoren
paare zueinander versetzt anzuordnen, Bild 4.2-3. Durch die versetzte Pulsation der
zwei Zahnradpaare wird die Gesamtpulsation geringer.
Bild 4.2-3: Reduzierung der Druckpulsation durch zwei Zahnradpaare (Quelle: Bosch
Rexroth)
Innanzahnradpumpen besitzen zur Trennung von Druck- und Saugraum ein Füllstück. Bild 4.2-4 zeigt den Aufbau einer unkompensierten Innenzahnradpumpe. Im
Gegensatz zur Außenzahnradpumpe besitzt diese Pumpe keine Kompensation. Der
maximale Druck ist bei einer solchen Pumpe auf 210 bar beschränkt. Höhere Systemdrücke lassen sich durch Hintereinanderschaltung von zwei Zahnradpaaren erreichen.
S
P
Bild 4.2-4: Innenzahnradpumpen, unkompensiert (Quelle: Bucher Hydraulics)
Eine spaltkompensierte Innenzahnradpumpe zeigt Bild 4.2-5. Die axiale Spaltkompensation wird ähnlich wie bei der Außenzahnradpumpe durch Lagerbrillen erreicht.
Eine radiale Spaltkompensation des Zahnkranzes erfolgt durch gezielt eingebrachte
Druckfelder am Außendurchmesser. Eine Kompensation des Spaltes zwischen FüllProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-61
Pumpen und Motoren
stück und Zahnrädern wird durch ein geschlitztes Füllstück erreicht. Der Druck in
diesem Schlitz drückt die beiden Halbmondhälften gegen die Zahnpaarung.
Bild 4.2-5: Spaltkompensierte Innenzahnradpumpe (Quelle: Bucher Hydraulics)
Prinzipbedingt sind die Druckpulsationen von Innenzahnradpumpen sehr gering. Im
Vergleich zu Außenzahnradpumpen besitzen sie eine etwa zehnfach geringere
Druckpulsation. Im Wettbewerb mit den Schraubenspindelpumpen sind sie daher die
leisesten auf dem Markt anzutreffenden Pumpentypen. Die Druckpulsation ist unter
anderem von der Anzahl der Zähne des Ritzels und des Zahnkranzes abhängig. Je
geringer der Unterschied zwischen der Anzahl der Zähne des Ritzels und des Zahnkranzes ist, desto geringer die Druckpulsation. Aus diesem Grunde sind so genannte
sichellose Innenzahnradpumpen entwickelt worden, Bild 4.2-6, Bild 4.2-7.
Bild 4.2-6: Sichellose Innenzahnradpumpe (Quelle: Voith)
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-62
Pumpen und Motoren
Die Abdichtung zwischen den Zähnen erfolgt hierbei durch eine Weichdichtung. Das
Druckmedium wird durch den Zahnkranz zu- und abgeführt, was jedoch zu einem
schlechteren Ansaugverhalten dieser Pumpen führt.
Ein weiteres Beispiel für sichellose Innenzahnradpumpen, eine so genannte Ringpumpe, ist in Bild 4.2-7 dargestellt:
Gehäuse
AxialRing
scheibe
Hohlrad
Ritzel
Bild 4.2-7 Spaltkompensierte Ringpumpe (Quelle: Eckerle)
Die dargestellte Ringpumpe verfügt über eine radiale sowie eine axiale Spaltkompensation. Die radiale Kompensationskraft wird durch den äußeren Ring auf das
Hohlrad übertragen. In Abhängigkeit vom Betriebsdruck dichten die Zähne von Ritzel
und Hohlrad am Zahnkopf. Dieses Wälzgleiten gewährleistet eine hohe Dichtheit bei
geringen Reibkräften. Die Anpresskraft ist sehr klein. Dieser Pumpentyp ist mit Axialscheiben zum Leckspaltausgleich in axialer Richtung ausgeführt. Die Abdichtung
erfolgt durch eine stehende Scheibe gegen die laufenden Getriebeteile.
1
1
1
2
7
2
7
3
6
5
1/7Wellenumdrehung
1/14 Umdrehung
Nullstellung
4
3
6
5
4
2
7
3
6
5
4
Bild 4.2-8 Zahnringmotor
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H-63
Pumpen und Motoren
Auch so genannte Zahnringmotoren besitzen kein Füllstück, das Druck- und Saugraum voneinander trennt, Bild 4.2-8. Durch eine planetenartige Bewegung des Innenrades in einem feststehenden Außenrad wird ein hohes Schluckvolumen des Motors
erreicht. Dies erlaubt hohe Antriebsmomente bei einer kompakten Bauweise. Im dargestellten Bild wird bei einer Umdrehung der Welle das Verdrängervolumen von 6
mal 7 Zahnlücken gefördert.
Schraubenspindelpumpen, Bild 4.2-9, bestehen aus zwei oder drei sich drehenden
Spindeln, die einen Verdrängerraum bilden. Durch die Drehung einer Spindel wird
der Förderraum axial verschoben und so das Medium von der Saug- zur Druckseite
transportiert. Gleichzeitig findet von Stufe zu Stufe ein Druckaufbau in den Förderkammern statt /G1/.
Bild 4.2-9 Dreispindelige Schraubenpumpe
Bei zweispindeligen Schraubenpumpen werden die Spindeln über Zahnräder
zwangsgeführt. Sie werden vor allen Dingen zum Fördern von Medien mit hohen
Viskositäten (Erdölindustrie) oder nichtschmierender Medien (chemische Industrie)
eingesetzt.
Die Spindeln dreispindeliger Schraubenpumpen sind nicht zwangsgeführt. Sie werden zum Fördern von schmierenden Medien eingesetzt. Dadurch, dass die Förderkammer einer dreispindeligen Schraubenpumpe durch die Drehbewegung axial verschoben wird, besitzt die Schraubenpumpe theoretisch keine Druckpulsation. Praktisch werden jedoch durch die Kompressibilität des Mediums Druckpulsationen erzeugt, die in der Größenordnung von Innenzahnradpumpen liegen.
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H-64
Pumpen und Motoren
4.3 Verdrängerprinzip Flügel
Flügelverdränger unterscheidet man nach der Anordnung ihrer Flügel. Bei einer Flügelzellenpumpe sitzen die Flügel im Rotor, bei der Sperrflügelpumpe im Gehäuse.
Bei Flügelzellenpumpen gleiten Flügel in radialen Schlitzen und bilden mit Rotor und
Gehäuse die Verdrängerräume. In einhubiger Ausführung gemäß Bild 4.3-1 ist eine
Verstellung des Fördervolumens durch Verschieben der Welle gegenüber dem Gehäuse möglich. Das Schluckvolumen lässt sich wie folgt berechnen:
zd 

V    b  e  d  e 

 

4.3-1
A
a
s
a
t
B
d
e
b = Flügelbreite
Bild 4.3-1: Einhubige Flügelzellenpumpe
Druckpulsationen entstehen durch das Eintauchen der Flügel im Rotor. Hierdurch
wird das Volumen im Druckraum verändert. Außerdem ändern sich die Dichtspalte
dadurch, dass wechselweise zwei oder drei Flügel Saug- und Druckraum trennen.
Diese Schwankungen in der Leckage führen ebenfalls zu Druckpulsationen.
Mehrhubige Flügelzellenpumpen können das Fördervolumen nicht verstellen. Dafür
ist jedoch der Rotor durch seine symmetrische Druckverteilung kraftausgeglichen.
Lager können somit kleiner dimensioniert werden.
Eine Sperrflügelpumpe, auch Deri-Pumpe genannt, zeigt Bild 4.3-2. Zwei um 90 °
versetzte Drehkolben drehen sich auf einer Welle. Die Trennung des Saugraums
vom Druckraum wird durch im Gehäuse angebrachte Flügel erreicht. Die Kurvenbahn der Drehkolben ist so ausgelegt, dass sich theoretisch ein konstanter Volumen-
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H-65
Pumpen und Motoren
strom ergibt. Druckpulsationen ergeben sich dann aufgrund der Kompressibilität des
Druckmediums.
Bild 4.3-2: Sperrflügelpumpe
4.4 Verdrängerprinzip Kolben
Kolbenpumpen lassen sich nach der Anordnung der Kolben zur Triebwelle in Axialkolben-, Radialkolben- und Reihenkolbeneinheiten einteilen. Je nach Anordnung der
Kolben können die Einheiten weiter in Schrägscheiben-, Taumelscheibeneinheiten
und Schrägachseneinheiten unterteilt werden. Die bei den Kolbeneinheiten maximal
erreichbaren Drücke liegen bei 500 bar, normale Drehzahlen liegen bei 1.500 bis
3.000 U/min. Kolbeneinheiten lassen sich meist sowohl als Pumpe als auch als Motor einsetzen.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-66
Pumpen und Motoren
Bild 4.4-1: Axialkolbenpumpe in Schrägscheibenbauart [Quelle: Bosch Rexroth]
Eine Kolbenpumpe in Schrägscheibenbauweise zeigt Bild 4.4-1. Diese Bauart ist weit
verbreitet, da sie einen einfachen und kompakten Aufbau besitzt, kurze Flüssigkeitswege hat und eine einfache Verstellung des Hubvolumens zulässt.
Bei der Schrägscheibenbauweise rotieren Kolben und Kolbentrommel, der Steuerspiegel steht fest. Durch eine Schrägstellung der Schrägscheibe wird die Förderung
erreicht. Eine Änderung des Winkels bewirkt eine Änderung des Fördervolumens,
vergleiche auch Bild 4.4-2:
Q  z  AK  D K  n  tan 
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
4.4-1
H-67
Pumpen und Motoren
Bild 4.4-2: Kräfte auf eine Axialkolbenpumpe in Schrägscheibenbauweise
Durch eine Veränderung des Winkels der Schrägscheibe ist sogar eine Änderung der
Förderrichtungsumkehr ohne Änderung der Drehrichtung möglich. Damit im Saugbetrieb die Kolbenschuhe nicht von der Schrägscheibe abheben, müssen sie durch
Niederhalter oder Federn gehalten werden.
Bei einer Axialkolbenmaschine mit Taumelscheibe dreht sich, im Gegensatz zur
Schrägscheibenbauweise, die Kolbentrommel nicht, Bild 4.4-3. Vielmehr dreht sich
nun die Taumelscheibe und erzeugt so die Bewegung der Kolben. Mit ihr dreht sich
ein so genannter Radialverteiler (Drehschieber), der die wechselweise Verbindung
der Kolbenräume zur Druck- oder Saugseite übernimmt.
Vorteilhaft bei dieser Bauweise sind der einfache Aufbau und die geringe Zahl von
möglichen Leckstellen, so dass diese Bauart einen guten volumetrischen Wirkungsgrad besitzt. Nachteilig ist jedoch die dynamisch nicht ausgewuchtete Taumelscheibe, die erhebliche Massenkräfte erzeugt. Ausreichend dimensionierte Lager müssen
diese Kräfte aufnehmen. Außerdem ist eine Verstellung der Taumelscheibe nicht ohne erheblichen Aufwand zu realisieren.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-68
Pumpen und Motoren
Bild 4.4-3: Axialkolbeneinheit in Taumelscheibenbauweise [Quelle: Donzelli]
Bei einer Axialkolbeneinheit in Schrägachsenbauart befindet sich die Achse der Kolbentrommel in einem Winkel zur Achse der Antriebswelle. Durch diese Kinematik
führen die Kolben bei Rotation der Antriebswelle eine Hubbewegung in der Kolbentrommel aus. Bild 4.4-4. zeigt den Querschnitt einer Schrägachseneinheit mit konstantem Winkel der Achsen (ohne Verstellmöglichkeit).
Bild 4.4-4: Axialkolbeneinheit in Schrägachsenbauweise, als Konstantpumpe [Quelle:
Parker]
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H-69
Pumpen und Motoren
Die Verstellung des Schluckvolumens bei Verstelleinheiten wird durch einen varibalen Winkel zwischen den Achsen der Antriebswelle und der Kolbentrommel realisiert.
Bild 4.4-5 zeigt eine solche Einheit, bei der die Verstellung durch einen Verstellzylinder
(rechts) ermöglicht wird. Obwohl hier höhere Massenkräfte bei der Verstellung auftre-
ten, ergeben sich bei dieser Bauart Vorteile bei der Kraftübertragung zwischen Kolben und Antriebsflansch.
Bild 4.4-4: Axialkolbeneinheit in Schrägachsenbauweise [Quelle: Bosch Rexroth]
Bild 4.4-6 zeigt die Kräftebilanz an der Kolbentrommel einer Axialkolbeneinheit in
Schrägachsenbauweise. Da Kolbentrommel und Antriebsflansch gemeinsam miteinander rotieren, können die Kolben über Pleuel und Kugelgelenke fest mit dem Antriebsflansch verbunden werden. Eine Lagerung über Pleuel ist notwendig, da sich
kinematisch bedingt die Kolben in der Kolbentrommel auf einer elliptischen Bahn auf
dem Antriebsflansch abbilden.
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H-70
Pumpen und Motoren
Bild 4.4-6: Kräfte an einer Axialkolbeneinheit in Schrägachsenbauart
Da sich das Moment direkt am Triebflansch abbildet, bleiben die Kolben weitestgehend querkraftfrei. Daher lassen sich mit dieser Bauart größere Schwenkwinkel als
mit den übrigen Axialkolbenbauarten realisieren. Es sind Schwenkwinkel bis zu 45°
möglich, wohingegen bei der Schrägscheibenbauart 18° üblich sind, neuere Entwicklungen ermöglichen hier einen Schwenkwinkel von bis zu 22°. Die Kosten dieser
Bauart sind jedoch wesentlich höher als die der Schrägscheibenbauart, da die Kolben hohe Axialkräfte auf den Antriebsflansch ausüben. Diese müssen durch groß
dimensionierte Axiallager aufgenommen werden.
Tabelle 4.4-1 fasst die Vor- und Nachteile der Schrägscheiben- und Schrägachsen-
bauart noch einmal zusammen.
Von besonderer Bedeutung ist bei den Axialkolbeneinheiten der Steuerspiegel. Er
übernimmt primär zwei Aufgaben, das Trennen von Druck- und Saugraum und die
Axiallagerung der Kolbentrommel. Die Funktion des Steuerspiegels wird an Hand
eines ebenen Steuerspiegels, wie er beispielsweise in einer Schrägscheibenbauart
zu finden ist, erläutert, Bild 4.4-6.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-71
Pumpen und Motoren
Der Steuerspiegel besitzt zwei nierenförmige Schlitze, über die die Zylinderräume mit
der Druck- und Saugseite der Einheit verbunden sind. Auf der Saugseite bewegen
sich die Kolben vom Steuerspiegel weg und saugen so das Druckmedium an. Im unteren Totpunkt (UT) trennt ein Dichtsteg den Kolbenraum von Druck- und Saugseite.
Die Breite des Steges muss also etwas größer sein als die Öffnung zum Kolben. Anschließend wird der Kolben zur Druckseite hin geöffnet und das Druckmedium wird
durch Bewegung des Kolbens zum Steuerspiegel hin aus dem Kolbenraum verdrängt.
Schrägscheibenbauart
Vorteile
 Ölzu- und –abführung mit geringen Strömungsverlusten
 einfacher Aufbau
 unempfindlich gegen Drehschwingungen
Schrägachsenbauart
 keine Querkräfte am Kolben
 weniger hydrostatische Entlastungen, daher weniger Leckverluste
 geringere Schmutzempfindlichkeit
 geringe Reibung durch hydrodynamische Entlastung
 geringe Baugröße und Masse
 Durchtriebsmöglichkeit der Welle
 geringere Herstellkosten
Nachteile  Momentenübertragung durch
Querkräfte am Kolben
 keine großen Schwenkwinkel
möglich
 zusätzliche Leckverluste durch
viele hydrostatische Entlastungen
 hohe Strömungsverluste durch
mehrfach gekrümmte Kanäle
 Schwenkdurchführung erforderlich
 axiale Wälzlager erforderlich
 aufwendiger Aufbau
 bei Drehschwingungen des Antriebs Gefahr des Pleuelbruchs
Tabelle 4.4-1: Vor- und Nachteile der Schrägachsen- und Schrägscheibenbauart
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-72
Pumpen und Motoren
Saugseite
Hub h
UT
φ
Druckseite
A
Drehwinkel φ
A - A kolben
A
UT
OT
Saugniere
UT
Druckniere
UT
Kolben
gestrichelt:
ohne Vorkompression und
Druckausgleichskerbe
OT
UT
Steuerspiegel
Kolbentrommel
Kerbe
Trennsteg
Bild 4.4-6: Steuerspiegel einer Axialkolbenpumpe in Schrägscheibenbauweise
Wie jedoch bereits vorher erläutert, ist das Druckmedium kompressibel. Zum Aufbau
eines Druckes in einem Volumen wird also ein Kompressionsvolumen benötigt. Daher würde Öl aus der Druckseite in den Kolbenraum einströmen, was mit erheblicher
Geräuschentwicklung verbunden ist. Aus diesem Grund wird bei den Kolbenmaschinen der Trennsteg verlängert, so dass das Druckmedium durch die Bewegung des
Kolbens zum Steuerspiegel vorkomprimiert wird. Eine Kerbe im Steuerspiegel sorgt
dafür, dass Druck- und Kolbenraum zunächst nur über einen Widerstand miteinander
verbunden sind, so dass sich der Druck in den beiden Räumen angleichen kann. Eine Auslegung des so genannten Vorkompressionswinkels und der Entlastungskerben kann jedoch immer nur für einen Druck exakt erfolgen. Da der Druck in einem
System jedoch in der Regel schwankt, muss ein Kompromiss zwischen Geräuschminimierung und zulässigem Druckbereich gefunden werden.
Die Axialkräfte der Kolbentrommel werden durch den Steuerspiegel hydrostatisch
kompensiert. Um ein Abheben der Kolbentrommel jedoch zu verhindern, ist es notwendig, die Kompensationskräfte kleiner als die Axialkräfte auszulegen. Die verbleibenden Axialkräfte auf die Kolbentrommel müssen durch einen hydrodynamischen
Schierfilm zwischen Kolbentrommel und Steuerspiegel aufgenommen werden. Aus
diesem Grund kann es bei Axialkolbeneinheiten bei geringen Drehzahlen auch zu
Problemen aufgrund einer unzureichenden hydrodynamischen Lagerung kommen.
Die Axialkräfte sind jedoch nicht konstant. Je nach Position der Kolben auf der Kolbentrommel bewegen sie sich auf einer Bahn innerhalb eines Winkelbereichs. Die
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H-73
Pumpen und Motoren
Größe der Lagerkraft hängt davon ab, wie viele Kolben gerade mit Druck beaufschlagt sind. Je nachdem, ob die Axialkolbeneinheit eine gerade oder ungerade Anzahl Kolben besitzt, kann zudem die Höhe der Axialkräfte unterschiedlich sein.
Bei Radialkolbeneinheiten sind die Kolben radial zur Antriebswelle angeordnet, Bild
4.4-7. Es wird hier zwischen außen und innen abgestützten Kolben unterschieden.
Bild 4.4-7 zeigt eine Radialkolbenpumpe mit außen abgestützten Kolben, die innen
beaufschlagt werden. Die Flüssigkeitszu- und -abfuhr erfolgt durch einen mitrotierenden Steuerzapfen. Die Kolben stützen sich auf einem exzentrisch angeordneten
Hubring ab. Auch hier müssen die Kolben beim Ansaugen durch Ringe am Hubring
gehalten werden.
Im Gegensatz zu mehrhubigen Radialkobeneinheiten lässt sich das Schluckvolumen
bei einhubigen einfach verstellen. Wie in Bild 4.4-7 gezeigt, kann dies durch zwei von
außen auf den Hubring wirkenden Steuerkolben geschehen.
Steuerzapfen
Kreuzscheibenkupplung
Hubring
Gleitschuh
Quelle: Moog
Ring
Welle
Kolben
Stellkolben
Zylinderstern
Bild 4.4-7: Verstellbarer Radialkolbenmotor mit außen abgestützten Kolben
Radialkolbeneinheiten mit innen abgestützten Kolben zeigt Bild 4.4-8. Die im Gehäuse angeordneten Zylinder stehen fest. Bei dem gezeigten Beispiel erfolgt die Flüssigkeitsverteilung durch einen axial angeordneten Steuerspiegel.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-74
Pumpen und Motoren
Bild 4.4-8: Radialkolbenmotor mit innen abgestützten Kolben
Radialkobeneinheiten besitzen zwar in der Regel einen kleineren Kolbenhub als Axialkolbeneinheiten, es lässt sich jedoch ein wesentlich größerer Kolbendurchmesser
realisieren, wodurch sie auch größere Schluckvolumina besitzen. Daher laufen diese
Einheiten mit geringeren Drehzahlen, aber hohen Drehmomenten. Sie werden bevorzugt als Radmotoren eingesetzt. Hierbei wird das Gehäuse direkt am Fahrzeug
befestigt und das Rad direkt auf der Welle.
Die Förderstrompulstation einer Pumpe in Schrägscheibenbauweise soll hier beispielhaft berechnet werden. Aus Bild 4.4-9 lässt sich der Kolbenhub kinematisch bestimmen:
h( ) 
hmax b

2 r
mit:
b( )  r  1  cos  
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
4.4-2
H-75
Pumpen und Motoren
h , Vk
b
V K  AK 
h m ax
 1  co s 
2

h
φ
r
h
dV K
 A K  m ax sin 
d
2
h max
2
α
h max

2
Fördern

3
2
2
φ
Ansaugen
Bild 4.4-9: Berechnung des Förderstroms einer Schrägscheibenpumpe
Das vom Kolben verdrängte Volumen berechnet sich zu:
V K ( )  AK  h( )

hmax
 1  cos    AK
2
4.4-3
Der Volumenstrom berechnet sich aus der Ableitung des Volumens nach der Zeit:
QK 
h
dV K
dV
   K  max  AK    sin 
dt
d
2
4.4-4
Die kinematische Volumenstrompulsation kann nun aus Summation der Einzelförderströme der Kolben berechnet werden. Es muss hier stets der positive Anteil jedes
Summanden betrachtet werden. Das Ergebnis einer Berechnung für eine drei-, vierund fünfkolbigen Pumpe zeigt Bild 4.4-10. Die Berechnungen gelten nur unter Vernachlässigung des Kompressionsstromes.
Der Ungleichförmigkeitsgrad nach Thoma beschreibt das Verhältnis aus Wechselanteil zu Gleichanteil eines Volumenstromes:

Q
 100%
Qmittel
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
4.4-5
H-76
Pumpen und Motoren
Q
φ
0
π
0
2π
3π
3-Kolbenpumpe
Qmittel Qmin Qmax
Q
0
0
π
2π
3π
4-Kolbenpunpe
Q
φ
0
0
π
2π
3π
5-Kolbenpumpe
Bild 4.4-10: Druckpulsation von Kolbenpumpen für verschiedene Kolbenzahlen
In Bild 4.4-11 sind die berechneten Ungleichförmigkeitsgrade für Kolbenpumpen dargestellt. Es zeigt sich, dass Kolbenpumpen mit ungerader Kolbenzahl wesentlich geringere Druckpulsationen als vergleichbare Pumpen mit einer geraden Kolbenzahl
aufweisen. Aus diesem Grund sind in der Praxis auch kaum Kolbenpumpen mit einer
geraden Anzahl Kolben anzutreffen.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-77
Pumpen und Motoren
Bild 4.4-11: Kinematischer Ungleichförmigkeitsgrad von Kolbenpumpen
Das Drehmoment von Motoren schwankt prinzipbedingt wie der Volumenstrom bei
Pumpen. Geht man davon aus, dass der einem Kolbenmotor zugeführte Volumenstrom konstant ist und das geometrische Volumen V K eines Kolbens bekannt ist, so
gilt:
Q2 
dV
dV d

 K
dt
dt
d
4.4-6
Δp
dφ
dt
Σ
dV k
dφ
Q=const.
Δp
φ
Bild 4.4-12: Ungleichförmigkeit eines Kolbenmotors
Im Gegensatz zur Pumpe kann hier nicht von einer konstanten Winkelgeschwindigkeit  ausgegangen werden. Bild 4.4-12 zeigt den Verlauf der Winkelgeschwindigkeit
in Abhängigkeit des Drehwinkels. Hierbei ist nur der kinematische Einfluss betrachtet
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-78
Pumpen und Motoren
worden. Weitere Einflüsse auf die Ungleichförmigkeit eines Motors, die auch das
Drehmoment beeinflussen, sind Leckverluste, drehwinkelabhängige Reibmomente
und die Kompressibilität des Druckmediums.
4.5 Linearmotoren
Die Umformung der hydraulischen Leistung in eine geradlinige Bewegung erfolgt in
der Hydraulik durch Zylinder. Die einfachste Bauart ist ein einfachwirkender Zylinder,
auch Plungerzylinder genannt, Bild 4.5-1. Dieser Zylinder kann nur hydraulisch ausgefahren werden und benötigt daher zum Rückzug eine Feder, das Eigengewicht
oder andere Mittel. Vorteile des Zylinders liegen im einfachen und robusten Aufbau.
A
Bild 4.5-1: Einfachwirkender Zylinder
Bei doppeltwirkenden Zylindern können beide Seiten mit Druck beaufschlagt werden,
Bild 4.5-2. Besitzt der Zylinder gleich große Flächen, wird von einem Gleichgangzy-
linder gesprochen.
Bild 4.5-2: Gleichgangzylinder
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-79
Pumpen und Motoren
Durch Verändern eines Durchmessers einer Kolbenstange kann ein Zylinder für unterschiedliche Kräfte und Geschwindigkeiten erzeugt werden. In Bild 4.5-3 ist eine
Kolbenstange ganz weggelassen worden.
3
0
1
2
Bild 4.5-3: Differentialzylinder mit Eilgangschaltung
In der Praxis werden oft schnelle Bewegungen mit geringer Kraft und kleine Bewegungen mit hoher Kraft benötigt. Vorteilhaft lässt sich dies mit einer so genannten
Differentialschaltung realisieren. Soll der Zylinder schnell verfahren werden, werden
Kolbenstangen- und Kolbenbodenseite kurzgeschlossen, Ventilstellung 2 in Bild 4.53. Das auf der Kolbenstangenseite verdrängte Öl fließt über das Ventil in die Bodenseite. Wird ein Flächenverhältnis von 1:2 realisiert, so sind die maximalen Geschwindigkeiten zum Ein- und Ausfahren des Zylinders gleich. Im Krafthub wird das Ventil in
Stellung 1 gebracht und der Zylinder kann seine maximale Kraft erzeugen.
Quelle:Teha
Bild 4.5-4: Teleskopzylinder
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-80
Pumpen und Motoren
Überall dort, wo große Hübe bei kleiner Zylinderbaulänge notwendig sind, werden
Teleskopzylinder eingesetzt, Bild 4.5-4. Sie können sowohl einfach-, als auch doppeltwirkend ausgeführt werden.
Schwenkmotoren schließen die Lücke zu langsamlaufenden Rotationsmotoren. Im
Gegensatz zu Rotationsmotoren sind sie in ihrer Drehbewegung begrenzt. Üblicherweise reicht ihr Schwenkbereich bis etwa 360°. Sie besitzen jedoch den Vorteil, dass
sie ein über dem Drehwinkel konstantes Moment erzeugen können. Bild 4.5-5 zeigt
die gebräuchlichsten Schwenkmotoren.
Bild 4.5-5: Schwenkmotoren
Problematisch kann bei Kolben das Einfahren in die Endlage sein. Ohne konstruktive
Maßnahmen würde ein Zylinder bei Erreichen der Endlage abrupt stehen bleiben und
die Beschleunigungskräfte müssten vom Zylinder aufgenommen werden. Um die
Massenkräfte auf den Zylinder jedoch niedrig zu halten, können Zylinder so genannte
Endlagendämpfungen, Bild 4.5-6, besitzen. Die Geschwindigkeit soll dabei möglichst
linear abgebaut werden, so dass sich eine konstante Verzögerung ergibt. Damit der
Zylinder aus seiner Endlage wieder schnell ausgefahren werden kann, müssen
Rückschlagventile vorgesehen werden.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-81
Pumpen und Motoren
Eine besondere Bauform des Zylinders ist der so genannte Druckübersetzer, Bild
4.5-7. Hierdurch lassen sich Drücke erreichen, die oberhalb des primären System-
druckes liegen. Besonders vorteilhaft lassen sich hier Klemm- und Spannfunktionen
realisieren.
verstellbarer Widerstand
x
Rückschlagventil
Zeit t
Widerstandsquerschnitt A
Geschwindigkeit v
Anschluss
Weg x
Bild 4.5-6: Endlagendämpfung eines Zylinders
Bild 4.5-7: Druckübersetzer
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-82
Pumpen und Motoren
4.6 Kreiselpumpen
Wie bereits weiter oben erwähnt, gehören Kreiselpumpen nicht zu den hydrostatischen sondern den hydrodynamischen Maschinen, die hier prinzipiell nicht behandelt
werden. Sie haben jedoch einen festen Platz in hydraulischen Systemen überall dort,
wo große Volumenströme bei geringem Systemdruck erzeugt werden müssen. Typischerweise werden sie als Füllpumpen für Hydraulikpumpen eingesetzt.
Das Druckmedium wird bei Kreiselpumpen zentrisch zugeführt und dann durch der
Zentrifugalkraft nach außen gegen einen Druck gefördert. Der Druck lässt sich gemäß Bild 4.6-1 berechnen. Für die Masse eines Teilchens in der Kreiselpumpe gilt:
dm  b  dr  dl  
4.6-1
Hieraus lässt sich die Zentrifugalkraft auf ein Teilchen berechnen:
dZ  dm   2  r   2  r  b    dr  dl
4.6-2
Die Druckänderung in der Kreiselpumpe berechnet sich aus der Zentrifugalkraft:
dp 
dZ
    2  r  dr
b  dl
4.6-3
r2
r
dr
r1
b
dl
dZ
Bild 4.6-1: Läuferrad einer Kreiselpumpe
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-83
Pumpen und Motoren
Durch Integration über dem Läuferradius erhält man:
r  r1
p 2  p1      2
2
2
2
2
4.6-4
Mit   r  u berechnet sich hier Druck in Abhängigkeit von der Umfangsgeschwindigkeit:
p  p1 

2

 u 2  u1
2

4.6-5
Wie Bild 4.6-2 zeigt, ist der maximal erreichbare Druck stark vom Förderstrom abhängig. Mit zunehmendem Druck fällt der Pumpenförderstrom stark ab. Kreiselpumpen besitzen somit für hohe Drücke einen schlechten Wirkungsgrad. Aufgrund dieser
Kennlinie ist jedoch auch der maximale Druck, den die Kreiselpumpen aufbauen
können, begrenzt. Es ist somit kein Druckbegrenzungsventil im Kreislauf notwendig.
Aus diesem Grunde werden die Pumpen auch gerne als Hilfspumpen für Filter-,
Kühl- oder Heizkreisläufe verwendet.
Förderhöhe(Druck)
η= 0
, 85
0
0,9
1,5
1,0
0,
1
95
0,8
0,5
0,5
0
Förderstrom
Bild 4.6-2: Kennlinie einer Kreiselpumpe
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-84
Ventile
5 Ventile
Wie bereits in der Einleitung beschrieben, zählen Ventile zum konduktiven Teil eines
Hydrauliksystems. Sie haben, vereinfachend gesagt, die Aufgabe, die hydraulische
Leistung zu kontrollieren und gezielt weiterzuleiten. Eine Definition und die verschiedenen Schaltzeichen von Ventilen sind in der DIN ISO 1219 aufgeführt. Die Definition
lautet:
„Ventile sind Geräte zur Steuerung oder Regelung
von Start, Stop und Richtung sowie Druck oder
Durchfluss (Volumenstrom) des von der Hydraulikpumpe geförderten oder in einem Behälter gespeicherten Druckmittels.“
Ventile können prinzipiell nach ihrer Bauart, Ansteuerung und Art der Verstellung unterschieden werden, Bild 5.1.
Ansteuerung
handbetätigt
elektrisch
Bauart
Schieberbauweise
Hydraulisch
Verstellung
schaltend
Sitzbauweise
proportional
Drehschieberbauweise
Bild 5.1: Unterscheidungsmerkmale von Ventilen
Die Baugröße eines Ventils wird in Form einer standardisierten Nenngröße (NG) angegeben. Sie bezeichnet den ungefähren Innendurchmesser der Anschlussbohrung
und steht somit indirekt für einen maximal möglichen Volumenstrom durch das Ventil.
Es gibt die Nenngrößen NG 6, NG 10, NG 16, NG 25, NG 32, ... .Das AnschlussProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-85
Ventile
lochbild so genannter CETOP-Ventile ist genormt, so dass Ventile verschiedener
Hersteller verwendet werden können. Im Bereich der Mobilhydraulik sind meist Sonderanfertigungen von Ventilen anzutreffen, wodurch Kosten und Gewicht gespart
werden können.
5.1 Bauarten
Bei Bauarten von Ventilen wird prinzipiell zwischen Sitz- und Schieberventilen unterschieden. Sitzventile können als Kugel-, Kegel- oder Tellersitzventil ausgeführt werden. Sie haben den Vorteil, dass sie in ihrer geschlossenen Stellung nahezu hermetisch abdichten. Schieberventile umfassen Flach-, Dreh- und Längsschieberventile,
wobei die letzte Bauart am häufigsten anzutreffen ist. Mit ihnen können hohe Drücke
und hohe Volumenströme auf relativ kleinem Bauraum beherrscht werden.
Schieberventile können gemäß ihrer Aufgabe unterschieden werden anhand der
Anzahl gesteuerter Anschlüsse, möglicher Anzahl der Schaltstellungen, Durchflusssituation in der Mittelstellung und der Art der Betätigung. Bild 5.1-1 zeigt ein 4/3Wegenventil, oben ist das Schaltsymbol gemäß DIN ISO 1219 dargestellt, unten eine
konstruktive Ausführung. Die erste Zahl in der Bezeichnung, „4“, steht für die Anzahl
der Anschlüsse. Dabei wird der Druckanschluss mit P, der Tankanschluss mit T und
die Arbeitsanschlüsse mit A und B bezeichnet. Die zweite Zahl in der Ventilbezeichnung, „3“, beschreibt die Anzahl der Schaltstellungen, dies sind gemäß Bild 5.1-1
drei.
T
A
A
B
P
T
P
B
T
Bild 5.1-1: 4/3-Wegeventil
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-86
Ventile
Je nach Überdeckungsverhältnissen in Mittelstellung wird von positiver, negativer
Überdeckung oder Nullüberdeckung gesprochen, Bild 5.1-2. Bei einer negativen
Überdeckung fließt ein Volumenstrom vom P-Anschluss zu den Verbrauchern. Das
Ventil ist also ständig geöffnet. Bei positiver Überdeckung ist der P-Anschluss in Mittelstellung geschlossen. Eine Nullüberdeckung stellt den Idealfall dar, in der Mittelestellung fließt kein Öl, aber bei einer kleinen Betätigung kann das Ventil sofort steuern. Eine Nullüberdeckung ist seriensicher nicht herstellbar, so dass immer eine positive oder negative Überdeckung angestrebt wird.
negative Überdeckung
Nullüberdeckung
y0
positive Überdeckung
y0
y0 =0
y
y
Q
Q(y)>0
y
Q
Q(y)=0 für y=0
Q
Q(y)=0 für |y| y0
Bild 5.1-2: Überdeckungsmöglichkeiten von Ventilen
Die Bilder 5.1-3 und 5.1-4 zeigen zwei weitere Beispiele eines 4/3-Wegeventils, bei
dem die Mittelstellung an die Erfordernisse des Hydrauliksystems angepasst wurde.
In Bild 5.1-3 sind die Verbraucheranschlüsse in Mittelstellung mit dem Druckanschluss verbunden. Ein Gleichgangzylinder kann jetzt aufgrund von äußeren Kräften
verstellt werden. In Bild 5.1-4 ist in der Mittelstellung der Druckanschluss mit dem
Tank verbunden. Dies ist in einem System sinnvoll, dass durch eine Konstantpumpe
angetrieben wird. Dadurch braucht der Druck nicht über ein Druckbegrenzungsventil
abgebaut werden.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-87
Ventile
T
A
A
B
P
T
P
B
T
Bild 5.1-3: 4/3-Wegenventil, Verbraucher in Mittelstellung mit P verbunden
T
A
A
B
P
T
P
B
T
Bild 5.1-4: 4/3-Wegeventil, P in Mittelstellung mit T verbunden
Die auf ein Längsschieberventil in axialer Richtung wirkenden Kräfte setzen sich aus
den folgenden Anteilen zusammen:
Massenkraft:
Fm  m  x
5.1-1
Coulombsche Reibkraft:
FRC  FRC  sign (x )
5.1-2
Newtonscher Reibung:
FRN  d  x
5.1-3
Federkraft:
FF  c  x
5.1-4
Strömungskraft:
FStr  f Q, Q
Druckkraft:
FP  A  p
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer


5.1-5
5.1-6
H-88
Ventile
Auf die Berechnung der Strömungskraft wurde bereits in Kapitel 2 eingegangen. Sie
ist, wie dargestellt, eine Funktion des Volumenstroms (stationärer Anteil) und der Änderung des Volumenstroms (instationärer Anteil), sowie der Geometrie der Steuerkante.
Die Coulombsche Reibkraft ist von den Querkräften, die auf das Ventil wirken, abhängig. Wird ein Ventil beispielsweise durch eine Bohrung quer angeströmt, so führt
dies zu einer axialen Kraft auf das Ventil. Diese kann sich dadurch verstärken, dass
der Druck über dem Umfang des Ventils nicht mehr gleich groß ist und das Ventil
weiter an seine Gehäusewand gedrückt wird. Die so erzeugten Reibkräfte können so
groß werden, dass sich ein Ventil nicht mehr verstellen lässt. Abhilfe schaffen radiale
Entlastungen in Form von Umfangskerben, die für ein über dem Umfang konstantes
Druckprofil sorgen, Bild 5.1-5.
250
Einzelheit A
150
100
50
4
0,5
p = 80 bar
[N]
ø24
Klemmkraft F
A
0
p=0
0
2
4
6
8
Zahl der Umfangskerben
4 2 5 1 6 37
Bild 5.1-5: Radiale Entlastung eines Steuerkolbens durch Umfangskerben
Drehschieberventile, wie in Bild 5.1-6 dargestellt, können in speziellen Einsatzfällen
vorteilhaft sein. Ein Beispiel ist die Servolenkung, wo die Drehbewegung durch das
Steuer vorgegeben wird.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-89
Ventile
Bild 5.1-6: Drehschieberventil
Sitzventile haben den Vorteil, dass sie in der geschlossenen Position nahezu lecka-
gefrei sind. Während Schieberventile einen Spalt zwischen Schieber und Gehäuse
besitzen, durch den eine ständige Leckage fließt, schließen Sitzventile formschlüssig
ab. Ihre Leckage liegt bei einigen Tropfen pro Minute. In Bild 5.1-7 sind zwei Bauarten von Sitzventilen dargestellt, ein Kugelsitzventil und ein Schiebersitzventil.
Schiebersitzventil
Kugelsitzventil
Bild 5.1-7: Sitzventilbauarten
Neben den dargestellten 2/2-Sitzventilen gibt es aber auch spezielle Konstruktionen
von Sitzventilen, wie beispielsweise 3/2-Sitzventile, Bild 5.1-8.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-90
Ventile
Bild 5.1-8: 3/2-Sitzventil (Quelle: Bucher Hydraulics)
5.2 Schalt-, Proportional- und Servoventile
Schaltventile können fest vorgegebene Schaltstellungen einnehmen. In der Regel
werden sie dort eingesetzt, wo einfache Stellfunktionen zu realisieren sind. Bild 5.2-1
zeigt ein 4/3-Schaltventil in CETOP-Bauform. Bei der Durchströmung eines solchen
Ventils treten Druckverluste auf, die abhängig von der Viskosität und der konstruktiven Ausführung des Ventils sind. Bild 5.2-2 zeigt beispielhaft die Druckverluste an
den Steuerkanten eines 4/3-Schaltventils der Nenngröße NG 10.
Im Gegensatz zu Schaltventilen können Servo- und Proportionalventile eine dem Eingangssignal proportionale Ventilstellung annehmen. Sie sind so beispielsweise in der
Lage, unterschiedliche Geschwindigkeiten an einem Verbraucher zu realisieren.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-91
Ventile
Bild 5.2-1: Magnetbetätigtes Schaltventil in CETOP-Bauform (Quelle: Bucher Hydraulics)
Servoventile sind ursprünglich für die Flugzeughydraulik entwickelt worden und werden
heute in der Stationärhydraulik dort eingesetzt, wo hohe Genauigkeiten und ein sehr gutes Zeitverhalten gefordert werden. Bild 5.2-3 zeigt ein zweistufiges Servoventil mit Torque-Motor. Das elektrische Eingangssignal wirkt auf den Torque-Motor, der ausgelenkt
wird und das hydraulische System Düse-Prallplatte aus dem Gleichgewicht bringt. Hierdurch wird die Hauptstufe so lange verstellt, bis sich wieder ein Gleichgewichtszustand
eingestellt hat. Mit einer geringen Eingangsleistung (20 mW) lassen sich so hohe Ausgangsleistungen bis zu 100 kW steuern. Servoventile sind jedoch teuer und aufwendig in
der Wartung, da sie eine gute Ölqualität erfordern und meist zusätzlich noch einen Filter
in der Vorsteuerstufe besitzen.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-92
Ventile
20
AB
Druckverlust  p [ bar ]
 = 50 C
16
ν = 35mm²/s
P T
12
P
P
A
B
8
-
P-T
A
B
T
T
6
0
0
30
60
90
Volumenstrom Q [l/min ]
120
Bild 5.2-2: Beispielhafter Druckverlust eines NG 10-Ventils
Proportionalventile vereinen die stetige Verstellung von Servoventilen mit der Robustheit von Schaltventilen. Proportional zu einem Ansteuersignal können Richtung
und Größe eines Volumenstromes bestimmt werden. Proportionalventile werden
meist in der Mobilhydraulik eingesetzt. Bild 5.2-4 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines
einstufigen Proportionalventils. Grundsätzlich unterscheidet es sich nicht von dem in
Bild 5.2-1 dargestellten Schaltventil. Die eingesetzten Magneten zur Verstellung des
Ventils sind jedoch Proportionalmagneten, wodurch eine kontinuierliche Verstellung
ermöglicht wird.
Nennvolumenströme werden bei Servo- und Proportionalventilen für unterschiedliche
Druckdifferenzen angegeben. Während bei Servoventilen der Nennvolumenstrom bei
einem p von 35 bar angegeben wird, wird er bei Proportionalenventilen bei 7 bar
angegeben. Bei gleicher Druckdifferenz besitzen Proportionalventile somit einen größeren Durchfluss als Servoventile.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-93
Ventile
N
Vorstufe
S
N
S
N
Prallplatte
ausgelenkt
S
Torquemotor
Prallplatte
Düse
P
P
Rückführfeder
P
T
T
P
Hauptstufe
A
B
N
N
N
S
S
S
Prallplatte in
Mittelstellung
P
P
P
T
A
T
P
B
Bild 5.2-3: Zweistufiges Servoventil
Bild 5.2-4: Einstufiges Proportionalventil in Sandwichbauweise (Quelle: Bucher Hydraulics)
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-94
Ventile
5.3 Ansteuerungsarten
Die Ansteuerungsarten werden gemäß DIN ISO 1219 in drei verschiedene Kategorien unterteilt:

Mechanisch

Elektrisch

Fluidisch
vergleiche auch Bild 5.3-1. Die einfachste und in der Regel auch kostengünstigste
Art ist die mechanische Ansteuerung. Sie kann über Taster, Handhebel oder Pedale
erfolgen. Diese Ansteuerungsart ist jedoch aufgrund gesetzlicher Grenzwerte von
seiner Betätigungskraft begrenzt.
mechanisch
Allgemein
Hebel
elektrisch
fluidisch
Elektromagnet
direkte
Druckbeaufschlagung
Taster
Feder
Elektromotor
Pedal
Tastrolle
indirekte
Druckbeaufschlagung durch VSTV
M
Bild 5.3-1: Betätigungsarten von Ventilen
Federkraft F
mit Vorspannung
Zentrierfeder
Anschlagscheibe
Vorspannkraft
ohne Vorspannung
Schieberweg x
Ventilschieber
Ventilgehäuse
x
Bild 5.3-2: Federzentrierung bei Ventilen
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-95
Ventile
Eine Besonderheit in diesem Zusammenhang ist die Federzentrierung von Ventilen.
Gefordert wird eine sichere Mittelstellung, so dass die Ventilfeder in der Mittelstellung
beidseitig eine Vorspannkraft besitzen muss. Konstruktiv kann dies wie in Bild 5.3-2
dargestellt gelöst werden.
Die hydraulische Ansteuerung wird oft in kleinen und mittelgroßen Mobilmaschinen
verwendet. Sie zeichnet sich durch hohe Stellkräfte aus. Sie setzt jedoch eine Aufbereitung des Steuerdruckes, der in der Regel unter 40 bar liegt, und eine weitere Ansteuerung für die hydraulische Vorsteuerung voraus. Meist wird die hydraulische
Vorsteuerung mechanisch realisiert, wie beispielsweise in Ferngebern, Bild 5.3-3.
Bild 5.3-3: Hydraulischer Ferngeber (Quelle: Kawasaki)
Am häufigsten ist heute in der Hydraulik die elektromagnetische Ansteuerung von Ventilen verbreitet. Elektromagnete können als Gleichstrom- und Wechselstrommagnete ausgeführt werden. In der Hydraulik werden üblicherweise Gleichstrommagneten eingesetzt.
Bild 5.3-4 zeigt den Schnitt durch einen Schaltmagneten, Bild 5.3-5 durch einen Proportionalmagneten. Durch Anlegen einer Spannung an die Erregerspule wird ein elektromagnetisches Feld erzeugt, welches eine Kraft auf den Anker ausübt. Der Anker wird
hierdurch aus seiner Ausgangslage ausgelenkt.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-96
Ventile
Ausgleichbohrung
Anker
s
Erregerapule
Eisenkern
Bild 5.3-4: Schaltmagnet
Bild 5.3-5: Proportionalmagnet
Proportionalmagnete unterscheiden sich zu Schaltmagneten durch ihre Kennlinie,
Bild 5.3-6. Proportionalmagneten erzeugen im Bereich kleiner Hübe eine vom Weg
unabhängige Magnetkraft. Die Magnetkraft nimmt linear mit dem Strom zu. Aus diesem Grund werden magnetgesteuerte Ventile in der Regel stromgesteuert. Durch
Erwärmung ändert der Magnet seinen Widerstand, so dass er bei einer konstanten
Spannung seinen Strom und damit seine Federkraft ändern würde.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-97
Ventile
Proportionalmagnet
Schaltmagnet
0
l6
l6
l1
l1
0
l1 < l 6
Magnetkraft F
Magnetkraft F
l1 < l 6
0
Hub s
0
Hub s
Bild 5.3-6: Magnetkraft-Hubkennlinien
Es sei an dieser Stelle noch einmal darauf hingewiesen, dass Strömungskräfte die
Genauigkeit des Ventils beeinflussen. Angestrebt wird bei den Ventilen eine zum
Strom proportionale Bewegung. Ändert sich jedoch der Volumenstrom durch ein Ventil, so wirkt sich dies auf die Strömungskraft aus. Ist das Ventil schlecht strömungskraftkompensiert, so ändert es seine Stellung, was zu einem falschen Ausgangsvolumenstrom am Ventil führt.
5.4 Sperrventile
Sperrventile erlauben nur die Durchströmung in einer Richtung, in der anderen sperren sie den Volumenstrom. Als Sperrelemente werden meist Kegel oder Kugeln verwendet.
Bild 5.4-1 zeigt ein Sperrventil für den Rohrleitungseinbau. Es ist durch eine Feder
vorgespannt und lässt eine Durchströmung nur von links nach rechts zu. Solche Ventile werden beispielsweise in die Druckleitung einer Pumpe eingesetzt, um diese
Wechseln zu können, ohne dass ein höher liegender Tank leerlaufen kann.
Bild 5.4-1: Sperrventil für Rohrleitungseinbau
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-98
Ventile
Sperrventile können auch konstruktiv so ausgeführt werden, dass sie durch ein hydraulisches Signal entsperrt werden können. Eingesetzt werden solche Ventile beispielsweise, um das Absenken eines Zylinders unter Last durch Spaltleckage eines
Schieberventils zu verhindern. Zum Senken des Zylinders wird dann das Sperrventil
wieder extern entsperrt. Den Aufbau eines solchen Ventils zeigt Bild 5.4-2. Das Ventil
kann von Anschluss C nach Anschluss D durchströmt werden. Durch Aufsteuern des
Ventils am Anschluss X kann es auch von D nach C durchströmt werden.
D
X
X
L
C
C
D
Bild 5.4-2: Entsperrbares Rückschlagventil
Soll ein Zylinder in der Mittelstellung des Steuerventils hermetisch abgeschlossen
sein, was oft aus Sicherheitsgründen gefordert wird, können zwei entsperrbare
Rückschlagventile in Form eines Zwillingsrückschlagventils eingebaut werden, Bild
5.4-3. Ein solcher Block wird auch Sperrblock genannt. Die Verbraucheranschlüsse
A1 und B1 sind bei einem solchen Block, wenn die Drücke an den Anschlüssen A
und B gleich groß sind, durch Sitzventile geschlossen. Wird durch ein Ventil nun eine
Seite, beispielsweise A, mit Druck beaufschlagt, wird das Rückschlagventil an Seite
B entsperrt. Ein an die Verbraucheranschlüsse A1 und B1 angeschlossener Zylinder
kann so betätigt werden.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-99
Ventile
Bild 5.4-3: Sperrblock (Quelle: Bucher Hydraulics)
5.5 Druckventile
Druckventile habe die Aufgabe, einen Druck zu regeln. Es wird hierbei zwischen
Druckbegrenzungsventilen, bei denen ein zulässiger Höchstdruck nicht überschritten
werden soll und Druckminderventilen, die die Höhe eines nachfolgenden Druckes
einstellen unterschieden, Bild 5.5-1.
Bild 5.5-1: Druckbegrenzungs- und Druckminderventil, Prinzipdarstellung
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-100
Ventile
Druckbegrenzungsventile wiederum können grundsätzlich zwei Aufgaben erfüllen.
Zum einen dienen sie als Sicherheitsventil, um das Hydrauliksystem vor unzulässig
hohen Drücken zu schützen. Im Normalfall sind diese Ventile geschlossen. Zum anderen können sie zur Druckeinstellung eines Systems dienen und sind so ständig
geöffnet. Der von einem Hydrauliksystem geforderte Volumenstrom wird teilweise
von dem angetriebenen Motor abgenommen, der überschüssige Volumenstrom fließt
über das Druckbegrenzungsventil zum Tank.
Der Druck an einem Druckbegrenzungsventil soll unabhängig vom Volumenstrom
über das Ventil sein. Das stationäre Verhalten von Druckbegrenzungsventilen ist jedoch von der Federkraft und den Strömungskräften abhängig. Mit größer werdendem
Volumenstrom muss das Druckbegrenzungsventil mehr öffnen, was zu einem Ansteigen der Kennlinie führt, Bild 5.5-2. Strömungskräfte wirken bei einem Druckbegrenzungsventil, das gemäß Bild 5.5-1 konstruiert ist, in schließende Richtung. Daher
steigt die Kennlinie aufgrund der Strömungskräfte bei dieser Konstruktion weiter an.
Druck p
Strömungskräfte
in Federrichtung
wirkend
durch mechanische
Feder verursachter
Anstieg
Volumenstrom Q
Bild 5.5-2: Stationär Kennlinie direktgesteuerter Druckbegrenzungsventile
Durch eine Umlenkung der Strömung wie in Bild 5.5-3 gezeigt, kann das statische
Verhalten von Druckbegrenzungsventilen verbessert werden. Federkraft und Strömungskraft wirken nun entgegengesetzt und können sich sogar aufheben. Ist die
Kennlinie jedoch waagerecht, wie eigentlich gefordert, ist das dynamische Verhalten
der Ventile schlecht. Diese Druckbegrenzungsventile neigen zu starken Schwingungen.
Von besonderer Bedeutung bei Druckbegrenzungsventilen ist ihr dynamisches Verhalten. Sie müssen, wenn nötig, sehr schnell öffnen und besitzen eine flache KennliProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-101
Ventile
nie. Daher neigen sie prinzipbedingt zum Schwingen. In der Regel werden auch
Dämpfungskolben an Druckbegrenzungsventilen verwendet. Das dynamische Verhalten soll anhand des in Bild 5.5-4 dargestellten Systems untersucht werden. Die
Pumpe fördert einen Volumenstrom QP, das Ventil zur Last sei geöffnet und es fließe
QL. Wird das Ventil zur Last nun schlagartig geschlossen, muss der Volumenstrom
über das Druckbegrenzungsventil abfließen. Unter der Voraussetzung, dass der Volumenstrom QV über das Druckbegrenzungsventil in seinem Arbeitspunkt (x,p) linearisiert wird, lässt sich der Druckaufbau im Volumen V0 berechnen. Für den Volumenstrom QV gilt:
Druck p
QV  B P  p  B x  x
F
Str
5.5-1
ohne
Strömungsumlenkung
mit
Strömungsumlenkung
VStr
Volumenstrom Q
Bild 5.5-3: Umlenkung der Strömungskraft in Druckbegrenzungsventilen
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H-102
Ventile
F F = F 0 + cF • x
Last
cF
QV
QL
x
p
FStr
V0
QV
Qp
G
Dämpferkolben
A
pD
Fp
Bild 5.5-4: Schematische Darstellung des schwingungsfähigen Systems PumpeVerbraucher-Druckbegrenzungsventil
Für den Druckaufbau im Volumen V0 und die Geschwindigkeit x des Ventils gilt:
p 
E'
1
  Q  Öl  QP  QL  BP  p  Bx  x 
CH
V0
5.5-2
G
G

x    p  2  F0 
A
A

Die Auflösung dieser Gleichungen und die Vernachlässigung des Druckaufbaus im
Volumen VD sowie der Trägheitskräfte im Vergleich zu den Dämpfungskräften, führen
zu dem in Bild 5.5-5 dargestellten Sprungverhalten des Druckbegrenzungsventils.
px
p max
p
p soll
x max
x
QL
p
QP
x st
t0
t1
t2
QV
t
Bild 5.5-5: Sprungantwort eines direktgesteuerten Druckbegrenzungsventils
Vorgesteuerte Druckbegrenzungsventile werden vor allen Dingen dort eingesetzt, wo
hohe Volumenströme über das Ventil fließen müssen. Entsprechend Bild 5.5-6 wirkt
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H-103
Ventile
der Systemdruck auf die Vorsteuerstufe und den Hauptkolben. Auf der Rückseite des
Hauptkolbens wirkt ebenfalls der Systemdruck. Bei Erreichen des vorher eingestellten Volumenstroms öffnet die Vorsteuerstufe und entlastet die Rückseite der Hauptstufe. Hierdurch öffnet diese und begrenzt so den Systemdruck.
Aufgrund der geringen Federsteifigkeit der Hauptstufe besitzen vorgesteuerte Druckbegrenzungsventile eine bessere Kennlinie als direktgesteuerte Ventile. Sie sind jedoch konstruktiv aufwendiger und daher teurer.
Druckminderventile werden dort eingesetzt, wo in einem Teil eines Hydraulikkreislaufes ein geringerer Druck als im übrigen Hydraulikkreis sein soll. Gemäß Bild 5.5-1
kann dies dadurch erreicht werden, dass der am Verbraucher anliegende Druck mit
einer Federkraft verglichen wird. Ist der Druck geringer als der eingestellte Druck,
öffnet die Federkraft das Ventil, im umgekehrten Fall wird es durch die Druckkraft am
Verbraucher geschlossen.
Bild 5.5-6: Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil
Eine Modifikation stellen so genannte 3-Wege-Druckregelventile dar. Bei diesen Ventilen wird bei einem zu hohen Verbraucherdruck dieser zum Tank abgeführt. Diese
Ventile werden benötigt, wenn der Verbraucher Öl in das System rückfördern kann.
QV  α0  Α(x) 2 
QV 
QV
p
x x 0
p
ρ
 (p  p0 ) 
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5.5.3
QV
x
p  p0
 (x  x0 )
5.5.4
H-104
Ventile
 Bp
 Bx
x0  0mm
P0  0bar
5.6 Stromregelventile
Stromregelventile haben die Aufgabe, einen Volumenstrom unabhängig vom Verbraucherdruck oder sonstigen Störeinflüssen, wie beispielsweise Temperatureinflüssen, konstant zu halten. Sie bilden, um die Aufgabe erfüllen zu können, einen Regelkreis.
Stromregelventile werden grundsätzlich in 2-Wege- und 3-Wege-Stromregler unterschieden, 2-Wege-Stromregler wiederum in solche mit vor- und nachgeschalteter
Druckwaage. Bild 5.6-1 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines 2-Wege-Stromreglers
mit vorgeschalteter Druckwaage, Bild 5.6-2 den eines 2-Wege-Stromreglers mit
nachgeschalteter Druckwaage.
p1
Bild 5.6-1: 2-Wege-Stromregler mit vorgeschalteter Druckwaage
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-105
Ventile
Bild 5.6-2: 2-Wege-Stromregler mit nachgeschalteter Druckwaage
In drucklosem Zustand, vor dem Einschalten der Hydraulikanlage, wird der Kolben
der Druckwaage durch die Federkraft FF geöffnet, Bild 5.6-1. Strömt das Druckmedium durch den Stromregler, wird an der Meßblende eine Druckdifferenz p1 – pL erzeugt. Steigt die Druckdifferenz an der Meßblende an und wird größer als die Federvorspannkraft, bewegt sich der Kolben des Stromreglers aus Bild 5.6-1 nach links,
der Stromregler beginnt zu arbeiten. Der Stromregler bewegt sich so lange nach
links, bis der Druck am Eingang, p0, nicht weiter ansteigt. Der Stromregler ist jetzt im
Gleichgewicht. Da die Druckdifferenz über der Meßblende konstant ist, ist auch der
durch die Meßblende fließende Volumenstrom konstant.
Im rechten Teil des Bildes 5.6-1 ist noch einmal der Druckabfall in einem solchen
Stromregler dargestellt. Der Lastdruck pL wird vom Verbraucher vorgegeben. Die
Druckdifferenz an der Meßblende pMB ist konstant und der Systemdruck wird vorgegeben. Die verbleibende Druckdifferenz p0 - p1 wird am Kolben der Druckwaage abgebaut. Für die am Kolben der Druckwaage angreifenden Kräfte gilt unter Vernachlässigung der Strömungs- und Reibkräfte:
p MB  p1  p L 
FF
 const.
A
5.6-1
Um schnell auf Laständerungen am Verbraucher reagieren zu können, wird ein 2Wege-Stromregler mit vorgeschalteter Druckwaage im Zulauf des Verbrauchers angeordnet. Der Lastdruck pL wirkt jetzt direkt auf die Druckwaage.
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H-106
Ventile
2-Wege-Stromregler mit nachgeschalteter Druckwaage, Bild 5.6-2, funktionieren
prinzipiell genauso wie solche mit vorgeschalteter Druckwaage. Hier gilt für die Kräftebilanz am Kolben der Druckwaage unter Vernachlässigung der Strömungs- und
Reibkräfte:
p MB  p 0  p L  p1 
FF
 const.
A
5.6-2
2-Wege-Stromregler werden bevorzugt im Rücklauf von Verbrauchern eingesetzt, da
sie eine gute Ansprechempfindlichkeit auf Druckänderungen des Verbrauchers besitzen. Die Druckdifferenz p0 – p1 wirkt hier direkt auf die Druckwaage.
Das statische Verhalten zeigt Bild 5.6-3. Im Bereich I verhält sich der Stromregler wie
eine Blende, der Kolben der Druckwaage wird von der Feder in der geöffneten Stellung gehalten. Der Bereich II ist der eigentliche Arbeitsbereich des Stromreglers. Hier
ist der Volumenstrom konstant. Im Bereich III sind die Druckabfälle an der Strömungskante der Druckwaage hoch, der Stromregler ist nahezu geschlossen und
kann nicht mehr richtig regeln.
I
II
III
E5
Q
代表整个元件
p0
E4
E3
E2
Q
E1
E
E0
0
0
Δpmin
p2
Δpmax
Δp = p0 - p2
Bild 5.6-3: Statisches Verhalten eines 2-Wege-Stromreglers
Stromregler sind aufgrund ihrer Konstruktion hochdynamisch. Sie benötigen beispielsweise zum Einregeln eines Volumenstromes wenige bis 100 Millisekunden. In
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H-107
Ventile
Systemen neigen sie daher zum Schwingen und müssen durch geeignete Maßnahmen, z.B. Dämpfungsdüsen, gedämpft werden.
Ein 3-Wege-Stromregler ist in Bild 5.6-4 dargestellt. Er unterscheidet sich vom 2Wege-Stromregler durch einen zusätzlichen Anschluss, der normalerweise zum Tank
verbunden ist. Im Gegensatz zum 2-Wege-Stromregler, bei dem der Systemdruck so
lange erhöht wird, bis der geforderte Volumenstrom erreicht ist, wird der überschüssige Volumenstrom beim 3-Wege-Stromregler durch den dritten Anschluss zum Tank
abgeführt. Energetisch gesehen ist er daher dem 2-Wege-Stromregler überlegen. In
der dargestellten Ausführung kann er jedoch nur eingesetzt werden, wenn nur ein
Verbraucher vorhanden ist.
1
Druckwaage
1
p0
1
pMB
3
p0
3
p1 = p0
3
2
2
pL
Meßblende
2 p
R
Bild 5.6-4: 3-Wege-Stromregler
Es gibt jedoch auch so genannte reststrombelastbare 3-Wege-Stromregler. Sie
zeichnen sich dadurch aus, dass an ihrem 3. Anschluss, im Bild 5.6-4 ist dies der
Tankanschluss, ein weiterer Verbraucher angehängt werden kann. Hierbei ist es
auch möglich, dass der Druck am Verbraucher des Reststroms höher ist als der am
Stromregler. Eine Anwendung eines solchen reststrombelastbaren Verbrauchers ist
in Bild 5.6-5 dargestellt. Es können Verbraucher, die einen unterschiedlichen Volumenstrom benötigen, in Reihe geschaltet werden. Solche Schaltungen werden häufig
in mobilen Maschinen angetroffen, wenn die Ölmenge zum gleichzeitigen Betreiben
der Verbraucher nicht ausreicht. Der Systemdruck ergibt sich durch Addition der einzelnen Verbraucherdrücke, zuzüglich des Druckverlusts an den Meßblenden der
Stromregler.
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H-108
Ventile
Bild 5.6-5: Reihenschaltung von Verbrauchern mit 3-Wege-Stromreglern
Weitere Stromventile sind Stromteilerventile, Bild 5.6-6. Sie teilen einen Volumenstrom unabhängig von der Last an den Verbrauchern in zwei Teilströme auf. Steigt
beispielsweise die Last am Verbraucher M2 an, steigt auch der Druck p4 an. Bei
mittig stehendem Kolben des Stromteilers wäre p2 > p1. Hierdurch wird der Kolben so
lange nach links bewegt, bis p1 = p2 ist. Somit fließt wieder der gleiche Volumenstrom
durch die Meßblenden MB1 und MB2. An der linken Steuerkante wird eine höhere
Druckdifferenz p1 – p3 abgebaut, als an der rechten Steuerkante p2 – p4.
p0
MB1
MB2
p0
p1
p3
p4
M1
p2
p0 - p1
p0 - p2
p1 - p3
p2 - p4
p3
p4
M2
Bild 5.6-6:Stromteiler
Das Teilungsverhältnis der Volumenströme muss nicht immer 1:1 sein. Es wird bestimmt durch die Meßblenden MB1 und MB2. Ein solcher Volumenstromteiler wird beispielsweise als Differentialsperre bei Hydromotoren verwendet. Werden zwei Hydromotoren direkt aus einer Quelle gespeist, bleibt ein Motor stehen, sobald er eine höhere Last als der andere Motor hat. Wird jetzt der Stromteiler vor die Motoren geschaltet, drehen beide Hydromotoren lastunabhängig gleich schnell, Bild 5.6-7.
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H-109
Ventile
Bild 5.6-7: Hydraulische Differentialsperre
5.7 Einbauventile
Werden für ein hydraulisches System komplexe Schaltungen benötigt, lassen sich
diese nur mit erheblichem Aufwand durch standardisierte Bauteile aufbauen. Die
Entwicklung eigener Ventile war jedoch aufgrund der geringen Stückzahlen zu teuer.
Aus diesem Grund wurden so genannte Einbauventile entwickelt. Hierbei werden
verschiedene Funktionen durch standardisierte Ventile realisiert. Diese Ventile werden in einem Block so zusammengeschaltet, dass die gewünschte Funktion realisiert
werden kann. Bild 5.7-1 zeigt die vier Grundausführungen von Einbauventilen.
Praktisch besteht ein solches Einbauventil, auch Cartridge-Ventil genannt, aus einem
Einbauventil, das in eine vorgegebene Bohrung eingesetzt und mit einer Abdeckplatte verschlossen oder eingeschraubt wird, Bild 5.7-2. Die Cartidge-Ventile lassen sich
über die in Kapitel 5.3 gezeigten Ansteuerungsarten betätigen. Am häufigsten sind
elektromagnetische und hydraulische Ansteuerungen in der Praxis zu finden. Bei der
Ansteuerung wird weiter zwischen Eigen- und Fremdversorgung unterschieden, Bild
5.7-3. Je nach Anforderungen können auch stetig wirkende Vorsteuerventile verwen-
det werden, die dann die Hauptstufe regeln.
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H-110
Ventile
Schließer
Öffner
X
X
AX
β
Sitzbauart
B
AB
AA
A
X
Q
A
B
X
A
B
A
Schieberbauart
B
Bild 5.7-1: Grundausführungen von Einbauventilen
Bild 5.7-2: Prinzip der Cartidge-Bauweise
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H-111
Ventile
Eigenversorgung
Fremdversorgung
pst
p0
p0
Bild 5.7-3: Vorsteuerungen von 2-Wege-Einbauventilen
Ein Schaltungsbeispiel von Cartridge-Ventilen ist in Bild 5.7-4 gezeigt. Ohne näher
auf die Funktion des Blockes oder der einzelnen Ventile einzugehen, zeigt das Beispiel jedoch, dass komplexe Schaltungen realisierbar sind. Bei einer solchen Konstruktion muss jedoch eine Abstimmung der Ventile untereinander erfolgen, da es
ansonsten zu unerwünschten Schwingungen im Hydrauliksystem kommen kann.
Bild 5.7-4: Schaltungsbeispiel eines Cartidge-Ventils (Quelle: Sun)
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H-112
Zubehör
6 Zubehör
Neben den Pumpen, Motoren und Ventilen gibt es weitere Bauteile einer hydraulischen Schaltung. Hierzu zählen der Behälter, Filter, Speicher und ähnliche Bauteile
sowie Rohr- und Schlauchleitungen. Diese werden im folgenden Kapitel beschrieben.
6.1 Behälter
Der Behälter hat in einem Hydrauliksystem verschiedene Aufgaben. Hierzu zählen
der Ausgleich von Flüssigkeitsvolumen, was beispielsweise in Zylindern gespeichert
wird, die Abführung der im Hydrauliksystem entstandenen Wärmeenergie, dem Ausgleich von externen Leckverlusten sowie der Abscheidung der in der Druckflüssigkeit
enthaltenen Luft, Wasser und Feststoffpartikel, Bild 6.1-1. Oft wird auch die Behälterwand zum Aufbau von Pumpen, Filtern, Kühlern und Speichern benutzt.
Bild 6.1-1: Aufgabe eines Behälters /B1/
Die Auslegung eines Behälters erfolgt anhand seiner Aufgaben. Er ist konstruktiv so
auszulegen, dass sich das rückströmende Öl erst beruhigen kann, bevor es erneut
angesaugt wird. Hierbei müssen sich Feststoffe, Luft und Wasser im Behälter abscheiden können. Verschiedene konstruktive Lösungsmöglichkeiten zeigt Bild 6.1-2.
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H-113
Zubehör
Die Mündung der Saugleitung sollte, um den Einzug von Feststoffen und Wasser zu
verhindern, mindestens 30 cm über dem Behälterboden liegen. Um den Einlaufquerschnitt zu vergrößern und somit die Strömungsverluste im Ansaugbereich zu verringern, sollte die Mündung um 45° abgeschrägt sein. Außerdem soll die Strömungsgeschwindigkeit im Ansaugbereich unter 1 m/s liegen.
Sieb
Trennblech
Sieb
Sieb
Sieb
M
Umlenkbleche
P
Trennblech
Bild 6.1-2: Gestaltungsvarianten von Behältern
Die Rücklaufleitung sollte immer unterhalb des geringsten Flüssigkeitsstandes liegen,
damit beim Einströmen des Öls in den Tank keine Luft mitgerissen wird. Auch hier ist
eine Abschrägung des Röhrendes um 45° sinnvoll, um die Ausströmgeschwindigkeit
gering zu halten.
Trennbleche sorgen zum einen für eine beruhigte Strömung im Tank und zum andern
verbessern sie die Festkörperabscheidung im Öl. Die Anordnung der Bleche ist so zu
wählen, dass das Druckmedium möglichst lange im Tank verweilt. Zusätzliche Siebe
erleichtern die Luftabscheidung im Öl. Eine Neigung von 30° zur Oberfläche erleichtert ferner die Luftabscheidung. Die Maschenweite sollte zwischen 100 und 150 m
liegen.
Die Behältergröße richtet sich in erster Linie nach der Anwendung. Damit Luft, Wasser und Feststoffe des rücklaufenden Öls sicher im Behälter abgeschieden werden,
muss der Tank möglichst groß gewählt werden. Aus Kosten-, Platz- oder Gewichtsgründen ist dies jedoch nicht möglich. Als Anhaltswert für das Flüssigkeitsvolumen V
des Behälters kann folgende Gleichung gelten:
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H-114
Zubehör
V  k Q
6.1-1
k ist hier die durchschnittliche Verweilzeit in Minuten. Je nach Anwendung sollten die
in Tabelle 6.1-1 aufgelisteten Verweilzeiten angestrebt werden.
Anwendung
k
Stationärhydraulik
3 .. 5 min
Mobilhydraulik
1 .. 2 min
Flughydraulik
0,5 .. 1 min
Tabelle 6.1-1: Durchschnittlicher Verweildauer bei verschiedenen Anwendungen
Reicht die Verweilzeit im Tank nicht aus, um die Verlustwärme abzuführen, muss
entweder der Tank größer konstruiert oder zusätzliche Kühler eingebaut werden. Auf
diese wird später eingegangen.
Die maximale Höhe des Flüssigkeitspegels sollte 80 – 90 % der Behälterhöhe betragen. Der darüberliegende Raum wird zur Bildung von Oberflächenschaum bei der
Abscheidung von Luftblasen benötigt. Außerdem kann das Luftpolster Schwankungen der Ölpegels im Behälter ausgleichen. Auch kann der Tank durch das Luftpolster
vorgespannt werden.
Luftfilter müssen zur Belüftung des Tanks eingesetzt werden, wenn der Flüssigkeitsspiegel schwankt. Sie müssen den Staub aus der Luft abfangen. Durch die Luft wird
jedoch auch Wasserdampf eingetragen, der sich an der Behälterdecke niederschlägt
und dadurch in das Druckmedium gelangt. Bei Stillstand der Anlage setzt sich dann
das Wasser am Boden des Behälters ab. Um das Ansaugen von Wasser zu verhindern, sollte der Boden des Behälters zu einem Punkt geneigt sein, wo das Wasser
über eine Ablassschraube entfernt werden kann. Diese Ablassschraube kann gleichzeitig zum Entleeren des Behälters vorgesehen werden. Eine weitere Möglichkeit ist,
im Behälterdeckel eine Auffangwanne für (Kondens-) Wasser zu integrieren. Dann
gelangt kein Wasser in die Druckflüssigkeit.
Der Einfüllstutzen des Behälters sollte mit einem Sieb versehen sein, um Verunreinigungen durch das Befüllen zu verhindern. Ein Flüssigkeitsstandsanzeiger an der Behälteraußenwand ermöglicht eine permanente Kontrolle des Pegels. Des Weiteren ist
ein Mannloch im Behälter zum Reinigen vorzusehen.
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H-115
Zubehör
6.2 Kühlung und Heizung
Die Betriebstemperaturen sollten bei stationären Anlagen zwischen 50 und 60 °C
liegen. In der Mobilhydraulik werden auch Temperaturen von 80 °C akzeptiert. In
verschiedenen Fällen kann auf einen Kühler durch die richtige Behälterwahl verzichtet werden.
Grundsätzlich wird zwischen luft- und wassergekühltem Ölkühler unterschieden, Bild
6.2-1. Die erste Bauart ist vorwiegend in der Mobilhydraulik anzutreffen, die wasser-
gekühlten Ölkühler hingegen oft in stationären Anlagen. Beim luftgekühlten Ölkühler
sorgt ein Ventilator für den Kühlluftstrom durch den Kühler. Beim wassergekühlten
Ölkühler fließt das Druckmedium durch Rohre mit Turbulenzeinlagen. Hierdurch wird
der Wärmeübergang erhöht. Im Gegenstrom werden die Rohre mit Wasser durchströmt. Die Vor- und Nachteile beider Kühlerarten sind in Tabelle 6.2-1 zusammengefasst.
Bild 6.2-1: Wassergekühlter (links) und luftgekühlter (rechts) Ölkühler
Wasserkühlung
Vorteile
Luftkühlung
kleiner, billiger Kühler;
geringe Betriebskosten;
gute Regelbarkeit;
keine Wartung;
geräuschloser Betrieb
Leckage sofort sichtbar;
kein Installationsaufwand
Nachteile
teures Wasser;
Anschaffung 3-4 mal teurer;
gesonderte Installation notwendig;
Ventilatorgeräusch und Zugluft;
Folgeschäden bei Korrosion für
größerer Platzbedarf;
Anlage und Umwelt
in Räumen häufig Frisch- und Abluftführung notwendig
Tabelle 6.2-1: Vor- und Nachteile von wasser- und luftgekühltem Ölkühler
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H-116
Zubehör
Eine Heizung ermöglicht das Anfahren einer Anlage auch bei niedrigen Umgebungstemperaturen. Eine Umwälzpumpe sorgt für den Transport des Druckmediums, so
dass es nicht zu einer örtlichen Überhitzung kommt.
6.3 Filter
Filter sind für die Funktion einer Hydraulikanlage von größter Bedeutung. Sie haben
die Aufgabe, Feststoffpartikel aus dem Hydraulikmedium zu entfernen. Bild 6.3-1
zeigt den Schnitt durch einen typischen Rücklauffilter.
Bild 6.3-1: Querschnitt durch einen Filter (ausgebautes Rückschlagventil)
Filter werden bezüglich ihrer Anordnung und ihrer Funktion im Hydrauliksystem unterschieden. Bild 6.3-2 zeigt die gebräuchlichsten Anordnungen. Eine andere Unterscheidung kann in Schutz- und Arbeitsfilter vorgenommen werden. Schutzfilter
schützen schmutzempfindliche Hydraulikelemente, wie beispielsweise Servoventile,
vor groben Partikeln. Hierdurch wird einem Anlagenausfall vorgebeugt. Arbeitsfilter
stellen die Einhaltung einer Reinheitsklasse der gesamten Hydraulikanlage sicher.
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H-117
Zubehör
Ein Saugfilter ist ein typischer Schutzfilter, der vor einer Pumpe im Ansaugbereich
eingesetzt wird. Er schützt die Pumpe vor groben Schmutzpartikeln aus dem Tank.
Es ist jedoch darauf zu achten, dass der Druckabfall über dem Filter klein ist, damit
die Pumpe nicht kavitiert.
Druckfilter werden zwischen Pumpe und Verbraucher im Hochdruckbereich eingesetzt. Sie müssen daher druckfest sein. Die Kosten der Filterelemente sind, da sie
auch druckfest sein müssen, teurer als die von Niederdruckfiltern. Sie werden z.B.
vor Servoventilen eingesetzt.
Hochdruckfilter
Steuergeräte
Motor
Hochdruckpumpe
Rücklauffilter
Niederdruckfilter
Speisepumpe
Nebenstromfilter
Einfüllfilter
Saugfilter
Belüftungsfilter
Bild 6.3-2: Anordnungsvarianten von Filtern
Zur Reinigung der Druckflüssigkeit werden in der Regel Rücklauffilter eingesetzt.
Durch sie wird das rückströmende Öl auf die erforderliche Reinheitsklasse gebracht.
Voraussetzung ist jedoch, dass eine ausreichend große Ölmenge ständig über diesen Filter gefördert wird.
Nebenstromfilter reinigen das Druckmedium in einem permanenten Kreis kontinuierlich. Sie werden in der Regel in Anlagen mit stark schwankenden Volumenströmen
eingesetzt. Der Vorteil liegt darin, dass der Filter gewechselt werden kann, ohne dass
die Anlage stillgesetzt werden muss. Auch ist es möglich, Heizung und Kühlung in
den gleichen Kreislauf zu setzen, was Kosten sparen kann.
Belüftungsfilter sind dann von großer Bedeutung, wenn der Ölspiegel in einem Behälter stark schwank und der Druck im Tank Umgebungsdruck betragen soll. Es wird
somit ein erheblicher Luftanteil ausgetauscht, der wiederum Staub und Dreck in den
Behälter eintragen würde.
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H-118
Zubehör
Einfüllfilter werden zum Befüllen der Anlage eingesetzt, um grobe Schmutzpartikel
aus dem Behälter fern zu halten.
Bei der Funktionsweise von Filtern wird zwischen Oberflächen- und Tiefenfiltern unterschieden. Bei Oberflächenfiltern ist die Porengröße der Filterfläche kleiner als die
Partikel, die abgeschieden werden sollen. Die Abscheidung der Partikel erfolgt somit
an der Oberfläche des Filters. Diese Filter haben jedoch den Nachteil, dass sie nur
eine geringe Schmutzaufnahmekapazität haben und schnell verstopfen.
Bei Tiefenfiltern geschieht die Abscheidung der Partikel in der Tiefe des Filtermediums. In der Regel werden hier unstrukturierte Fliese wie Kunststoff- oder Glasfasern
verwendet. Große Partikel scheiden sich an der Oberfläche des Filterflieses ab, kleinere Partikel in der Tiefe. Mit zunehmendem Schmutzgehalt wird die reale Porengröße der Filter immer kleiner, so dass die Filter im Laufe ihrer Lebensdauer feiner werden.
Zur Beurteilung der Leistungsfähigkeit von Filtern werden zwei Kenngrößen herangezogen: die Schmutzaufnahmekapazität und der -Wert. Beide Größen werden
nach dem in ISO 4572 beschriebenen „Multi-Pass Test“ bestimmt. Die Schmutzaufnahmekapazität ist die Menge Schmutz, die ein Filter aufnehmen kann, ohne eine
bestimmte Druckdifferenz über dem Filter zu überschreiten.
Der -Wert gibt das Verhältnis aus Partikeln vor dem Filter zu Partikeln nach dem
Filter an, Bild 6.3-3:
X 
N X ,u
6.3-1
N X ,d
N X,u
N X,d
u
d
X
N
X
upstream (vor dem Filter)
downstream (nach dem Filter)
Partickelgröße [μm]
Partickelzahl > X μm/ml
Bild 6.3-3: Definition des -Wertes
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H-119
Zubehör
Die Angabe bezieht sich immer auf eine bestimmte Partikelgröße. Wie der -Wert
eines Filters von der Partikelgröße abhängt, zeigt Bild 6.3-4. Je größer der -Wert ist,
desto größer ist auch die Partikelgröße. In der Hydraulik übliche -Werte liegen bei
75, 100 oder darüber.
Bild 6.3-5 zeigt das typische Verhalten eines Tiefenfilterelementes bei konstantem
Volumenstrom. Es ist erkennbar, dass die Druckdifferenz über dem Filterelement mit
zunehmendem Verschmutzungsgrad erst unmerklich und dann sehr schnell ansteigt.
Bei einer Anlagenauslegung muss berücksichtigt werden, dass über einen Filter erhebliche Druckdifferenzen auftreten können. Verschmutzungsanzeigen arbeiten in
der Regel auf Basis dieser Druckdifferenz. Ist das Filterelement voll, wird dies durch
eine Verschmutzungsanzeige angezeigt. Zur Sicherheit gegen unzulässig hohe
Druckdifferenzen am Filter können diese zusätzlich mit einem Bypassventil ausgerüstet sein. Dieses öffnet, sobald die Druckdifferenz am Filter zu hoch wird. Die Anlage läuft jetzt ungefiltert.
500
βx - Wert
β - Wert
200
100
50
20
10
3
4
5
6
Partikelgröße
7
8 [μm ] 10
Bild 6.3-4: Abscheidespektrum eines Tiefenfilters
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H-120
Zubehör
20,0
[bar]
16,0
Differenzdruck
14,0
12,0
Δp
10,0
8,0
6,0
4,0
2,0
0
20
40
60
80
[%]
100
Kontamination
Bild 6.3-5: Druckdifferenz an einem Filter in Abhängigkeit des Verschmutzungsgrades
6.4 Verbindungselemente
Verbindungselemente stellen in der Hydraulik die druckfeste, leckagefreie Verbindung zwischen den Bauelementen her. Hierunter zählen Rohr-, Schlauchverbindungen und Anschlussarmaturen sowie Anschlussplatten und Verkettungen.
Die Auslegung von Rohr- und Schlauchleitungen erfolgt üblicherweise nach stationären Kriterien. Die Wanddicke der Rohre wird durch den Druck bestimmt, der Durchmesser durch den Volumenstrom. Um die Strömungsverluste in den Rohr- und
Schlauchleitungen gering zu halten, wird üblicherweise eine laminare Strömung im
Innern angestrebt. Die in Tabelle 6.4-1 aufgelisteten Geschwindigkeiten im Innern der
Rohr- und Schlauchleitungen haben sich in der Praxis bewährt.
Druckbereich
Strömungsgeschwindigkeit
p < 50 bar
v = 4 m/s
p = 50 .. 100 bar
v = 4 .. 5 m/s
p = 100 .. 200 bar
v = 5 .. 6 m/s
p > 200 bar
v = 6 .. 7 m/s
Tabelle 6.4-1: Strömungsgeschwindigkeiten in Rohr- und Schlauchleitungen, /B1/
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H-121
Zubehör
Rohre lassen sich mit einfachen Handbiegemaschinen in die gewünschte Form bringen. Hier sind gewisse Mindestradien einzuhalten, damit das Rohr einerseits nicht
geschwächt wird oder bricht, andererseits die laminare Strömungsform erhalten
bleibt.
Schlauchleitungen werden in der Regel dort eingesetzt, wo sich Teile relativ zueinander bewegen. Außerdem werden sie zur Vermeidung der Übertragung von mechanischen Schwingungen aus Bauteilen eingesetzt. Aufgrund ihrer geringeren Elastizität als Rohrleitungen werden sie zudem zur Dämpfung von Druckpulsationen verwendet. Schläuche bestehen innen und außen aus einem elastischen Material und
erhalten ihre Festigkeit durch Fasern oder Drähte, die in die Schlauchwandung eingearbeitet sind. Je nach zulässigem Betriebsdruck werden folgende Schläuche unterschieden:
Niederdruckschläuche:
bis 30 bar
Hochdruckschläuche:
bis 200 bar
Höchstdruckschläuche:
bis 700 bar
Bei der Verlegung von Schläuchen ist ein Mindestradius zu beachten und Knickstellen sind zu vermeiden. Bild 6.4-1 zeigt an verschiedenen Beispielen, wie Schläuche
nicht und wie sie optimal verlegt werden sollen.
Bild 6.4-1: Falscher und richtiger Schlaucheinbau
Schläuche und Rohrleitungen sind an ihren Enden üblicherweise mit einer Mutter
versehen, die dann an eine Einschraub- oder Winkelverschraubung angeschlossen
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H-122
Zubehör
wird. Die Verbindungen werden Anschlussarmaturen genannt. Die für einfache Anwendungen am häufigsten verwendete Anschlussarmatur ist die Schneidringverschraubung nach DIN 2353, Bild 6.4-2. Hierbei wird ein Scheidring auf das Rohr aufgesteckt, der sich beim Einschrauben der Verschraubung in das Rohr einschneidet.
Hierdurch kann die Dichtheit des Rohres gewährleistet werden.
Bild 6.4-2: Schneidringverschraubung
Überall dort, wo nur kurze Rohre verwendet werden können oder häufig demontiert
und montiert werden muss, benutzt man Stoßverschraubungen. Bei der häufig verwendeten SAE-Flanschverschraubung wird ein Flansch mit vier Schrauben an ein
Bauteil angeschraubt, Bild 6.4-3.
Bild 6.4-3: SAE-Flanschverschraubung (Quelle: Dietzel-Hydraulik)
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H-123
Zubehör
Ventile, insbesondere CETOP-Ventile, werden auf eine Grundplatte aufgeschraubt.
Dadurch können die Ventile bei Bedarf ausgetauscht werden, ohne dass Verschraubungen gelöst werden müssen. Die Abdichtung zwischen Ventil und Platte wird durch
O-Ringe gewährleistet.
Bild 6.4-4: Verkettungssystem (Quelle: Bucher Hydraulics)
Komplette Steuerungen können vorteilhaft in einem Block aufgebaut werden, Bild
6.4-4. Ein Anschluss- oder Steuerblock nimmt dabei die Ventile auf seiner Außensei-
te auf und stellt durch Bohrungen in seinem Innern eine Verbindung zwischen verschiedenen Ventilanschlüssen sicher. Hierdurch wird die Funktion des Blockes gewährleistet und Ventile können einfach getauscht werden.
6.5 Speicher
Hydrospeicher dienen in der Hydraulik zur Dämpfung von Druckspitzen oder der
Speicherung von hydraulischer Energie. In ihnen kann unter Druckerhöhung ein gewisses Flüssigkeitsvolumen aufgenommen werden. Bild 6.5-1 zeigt drei verschiedene Bauarten von Speichern. Da Hydrospeicher in sehr kurzer Zeit hohe Energien
freisetzen können, werden an sie besondere Sicherheitsanforderungen gestellt. Diese werden in der Druckbehälterverordnung beschrieben.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-124
Zubehör
Bild 6.5-1: Bauarten von Hydrospeichern
Anhand eines Kolbenspeichers werden die unterschiedlichen Betriebszustände erläutert, Bild 6.5-2. Im unbelasteten Zustand besitzt der Speicher das Volumen V 0 und
ist mit dem Druck p0 vorgespannt. Der niedrigste Arbeitsdruck p1 liegt oberhalb des
Vorfülldruckes. Als Faustregel gilt:
p0  0,9  p1
6.5-1
p
p2
p1
p3
Zustand
3
2
p0
1
0
V1
V0 V
ΔV Ξ E
W12
V3
V2
ΔV
0
p 0 · V0
1
p 1 · V1
2 p2 · V2
3 p3 · V3
Trennglied
Bild 6.5-2: Betriebskenngrößen eines Hydrospeichers
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-125
Zubehör
Der maximale Arbeitsdruck wird mit p2 bezeichnet. Er muss unterhalb des höchst
möglichen Systemdrucks p3 liegen. Hier gilt die Faustformel:
p3  1,1  p 2
6.5-2
Die maximale Entnahmemenge E eines Speichers ist somit die Differenz der Volumen V1 und V2:
E  V1  V 2
6.5-3
Isotherme
Adiabate
VG
0,2
0,8
0,4
0,6
0,6
0,4
0,2
0
0,8
1
2
4
6
8 10
20
40 60 80 100
Arbeitsdruck p
V0
0,1
0,9
bezogenes Gasvolumen
bezogenes gespeichertes Ölvolumen
V
V0
Bei der Entnahme E wird der Druck von p2 auf p1 gesenkt.
200 [bar ] 500
Bild 6.5-3: Arbeitsdiagramm eines Hydrospeichers
Es wird bei der Entnahme zwischen einer schnellen, adiabaten Expansion des Speichers und einer langsamen isothermen unterschieden. Je nach Zustandsänderung
können dem Speicher unterschiedliche Entnahmemengen entnommen werden. Bild
6.5-3 zeigt das Arbeitsdiagramm eines Speichers für beide Zustandsänderungen.
Für die Zustandsänderung gelten die folgenden Gesetze:
isotherme Zustandsänderung:
p  V  const
6.5-4
adiabate Zustandsänderung:
p  V   const
6.5-5
Der Isentropenexponent  ist für zweiatomige, ideale Gase 1,4. Bei hohen Drücken
und niedrigen Temperaturen ist der Isentropenexponent nicht mehr konstant. Er
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Zubehör
steigt mit zunehmendem Druck und abnehmender Temperatur an. Bei den meisten
Anwendungen aus der Hydraulik ist es jedoch zulässig, mit  = 1,4 zu rechnen.
Aus der Thermodynamik ist der Zusammenhang zwischen Druck, Volumen und
Temperatur bekannt:
p V  m  R  T
6.5-6
R ist dabei die Gaskonstante.
Speicher können bezüglich ihres Bauvolumens bei einem vorgeschriebenen oberen
Arbeitsdruck p2 optimiert werden. Es ist hierbei davon aus zugehen, dass dem Speicher möglichst viel Arbeit entnommen werden kann. Allgemein gilt für die Volumenänderungsarbeit eines Gasvolumens:
V2
W12    p  dV
6.5-7
V1
Für die isotherme Zustandsänderung kann die Volumenänderungsarbeit mit Hilfe der
Gleichungen 6.5-3 bis 6.5-6 berechnet werden:
p 
W12isotherm  V1  p1  ln  2 
 p1 
6.5-8
Für eine adiabate Zustandsänderung gilt:

V1  p1  p 2
W12adiabat 
 
  1  p1




 1


 1


6.5-9
Beim Auftragen der Volumenänderungsarbeit in Abhängigkeit des Druckverhältnisses
p1/p2 in einem Diagramm, ist erkennbar, dass die Volumenänderungsarbeit ein Maximum besitzt, Bild 6.5-4. Durch Ableiten der Gleichungen 6.5-8 und 6.5-9 kann das
optimale Druckverhältnis eines Speichers ermitteln werden. Es beträgt:
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Zubehör
isotherme Zustandsänderung:
 p1 
 
 0,368
 p 2  opt,isotherm
6.5-10
adiabate Zustandsänderung:
 p1 
 
 0,308
p
 2  opt, adiabat
6.5-11
p2
1
p1/p2
Druck p
p´´´
1
´´´
W12
p´´
1
W12
´´
0,368
p´1
W12´
V ´´
2
V ´2
Volumen V
V ´´´
2
V1
Wmax = V · p 1 0
Arbeit W
Bild 6.5-4: Volumenänderungsarbeit in Anhängigkeit des unteren Arbeitspunktes „1“
Ein Beispiel für eine Speicheranwendung zeigt Bild 6.5-5. Der Speicher hat hier die
Aufgabe, Druckstöße, die durch das Umschalten des Ventils im System erzeugt werden, abzudämpfen.
Bild 6.5-6 zeigt eine Hydraulikschaltung, bei der der Speicher die Aufgabe hat, einen
Druck in einem System aufrecht zu erhalten. Nach dem Spannen des Zylinders fördert die Pumpe in den Speicher. Bei Erreichen des Spanndruckes wird das Abschaltventil betätigt und die Pumpe fördert drucklos zum Tank. Die auftretenden Leckagen
werden aus dem Speicher aufgefüllt und die Pumpe erzeugt nur sehr geringe Verluste.
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1
0
2
Bild 6.5-5: Speicher zum Abbau von Druckstößen
Abschaltventil
Bild 6.5-6: Speicher zum Halten eines Druckes
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6.6 Dichtungen
Dichtungen verhindern, dass das Druckmedium aus einem Hydrauliksystem austritt.
Es wird hier zwischen statischen und dynamischen Dichtungen unterschieden, bei
letzteren wiederum zwischen linearen und rotatorischen.
Die klassische statische Dichtung ist der O-Ring, Bild 6.6-1. Er ist kostengünstig herzustellen, eine sichere Abdichtung und hat sich millionenfach bewährt. Er ist außerdem leicht zu montieren und benötigt relativ wenig Bauraum. Je nach Druckbelastung gibt es O-Ringe in unterschiedlichen Härten. Üblicherweise wird die Härte in
Shore angegeben. Standard O-Ringe für geringe Drücke besitzen eine Härte von 70
Shore, oberhalb von 200 bar verwendet man hauptsächlich O-Ringe mit 90 Shore
Härte.
einfacher Aufbau, einfache platzsparende Nutgestaltung
vielfältig in der Verwendung
Preiswert
O-Ring
Dichtungsformen
Rechteck-Ring
Quad- oder X-Ring
veränderte Eigenschaften
gegenüber dem O-Ring
kein Walken der Dichtung
in der Nut
Größere Anlage bzw.
Dichtfläche
Deckelabdichtungen
Verdrillsicherung bei der
auf Grund der geringen
Montage
Anpreßkraft geringer als
beim O-Ring
kein störender Preßgrat
Stahlring verhindert eine
USIT-Ring
Anwendungsbeispiele
zu hohe Verpressung des
Elastomerteiles
axial und radial
Flanschverbindungen
Ventilabdichtungen
Anpreßkräfte kann der
Quard-Ring auch zur
Abdichtung gering
zueinander bewegter
Bauteile eingesetzt werden
Einschraubstutzen
Flaschverbindungen
Schottverschraubungen
Bild 6.6-1: Statische Dichtungen
Andere statische Dichtungen, wie der Rechteck-Ring und der Quadring, haben sich
in speziellen Einsatzfällen bewährt. Wenn sich beispielsweise der O-Ring in der Nut
verdrillt, ist der Einsatz eines Rechteckringes vorteilhaft, er kann sich nicht verdrehen.
Dynamische Dichtungen sind in Bild 6.6-2 dargestellt. Allgemein besteht bei dynamischen Dichtungen immer ein Problem zwischen Verschleiß- und LeckageminimieProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
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rung. Eine Dichtung, die nicht geschmiert wird, läuft trocken, daher mit großer Reibung und verschleißt schnell. Wird die Dichtung durch das Hydraulikmedium geschmiert, so tritt immer eine gewisse Ölmenge aus dem System aus, was zu Leckagen führt.
Lippendichtungen:
Grundtyp
Varianten
Einsatz im Niederdruckbereich
Anpreßkraft durch die Verformung der Lippen
geringe Reibungskräfte, geringer Verschleiß
geringe Leckage muß in Kauf genommen werden
Verbesserungen
gegenüber Grundtyp
Extrusionsvermeidung
durch anvulkanisierten
Stützring
Dachmanschettensätze:
hohe Dichtheit, Reibungskraft kann
durch axiale Verpressung der Manschettensätze verstellt werden
Anwendungsbeispiele
Hochbelastete Zylinder (Schockdruck,
Schmutz,große Spalte), schwere Mobilhydraulik, Teleskophydraulik
Kolbenslangen/Plunger
in der Hydraulik für den
robusten Einsatz
Kompaktdichtungen:
Grundtyp
Varianten
Einsatz im Hochdruckbereich
gute Dichtwirkung, hohe Reibungskräfte/ hoher Verschleiß
Verbesserungen
gegenüber Grundtyp
Anwendungsbeispiele
Mittlere und schwere Mobilhydraulik,
Bergbauhydraulik,Schiffshydraulik
gute Gleiteigenschaften durch Primärdichtung (PTFE-Ring),
kein Stick-Slip-Effekt,
Vorspannung durch Sekundärdichtung
(O-Ring)
Kolbenstangen in Steuerzylindern,
servogesteuerte Anlagen, Werkzeugmaschinen, Schnellschließzylinder,
Baumaschinen
Bild 6.6-2: Dynamische Dichtungen
Bei Kolbenstangendichtungen tritt ein weiteres Problem auf. Heute werden diese
Dichtungen so konzipiert, dass beim Ausfahren der Kolbenstange ein dünner Ölfilm
auf der Kolbenstange haftet. Beim Einfahren der Kolbenstange wird dieser Ölfilm
wieder eingezogen. Dadurch werden Leckagen verhindert. Schmutz haftet jedoch an
dem dünnen Ölfilm der Kolbenstange und wird in das Hydrauliksystem eingetragen.
Dieser muss dann durch Filterelemente wieder aus dem System entfernt werden.
Je nach Dichtungstyp sind die Reibkräfte unterschiedlich. Auch kann eine starke Abhängigkeit vom Systemdruck betrachtet werden. Dichtungen werden daher oft in
Kombination eingesetzt, wie in Bild 6.6-3 dargestellt. Der Abstreifer auf der Kolbenstange sorgt für eine Abstreifung des groben Schmutzes auf der Kolbenstange und
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H-131
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schützt so die folgenden Dichtungen vor Beschädigungen. Der PTFE-Ring besitzt
eine geringe Reibung bei hohen Drücken, da er eine relativ hohe Leckage besitzt.
Die Leckage hinter der Dichtung wird zum Tank abgeführt. Der folgende Nutring ist
„dichter“ als der PTFE-Ring, unterliegt aber bei hohen Drücken einem hohen Verschleiß. Aus diesem Grund wird er hier als Dichtung gegen Tank eingesetzt. So wird
durch Kombination von Dichtungen unter Ausnutzung ihrer Eigenschaften ein optimales Dichtsystem erzeugt.
ΔP ~ 5 bar
Abstreifer
Nutring
vorgespannte
PTFE-Dichtung
Bild 6.6-3: Dichtsystem Kolbenstange
6.7 Sensoren und Messgeräte
In der Hydraulik müssen Drücke, Volumenströme, Temperaturen oder Wege gemessen
werden. Es können hiermit Regel- oder Überwachungsfunktionen realisiert werden. Üblicherweise besitzen die Sensoren einen normierten Ausgang. Dies kann ein Spannungsausgang von 0 bis 10 V bzw. –10 bis +10 V oder ein Stromausgang von 4 bis 20 mA
sein. Stromausgänge sind teuerer, besitzen aber eine höhere Betriebssicherheit und sind
unempfindlicher gegenüber Störeinflüssen.
Die einfachste Art, Drücke zu messen, ist das Manometer, Bild 6.7-1. Der Druck wird
über einen Zeiger an einer Skala angezeigt. Es besitzt üblicherweise die Güteklassen
0,6, 1,0 und 2,0. Sie gibt die prozentuale Genauigkeit bezogen auf den Skalenendwert
an.
Für eine genauere und schnellere Druckmessung werden elektrische Druckaufnehmer verwendet. Sie arbeiten nach dem piezoelektrischen oder piezoresitiven VerfahProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-132
Zubehör
ren oder auf Basis der Widerstandsänderung (DMS), Bild 6.7-2. Piezoelektrische
Sensoren besitzen ein Piezoelement, das bei Druckbeaufschlagung gestaucht wird
und hierdurch eine Spannung aufbaut, die proportional zum Druck ist.
Bild 6.7-1: Monometer
Piezoelement
Piezoelektrische
Drucksensoren
P
Membran
DMS-Drucksensoren
Meßverstärker
Auswerteeinheit
Meßverstärker
Auswerteeinheit
DMS
P
Membran mit eindiffundierter Brückenschaltung
Piezoresistive
Drucksensoren
P
Auswerteeinheit
Bild 6.7-2: Funktionsweise von Drucksensoren
Dehnungsmessstreifen (DMS) beruhen auf der Widerstandsänderung eines Metalls
bei Änderung seiner Länge. Vier Dehnungsmessstreifen werden üblicherweise auf
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H-133
Zubehör
einer Membran in Form eine Wheatstone’schen Brücke verschaltet. Kleine Widerstandsänderungen können so temperaturunabhängig erzeugt werden. Die Änderung
des Widerstandes ist hier druckproportional.
Bei piezoresistiven Drucksensoren ist die Membran aus Silizium, in die eine Brückenschaltung aus Halbleitermaterial eindiffundiert ist. Das Silizium erzeugt bei Verformung Spannungen, die ca. 100 mV betragen. Dadurch können die Druckaufnehmer ohne Verstärker auskommen.
Bei der Volumenstrommessung wird in der Regel das Messgerät durchströmt und
hierbei eine Rotation erzeugt. Heute üblich sind Turbinen, Bild 6.7-3, oder Zahnradmotoren, Bild 6.7-4. In beiden Fällen wird die Drehzahl der Turbine bzw. des Zahnrades durch Näherungsschalter bestimmt und ausgewertet.
Bild 6.7-3: Messturbine
Eine Turbine zeichnet sich durch ihre geringen Druckverluste beim Durchströmen
aus. Sie besitzt ein Verhältnis von kleinstem zu messenden zu größtem meßbarem
Volumenstrom von 1:10. Beim Einbau einer Turbine muss jedoch auf ein ausreichend langes Ein- und Auslaufstück zur Beruhigung der Strömung geachtet werden.
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H-134
Zubehör
Bild 6.7-4: Zahnradmeßmotor
Mit Zahnradmessmotoren lassen sich sehr große und sehr kleine Volumenströme
vorteilhaft messen. Die Auswertung des Volumenstromes erfolgt durch Näherungsschalter, die die Zahnfrequenz messen. Durch Einsatz von zwei Näherungsschaltern
kann auch die Drehrichtung und somit die Richtung des Volumenstromes erkannt
werden. Sie sind hochdynamischer als Messturbinen.
Allgemein läßt sich jedoch sagen, dass Volumenstromänderungen, die sehr schnell
ablaufen, heute nur unzureichend gemessen werden können. Neuere Entwicklungen
versuchen, dieses Manko zu beseitigen.
Volumenströme lassen sich zudem noch durch Messen der Druckdifferenz an einer
Blende messen. Diese Meßmethode ist jedoch stark verlustbehaftet und benötigt bei
Messung in einer turbulenten Strömung eine Auswerteelektronik, die aus dem wurzelförmigen Druckdifferenzsignal ein lineares Volumenstromsignal erzeugt. Diese
Meßmethode ist bei Einsatz in einer laminaren Strömung stark temperaturabhängig.
Temperatursensoren beruhen üblicherweise auf dem Prinzip der Widerstandsänderung (Widerstandsthermometer) oder dem der Thermospannung (Thermoelement).
Bei Widerstandsthermometern wird die Materialeigenschaft ausgenutzt, dass sich ein
Widerstand in Abhängigkeit der Temperatur verändert. Durch den Bau kleiner Elemente ist möglich, die Ansprechzeiten des Messgerätes klein zu halten.
Thermoelemente sind aktive Sensoren. In einem geschlossenen Leiterkreis treten
zwischen unterschiedlichen Materialien bei Temperaturänderungen Thermospan-
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-135
Zubehör
nungen auf, die gemessen und ausgewertet werden. Diese Sensoren können schnelle Temperaturänderungen erfassen.
Wegsensoren können induktiv, potentiometrisch, inkremental oder als Ultraschallsensor aufgebaut sein. Bei induktiven Wegsensoren, Bild 6.7-5, wird die Primärspule mit Wechselspannung gespeist, wodurch in den Sekundärspulen eine
Spannung induziert wird. Werden die Sekundärspulen gegeneinandergeschaltet, heben sich die Spannungen auf. Durch Einbringen eines ferromagnetischen Kerns wird
die Induktion in den Sekundärspulen gestört. Die Gesamtspannung an den Sekundärspulen ist dann proportional zur Position des Kerns.
U~
ΔU~
Bild 6.7-5: Induktiver Wegaufnehmer
Bei Linearpotentiometern wird der Spannungsabfall bis zum Schleifer des Potentiometers gemessen. Das Spannungssignal ist proportional zur Position des Schleifers.
Inkrementale Wegsensoren sind technisch sehr aufwendig, sie erzeugen jedoch ein sehr
genaues Signal. Ein Lichtstrahl wird durch einen Maßstab geschickt, der lichtdurchlässige und lichtundurchlässige Inkremente besitzt. Eine Messzelle zählt die Impulse durch
den Maßstab. Durch Zählen der Pulse kann die Position ermittelt werden. Hierbei handelt es sich um ein Relativmeßverfahren, da die genaue Position durch Anfahren eines
Nullpunktes bestimmt werden muss.
Bei einem Ultraschallsensor wird an der zu ermittelnden Position eine Ultraschallwelle
erzeugt. Durch Auswertung der Wellenlaufzeit von Positionsgeber und Signalwandler
errechnet sich die Position des Gebers. Reflexionen im Wellenleiter müssen durch
Dämpfungsmaßnahmen verhindert werden. Beim Ultraschallsensor handelt es sich um
einen Absolutpositionsgeber.
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H-136
Hydraulische Schaltungen
7 Hydraulische Schaltungen
Hydraulische Schaltungen sind Systeme, welche als Hauptfunktion die Steuerung der
(hydraulischen) Verbraucher haben. Eine Steuerung der Verbraucher, beispielsweise
die Geschwindigkeitssteuerung eines Zylinders oder Motors, lässt sich dabei auf unterschiedliche Weise realisieren. Damit verbunden sind auch unterschiedliche Systemeigenschaften hinsichtlich Dynamik, Energieeffizienz oder Lastunabhängigkeit. In
diesem Kapitel werden die Grundlagen zur Steuerung hydraulischer Systeme dargestellt.
Zwei wesentliche Merkmale hydraulischer Schaltungen, nach denen diese kategorisiert werden, sind die Art der Steuerung und die Art der Speisung. Durch die Kategorisierung entsteht eine Systematik, welche den roten Faden dieses Kapitels bildet.
Anhand dieser beiden Merkmale werden im Folgenden eine Auswahl der Schaltungen vorgestellt, welche heute eingesetzt werden.
Die Art der Speisung beschreibt die physikalische Größe, welche der Schaltung aufgeprägt wird. In hydraulischen Schaltungen unterscheidet man hierbei also Systeme
mit aufgeprägtem Druck und aufgeprägtem Volumenstrom. Bei Systemen mit aufgeprägtem Druck stellt sich der Volumenstrom entsprechend des Übertragungsverhaltens der hydraulischen Schaltung ein. Umgekehrt stellt sich bei vorgegebenem (aufgeprägtem) Volumenstrom der Druck im System ein.
Die Art der Steuerung beschreibt, mittels welcher Elemente im System die Steuerung
der Verbraucher realisiert wird. Die gesteuerte Größe kann sowohl der Vektor (Größe
und Richtung) von Kraft bzw. Moment oder Geschwindigkeit bzw. Drehzahl am Verbraucher sein. Dies kann durch die Verstellung von Widerständen im konduktiven
Teil oder durch Verstellung von Verdrängungseinheiten im generatorischen oder motorischen Teil der Hydrauliksystems erfolgen. Im Falle einer Verstellung von Widerständen im System spricht man von Widerstandssteuerung. Ein Beispiel hierfür sind
hydraulische Ventile. Werden hingegen Verdrängungseinheiten verstellt, z.B. Pumpen oder Motoren, so liegt eine Verdrängersteuerung vor.
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H-137
Hydraulische Schaltungen
Mit Hilfe dieser beiden Merkmale lassen sich alle Schaltungen in eine Matrix mit 4
Feldern einteilen, Bild 7-1. Im Folgenden werden nun diese vier Felder anhand einiger zugehörigen Schaltungen genauer erläutert.
Steuerung
Aufgeprägter Volumenstrom
Aufgeprägter Druck
Speisung
Widerstandssteuerung
I
Verdrängersteuerung
III
pmax
Qp = const
pmax
M
IV
II
QL
QL
p0 = const
p0 = const
Bild 7-1: Systematik hydraulischer Steuerungen, /B1/
Steuerung
Widerstandssteuerungen sind, bedingt durch die Widerstände im Ventil, prinzipbeding mit Verlusten behaftet. Andererseits sind diese Systeme sehr dynamisch, da die
bewegten Ventilmassen gering sind.
Als Widerstände kommen dabei Drosseln oder Blenden zum Einsatz.
Drosseln sind Widerstände, in denen sich eine laminare Strömung des Mediums einstellt. Bild 7-2 zeigt eine Drossel mit kreisförmigem Querschnitt, sowie das zugehörige lineare Verhalten des Volumenstroms Q bei einer anliegenden Druckdifferenz Δp.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-138
Hydraulische Schaltungen
Bild 7-2: Querschnitt einer Drossel (links), Kennlinie (rechts)
Exemplarisch sei hier die Drossel mit kreisförmigem Querschnitt genannt, deren
Kennlinie sich nach Formel 2.5-24 beschreiben lässt:
Q
  r4
  p1  p2 
8   l
2.5-24
Blenden sind scharkantige Widerstände, wodurch sich eine turbulente Strömung
ausprägt. Ein möglicher Querschnitt ist in Abbildung 7-3 gezeigt.
Bild 7-3: Querschnitt einer Drossel (links), Kennlinie (rechts)
Zwischen anliegender Druckdifferenz und fließendem Volumenstrom besteht ein
quadratischer Zusammenhang nach Formel 2.3.4
Q  D  A 
2  p

2.5-24
Dabei kann die Form des Widerstands je nach Geometrie variieren. Abbildung 7-4
zeigt eine Auswahl an möglichen Blendengeometrien
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-139
Hydraulische Schaltungen
Bild 7-3: Unterschiedliche Geometrien von Blenden
Im Gegensatz hierzu sind Verdrängersteuerungen verlustarm, da sie nur die benötigte Leistung erzeugen und keine prinzipbedingten Verluste mit sich bringen. Andererseits sind die bewegten Massen zur Verstellung (Verstellpumpe, Verstellmotor) größer und somit in Sinne der Dynamik träger.
Die spezifischen Vor- und Nachteile der Steuerungsvarianten sind in der folgenden
Tabelle 7.1 zusammengefasst:
Widerstandssteuerung
Verdrängersteuerung
Vorteile
schnelle und genaue Verstellung
Nachteile
hoher systembedingter Energiever- hoher Bauaufwand
brauch
geringere Verstellgeschwindigkeit
durch höhere Massen
verlustarm (keine prinzipbedingten
Verluste)
Tabelle 7.1: Vor- und Nachteile der Widerstands- und Verdrängersteuerung
Speisung
Die Speisung einer hydraulischen Schaltung beschreibt die Art und Weise, wie hydraulische Leistung in das System eingebracht wird. Eine hydraulische Schaltung ist
also nicht allein durch die Art der Steuerung vollständig definiert, es bedarf darüber
hinaus der Information welche Art der Speisung vorliegt.
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H-140
Hydraulische Schaltungen
Dabei wird der hydraulischen Schaltung physikalisch prinzipbedingt entweder ein
Volumenstrom oder ein Druck vorgegeben, die entsprechend andere Größe stellt
sich anschließend aufgrund der Systemeigenschaften ein.
Konstant-Druck-Systeme
Bei Konstant-Druck-Systemen wird der Schaltung ein fest definierter Druck aufgrund
eines physikalischen Prinzips oder einer Regelung aufgeprägt. Dieser Druck kann
sich über die Zeit verändern, jedoch ist er für ein Zeitinkrement fest vorgegeben und
ergibt sich nicht aufgrund der Schaltung des Systems.
Beispielsweise sei hier ein hydraulischer Speicher zu nennen. Dieser ist mit einer
unter Druck stehenden Gasmenge gefüllt, so dass sich ein konstanter Druck auf der
Ölseite ergibt. Ist dieser Speicher nun Quelle des hydraulischen Systems, so wird
dem System dieser physikalisch vorgegebene Druck aufgeprägt. Es handelt sich somit um ein Konstant-Druck-System.
Eine weitere Möglichkeit für ein Konstant-Druck-System ist eine druckgeregelten
Pumpe, welche so verschwenkt wird, dass der Druck einer entsprechenden (konstanten oder veränderlichen) Vorgabe folgt.
Dabei wird eine Verstellpumpe entsprechend Abbildung 7-4 verwendet. Dort ist die
mechanische Verstellung eines Triebwerks dargestellt. Die Verstellung kann beispielsweise von Hand erfolgen. Es ist im dargestellten Beispiel erkennbar, dass der
Volumenstrom der Pumpe proportional zum Stellsignal ist.
Eine solche Ansteuerung wird üblicherweise bei kleinen Maschinen gewählt, in denen auch nur geringe Leistungen installiert sind. Als Beispiel sei hier ein Aufsitzrasenmäher im unteren Leistungsbereich angeführt.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-141
Hydraulische Schaltungen
Q
s
-1
n
Qmax
1
Ölstrom
Q
n = konst
0,5
0,5
-0,5
Verstellweg
1
s
smax
-0,5
-1
Bild 7.1-1: Mechanische Verstellung eines Triebwerkes
Eine Alternative zur mechanischen Ansteuerung ist die hydraulische, Bild 7.1-2. Sie
wird üblicherweise dann gewählt, wenn die Verstellkräfte für eine mechanische Betätigung zu groß werden oder eine feinfühlige Verstellung gefordert wird. Die Verstellcharakteristik einer hydraulisch verstellten Pumpe entspricht der einer mechanisch
s
n1
Δpst
-1
Q1max
Q1
Q1
n1=konst
1
Förderstom
verstellten.
0,5
0,5
1
Δpst
-0,5
Steuerdruckdiff.
Δpst max
-0,5
-1
Bild 7.1-2: Hydraulische Verstellung einer Pumpe
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H-142
Hydraulische Schaltungen
7.1 Steuerungen
Mit Hydraulikpumpen und –motoren sind verschiedene Steuerungen möglich. Im nun
folgenden Teil sollen beispielhaft verschiedene ausgewählte Steuerungen betrachtet
werden.
Die Verstellung eines Hydromotors mit einem Steuerdruck gegen eine Federkraft
zeigt Bild 7.1-3. Die Charakteristik unterscheidet sich deutlich von den zuvor gezeigten Verstellungen.
s
Q2
P2
n2
Antriebmoment M2/M2 max
Antriebsdrehzahl n2/n2 max
Q2
Q2max
p2 = const
=0,5
0,25
0,1
1
0,5
pR=0
Δpst
0
0
0,5
Steuerdruckdiff.
Δpst
1
Δpst max
Bild 7.1-3: Hydraulische Verstellung eines Motors
Durch Anlegen eines Verstelldruckes ΔpSt kann der Zylinder am Verstellmotor verfahren werden. Druckkraft und Federkraft stehen im Verstellzylinder im Gleichgewicht,
so dass der Hub des Verstellzylinders mit zunehmendem Verstelldruck kleiner wird.
Das Schluckvolumen des Motors ist proportional zu seinem Schwenkwinkel und somit auch proportional zum Hub des Verstellzylinders. Mit steigendem Verstelldruck
pSt wird also das Schluckvolumen des Motors proportional kleiner.
Wie bereits in Kapitel 4 erläutert, verhalten sich Volumenstrom, Drehzahl und
Schluckvolumen eines Triebwerkes gemäß folgender Gleichung:
Q V n
Bei einem konstanten Volumenstrom steigt also die Drehzahl eines Hydromotors mit
abnehmendem Schluckvolumen hyperbelförmig an. Aus diesem Grund ergibt sich die
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-143
Hydraulische Schaltungen
hyperbelförmige Funktion der Drehzahl in Abhängigkeit des Verstelldruckes, vergleiche Bild 7.1-3, rechtes Diagramm.
Das Moment eines Hydromotors ist bei konstanter Druckdifferenz proportional zum
Schluckvolumen des Motors:
M
V  p
2 
Aus diesem Grund verringert sich das vom Motor abgegebene Moment mit zunehmendem Verstelldruck.
Bild 7.1.4 zeigt eine elektroproportionale Pumpenverstellung. In Abhängigkeit einer
Eingangsspannung uS wird der Verstellzylinder einer Pumpe verstellt. In diesem Fall
ist der von der Pumpe geförderte Volumenstrom proportional zur Eingangsspannung.
Bild 7.1-4: Elektroproportionale Pumpenverstellung
Bei einer volumenstromgeregelten Pumpe gemäß Bild 7.1-5 wird ein Volumenstrom
in Abhängigkeit einer Drosselöffnung erzeugt. Der von der Pumpe geförderte Volumenstrom fließt durch eine Drossel mit dem Öffnungswinkel β zum Verbraucher. Der
Druck vor und hinter der Drossel wird auf ein Proportionalventil geführt. Das Ventil ist
im Gleichgewicht, wenn die Druckdifferenz über der Drossel, multipliziert mit der Ventilfläche, gleich der Federkraft am Ventil ist. Ist die Druckdifferenz über der Drossel
konstant, so ist auch der von der Pumpe abgegebene Volumenstrom konstant.
Wenn der geförderte Volumenstrom beispielsweise zu groß ist, wird die Druckdifferenz über der Drossel größer als die Federkraft. Das Ventil verschiebt sich entgegen
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-144
Hydraulische Schaltungen
der Federkraft in seine linke Schaltstellung. Hierdurch wird die druckbeaufschlagte
Fläche des Verstellzylinders der Pumpe mit dem Systemdruck verbunden. Der Verstellzylinder verfährt entgegen der Federkraft und schwenkt die Pumpe zurück. Der
Volumenstrom der Pumpe reduziert sich auf den vorgegebenen Wert. Ist der von der
Pumpe geförderte Volumenstrom zu klein, schwenkt der Verstellzylinder aufgrund
der Federkraft die Pumpe weiter aus.
Bild 7.1-5: Volumenstromgeregelte Pumpe
Bild 7.1-6: Druckgeregelte Pumpe
Bei einer druckgeregelten Pumpe, wie in Bild 7.1-6 dargestellt, wird der Systemdruck
auf einen festen Wert geregelt. Bei diesen sogenannten Konstantdrucksystemen arbeitet ein Proportionalventil gegen eine Federkraft. Überwiegt die Druckkraft, ist der
Systemdruck also zu groß, wird die Pumpe zurückgeschwenkt und fördert eine kleiProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-145
Hydraulische Schaltungen
nere Ölmenge. Ist der Druck hingegen zu klein, überwiegt die Federkraft und verschiebt das Ventil in die rechte Schaltstellung. Der Druck im Federraum des Verstellzylinders wird abgebaut, die Pumpe schwenkt weiter aus.
Unabhängig von der vom Verbraucher abgenommenen Ölmenge wird so der Druck
im System konstant gehalten.
Eine weitere, heute sehr häufig genutzte Art der Pumperegelung ist die Leistungsregelung. Hierbei wird die Leistung einer Pumpe konstant gehalten. Dies ist notwendig
um beispielsweise einen Antrieb nicht zu überlasten. Eine solche leistungsgeregelte
Pumpe ist in Bild 7.1-7 dargestellt.
Anschlag
1
Q1
Feder1
Feder2
M1
n1
s
Hubbegrenzung
n1 = konst. für die Leistungsregelung
Pumpendruck p1/p1 max
p1
P1
Federn
1+2
p1 max
1,0
Eckleistung
功率
P1/Pmax
压力
=0.5
0,5
Hubbegrenzung
0,25
praktisch
theoretisch
0,1
Feder 1
0
0
0,5
Förderstrom
Q1
1
Q1 max
Bild 7.1-7: Leistungsgeregelte Pumpe
Mit zunehmendem Druck wird bei der Leistungsregelung die Pumpe weiter zurückgeschwenkt. Druck und Schwenkwinkel besitzen bei einer linearen Federkennlinie
auch einen linearen Zusammenhang. Den hyperbelförmigen Zusammenhang zwischen Druck und Volumenstrom für eine leistungsgeregelte Pumpe wird durch Ineinanderschalten mehrer Federn erzeugt. Wie im Kennlinienfeld rechts in Bild 7.1-7 zu
erkennen, wird durch das Aneinandersetzen verschiedener Geradenstücke näherungsweise der gewünschte hyperbelförmige Kennlinienverlauf erzeugt.
Neben dieser mechanischen Lösung hat sich insbesondere in hochwertigen Anwendungen eine elektrische Leistungsregelung etabliert, Bild 7.1-8. Eine konstante LeisProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-146
Hydraulische Schaltungen
tung wird in diesem Fall durch ein Momentengleichgewicht erzeugt. Durch den Elektromagneten des oben in Bild 7.1-8 dargestellten 3/2-Proportionalventils wird eine
跷跷板
konstante Kraft auf die mechanische Wippe ausgeübt. Die Wippe ist im Knick rechts
drehbar gelagert. Die Wippe ist im Gleichgewicht, wenn:
Ventilkraft * Hebelarm Ventil = Kraft durch Druck A * Hebelarm Verstellzylinder
ist. Der Anschluß A besitzt hier Systemdruck, der Hebelarm am Verstellzylinder variiert mit dem Schwenkwinkel der Pumpe. Da der Hebelarm am Ventil konstant ist, ist
auch das vom Ventil erzeugte Moment nur vom elektrischen Ventilstrom abhängig.
Auf diese Art und Weise kann eine zum Ventilstrom proportionale Leistung der Pumpe erzeugt werden.
PB
GM A
T1
Vg max Vg min
R T2
M1
S
Bild 7.1-8: Leistungsgeregelte Pumpe, /B3/
Das Kennlinienfeld der in Bild 7.1-8 dargestellten Pumpe ist im Bild 7.1-9 zu sehen.
Es beschreibt den erläuterten Verlauf. Die gezeigte Verschiebung der Kennlinie wird
durch unterschiedliche Ventilströme erreicht.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-147
Betriebsdruck pB in bar
Hydraulische Schaltungen
50
min
Vg min Verdrängungsvolumen
Vg max
Bild 7.1-9: Kennlinienfeld der leistungsgeregelten Pumpe, /B3/
7.2 Hydraulische Getriebe
Hydraulische Getriebe übertragen eine Leistung auf hydraulischem Weg. Üblicherweise wird dabei in einer Pumpe aus einer mechanischen Leistung eine hydraulische
erzeugt, diese übertragen und anschließend wieder durch einen Motor in eine mechanische umgewandelt. Ein hydraulisches Getriebe mit allen notwendigen Komponenten zeigt Bild 7.2-1.
Die Hydraulikpumpe (1) wird hier durch einen Elektromotor angetrieben und erzeugt
die hydraulische Leistung. Gleichzeitig wird durch den Elektromotor eine Speisepumpe (3) angetrieben, die Leckverluste aus dem Hydraulikkreis ausgleicht und dem
Hydraulikkreis Frischöl zuführt. Das Frischöl wird über die Rückschlagventile immer
dem Niederdruckkreis zugeführt. Ein Druckbegrenzungsventil (4) sichert den Speisekreis vor unzulässig hohen Drücken ab.
4
7
1
0
M
1
3
2
5
6
6
2
Bild 7.2-1: Hydrostatisches Getriebe mit Nebenfunktion
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-148
Hydraulische Schaltungen
Druckbegrenzungsventile (6) sichern die Hochdruckseite des hydraulischen Getriebes gegen die Niederdruckseite vor unzulässig hohen Drücken ab.
Ein hydraulisch angesteuertes Spülventil (7) entnimmt dem Niederdruckkreis des
Getriebes eine Ölmenge. So wird ein definierter Ölaustausch gewährleistet. Dieser ist
notwendig, damit das Öl nicht überhitzt und Verschmutzungen aus dem System entfernt werden können. Durch das Druckbegrenzungsventil im Spülkreis (5) wird der
Druck auf der Niederdruckseite bestimmt.
Hydraulische Getriebe werden nach den folgenden Merkmalen unterschieden:
Verschaltung:
offener / geschlossener Kreislauf
räumliche Anordnung:
Fern- / Kompaktgetriebe
Verstellung:
Pumpe- und/oder Motorverstellung
Leistungsabgabe:
Einzel- oder Mehrmotorbetrieb
Leistungsfluß:
voll- / teilhydraulisch
Beispiele für die Verschaltung eines hydraulischen Getriebes sind in Bild 7.2-2 dargestellt. Das hydraulische Getriebe im linken Bild arbeitet im offenen Kreislauf, das
im rechten Bildteil im geschlossenen Kreislauf. Im offenen Kreislauf kann nur eine
Seite des Antriebs mit Druck beaufschlagt werden.
Arbeitsmaschine
M
Arbeitsmaschine
M
Bild 7.2-2: Verschaltung hydraulischer Getriebe
Je nach räumlicher Anordnung werden hydraulische Getriebe in Fern- und Kompaktgetriebe unterschieden. Bei Ferngetrieben befinden sich zwischen Pumpe und Motor
üblicherweise lange Hydraulikleitungen, beim Kompaktgetriebe befinden sich Pumpe
und Motor in unmittelbarer Nähe.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-149
Hydraulische Schaltungen
Entweder Pumpe oder Motor können zur Anpassung der Leistung des hydraulischen
Getriebes verstellt werden. Um einen noch größeren Arbeitsbereich zu überdecken,
können auch Pumpe und Motor verstellt werden.
Reihenschaltung
Q
p
n2
n3
Parallelschaltung
Q
p
M2
M2
n2
= const.
M2 , M 3
beliebig
verteilt
M3
M2
n2
= const.
n2 , n3
beliebig
verteilt
M3
n3
M3
n3
Bild 7.2-3: Parallel- und Reihenschaltung von Motoren
Die Leistung des Getriebes kann an einen oder an mehrere Motoren abgegeben
werden. Je nachdem handelt es sich um einen Einzel- oder Parallelbetrieb. Je nach
Anordnung der Motoren wird beim Parallelbetrieb von Motoren wiederum zwischen
Reihen- und Parallelschaltung unterschieden, Bild 7.2-3.
Der Leistungsfluß im hydraulischen Getriebe kann voll- oder teilhydraulisch sein,
Bild 7.2-4. Wird ein Teil der Leistung des Getriebes mechanisch und der andere hyd-
raulisch übertragen und anschließend beide Leistung wieder summiert, wird von einem teilhydraulischen bzw. leistungsverzweigten System gesprochen. Bei einem
vollhydraulischen System wird die gesamte Leistung hydraulisch übertragen, vergleiche auch Bild 7.2-1.
e
f
a
h
d
An
g
Ab
Q
b
1
2
c
Hauptkupplung
Bremse
Bild 7.2-4: Teilhydraulisches Getriebe
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-150
Hydraulische Schaltungen
Der Wirkungsgrad eines hydraulischen Getriebes setzt sich aus den Einzelwirkungsgraden von Pumpe und Motor zusammen. In Bild 7.2-5 ist ein vereinfachtes hydraulisches Getriebe dargestellt, mit dessen Hilfe im Folgenden die verschiedenen Wirkungsgrade erläutert werden.
Q1
n1
M1
P1
Q2
V1
V2
Δp
n2
M2
α2
α1
Bild 7.2-5: Vereinfachte hydraulisches Getriebe
Grundsätzlich wird bei Hydraulikpumpen und –motoren zwischen volumetrischem
(vol) und hydraulisch-mechanischem (hm) Wirkungsgrad unterschieden. Volumentrische Verluste werden durch Leckagen in den Komponenten verursacht. Hydraulischmechanische Verluste entstehen aufgrund von Reibungen.
Allgemein gelten die folgenden Zusammenhänge:
Vol 
Qabgegeben
 hm 
M abgegeben
7.2-1
Q zugeführt
7.2-2
M zugeführt
 ges  Vol   hm
7.2-3
Unter Berücksichtigung der allgemeinen Zusammenhänge können für eine Pumpe
und einen Motor die Wirkungsgrade in Abhängigkeit der Verluste berechnet werden.
So gelten für die Hydraulikpumpe die folgenden Gleichungen:
1,Vol 
Q1,ab
1, hm 
M 1, ab
Q1, zu
M 1, zu
 1

Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
Q
1, Leck
Q1,theo
1 
 1
1

M 1,verl.
M 1,theo
Q
1, Leck
n1  V1
1
M 1,verl.
1 
p  V1
2 
7.2-4
7.2-5
H-151
Hydraulische Schaltungen
In der Hydraulik hat sich die Konvention durchgesetzt, dass Pumpen in einem hydraulischen Getriebe den Index „1“ erhalten, Motoren den Index „2“. Auf diese Art und
Weise lassen sich die Wirkungsgrade unterschieden.
Analog gilt für den Hydraulikmotor (Index „2“):
 2,Vol 
 2,hm 
Q2,ab
Q2, zu
M 2,ab
M 2, zu

1
 1
1

 Q2,Leck
Q2,theo
M
2 ,verl .
M 2,theo
1
 1
1
 Q2,Leck
7.2-6
n 2  V2
M
2 ,verl .
7.2-7
p  V 2
2 
7.3 Load-Sensing Systeme
Load-Sensing Systeme wurden ursprünglich für die Mobilhydraulik entwickelt, um
Verluste in hydraulischen Systemen mit mehreren Verbrauchern zu minimieren. Ihr
Prinzip beruht darauf, dass der höchste Druck im System an eine Regelpumpe gemeldet wird, die dann in Abhängigkeit der Verbraucher den benötigten Volumenstrom
bereitstellt. Bild 7.3-1 zeigt, wie hoch die Verlustleistungen spezieller Systeme sind.
Konstantstromsystem
Konstantdrucksystem
pmax
Load-Sensing-System
pmax
pmax
Verlustleistung
Verlustleistung
Volumenstrom
Q max
Volumenstrom
Q max
Verbraucher 3
Verbraucher 2
Verbraucher 1
Druck
Verbraucher 3
Verbraucher 2
Verbraucher 1
Verbraucher 3
Verbraucher 2
Verbraucher 1
Druck
Druck
Verlustleistung
Volumenstrom
Q max
Bild 7.3-1: Verlustleistungen verschiedener Hydrauliksysteme
Eine
Konstantpumpe mit Druckbegrenzung erzeugt
immer die
Eckleistung
(Pmax∙Qmax). Die von den Verbrauchern nicht benötigte Leistung wird in Wärme umgewandelt, die vom Hydraulikmedium abgeführt werden muss. Neben hohen Verlusten muss auch mit einer starken Erwärmung des Öls gerechnet werden.
Konstantdrucksysteme arbeiten mit Verstellpumpen, die nur den von den Verbrauchern benötigten Volumenstrom liefern, vergleiche Bild 7.1-6. Die prinzipbedingten
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-152
Hydraulische Schaltungen
Verluste in dem Hydrauliksystem können so deutlich reduziert werden, vergleiche
linkes und mittleres Diagramm in Bild 7.3-1.
Durch ein Load-Sensing System können die Verluste aufgrund eines zu hohen Gesamtdrucks weiter reduziert werden, vergleiche rechtes Diagramm aus Bild 7.3-1. Die
höchste Last der sich im Hydrauliksystem befindenden Verbraucher wird hierzu bestimmt (Load-Sensing = „Last fühlen“). Eine Verstellpumpe wird nun aufgrund des
höchsten Lastdrucks und des Systemdrucks ausgeschwenkt.
Bild 7.3-2 zeigt das Prinzip eines Load-Sensing Systems (im Folgenden vereinfa-
chend LS-System genannt). Der Verbraucherdruck wird bei diesem System direkt an
die Pumpe gemeldet. Der Druck wirkt auf die rechte Seite eines 3/2Proportionalventils, dem so genannten LS-Regler. Auf die linke Seite des Ventils
wirkt der Systemdruck. Der LS-Regler ist im Gleichgewicht, wenn die Federkraft
gleich der Druckdifferenz, multipliziert mit der Fläche am Ventil ist. Im betrachteten
Regelbereich des Ventils kann von einer konstanten Federkraft ausgegangen werden, so dass auch die Druckdifferenz zwischen Druckleitung und LS-Leitung konstant
ist, wenn das Ventil im Gleichgewicht ist. Die Druckdifferenz wird auch LSDruckdifferenz genannt. In diesem Gleichgewichtszustand befindet sich der Zylinder
zum Verstellen des Pumpenschwenkwinkels in Ruhe.
Zwischen Druckausgang der Pumpe und Verbraucher befindet sich eine Blende, an
der auch die LS-Druckdifferenz abfällt. Der Volumenstrom, der über die Blende fließt,
ist folglich nur vom Öffnungsquerschnitt der Blende abhängig. Die Geschwindigkeit
des Verbrauchers kann so unabhängig von der Last durch den Querschnitt der Blende vorgegeben werden.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-153
Hydraulische Schaltungen
Bild 7.3-2: Prinzip eines Load-Sensing-Systems
Neben dem LS-Regler befindet sich in einer Load-Sensing-fähigen Pumpe auch eine
Druckbegrenzung. In Bild 7.3-3 ist die Funktion der Pumpe noch einmal detailliert mit
Druckbegrenzung dargestellt.
Bild 7.3-3: Load-Sensing Pumpe mit LS-Regler und Druckbegrenzung
Im Normalzustand ist die Druckbegrenzung geschlossen. Der Ausgang des LSReglers ist direkt mit dem Verstellzylinder der Pumpe verbunden. Wird der Systemdruck größer als der eingestellte Maximaldruck, wird der rechte Raum des Verstellzylinders der Pumpe mit dem Systemdruck verbunden. Hierdurch schwenkt die Pumpe
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-154
Hydraulische Schaltungen
zurück. Sie schwenkt so weit zurück, bis der Systemdruck den vorgeschriebenen
Maximaldruck nicht mehr übersteigt.
Wird mehr als ein Verbraucher von einer Load-Sensing Pumpe gespeist, muss jedem
Verbraucher eine Wegestufe und eine Druckwaage, eine sogenannte Sektionsdruckwaage, zugeordnet werden. Bild 7.3-4 zeigt ein Load-Sensing System mit zwei
Verbrauchern, bei denen eine Sektionsdruckwaage vorgeschaltet ist. Es wird von
einer vorgeschalteten Druckwaage gesprochen, wenn sich die Druckwaage, in Flussrichtung des Mediums gesehen, vor der Wegestufe befindet.
Bild 7.3-4: Load-Sensing System mit vorgeschalteter Druckwaage
Der höchste Verbraucherdruck wird durch eine Wechselventilkette an die LoadSensing Pumpe gemeldet. Dabei können beliebig viele Verbraucher an die Wechselventilkette angeschlossen werden.
Die Load-Sensing Pumpe regelt, wie zuvor erläutert, den Volumenstrom, so dass die
LS-Druckdifferenz zwischen Systemdruck p und Load-Sensing Leitung (pLS) dem an
der Pumpe eingestellten Wert entspricht.
An den Wegestufen zu den Verbrauchern wird über die vorgewählte Ventilauslenkung der benötigte Volumenstrom eingestellt. Die Druckwaage vor der Wegestufe
regelt die Druckdifferenz über der Wegestufe auf einen konstanten Wert. Dies geschieht dadurch, dass sie den Druck vor und hinter der Wegestufe gegen eine FeProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-155
Hydraulische Schaltungen
derkraft vergleicht. Ist die Druckdifferenz über der Wegestufe konstant, ist der Volumenstrom, der über das Wegeventil zum Verbraucher fließt, nur vom Öffnungsquerschnitt der Wegestufe abhängig.
Üblicherweise ist die eingestellte Druckdifferenz an der Sektionsdruckwaage etwas
geringer als die an der Load-Sensing Pumpe. Hierdurch kann die Sektionsdruckwaage am Verbraucher die überschüssige Druckdifferenz ausregeln.
Bei mehreren Verbrauchern mit unterschiedlichem Lastdrücken hat die Sektionsdruckwaage am Verbraucher mit dem geringeren Lastdruck die Aufgabe, den Systemdruck auf das vom Verbraucher benötigte Niveau, zuzüglich dem Druckabfall
über der Wegestufe, einzuregeln.
Dieses System arbeitet so lange einwandfrei, wie der von den Verbrauchern geforderte Volumenstrom von der Pumpe gedeckt werden kann. Üblicherweise wird ein
Hydrauliksystem jedoch nicht so ausgelegt, dass die Pumpe alle Verbraucher gleichzeitig versorgen kann. Daher kann es vorkommen, dass von den Verbrauchern mehr
Volumenstrom gefordert wird, als die Pumpe fördern kann. In diesem Fall wird von
einer Unterversorgung gesprochen.
Gerät ein Load-Sensing System mit vorgeschalteten Druckwaagen in Unterversorgung, bekommt der Verbraucher mit dem höchsten Lastdruck weniger Öl, da die
Druckdifferenz an der Sektionsdruckwaage und an der Wegestufe zusammenbricht.
Können die übrigen Sektionsdruckwaagen noch regeln, halten sie den vom Verbraucher geforderten Volumenstrom aufrecht. Der Verbraucher mit dem höchsten Lastdruck wird folglich langsamer und kann sogar stehen bleiben.
Diese Systemeigenschaft kann von Nachteil sein. Muss beispielsweise gewährleistet
werden, dass im Fall der Unterversorgung alle Verbraucher zwar mit verminderter
Geschwindigkeit, aber dennoch in den eingestellten Verhältnissen zueinander laufen,
muss entweder mit einer Prioritätsschaltung gearbeitet werden oder ein LoadSensing System mit nachgeschalteter Druckwaage, wie in Bild 7.3-5 dargestellt, eingesetzt werden. Es wird hier von einem Load-Sensing System mit „sozialer Mengenverteilung“ gesprochen.
Beim Load-Sensing System mit nachgeschalteter Druckwaage wird auch der höchste
Lastdruck an die Pumpe gemeldet. In dem in Bild 7.3-5 dargestellten System geProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-156
Hydraulische Schaltungen
schieht dies durch die Rückschlagventile an den Ventilsektionen. Alle Druckwaagen
regeln aufgrund des Load-Sensing Drucks pLS und dem Druck am Ausgang der Wegestufe. Auch hier ist die Druckdifferenz, die an den Sektionsdruckwaagen eingestellt
ist, kleiner als die an der Load-Sensing Pumpe eingestellte Druckdifferenz.
Tritt eine Unterversorgung des Hydrauliksystems ein, bricht auch hier zunächst die
Druckdifferenz zwischen Systemdruck und Load-Sensing Druck pLS zusammen. Im
Gegensatz zum Load-Sensing System mit vorgeschalteter Druckwaage wird hier jedoch die Druckdifferenz an allen Wegestufen gleichzeitig reduziert. Da der Volumenstrom zu den Verbrauchern aber proportional zu der an der Wegestufe abfallenden
Druckdifferenz ist, reduziert sich der zu den Verbrauchern geförderte Volumenstrom
proportional. Als Folge erhalten alle Verbraucher proportional zu ihrer Auslenkung
eine reduzierte Ölmenge. Das Hydrauliksystem wird also insgesamt langsamer, ohne
dass ein einzelner Verbraucher stehen bleibt.
Bild 7.3-5: Load-Sensing System mit nachgeschalteter Druckwaage
Welches Hydrauliksystem in der Praxis eingesetzt werden soll, hängt von den Anforderungen des Systems ab. Die gleichmäßige Aufteilung der Volumenströme im LSSystem mit nachgeschalteter Druckwaage wird über einen höheren Bauaufwand „erkauft“: Je Verbraucher werden zwei Sektionsdruckwaagen benötigt. Alternativ gibt es
auch Systeme, die nur mit einer Sektionsdruckwaage arbeiten. Hierbei wird die Richtung des Volumenstromes zum Verbraucher in der Wegestufe gesteuert. Der erhöhte
Bauaufwand wird damit in die Wegestufe gelegt.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-157
Literaturverzeichnis
8 Literaturverzeichnis
/B1/
Backé, W.
Grundlagen der Ölhydraulik; Umdruck zur Vorlesung an der
RWTH Aachen, 8. Auflage 1992
/B2/
Blok, P.
The Management of Oil Contamination; Koppen&Lethem
Aandrijfttechniek B.V., 1995
/B3/
N.N.
Katalog der Verstellpumpe A11VO der Fa. Bosch Rexroth, Internet: http://www.boschrexroth.com/media/servlet/FileViewer?fileId=7617
/G1/
Geimer, M.
Meßtechnische Untersuchung und Erstellung von Berechnungsgrundlagen zur Ermittlung der Einsatzgrenze dreispindeliger Schraubenpumpen; Dissertation an der RWTH Aachen,
1995
/K1/
/N1/
Küttner, K.-H.
Dubbel;
Beitz, W.
Taschenbuch für den Maschinenbau, 17. Auflage 1990
N.N.
DSHplus – Digitale Simulation hydraulischer Systeme; Simulationsprogramm der Fa. Fluidon GmbH, Aachen
/M1/
Murrenhoff, H.
Grundlagen der Fluidtechnik, Teil 1: Hydraulik; Umdruck zur
Vorlesung an der RWTH-Aachen, 3. Auflage 2001
/M2/
Murrenhoff, H.
Fluidtechnik für Mobile Anwendungen; Umdruck zur Vorlesung
an
Wallentowitz, H. der RWTH-Aachen, 1. Auflage 1998
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Murrenhoff, H.
Servohydraulik, Umdruck zur Vorlesung an der RWTH-Aachen,
1. Auflage 1998
/R1/
Rotthäuser, S.
Verfahren zur Berechnung und Untersuchung hydropneumatischer Speicher, Dissertation RWTH Aachen
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-158
Anhang
9 Anhang
Schaltzeichen entsprechend ISO 1219
Schaltzeichen für Pumpen, Motoren, hydrostatische Getriebe und Schwenkmotoren:
Benennung
Erläuterung
Pumpen
- mit einer Stromrichtung
Sinnbild
Verdrängervolumen
konstant
veränderlich
Umwandlung von
mechanischer
in hydraulische Energie
- mit zwei Stromrichtungen
Hydromotoren
- mit einer Stromrichtung
Umwandlung von
hydraulischer Energie in
mechanische Energie
- mit zwei Stromrichtungen
Pumpe/Motor
- mit Umkehrbarkeit
der Stromrichtung
Einheiten,die sowohl als
Pumpe und als Hydromotor
arbeiten
- mit einer Stromrichtung
- mit zwei Stromrichtungen
Hydrostatisches Getriebe
- Ferngetriebe
Darstellung vereinfacht.,
Ohne Zusatzeinrichtungen
Drehmomentwandler,
bestehend aus Verstellpumpe
und Hydromotor
- Kompaktgetriebe
Schwenkmotor
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-159
Anhang
Schaltzeichen für Zylinder:
Benennung
Erläuterung
Sinnbild
Zylinder
- einfachwirkend
Umwandlung von hydraulischer
Energie in mechanische
Energie mit linearer Bewegung
- einfachwirkend
mit Federrücksrellung
- doppelt wirkender
Differentialzylinder
unterschiedliche Kolbenflächen
- doppelt wirkender Zylinder gleiche Kolbenfläche
mit beidseitiger
Kolbenstange
- Zylinder mit Endlagendämpfung
- Dämpfung einstellbar
beidseitig
- Teleskopzylinder
-Druckübersetzer
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-160
Anhang
Schaltzeichen für Wegeventile
Benennung
Erläuterung
Sinnbild
Wegventile
a
Ventile, die zum Öffnen oder Schließen verschiedener Durchflußwege dienen.
Wegventile sind im wesentlichen gekennzeichnet durch:
0
b
-- die Zahl der Schaltstellungen; Darstellung durch eine entsprechende
Anzahl von Quadraten. Kennzeichnung durch 0, a, b
-- die Zahl der Anschlüsse und Verknüpfung innerhalb der Schaltstellungen;
Darstellung durch Linien und Pfeile
A B
Kennzeichnung der Anschlüsse durch Buchstaben (an der Grundstellung 0)
P
Pumpe, Druck
T
Tank, Rücklauf
a
0
b
P T
A
B Verbraucher
X
Y
Z
Steueranschlüsse
L
Lecköl
Benennung:
Beispiel: 4/3-Wegeventil
Zahl der
Anschlüsse
Zahl der Schaltstellungen
Sprich: Vier-Strich-drei-Wegeventil
-- 2/2-Wegeventil
-- 3/2-Wegeventil
-- 4/3-Wegeventil
-- 6/3-Wegeventil
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-161
Anhang
Schaltzeichen für Betätigungsarten
Benennung
Sinnbild
Erläuterung
Betätigungsarten für Wegeventile
a) direkt wirkend
-- Handhebel, mit Rastung
Anordnung an der jeweils
zugeordneten Schaltstellung
-- Druckknopf
-- Pedal
-- Stößel
-- Rolle
-- Federrückstellung
-- Federzentrierung
-- elektromagnetische
Betätigung
Beispiel: einseitig mit
Federrückstellung
Beispiel: zweiseitig
mit Federzentrierung
-- hydraulische Betätigung
-- pneumatische Betätigung
b) vorgesteuert
-- hydraulisch betätigt,
elektromagnetisch
angesteuert
ausführlich
Größere Wegeventile werden durch
ein Pilotventil hydraulisch betätigt.
Dieses wiederum elektrisch oder
pneumatisch angesteuert
A
a
0
b
a
0
b
B
A
b
0
a
b
P
X
T
A
-- hydraulisch betätigt,
pneumatisch angesteuert
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
Y
B
b
a
X
T
Y
X
P
Vereinfacht
a
B
P
T
H-162
Anhang
Schaltzeichen für Wegeventile mit Drosselwirkung und Druckventile
Benennung
Erläuterung
Sinnbild
Drosselnde Wegeventile
Wegeventile mit stufenlosem Übergang zwischen den einzelnen Schaltstellungen bei veränderlicher Drosselwirkung. Darstellung durch parallele
Linien über die Länge des Symbols.
-- Fühlerventil mit Stift, wirkend
gegen Rückholfeder
-- elektromagnetisch betätigtes
Proportionalventil
Magnethub proportional einem
elektrischen Eingangssignal
-- elektrohydraulisches
Servoventil
Druckventile
Ventile, die den Druck beeinflusen. Darstellung durch ein einzelnes
Quadrat mit einem Pfeil. Drosselquerschnitt stufenlos veränderlich.
-- Drossekquerschnitt,
normalerweise offen
-- Drosselquerschnitt,
normalerweise geschlossen
-- Druckbegrenzungsventil,
direkt gesteuert
Einlaßdruck wird durch stufenloses
Öffnen des Drosselquerschnittes
begrenzt
fest eingestellt
-- Druckbegrenzungsventil,
vorgesteuert
mit Fernsteueranschluß und Steuerölabführung extern
ausführlich
Steuerölabführung extern
-- dto.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
einstellbar
vereinfacht
Steuerölabführung intern
H-163
Anhang
Schaltzeichen für Druckventile und Stromventile
Benennung
-- Druckminderventil
(Druckregelventil)
direkt gesteuert
Erläuterung
Auslaßdruck wird durch stufenloses
Schließen des Öffnungsquerschnittes
konstant gehalten
Sinnbild
fest eingestellt
einstellbar
-- Druckminderventil,
vorgesteuert
-- Druckminderventil
mit Entlastung
(3-Wege-Druckminderventil)
Über den Sollwert ansteigender
Auslaßdruck wird über dritten
Anschluss entlastet
-- fremdgesteuertes Zuschaltventil. Vorgesteuert
Bei Erreichen eines Steuerdruckes
öffnet der Drosselquerschnitt voll.
Schaltung im Sinne eines Wegeventils
-- Abschaltventil.
Vorgesteuert
dto. Steuerölabführung intern
2
-- elektrischer Druckschalter
3
1
Stromventile
Ventile, die den Volumenstrom beeinflussen. Darstellung durch
Verengung des Leitungsquerschnittes.
-- Drossel
Volumenstrom abhängig von Druckdifferenz
-- 2-Wege-Stromregler
Volumenstrom unabhängig von
Druckdifferenz
-- 3-Wege-Stromregler
Überschußstrom wird über dritten
Anschluss abgeleitet
-- Stromteiler
fest eingestellt
einstellbar
Aufteilung in einem festen Verhältnis
unabhängig von der Belastung
Schaltzeichen für Sperrventile und Energieübertragung
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-164
Anhang
Benennung
Sperrventile
-- Rückschlagventil, unbelastet
Erläuterung
Sinnbild
Ventile, die freien Durchfluß nur in
einer Richtung gewähren
-- Rückschlagventil, federbelastet
-- entsperrbares Rückschlagventil
(Steuerölabführung intern)
Durch Beaufschlagung eines Steueranschlusses kann entsperrt werden
-- dto. (Steuerölabführung
extern)
-- Drossel-Rückschlagventil
Ventilkombination
-- Wechselventil
“Oder”-Glied
3. Energie-Übertragung und Öl-Aufbereitung
-- Druckquelle
-- Elektromotor
M
-- Verbrennungsmotor
M
-- An- und Abtriebswellen
-- Wellenkupplung
-- hydraulische Hauptleitung
Druck-, Arbeits-Rücklaufleitungen
-- Vorsteuerleitung
-- Leckölleitung
-- flexible Leitung
Schlauch
Schaltzeichen für Energieübertragung und Ölaufbereitung
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-165
Anhang
Benennung
Erläuterung
Sinnbild
-- Leitungsverknüpfung
-- gekreuzte Leitung
ohne Verbindung
-- Entlüftung
-- Entnahmestelle
-- Schnellverschlußkupplung
-- Drehverbindung
-- Behälter, mit Leitungen
unter Ölspiegel
-- Hydrospeicher
-- Filter
-- Kühler
-- Heizer
-- Manometer
-- Volumenstrommesser
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
H-166
Einleitung
1 Einleitung
Bereits im ersten Teil der Fluidtechnik, der Hydraulik, wurde das Fachgebiet gemäß
Bild 1-1 spezifiziert. Ausgehend von den theoretischen Grundlagen werden die
pneumatischen Komponenten, wie Verdichter, Motoren, Zylinder oder Ventile, behandelt. Da die Drucklufterzeugung in der Regel zentral erfolgt, wird sie dem Fachgebiet der Verfahrenstechnik zugeordnet. Sie wird daher hier nur kurz angesprochen.
Fluidtechnik
Flüssige Medien
Hydrostatik,
Hydraulik
Hydrodynamik
Gasförmige Medien
Pneumatik
Bild 1-1: Definition des Sachgebiets Fluidtechnik
Bild 1-2: Tempeltüröffner nach Heron
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-1
Einleitung
Die Pneumatik ist im Gegensatz zur Hydraulik eine wesentlich ältere Wissenschaft.
Der alexandrinische Mechaniker Heron entwickelte beispielsweise für ägyptische
Priester im 1. Jh. n. Chr. den in Bild 1-2 dargestellten Tempeltüröffner.
Die Hitze des Altarfeuers erwärmte durch ein Rohr die Luft eines darunterliegenden
Behälters. Hierdurch wurde das Wasser aus dem Behälter in einen Eimer verdrängt.
Über einen Kettenzug war der Eimer mit den Drehachsen der Tempeltüren verbunden. Mit zunehmendem Gewicht des Eimers wurden so die Türen des Tempels geöffnet. Durch die Abkühlung der Luft im Behälter zog sich diese wieder zusammen
und saugte das Wasser aus dem Eimer. Die Tempeltüren schlossen sich wieder.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-2
Grundlagen
2 Grundlagen
2.1 Grundbegriffe
Die Pneumatik arbeitet im Gegensatz zur Hydraulik mit wesentlich geringeren Drücken. Üblicherweise arbeiten pneumatische Maschinen mit einem Druck von 6 bar
über Atmosphärendruck, Bild 2.1-1. Aufgrund der relativ niedrigen Druckhöhe muss
in der Pneumatik auch zwischen Absolut- und Relativdruck unterschieden werden.
Dabei wird in der Pneumatik näherungsweise von einem atmosphärischen Druck von
1 bar ausgegangen.
Bild 2.1-1: Druckbereiche der Pneumatik
Tabelle 2.1-1 stellt eine Definition verschiedener Drücke zusammen. Der atmosphäri-
sche Druck ist der Druck der Atmosphäre, der absolut an einem Messort gemessen
wird. Er beträgt ca. 1 bar. Drücke, die in Abhängigkeit des atmosphärischen Drucks
gemessen werden, werden Überdrücke genannt. Es sind die Drücke oberhalb des
atmosphärischen Drucks.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-3
Grundlagen
Wird ein Druck gegenüber dem Vakuum gemessen, dessen Druck per Definition
0 bar beträgt, wird von Absolutdrücken gesprochen. Der absolute Druck ist dabei die
Summe aus atmosphärischem Druck und Überdruck.
Die Definition des statischen, dynamischen und Gesamt-Drucks entspricht der Definition aus der Hydraulik. Die Definitionen befinden sich ebenfalls in Tabelle 2.1-2.
Atmosphärischer Druck
Der am Messort ermittelte absolute Druck der Atmosphäre
Überdruck (Relativdruck,
effektiver Druck)
Absoluter Druck
Der am Messort ermittelte Druck, wobei der atmosphärische Druck den Bezugspunkt (Nullpunkt) darstellt
In Bezug auf das Vakuum gemessene Druck. Er ist
gleich der Summe aus Atmosphärischem Druck und
Überdruck
Statischer Druck
Der in einem Gas senkrecht zur Strömungsrichtung wirkende Druck
Dynamischer Druck
Sie ergebender Druckanstieg, wenn die Geschwindigkeitsenergie vollständig und verlustfrei in Druck umgewandelt wird
(
Gesamtdruck

2
 v2 )
Summe aus statischem und dynamischem Druck
Tabelle 2.1-1: Definition unterschiedlicher Drücke
Der so genannte Hochdruck beginnt in der Pneumatik bei 10 bar, Bild 2.1-1. Verdichter erzeugen daher in einem Pneumatiknetz einen Druck von 10 bar und speichern
ihn in einem Druckkessel.
Gesamttemperatur
Die am Staupunkt eines zum Stillstand gebrachten
Gasstroms gemessene Temperatur. Die kinetische Energie des Gasstroms wird durch eine adiabate Verdichtung
in den Stauzustand gebracht.
Statische Temperatur
Die in einem Gas gemessene, von der Strömungsgeschwindigkeit beeinflusste Temperatur
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-4
Grundlagen
Dynamische Temperatur
Unterschied zwischen Gesamt- und statischer Temperatur
Tabelle 2.1-2: Definition unterschiedlicher Temperaturen
Analog zum Druck muss bei Temperaturen auch zwischen statischer und dynamischer Temperatur unterschieden werden, Tabelle 2.1-2. Die statische Temperatur
wird unter Berücksichtigung der Strömungsgeschwindigkeit gemessen. Die dynamische Temperatur berechnet sich aus der Gesamttemperatur abzüglich der statischen
Temperatur, wobei die Gesamttemperatur die Temperatur in einem Medium ist, bei
dem der Gasstrom zum Stillstand gebracht wurde.
In der Pneumatik wird in den meisten Fällen Luft als Druckübertragungsmedium gewählt. Dieses Medium ist in hohem Maße kompressibel. Um nun verschiedene
Kennwerte unabhängig vom Betriebszustand angeben zu können, wurden so genannte Normzustände definiert. Dies sind Zustände der Luft unter genau definierten
Bedingungen. In der Praxis sind zwei Normzustände zu finden, den physikalischen
und den technischen:
(Physikalischer) Normzustand (DIN 1343):
TN = 273,15 K = 0 °C
pN = 1,01325 bar
RN = 287 Nm/kg K
relative Luftfeuchtigkeit: 0 %
VN: Normvolumen in Nm3
Technischer Normzustand (ISO 6358):
T0 = 293,15 K = 20 °C
pN = 1,0 bar
RN = 288 Nm/kg K (feuchte Luft!)
relative Luftfeuchtigkeit: 65 %
In den meisten Fällen werden Kennwerte auf den technischen Normzustand bezogen. Einerseits handelt es sich bei der ISO-Norm um eine internationale, bei der DIN
um eine nationale Norm. Andererseits ist eine Messung im technischen Normzustand
einfacher durchzuführen, da er den üblichen Umgebungsbedingungen in Europa entspricht. Wäre beispielsweise eine Messung im physikalischen Normzustand durchzuProf. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-5
Grundlagen
führen, müsste die Luft erst getrocknet und die Messungen anschließend bei 0°C
durchgeführt werden.
2.2 Ideale Gase
Bevor nun auf das Druckübertragungsmedium Luft detaillierter eingegangen wird,
sollen zunächst noch einmal die wichtigsten thermodynamischen Grundlagen erläutert werden. Zum ersten ist dies die Zustandsgleichung idealer Gase:
p V  m  R  T
2.2-1
V
m
2.2-2
mit:
v
R ist in der Gleichung 2.2-1 die Gaskonstante, die für ein spezifisches Gas ermittelt
werden kann. Tabelle 2.2-1 zeigt die wichtigsten Gaskonstanten der Pneumatik im
Überblick.
Gas
R [J/kg K]
Luft
286,9
N2
296,78
H2
4.124,4
O2
259,83
CO2
188,92
CO
296,84
H2O
461,52
SO2
129,8
Tabelle 2.2-1: Gaskonstanten
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-6
Grundlagen
Bild 2.2-1: Erster Hauptsatz der Thermodynamik für ein geschlossenes System
Die Erhaltung der Energie wird im ersten Hauptsatz der Thermodynamik definiert.
Der einfachste Fall in der Pneumatik ist ein geschlossenes Systems, Bild 2.2-1. Die
von außen zugeführte Energie ist gleich der Änderung der Energie des Systems. Unter Berücksichtigung der in Bild 2.2-1 dargestellten Größen ergibt sich der folgende
formelmäßige Zusammenhang:
Q12  W12  U 2  U 1  Ea 2  Ea1
2.2-3
q12  w12  u 2  u1  ea 2  ea1
2.2-4
Ea 1 2
 v  g h
m 2
2.2-5
mit:
ea 
Für ein offenes System, wie in Bild 2.2-2 dargestellt, muss zusätzlich noch die dem
System zugeführte oder abgeführte Energie bilanziert werden:
Q12  W12   H i  E ai   U 2  U 1  E a 2  E a1
2.2-6
i
q12  w12   hi  e ai   u 2  u1  e a 2  e a1
2.2-7
i
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P-7
Grundlagen
Bild 2.2-2: Erster Hauptsatz der Thermodynamik für ein offenes System
Echte offene Systeme sind in der Pneumatik nur wenige zu finden. Häufig sind hingegen so genannte stationäre Fließprozesse vorzufinden. Hierbei ist die in ein System einströmende Masse und die aus einem System ausströmende Masse konstant.
Unter diesen Bedingungen kann der erste Hauptsatz der Thermodynamik für offene
Systeme vereinfacht werden:
  h2  h1  ea 2  ea1 
Q 12  Pt12  m
2.2-8
q12  wt12  h2  h1  ea 2  ea1
2.2-9
Die innere Energie u ist abhängig vom spezifischen Volumen v und der Temperatur
T:
u  u ( v, T )
2.2-10
 cV  T  u 0
2.2-11
 u 
mit: cV  

 T  V
2.2-12
Die Enthalpie H, bzw. die spezifische Enthalpie h aus Gleichung 2.2-8 und 2.2-9 sind
dabei wie folgt definiert:
Definition: H : U  p  V
 m  h( p , T )
2.2-13
2.2-14
h  c P  T  h0
2.2-15
 h 
mit: c P  

 T  P
2.2-16
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P-8
Grundlagen
Der Isentropenexponent  ist eine Gaskonstante, die sich aus den spezifischen Werten cP und cV berechnen lässt:

cP
cV
2.2-17
In erster Nährung kann für ein bis dreiatomige Gase ein Isentropenexponetn von:
einatomige Gase:
 = 1,66
zweiatomige gase:  = 1,4 (z.B. Luft)
dreiatomige Gase:  = 1,3
angenommen werden.
2.3 Zustandsänderungen
Der Übergang von einem in einen anderen Zustand kann auf unterschiedliche Art
und Weise erfolgen. In Bild 2.3-1 sind verschiedene charakteristische Zustandsänderungen dargestellt.
Es wird von einer isothermen Zustandsänderung gesprochen, wenn die Temperatur
in einem System, konstant ist: T = const.. In diesem Fall vereinfacht sich die ideale
Gasgleichung zu:
p  v  const .
2.3-1
Eine isochore Zustandsänderung ist durch ein konstantes spezifisches Volumen charakterisiert. Für sie ist v = const., die ideale Gasgleichung vereinfacht sich zu:
p
 const.
T
2.3-2
Eine isobare Zustandsänderung liegt vor, wenn der Druck unverändert bleibt:
p = const.. Es gilt:
v
 const.
T
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2.3-3
P-9
Grundlagen
Bei einer adiabaten und reibungsfreien Zustandsänderung wird von einer isentropen
Zustandsänderung gesprochen. Es lässt sich zeigen, dass für diese Zustandsänderung die folgende Beziehung gilt:
p  v   const.
2.3-4
κ ist hierbei der Isentropenexponent.
Eine Zustandsänderung mit einem beliebigen Polytropenexponenten n wird polytrope
Zustandsänderung genannt. Es gilt:
p  v n  const.
2.3-5
Bild 2.3-1: Zustandsänderungen
2.4 Technische Arbeit
Die geleistete technische Arbeit ist abhängig von Anfangs-, Endzustand und der Art
der Zustandsänderung. Sie ist die Fläche unter der Kurve einer Zustandsänderung
im p-v-Diagramm, Bild 2.4-1. Allgemein gilt für eine Zustandsänderung:
 
W12   F  ds
2
2.4-1
1
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P-10
Grundlagen
Bild 2.4-1: Technische Arbeit
In einem geschlossenen System kann auf die Vektorschreibweise verzichtet werden.
Es gilt:
2
W12   F  ds
1
2
   p  A  ds
1
2
   p  dV
2.4-2
1
Durch Einsetzen der verschiedenen Zustandsänderungen kann die spezifische technische Arbeit, also die technische Arbeit bezogen auf die Masse m, berechnet werden:
Isobare Zustandsänderung:
w12  p  v1  v 2 
2.4-3
Isochore Zustandsänderung:
w12  0
2.4-4
Isotherme Zustandsänderung:
w12  p1  v1  ln
Isentrope Zustandsänderung:
w12 
R
 T2  T1 
 1
2.4-6
Polytrope Zustandsänderung:
w12 
R
 T2  T1 
n 1
2.4-7
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p2
p1
2.4-5
P-11
Grundlagen
Bei einem stationären Fließprozess sind die einströmende und die ausströmende
Masse noch zu berücksichtigen. Die technische Arbeit kann unter Berücksichtigung
der in Bild 2.4-2 dargestellten Flächen ermittelt werden:
2
wt12  p 2  v 2  p1  v1   p  dv
2.4-8
1
Bild 2.4-2: Technische Arbeit eines stationären Fließprozesses
Eine Interpretation der in Bild 2.4-2 dargestellten Anteile der technischen Arbeit kann
wie folgt erfolgen:
2
  p  dv :
Zur Komprimierung der durch das System durchgeschobenen Luft-
1
masse aufzubringende spezifische Arbeit
 p1  v1 :
Von der aus der Umgebung einströmenden Luft verrichtete spezifische Arbeit
p2  v2 :
Zum Ausschieben der Luft gegen den Auslassdruck aufzubringende
spezifische Arbeit
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P-12
Grundlagen
2.5 Zusammensetzung der Luft
Die Luft, die wir täglich atmen, wird auch in der Pneumatik zur Leistungsübertragung
verwendet. Sie besteht zu 78 % aus Stickstoff und zu 21 % aus Sauerstoff. Der Rest,
ca. 1 % sind Argon (Ar), Kohlendioxid (CO2) und andere Gase, siehe Bild 2.5-1.
Stickstoff
78%
Sauerstoff
21%
Rest (Ar, CO2)
1%
Bild 2.5-1: Zusammensetzung der Luft
Neben den genannten Anteilen befindet sich auch noch Wasserdampf in der Luft.
Umgangssprachlich wird von Luftfeuchtigkeit gesprochen. Wird die Luftfeuchtigkeit
größer als 100 %, fällt das Wasser in der Luft aus, es beginnt zu regnen oder zu
schneien.
Die Gesamtmasse der Luft besteht folglich aus zwei unterschiedlichen Komponenten: der trockenen Luft und dem Wasserdampf. Die Gesamtmasse m der Luft kann
wie folgt aus ihren Komponenten berechnet werden:
m  mD  mL
mit:
xD 
mD
mL
2.5-1
2.5-2
Das Verhältnis aus Masse des Dampfes zur Masse der trockenen Luft wird als Wassergehalt xD bezeichnet.
Das Dalton’sche Gesetz (John Dalton, 1766-1844) besagt, dass der Gesamtdruck
sich aus der Summe der Partialdrücke zusammensetzt. Der Druck der Luft, den wir
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P-13
Grundlagen
messen, setzt sich also aus dem Druck der trockenen Luft und dem Druck des
Dampfes zusammen:
p  pD  pL
2.5-3
Der Sättigungsgrad ψ wird dabei definiert als das Verhältnis von Wassergehalt zu
Wassergehalt im Sättigungszustand:
Sättigungsgrad  
mit:
p  pS
xD
 
xS
p  pD
2.5-4
x D  0,622 
pD
p  pD
2.5-5
x S  0,622 
pS
p  pS
2.5-6

pD
pS
2.5-7
Den Wassergehalt im Sättigungszustand zeigt Bild 2.5-2. Es ist erkennbar, dass mit
zunehmender Temperatur und abnehmendem Druck mehr Wasser in der Luft gelöst
werden kann.
Bild 2.5-2: In Luft gelöster Wasserdampf im Sättigungszustand
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-14
Grundlagen
Probleme kann es insbesondere bei der Komprimierung von feuchter Luft geben.
Wird feuchte Luft isotherm, also bei konstanter Temperatur, verdichtet, kann die verdichtete Luft gemäß Bild 2.5-2 weniger Dampf aufnehmen, als die komprimierte Luft.
Übersteigt der Wassergehalt im komprimierten Zustand den Sättigungszustand, fällt
der in der Luft gelöste Wasserdampf als Wasser aus. Das Wasser muss dann dem
Verdichter bzw. der komprimierten Luft entzogen werden. Bild 2.5-3 macht diesen
Vorgang an einem Beispiel deutlich.
Bild 2.5-3: Abgeschiedene Wassermenge bei der Kompression der Luft
Luft ist im Vergleich zur Hydraulik wesentlich kompressibler. Dies hat einerseits Vorteile, wie beispielsweise ein höheres Energiespeichervermögen, andererseits aber
auch Nachteile, wie beispielsweise eine geringere Steifigkeit des Systems. Bild 2.5-4
zeigt, wie die Steifigkeit eines Pneumatikzylinders bestimmt werden kann. Die Steifigkeit wird in Form des Elastizitätsmoduls, auch E-Modul abgekürzt, beschrieben.
Als allgemeine Definition gilt in differentieller Form:
EL   V 
dp
dV
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2.5-8
P-15
Grundlagen
Bild 2.5-4: Steifigkeit eines Pneumatikzylinders
Für eine polytrope Zustandsänderung, vergleiche Formel 2.3-5, kann der Elastizitätsmodul berechnet werden. Es gilt:
EL  n  p
mit:
2.5-9
n: Polytropenexponent
Das Newton’sche Schubspannungsgesetz (Sir Issac Newton, 1642 – 1727) kann
auch in der Pneumatik angewendet werden. Analog gilt, vergleiche auch Gleichung
2.5-15 aus dem Hydraulikteil:
  
dx
dy
2.5-10
η ist die dynamische Viskosität. Bezogen auf den Normzustand kann die dynamische
Viskosität für verschiedene Zustände berechnet werden:
 T
   N  
 TN
3
4


2.5-11
Dynamische (η) und kinematische (ν) Viskosität sind über die Dichte (ρ) miteinander
verknüpft:



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2.5-12
P-16
Grundlagen
Im Gegensatz zur Hydraulik ist die Dichte in der Pneumatik nicht konstant. Mit zunehmendem Druck steigt die Dichte an. Aus der Zustandsgleichung idealer Gase,
Gleichung 2.2-1, ergibt sich:

p
R T
2.5-13
Eine Zusammenstellung der Stoffkennwerte der beschriebenen Größen befindet sich
im Anhang.
Tabelle 2.5-1 fasst die Vor- und Nachteile der Pneumatik, insbesondere bei der Ver-
wendung von Luft als Druckübertragungsmedium zusammen. Sie sind in Abhängigkeit der Größen Kompressibilität, Viskosität, Druckbereich, Wartung und Systemaufbau gegliedert.
Vorteil
Nachteil
hohe Kompres-

Energiespeicherung
sibilität

elastisches Antriebsverhalten
geringe Viskosi-

geringe Strömungsverluste in Leitungen
tät

hohe Arbeitsgeschwindigkeit

Druckfestigkeit der Bauteile unproblematisch

Verwendung von
Schlauchleitungen möglich
Wartung des

keine Alterung
Druckmediums

keine Umweltbelastung
durch Leckagen
Systemaufbau

einfache Erzeugung von
Kräften

keine Rückleitung

Überlastsicherheit

Explosionsschutz
niedriger Arbeitsdruck

geringe statische und dynamische Steifigkeit in offener Steuerkette

große Leckverluste

geringe Dämpfung

geringe Kräfte und Momente als in der Hydraulik

Filtern, Nebelschmierung,
Geräuschdämpfung oder
Trocknen erforderlich
Tabelle 2.5-1: Vor- und Nachteile der Pneumatik
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-17
Grundlagen
2.6 Durchflussgleichungen
Der Durchfluss durch eine Düse kann unter den Voraussetzungen:
- reibungsfreie, adiabate Strömung,
- gut gerundete Düse am Behälterauslass,
- keine Zufuhr technischer Arbeit und
- kein Einfluss der potentiellen Energie
mit dem 1. Hauptsatz der Thermodynamik für stationäre Fließprozesse berechnet
werden:
v 2  v1
0
2
2
h2  h1 
2
2.6-1
Bild 2.6-1 zeigt einen Versuchsaufbau zur Messung des Durchflusses. Der Druck p 1
im Raum 1 wird durch ein Gewicht m konstant gehalten. Durch die Düse mit dem
Querschnitt A2 strömt das Medium. Der Druck am Ausgang der Düse, also in Raum
3, kann mit Hilfe der Drosselklappe variiert werden.
Aus dem ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für stationäre Fließprozesse kann
die im Querschnitt A2 herrschende Strömungsgeschwindigkeit berechnet werden:
 1


p1   p2   
v2  2 
  1  
  1 1   p1  



2.6-2
Bild 2.6-1: Durchfluss durch eine Düse
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-18
Grundlagen
Der ausströmende Massenstrom ergibt sich aus der Multiplikation der Geschwindigkeit mit der Fläche und der Dichte:
  v 2  A2   2
m
2.6-3
Die im Querschnitt 2 herrschenden Größen sind jedoch nicht bekannt und nur mit
hohem Aufwand messbar. Aus diesem Grund ist eine Umrechnung der Größen auf
den Zustand 1 sinnvoll. Die hier herrschenden Größen sind bekannt. Es gilt:
m  A2    2  p1   1
mit:
2
 1







p2  
  p2
 
    
  1  p1   p1  


2.6-4
(Ausflussfunktion)
2.6-5
Die Ausflussfunktion ψ beschreibt das Strömungsverhalten in der Düse. In Bild 2.6-2
ist die Ausflussfunktion in Abhängigkeit des Druckverhältnisses vor und hinter der
Düse dargestellt.
Im rechten Bildteil hat die Durchflussfunktion einen nach unten geöffneten parabelförmigen Verlauf. Dies ist der so genannte unterkritische Bereich. In diesem Fall ist
das Druckverhältnis:
pa
 b  0,528
p1
2.6-6
Im linken Teil der Funktion ist die Durchflussfunktion eine Konstante. Es gilt:
  0,484
In diesem Fall wird von einem überkritischen Druckverhältnis gesprochen:
pa
 b  0,528
p1
2.6-7
Im überkritischen Fall ist folglich der Durchfluss durch die Blende konstant. Eine weitere Absenkung des Gegendrucks pa führt zu keiner Erhöhung des Massenstroms.
Diese Eigenschaft wird genutzt, um beispielsweise einen Zylinder mit konstanter Geschwindigkeit zu verfahren.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-19
Grundlagen
Bild 2.6-1: Durchflussfunktion 
In einer Düse kann unter gewissen Umständen Schallgeschwindigkeit erreicht werden. Dies passiert, wenn die folgende Bedingung erfüllt ist:
v 2, krit 
2   p1

   R L , 0  T2, krit
  1 1
2.6-8
Zur Verhinderung eines Verdichtungsstoßes in einer Düse muss der engste Querschnitt so erweitert werden, dass eine adiabate Expansion erreicht wird. Eine entsprechend ausgeformte Düse wird nach seinem Erfinder, Carl Gustav Patrik de Laval, 1845-1913, benannt: Laval-Düse.
Der Durchfluss durch eine blendenförmige Öffnung ist, analog zur Hydraulik, vom
Durchflusskoeffizienten αD abhängig. Es gilt:
m   D   A0  p1 
2
R  T1
2.6-9
Bild 2.6-2 zeigt die Geometrie einer Blende. Unter Berücksichtigung des Querschnitt-
verhältnisses m und der Durchflusszahl αk:
m
A0
A1
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
2.6-10
P-20
Grundlagen
k 
A2
A0
2.6.11
ergibt sich äquivalent zur Hydraulik die in Bild 2.6-2 dargestellte Abhängigkeit des
Durchflusskoeffizienten αD(m, αK) der Blende. Zur Veranschaulichung ist in Bild 2.6-3
der Unterschied von Blende und idealer Düse, in Abhängigkeit der Durchflusskoeffizienten nocheinmal dargestellt.
Bild 2.6-2: Geometrie einer Blende
Bild 2.6-3: Durchflusskoeffizienten αD und 
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-21
Grundlagen
Die Strömung durch einen spaltförmigen Querschnitt lässt sich wie folgt berechnen:

m   p1

n 1
n
 p2
n 1
n
n 1
b  h 3  p1 n  n


 12    R  T1  l  (n  1)
2.6-12
Für die Gleichung müssen die folgenden Voraussetzungen erfüllt sein:
- Spaltlänge : Spalthöhe > 100 : 1
- es herrscht Gleichgewicht
- die Strömung ist ausgebildet und laminar
- über den Strömungsquerschnitt ist p konstant
- die Strömung ist unterkritisch
Mit den dargestellten Gleichungen lassen sich die in der Praxis am häufigsten vorkommenden Spaltgeometrien berechnen. Es haben sich aber parallel zu den Gleichungen Näherungsverfahren zur Durchflussberechnung etabliert. In Anhängigkeit
der in ISO 6358 genormten Größen:
kritisches Druckverhältnis b (ideale Düse: b= 0,528)
pneumatischer Leitwert C 
 D  A2   max  2  R L , 0  T0
p0
2.6-13
läßt sich zunächst die Durchflussfunktion berechnen:
   max
 p2

b

p

 1  1
 1 b 




2
2.6-14
Hieraus kann der Massenstrom im über- und unterkritischen Bereich berechnet werden. Für den überkritischen Massenstrom ( 0 
m *  C  p1   0 
T0
T1
Für den unterkritischen Massenstrom ( b 
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
p2
 b ) gilt:
p1
2.6-15
p2
 1 ) gilt:
p1
P-22
Grundlagen
p2

 b 
T0 
p1
m  C  p1   0 
 1 

T1 
1 b 




2
2.6-16
Bild 2.6-4 vergleicht die Berechnungsergebnisse zwischen den exakten Formeln und
den Näherungsverfahren. Im Bereich kleiner Druckverhältnisse, also geringer Massenströme ist der relative Fehler am größten. Absolut gesehen ist der Fehler mit
0,3 % jedoch gering und wird daher in der Praxis toleriert.
Bild 2.6-4: Fehler durch das Näherungsverfahren des Ventildurchflusses
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P-23
Verdichter
3 Verdichter
Aufgabe eines Verdichters ist es, der Druckluft Arbeit zuzuführen, damit diese dann
in einem Reservoir gespeichert werden kann. Verdichter lassen sich nach folgenden
Kennwerten unterscheiden:
• Fördervolumenstrom in Normlitern
• Ansaugvolumenstrom in Normlitern
• Nennleistung des Antriebsmotors
• Betriebsüberdruck
Der Fördervolumenstrom, den der Verdichter bei Betriebsdruck liefert, muss vom
Normzustand auf den Betriebspunkt umgerechnet werden:
V 
p 0  VFörder, Nenn
p Betrieb
3-1
Der Wirkungsgrad des Verdichters kann unter Bezug auf die Nenngrößen berechnet
werden:

p 0  VFörder, Nenn
PMotor, Nenn
3-2
Bild 3-1 zeigt verschiedene Verdichterbauarten, deren Kennwerte im Folgenden nä-
her erläutert werden.
Hubkolbenverdichter:
Hubkolbenverdichter gelten als robuste und unempfindliche Kompressoren. sie arbeiten bei Nenndrehzahlen zwischen 1.000 und 1.500 U/min. Einstufig können Sie Drücke bis 10 bar erreichen, mehrstufige Verdichter mit 4 bis 6 Stufen können Drücke
bis zu 1.000 bar erreichen. Im Standardbereich sind Motornennleistungen von 1,1 bis
45 kW zu finden.
Membranverdichter:
Die Volumenströme sind aufgrund der Elastizität der Membran gering. Sie erreichen
Drücke von bis zu 7 bar. Ihr Vorteil ist die hundertprozentige Dichtheit des Medium
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-24
Verdichter
gegenüber der Antriebsseite. Sie werden daher dort eingesetzt, wo die Medien aggressiv sind, oder bei hohen Hygieneanforderungen.
Schraubenverdichter:
Heute sind überwiegend zweiwellige Schraubenverdichter in der Praxis anzutreffen.
Sie arbeiten in der Regel bei hohen Drehzahlen, 10.000 bis 15.000 U/min. Sie fördern daher große Luftmengen bei geringen Drücken (  4,5 bar). Es wird zwischen
ölfreien Verdichtern, deren Spindeln durch ein Getriebe zwangsgedreht werden und
fluideingespritzten Schraubenkompressoren unterschieden. Bei letzteren treiben sich
die Rotoren selber an, es sind Drücke bis 15 bar erreichbar.
Bild 3-1: Verdichterbauarten
Vielzellenverdichter (Lamellenverdichter):
Durch eine exzentrische Rotorlagerung wird das Volumen zwischen Lamellen und
Stator bei der Rotation komprimiert. Der Verdichter arbeitet bei Drehzahlen von maximal 3.000 U/min. Durch Öleinspritzung kann die Dichtwirkung des Verdichters ver-
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P-25
Verdichter
bessert und die Betriebstemperatur durch Verringerung der Reibung gesenkt werden.
Einstufig erreichen die Verdichter maximale Drücke von 12 bar.
Rootsverdichter:
Bei dieser Bauart erfolgt keine interne Verdichtung der Druckluft. Erst bei Belastung
durch einen Verbraucher wird in der einen Seite des Verdichters ein Druck aufgebaut. Die Maschine arbeitet daher gegen Volldruck und wird bei geringen Drücken
von 1 bis 2 bar, z.B. als Gebläse, eingesetzt.
Schneckenverdichter, Bild 3-2:
Die Ansaugluft wird auf der Außenseite einer starren Schnecke angesaugt. Eine rotierende Schnecke dichtet die Ansaugkammer ab und drängt die Luft in eine immer
kleiner werdende Druckkammer. Im Zentrum wird dann die komprimierte Luft dem
System zugeführt. Durch den kontinuierlichen Fördervorgang entsteht eine nahezu
pulsationsfreie Förderung.
Bild 3-2: Schneckenverdichter
Radialverdichter:
Radialverdichter sind dynamische Strömungsmaschinen, die erst bei hohen Drehzahlen (20.000 bis 100.000 U/min) wirtschaftlich arbeiten. Hierdurch werden hohe Fördermengen erreicht. Höhere Drücke können nur über mehrere Stufen erreicht werden. 20-stufige Verdichter sind in der Praxis zu finden.
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P-26
Verdichter
Axialverdichter:
Im Gegensatz zu Radialverdichtern werden hier noch höhere Volumenströme erreicht. Die maximal erreichbaren Förderströme liegen heute bei über 400.000 Nm3/h
/M4/.
Nachdem die unterschiedlichen Bauarten der Verdichter vorgestellt wurden, soll nun
kurz auf die Steuerung der Verdichter eingegangen werden. Oft ist es notwendig,
dass die vom Verdichter geförderte Luftmenge an den Bedarf der Verbraucher angepasst wird. Die vom Verdichter geförderte Menge kann grundsätzlich auf zwei Arten
geregelt werden: eine kontinuierliche und eine diskontinuierliche Regelung.
Bei einer kontinuierlichen Regelung wird entweder die Drehzahl des Verdichters so
variiert, dass die geförderte Menge an den Bedarf der Verbraucher angepasst wird,
oder der vom Verdichter angesaugte Volumenstrom gedrosselt. Bei dieser so genannten Ansaugdrosselung kann der Verdichter nur die Menge liefern, die auch von
ihm angesaugt wird.
Eine diskontinuierliche Regelung der vom Verdichter geförderten Menge wird üblicherweise durch eine Zweipunktregelung erreicht. Wie in Bild 3-3 dargestellt, wird
der Verdichter bei Unterschreitung eines vorgegebenen Drucks im System zugeschaltet. Überschreitet der Druck eine Druckobergrenze, wird der Verdichter wieder
abgeschaltet.
Bild 3-3: Zweipunktregelung ohne entlasteten Anlauf
Probleme könnte es beim Verdichter insbesondere dann geben, wenn der Verdichter
nicht gegen Druck anlaufen kann. Durch ein Zusatzventil, wie in Bild 3-4 dargestellt,
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P-27
Verdichter
kann der Verdichter erst dann dem System zugeschaltet werden, wenn er seine
Nenndrehzahl erreicht hat.
Bild 3-4: Zweipunktregelung mit druckseitiger Entlastung bei Ausschaltregelung
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P-28
Antriebe
4 Antriebe
Antriebe formen eine pneumatische Leistung, die sie üblicherweise einem Druckluftnetz entnehmen, in eine mechanische um. Grundsätzlich wird zwischen Linearantrieben und Rotationsantrieben unterschieden.
4.1 Linearantrieb
Eine Einteilung pneumatischer Linearantriebe, auch Pneumatikzylinder genannt,
zeigt Tabelle 4.1-1. In der Regel sind Linearantriebe auf die Anwendung zugeschnitten konstruiert. Durch die geringen Drücke sind sie in der Regel aus Aluminium. Lediglich Verschleißteile (z.B. Kolbenstange) werden aus gehärteten oder verchromten
Stahlteilen hergestellt.
Tabelle 4.1-1: Zylinderbauarten
Kolbenstangenzylinder, wie in Bild 4.1-2 dargestellt, werden auch in genormten Ausführungen hergestellt. Folgende Normen sind gebräuchlich:
CETOP RP 43P
(international)
DIN/ISO 6431
(international)
VDMA 24562-1 und 24562-2
(Deutschland/Europa)
Ein einfachwirkender Zylinder, wie in Bild 4.1-1 zu sehen, besitzt einen Arbeitsanschluss, durch den der Zylinder ausgefahren werden kann. Der Rückhub des Zylinders kann entweder durch eine Federkraft oder die Gewichtskraft erreicht werden.
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P-29
Antriebe
Soll der Pneumatikzylinder durch eine Druckkraft zurückgestellt werden, muss der
Zylinder einen zweiten Pneumatikanschluss besitzen, Bild 4.2-2. Diese Zylinder werden doppeltwirkende Zylinder genannt.
Bild 4.1-1: Einfachwirkender Kolbenstangenzylinder
Bild 4.1-2: Doppeltwirkender Kolbenstangenzylinder
Je nach Anwendungsfall können Pneumatikzylinder auf unterschiedliche Arten an
das System angebunden werden. Bild 4.1-3 zeigt die gebräuchlichsten Montagemöglichkeiten.
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P-30
Antriebe
Bild 4.1-3: Montagemöglichkeiten von Kolbenstangezylindern
Eine besondere Zylinderbauform sind die Bandzylinder, Bild 4.1-4. Am Kolben, der
die zwei druckbeaufschlagten Seiten im Zylinder trennt, ist an jedem Ende ein Band
befestigt. Dieses Band wird durch zwei Rollen umgelenkt. Die Enden de Bänder sind
wiederum an dem zu bewegenden Schlitten befestigt. Durch eine Bewegung des
Kolbens im Zylinder wird der Schlitten bewegt.
Bild 4.1-4: Bandzylinder
Besonders vorteilhaft kann ein solcher Zylinder zur Relativdrehung von zwei Körpern
genutzt werden. Eine Umlenkrolle dient dabei direkt als Drehgelenk. Ein Beispiel für
die genannte Anwendung ist ein Roboterarm. Nachteilig ist jedoch die Abdichtung
des Bandes am Zylinder. Solche Dichtungen bilden eine mögliche Leckagestelle.
Die Verfahrgeschwindigkeit eines Zylinders kann durch eine Zu- oder Abluftdrosselung gesteuert werden. Es werden hierbei Drosselrückschlagventile eingesetzt, die
entweder den zu- oder den abfließenden Volumenstrom drosseln, Bild 4.1-5 und 4.16. Die spezifischen Vor- und Nachteile der beiden Drosselungen faßt Tabelle 4.1-2
zusammen.
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P-31
Antriebe
Vorteil
Zuluftdrosselung
 Strömungswiderstand der
Nachteil
 Stick-Slip-Verhalten
Drossel wird sofort wirksam
Abluftdrosselung
 lastunabhängige Geschwin-
 Anfahrsprung
digkeit (überkritische Blendenströmung)
Tabelle 4.1-2: Vor- und Nachteile der Zu- und Abluftdrosselung eines Zylinders
Bei der Abluftdrosselung strömt das Medium ungehindert in den Zulauf. Erst wenn
sich der Zylinder bewegt, kann die Drossel im Rücklauf wirksam werden. Daher muss
bei dieser Drosselart mit einem Anfahrsprung gerechnet werden.
Zur Verhinderung dieses Anfahrsprungs wird die Zuluftdrosselung eingesetzt. Sie
zeichnet sich dadurch aus, dass der Strömungswiderstand an der Drossel direkt
wirksam wird. Der Zylinder fährt daher mit Stick-Slip-Effekt an.
Bild 4.1-5: Zuluftdrosselung
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Antriebe
Bild 4.1-6: Abluftdrosselung
4.2 Rotationsantrieb
Bei den Rotationsantrieben wird zwischen Rotations-, Kolben- und Turbinenmotoren
unterschieden, Tabelle 4.2-1. Der prinzipielle Aufbau der Rotationsmotoren (Lamellenmotor, Zahnradmotor, Rootsmotor) entspricht denen von Hydraulikmotoren. Der
Aufbau eines Lamellenmotors ist in Bild 4.2-1 zu sehen, der eines Zahnradmotors in
Bild 4.2-2.
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P-33
Antriebe
Rotationsmotoren
Kolbenmotoren
Turbinenmotoren
Lamellenmotor
Axialkolbenmotor
Axialturbine
Zahnradmotor
Radialkolbenmotor
Radialturbine
Rootsmotor
Radialkolbenkulissenmotor
Tabelle 4.2-1: Bauarten von Rotationsmotoren
Bild 4.2-1: Lamellenmotor
Das Schluckvolumen eines Lamellenmotors mit 2 Anschlüssen, vgl. Bild 4.2-1 linke
Darstellung, beträgt:

V LM , 2    b  h   r 

h

4
4.2-1
Das Schluckvolumen eines Lamellenmotors mit drei Anschlüssen, vgl. Bild 4.2-1
rechts, ist halb so groß wie das eines Motors mit zwei Anschlüssen:
V LM ,3 
mit:

h

 b  h  r  
2
4

4.2-2
b = Baubreite des Rotors
h = Hub der Lamelle
r = Radius des Rotors
Die übliche Drehzahlen von Lamellenmotoren betragen:
6.000 bis 30.000 U/min
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P-34
Antriebe
Bild 4.2-2: Zahnradmotor
Das Schluckvolumen eines Zahnradmotors, wie er in Bild 4.2-2 dargestellt ist, beträgt:

VZM  0,94    b  R 2  r 2
mit:

4.2-3
b = Rotorbreite
R = Kopfkreisradius des Zahnradmotors
r = Fußkreisradius des Zahnradmotors
Die üblichen Drehzahlen eines Zahnradmotors betragen:
1.000 bis 16.000 U/min
Der Zahnradmotor arbeitet ohne Ausnutzung der Volumenänderungsarbeit, da sich
die Größe der Förderkammern nicht verändert.
In Tabelle 4.2-2 ist die Leistungsdichte verschiedener Motoren dargestellt. Es ist erkennbar, dass Hydraulikmotoren die höchste Leistungsdichte (W/kg oder W/dm3)
besitzen, gefolgt von pneumatischen Lamellenmotoren. Die Leistungsdichte von
Elektromotoren oder Dieselmotoren ist dagegen deutlich geringer als die der anderen
Motoren.
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P-35
Antriebe
Tabelle 4.2-2: Leistungsdichte verschiedener Motorarten
Die Kolbenmotoren werden je nach Anordnung der Kolben in Axial- und Radialkolbenmotoren unterschieden. Bild 4.2-3 zeigt das Beispiel eines Axialkolbenmotors.
Bild 4.2-3: Axialkolbenmotor
Das Schluckvolumen kann aus dem Hub der Kolben berechnet werden:
V AKM  h  AK  z
mit:
4.2-4
h = Hub des Kolbens pro Umdrehung
AK = Kolbenfläche
z = Anzahl der Kolben
Die üblichen Drehzahlen der Axialkolbenmotoren liegen bei 500 bis 5.000 U/min.
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P-36
Antriebe
Kolbenmotoren besitzen einen guten volumetrischen Wirkungsgrad. Sie nutzen die
Expansionsarbeit der Luft zum großen Teil aus. Das Anlaufmoment ist hoch.
Der Aufbau eines Radialkolbenmotors zeigt Bild 4.2-4. Das Schluckvolumen berechnet sich analog zu dem eines Axialkolbenmotors, vgl. Formel 4.2-4:
V AKM  h  AK  z
mit:
4.2-5
h = Hub des Kolbens pro Umdrehung
AK = Kolbenfläche
z = Anzahl der Kolben
Radialkolbenmotoren besitzen die gleichen Merkmale wie die Axialkolbenmotoren.
Sie haben zusätzlich noch ein ruhigeres Laufverhalten.
Bild 4.2-4: Radialkolbenmotor
Durch Ausnutzung der Volumenänderungsarbeit bei Motoren sinkt die Temperatur
am Auslaß (polytrope Expansion):
T Aus
p 
 TEin   Aus 
 p Ein 
n 1
n
4.2-6
Übliche Temperaturen am Auslass können –30°C betragen. Bei einem hohen Feuchtigkeitsgehalt des Druckmediums tritt dadurch eine Vereisung am Auslass auf, die zu
einer Leistungsminderung oder zum Stillstand des Motors führen kann.
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Antriebe
4.3 Schwenkantrieb
Schwenkantriebe sind vergleichbar mit Rotationsantrieben, sie können aber nur einen begrenzten Schwenkwinkel erzeugen.
Beim Schwenkantrieb mit Linearachse, wie in Bild 4.3-1 dargestellt, wird die Linearbewegung eines Zylinders über eine Ritzelstange und ein Ritzel in eine Drehbewegung umgewandelt. Der Drehwinkel ist üblicherweise kleiner oder gleich 360°. Das
bei diesen Motoren erzeugte Drehmoment ist proportional zur Druckdifferenz in den
Zylinderkammern. Aus diesem Grund ist das Drehmoment sehr genau einstellbar.
Bild 4.3-1: Schwenkantrieb mit Linearachse
Schwenkflügelantriebe, Bild 4.3-2, arbeiten nach dem gleichen Prinzip wie Lamellenmotoren, sie besitzen jedoch in der Regel nur eine Lamelle, die je nach Druckbeaufschlagung geschwenkt wird.
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Antriebe
Bild 4.3-2: Schwenkflügelantrieb
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P-39
Ventile
5 Ventile
Pneumatikventile steuern die Leistung eines pneumatischen Systems zu den Verbrauchern. Im Gegensatz zur Hydraulik sind die meisten Ventile in der Pneumatik
Schaltventile. Proportionalventile sind erst in den letzten Jahren für spezielle Anwendungen entwickelt worden. Da es sich dabei heute (noch) um einen Nischenmarkt
handelt, werden die Proportionalventile hier nur kurz behandelt.
5.1 Ventilbauarten
Analog zur Hydraulik lassen sich zwei Ventilbauarten unterscheiden, die Sitz- und die
Schieberventile, Bilder 5.1-1 und 5.1-2.
Bild 5.1-1: Sitzventilbauarten
Bild 5.1-2: Schieberventilbauarten
In Sitzventilen wird die Abdichtung des Anschlusses zum Verbraucher formschlüssig
erreicht. Hierdurch besitzen die Ventile eine gute Dichtheit. Meist sind aber die Betätigungskräfte höher als bei Schieberventilen, da das Ventil gegen eine Druckkraft
geöffnet werden muss.
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Ventile
Schieberventile dichten die verschiedenen Anschlüsse durch einen Spalt ab. Hierdurch kommt es prinzipbedingt zu Leckagen. In der Pneumatik müssen, da die Viskosität des Druckmediums sehr gering ist, entweder kleine Spalte verwendet oder
große Leckagen in Kauf genommen werden. Eine Zusammenfassung der Vor- und
Nachteile der unterschiedlichen Ventilbauarten kann Tabelle 5.1-1 entnommen werden.
Vorteile
Sitzventile
Schieberventile
 hohe Funktionssicherheit
 geringe Betätigungskräfte durch
Druckentlastung des Schiebers
 unempfindlich gegen Verschmutzung
 leckagefreie Abdichtung der Anschlüsse
Nachteile
 eine Druckentlastung des Dichtelementes ist aufwendig
 einfache Realisierung von komplizierten Schaltbildern, da der
Schieber gleichzeitig mehrere Anschlüsse schalten kann
 hohe Fertigungsgenauigkeit zwischen Schieber und Büchse sind
erforderlich
 Betätigung zumeist gegen Druckkräfte, so dass relativ große Kräfte  eine gewisse Menge Leckluft ist
erforderlich sind
unvermeidbar
 mehr als zwei Schaltstellungen
erfordern aufwendige Konstruktionen
Tabelle 5.1-1: Vergleich von Sitz- und Schieberventilen
5.2 Betätigungsarten
Analog zur Hydraulik lassen sich die drei Betätigungsarten mechanisch, elektrisch
und fluidisch angesteuert unterscheiden, Bild 5.2-1. Die fluidisch angesteuerten Ventile sind direkt oder indirekt pneumatisch betätigt.
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P-41
Ventile
Bild 5.2-1: Betätigungsarten
In den folgenden Bildern sind Beispiele der unterschiedlichen Betätigungsarten dargestellt.
Bild 5.2-2 zeigt ein durch einen Rollentaster mechanisch betätigtes 3/2-Wegeventil.
Eine Feder drückt die Tastrolle im unbetätigten Zustand nach oben, so dass die Anschlüsse 2 und 3 miteinander verbunden sind. Wird die Tastrolle nach unten gedrückt, schaltet das Ventil um und verbindet sie Anschlüsse 1 und 2.
Bild 5.2-2: Per Tastrolle mechanisch betätigtes 3/2-Wegeventil
Ein mechanisch betätigtes 4/2-Wegeventil, welches über einen Handhebel umgeschaltet wird, zeigt Bild 5.2-3. Durch Drehen des Handhebels um 90 ° werden ent-
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P-42
Ventile
weder die Anschlüsse 2 und 3 bzw. 1 und 4 oder 1 und 2 bzw. 3 und 4 miteinander
verbunden.
Bild 5.2-3: Per Handhebel mechanisch betätigtes 4/2-Wegeventil
Ein mechanisch betätigtes Fußpedal in Form eines 3/2-Wegeventils ist in Bild 5.2-4
dargestellt. Im unbetätigten Zustand drückt eine Feder das Ventil in die dargestellte
Stellung. Der Anschluss 2 ist über den Stift, der beim Treten des Fußpedals auf die
Ventilscheibe drückt, mit der Umgebung (Anschluss 3) verbunden. Beim Treten des
Pedals drückt der Stift auf die Ventilscheibe und dichtet so den Anschluss 2 gegen 3
ab. Entgegen des Drucks 1 wird die Ventilscheibe nach unten verschoben, so dass
Anschluss 1 und 2 miteinander verbunden werden.
Bild 5.2-4: Per Fuß mechanisch betätigtes 3/2-Wegeventil
Eine fluidische, hier pneumatische, Ventilbetätigung zeigt Bild 5.2-5. Durch Beaufschlagung der Anschlüsse 12 oder 14 mit Druck wird das Ventil von der rechten in
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P-43
Ventile
die linke Endstellung und umgekehrt verfahren. Bei diesem Ventil handelt es sich um
ein Schaltventil, da das Ventil nur zwei Endstellungen einnehmen kann.
Bild 5.2-5: Pneumatisch betätigtes 5/2-Wegeventil
Eine elektromagnetische Betätigung pneumatischer Ventile ist in Bild 5.2-6 dargestellt. Grundsätzlich wird zwischen Magneten, die linear betätigt werden, Varianten a
und b in Bild 5.2-6, oder Wippen, Varianten c und d unterschieden.
Ob die Magneten mit Gleich- oder Wechselstrom angesteuert werden, hängt stark
von der Anwendung ab. Insbesondere in mobilen Maschinen werden Gleichstrommagneten verwendet, da das Bordnetz eine Gleichspannung von 12 oder 24 V besitzt. Wechselstrommagneten werden hingegen vorteilhaft in stationären Anlagen
eingesetzt, da hier eine 220 V/380 V-Wechselspannung vorliegt. Die Vor- und Nachteile dieser Magnetarten zeigt Tabelle 5.2-1.
Bild 5.2-6: Magnetvarianten
Gleichstrommagnet
Vorteile

weicher Anzug des Ankers,
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Wechselstrommagnet

kurze Schaltzeiten
P-44
Ventile

wodurch Schaltschläge vermie- 
den werden

Spule brennt nicht durch, wenn

der Anker klemmt, d.h. Spule ist
Wicklungen sind empfindlich, da 
sie aus dünnen Drähten bestehen

Beim Ausschalten muss zum
hohe Erwärmung im Betrieb
empfindlich gegen Unterlast

Wicklung kann bei Überlast, Verklemmen des Ankers oder Unterspannung durchbrennen
eine Funkenlöschdiode einge-

direkter Anschluss an das Wech-

Schutz der Schalttransistoren
baut werden
einfache Bauart, dicke Drähte
selstromnetz möglich
überlastsicher
Nachteile 
große Zugkraft

Anker muss bei der Erregung an
den Polflächen voll anliegen,
Gleichrichter ist notwendig
dadurch ist eine Hubbegrenzung
im Ventil nicht möglich

Maßnahmen zur Beseitigung von
Vibrationen und Wirbelströmen erforderlich
Tabelle 5.2-1: Vor- und Nachteile von Gleich- und Wechselstrommagneten
5.3 Vorgesteuerte Ventile
Im Gegensatz zu direktbetätigten Ventilen werden indirekt betätigte Ventile dann eingesetzt, wenn die Schaltkräfte aufgrund der zu schaltenden Leistungen zu groß werden. Die Schaltung der Hauptstufe übernimmt dann die Pneumatik.
Bild 5.3-1 zeigt, wann heute in der Praxis direkt und wann vorgesteuerte Ventile vor-
gefunden werden. In einem Übergangsbereich der Nennweite 2 bis 8 sind sowohl
direktbetätigte als auch vorgesteuerte Ventile zu finden. Bei kleineren Nennweiten
gibt es ausschließlich direktbetätigte Ventile, bei größeren Nennweiten ausschließlich
vorgesteuerte.
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P-45
Ventile
Bild 5.3-1: Vergleich zwischen direkter und indirekter Betätigung
Die Schaltzeiten direkt und indirekt betätigter Ventile unterscheiden sich deutlich, wie
Bild 5.3-2 zeigt. Die Schaltzeit direktbetätigter Ventile ist mit 10 bis 20 ms deutlich
kleiner als die indirekt betätigter Ventile. Die Schaltzeiten der zuletzt genannten Bauart liegen bei ca. 20 bis 200 ms.
Die elektrische Ansteuerleistung direkt und indirekt betätigter Ventile ist gleich groß,
vergleiche Bild 5.3-3. Dies ist verständlich, da als Ansteuerleistung nur die Leistung
der unmittelbaren Ansteuerung betrachtet wird. In vorgesteuerten Ventilen ist dies die
Vorsteuerung. Leistung und Baugröße der Vorsteuerung entsprechen in vielen Fällen
denen direktgesteuerter Ventile.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-46
Ventile
Bild 5.3-2: Schaltzeiten direkt und indirekt betätigter Ventile
Bild 5.3-3: Elektrische Ansteuerleistung direkt und indirekt betätigter Ventile
5.4 Ventilbauarten
Die meisten bisher dargestellten Ventile waren Wegeventile. Bild 5.4-1 zeigt das in
Bild 5.2-5 dargestellte Wegeventil mit dem entsprechenden Schaltsymbol.
Ein Rückschlagventil, Bild 5.4-2, lässt das Medium nur in einer Richtung durch das
Ventil strömen. Ist der Druck im rechten Raum des in Bild 5.4-2 dargestellten Ventils
höher als im linken Raum, so wird der Dichtungshalter nach links gedrückt und der
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-47
Ventile
O-Ring dichtet die beiden Anschlüsse gegeneinander ab. Auf diese Weise wird ein
Mengenfluß nur in eine Richtung ermöglicht.
Arbeitsanschlüsse
4 2
14
Steuerleitung
Entlüftung 5
12
Steuerleitung
3 Entlüftung
1 Druckluftversorgung
14
5 4 1 2 3
12
Bild 5.4-1: Pneumatisch betätigtes Wegeventil
Bild 5.4-2: Rückschlagventil (Quelle: IMI-Norgren-Herion)
In gewissen Fällen kann es notwendig sein, das Rückschlagventil definiert zu entsperren. Hier werden dann so genannte entsperrbare Rückschlagventile, Bild 5.4-3,
eingesetzt. Das Ventil arbeitet wie das in Bild 5.4-2 beschriebene Rückschlagventil.
Zusätzlich besitzt die entsperrbare Version noch einen weiteren Anschluss, Anschluss 12 in Bild 5.4-3. Durch Druckbeaufschlagung dieses Anschlusses wird das
Rückschlagventil entsperrt und es ist ein Durchfluss in beide Richtungen möglich.
Bild 5.4-3: Entsperrbares Rückschlagventil (Quelle: Bosch-Rexroth Pneumatik)
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P-48
Ventile
Zu- und Abluftdrosselung bei der Zylindersteuerung sind Beispiele für den Einsatz
von Drossel-Rückschlagventilen. Der Aufbau eines solchen Ventils ist in Bild 5.4-4
dargestellt.
Bild 5.4-4: Drossel-Rückschlagventil
Von Anschluss 1 nach 2 ist ein freier Durchfluss über das horizontal angeordnete
Rückschlagventil möglich. Von 2 nach 1 schließ das Rückschlagventil und der Mengenstrom muss über die oben in Bild 5.4-4 dargestellte verstellbare Drossel strömen.
Ein Wechselventil entspricht in seiner Funktion einem Oder-Glied. Liegt an einem der
Anschlüsse 12 oder 14 des in Bild 5.4-5 dargestellten Wechselventils ein Druck an,
so wird dieser über den Anschluss 2 weitergeleitet. Eine Kugel verschließt dabei den
Anschluss, an dem kein Druck anliegt.
Bild 5.4-5: Wechselventil (Quelle: IMI-Norgren-Herion)
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P-49
Ventile
Ein Druckbegrenzungsventil ist in der Pneumatik sehr einfach aufgebaut, siehe
Bild 5.4-6. Einerseits sind die Drücke in der Pneumatik relativ gering, hierdurch kann
eine weichere Feder eingebaut werden. Andererseits muss das Druckmedium nicht
zum Tank zurückgeführt werden, sondern kann direkt in die Umgebung strömen.
Über eine Verstellschraube kann der Druck variiert werden, bei dem das Druckbegrenzungsventil öffnet.
Bild 5.4-6: Druckbegrenzungsventil
Ein Druckregelventil regelt den Druck am Ausgang des Ventils auf einen voreingestellten
Wert. Der Druck am Ausgang 2 des in Bild 5.4-7 dargestellten Druckreglers wird durch
Vergleich mit einer Federkraft geregelt.
Der Druck am Anschluss 2 wirkt auf eine Membran, ihr entgegen wirkt eine Federkraft.
Überwiegt die Federkraft, so wird ein Ventilteller geöffnet, der eine Verbindung zwischen
dem Druckanschluss 1 und dem Anschluss 2 herstellt. Das Druckmedium kann zum Anschluss 2 strömen. Ist der Druck zu groß, so überwiegt die Druckkraft, die Membran wird
nach unten gedrückt. Hierdurch schließt der Ventilteller und der Fluss des Druckmediums wird verringert oder ganz unterbrochen.
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P-50
Ventile
Bild 5.4-7: Druckminderventil
Eine Abluftdrossel zeigt Bild 5.4-8. Sie dient dazu, den Abluftstrom eines Verbrauchers zu drosseln. Über eine Einstallschraube kann die Menge reguliert werden. Zur
Minderung der Strömungsgeräusche wird üblicherweise noch ein Schalldämpfer zwischen der abströmenden Luft und der Umgebung gesetzt.
Bild 5.4-8: Abluftdrossel (Quelle: Festo)
Ein in der Pneumatik häufig eingesetztes Glied ist das Verzögerungsglied. Es hat die
Aufgabe, ein Signal erst verzögert weiterzugeben. Die Funktionsweise ist in Bild 5.49 dargestellt.
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Ventile
Bild 5.4-9: Verzögerungsventil
Am Anschluss 12, vergleiche Bild 5.4-9, wird das Drucksignal angelegt, welches verzögert weitergeleitet werden soll. Über eine Drossel wird der Druck in einen Raum
weitergeleitet. Der Druck in diesem Raum kann sich erst aufbauen, wenn eine gewisse Menge eingeströmt ist. Im Anschluss an diese Verzögerungszeit wird das Wegeventil entgegen der Federkraft geschaltet, so dass Anschluss 1 mit Anschluss 2 verbunden wird. Anschluss 2 ist dabei das Ausgangssignal, Anschluss 1 der Druckanschluss. An Anschluss 3 liegt der Tank an.
Das Rückschalten des Ventils erfolgt unverzögert. Wird das Drucksignal am Anschluss 12 weggenommen, kann sich der Druck im Raum über ein Rückschlagventil
schnell entspannen. Die Federkraft schaltet daher das Wegeventil unverzögert zurück, Anschluss 2 wird mit Anschluss 3 verbunden.
Prof. Dr.-Ing. Marcus Geimer
P-52
Druckluftaufbereitung
6 Druckluftaufbereitung
Die Druckluft muss, bevor sie in der Pneumatik eingesetzt werden kann, aufbereitet
werden. In Kapitel 3 wurde bereits die Vereisung des Auspuffs eines Motors angesprochen, die durch eine Restfeuchtigkeit der Luft verursacht werden kann. Die
Druckluft sollte also zunächst getrocknet werden.
Bild 6-1 zeigt einen Adsorptionstrockner, bei dem gleichzeitig die Luft gekühlt wird.
Der Adsorptionstrockner besitzt dazu einen Gegenstromwärmetauscher.
Bild 6-1: Adsorptionstrockner mit Gegenstromwärmetauscher (Quelle: Bauer Kompressoren)
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P-53
Druckluftaufbereitung
Die Schmierung relativ zueinander bewegter Teile geschieht in der Pneumatik analog
zur Hydraulik durch das Druckmedium. Hierzu wird der Druckluft, bevor sie in das
System strömt, ein Ölnebel in einem so genannten Öler zugeführt.
Der von einem Verdichter in einem Druckkessel zur Verfügung gestellte pneumatische Druck liegt üblicherweise höher als vom System gefordert. Druckluftnetze stellen heute ein sehr weit verzweigtes Netzwerk dar, bei dem in den Zuführungsleitungen nicht unerhebliche Druckverluste auftreten können. Diesen Druckverlusten muss
durch einen höheren Kesseldruck Rechnung getragen werden.
Bild 6-2 zeigt eine so genannte Wartungseinheit, die in der Pneumatik zwischen dem
Druckluftnetz und dem Pneumatiksystem eingebaut wird. Die Wartungseinheit hat
drei Aufgaben. Ein Druckregler, üblicherweise in Form eines Druckminderventils, reduziert den Druck aus dem Leitungsnetz auf einen für das System notwendigen
Druck. Ein Öler führt der Druckluft Öl zu, so dass das Pneumatiksystem geschmiert
wird. Ein Filter mit Kondensatabscheider schützt das Pneumatiksystem vor Schmutz,
der sich im Druckluftnetz befindet und scheidet vorhandenes Kondenswasser ab.
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Druckluftaufbereitung
Bild 6-2: Wartungseinheit
Die Funktion des Ölers soll im Folgenden näher beschrieben werden. Das Prinzip
eines Venturi-Ölers ist in Bild 6-3 dargestellt.
Die Geschwindigkeit der Druckluft wird in einer Düse erhöht. Nach dem Satz von
Bernoulli und der Kontinuitätsgleichung wird der Druck in der Düse dadurch reduziert:
p Düse 
mit:
 Luft
2

 vD  v 2
2

6-1
 Luft  v  A   D Luft  v D  AD
6-2
 Luft   D Luft
6-3
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Druckluftaufbereitung
Bild 6-3: Venturi-Prinzip eines Ölers
Der Druck vor der Düse wirkt auf ein Ölreservoir, ein Steigrohr taucht in das Ölreservoir ein. Durch den in der Düse generierten Unterdruck wird das Öl durch das Steigrohr angesaugt. Auch für das Öl gilt der Satz von Bernoulli:
p   Öl  g  y 
 Öl
2
 v Öl
2
6-4
Durch Gleichsetzen der Druckdifferenzen ergibt sich die der Luft zugeführten Ölmenge:
p  p Düse
=>
v Öl 
6-5
2
 Öl
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  Luft

2
 
 v D  v 2   Öl  g  y 
 2



6-6
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Steuerungen
7 Steuerungen
Neben den grundlegenden Möglichkeiten einer pneumatischen Schaltung wird an
verschiedenen Beispielen der Aufbau ausgewählter Schaltungen gezeigt. Begonnen
wird in diesem Kapitel mit den Grundfunktionen, Beispiele schließen dieses Kapitel
ab.
7.1 Grundfunktionen
Die vier logischen Grundfunktionen Identität, Negation, Konjunktion und Disjunktion
sind in Bild 7.1-1 dargestellt. Die Identität kann beispielsweise durch eine pneumatische Leitung dargestellt werden, die Disjunktion durch ein Wechselventil.
Bild 7.1-1: Logische Elementarfunktionen (DIN 40900)
Die in der Pneumatik am häufigsten verwendeten Betätigungsarten zeigt Bild 7.1-2.
Diese Betätigungsarten werden in den folgenden Kapiteln anhand verschiedener
Schaltungen detaillierter erläutert.
Bild 7.1-2: Betätigungsarten pneumatischer Ventile (DIN ISO 1219)
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Steuerungen
Grundlegende Zylindersteuerungen sind in Bild 7.1-3 zu sehen. Sie können in Steuerungen für einfach- und doppelt wirkende Zylinder unterteilt werden.
Bild 7.1-3: Beispiele Zylinderansteuerung
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Steuerungen
Einfachwirkende Zylinder besitzen nur einen Arbeitsanschluss, der mit der Druckleitung oder der Tankleitung verbunden werden kann. Der Rückhub eines solchen Zylinders erfolgt entweder durch eine Federkraft oder eine Gewichtskraft.
Bei doppelt wirkenden Zylindern müssen zwei Arbeitsanschlüsse gesteuert werden.
Der ventiltechnische Aufwand ist daher höher als bei einfachwirkenden Zylindern.
7.2 Schaltungsaufbau
Der Entwurf einer pneumatischen Schaltung geschieht üblicherweise in drei Schritten:
1.) Lageplan
2.) Funktionsdiagramm
3.) Schaltplan
Der Lageplan, vergleiche Bild 7.2-1, zeigt den Aufbau und die Abmessungen der zu
konzipierenden Anlage. Bei dem im Bild dargestellten Beispiel handelt es sich um ein
Entnahmesystem, das Werkstücke aus einem Magazin entnimmt.
Bild 7.2-1: Werkstückentnahme aus einem Magazin
Mit Hilfe des bekannten Lageplans kann das Funktionsdiagramm, Bilder 7.2-2 und
7.2-3, erstellt werden. Entweder wird, wie in Bild 7.2-2 dargestellt, die Bewegung der
verschiedenen Aktoren aufgezeigt, oder der Ablauf der Steuerung verbal beschrieben, Bild 7.2-3.
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Steuerungen
Im dargestellten Beispiel wird zunächst der Zylinder Z1 ausgefahren, um ein Werkstück aus dem Magazin zu entnehmen. Der Zylinder Z2 schiebt nach einer definierten
Wartezeit das Werkstück in einen Auffangbehälter.
Bild 7.2-2: Funktionsdiagramm
Tabelle 7.2-3: Ereigniszuordnung
Mit dem Lageplan und dem Funktionsplan ist das zu konzipierende System bezüglich
seiner Anforderungen vollständig beschrieben. Es kann ein wie in Bild 7.2-4 dargestellter Schaltplan erstellt werden.
Im oberen Bildteil sind die Zylinder Z1 und Z2 zu sehen. Sie wirken in ihren Endlagen
auf die Ventile 1.2 bis 1.5. Wenn ein Zylinder in eine Endlage fährt, wird das Ventil
aus der dargestellten Position in die andere Schaltstellung verfahren.
Beim Bauteil 0.5 handelt es sich um ein Zeitglied. Hierdurch wird die Wartezeit nach
dem Ausfahren des Zylinders Z1 gesteuert. Beim Bauteil 0.2 handelt es sich um eine
so genannte Konjunktion (Und-Glied). Nur wenn am linken und rechten Anschluss
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Steuerungen
ein Druck anliegt, wird ein Druck über den oberen Ausgang auf die linke Seite des
Ventils 0.1 gegeben.
Nach Betätigung des rastenden Ventils 1.1 beginnt die Steuerung ihren Ablauf. Es
lässt sich einfach zeigen, dass durch die dargestellte Schaltung der in Bild 7.2-2 geforderte Ablauf erreicht wird.
Bild 7.2-4: Folgesteuerung, Schaltplan
7.3 Beispiele
Weitere ausgewählte Beispiele pneumatischer Schaltungen sind in den folgenden
Bildern dargestellt. In Bild 7.3-1 ist eine Selbsthalteschaltung gezeigt. Im linken Bildteil ist die pneumatische Schaltung zu erkennen, im rechten Bildteil ein äquivalenter
elektrischer Aufbau.
Bild 7.3-1: Selbsthalteschaltung
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Steuerungen
Durch Betätigen des Tasters A wird der Ausgang E permanent mit Druck beaufschlagt, auch wenn der Schalter A wieder losgelassen wird. Durch Betätigen des
Schalters B wird der Ausgang E drucklos geschaltet. Ein Prioritätsventil verhindert
einen undefinierten Schaltzustand durch gleichzeitiges Betätigen beider Schalter:
Werden Schalter A und B gleichzeitig geschaltet, wird das Signal von Schalter B
nicht an das oben im Bild dargestellte Ventil geleitet.
Z1
Z2
Z3
Bild 7.3-2: Ablaufsteuerung dreier Zylinder
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Steuerungen
Eine Ablaufsteuerung zeigt Bild 7.3-2. Im Gegensatz zur Schaltung aus Bild 7.2-4
sind die vom Zylinder geschalteten Ventile in den Stellungen dargestellt, in denen sie
sich bei der entsprechenden Zylinderstellung befinden.
Die Leitungen a1 bis a3 sind Druckluftleitungen, die weitergeführt werden können. In
dem in Bild 7.3-2 dargestellten Beispiel sind sie an den Enden verschlossen.
Durch Betätigen der Start-Taste wird die Steuerung gestartet und durchläuft einmal
den unten im Bild dargestellten Zyklus. Durch jedes erneute Betätigen des StartTasters wird ein neuer Zyklus gestartet.
Ein Programmschaltwerk steuert einen festen Ablauf einer Schaltung, Bild 7.3-3.
Durch Drehung des Synchron-Motors laufen Nocken an Wegeventilen vorbei und
schalten die Ventile zu einem definierten Zeitpunkt um. Im dargestellten Beispiel wird
zuerst die Heizelektrode angefahren. Im zweiten Schritt wird der Anschlagzylinder
vor der Heizelektrode zurückgezogen, bevor das Messer den Plastikschlauch abschneidet. Nach Rückzug aller Zylinder wird das bearbeitete Stück Plastikschlauch
ausgeworfen und der Schlauch nachgeführt. Der Zyklus beginnt dann wieder von
vorne. Ein solches Programmlaufwerk wird vorteilhaft dann eingesetzt, wenn die Zylinderbewegungen nicht in Abhängigkeit voneinander erfolgen müssen.
Bild 7.3-3: Programmschaltwerk
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Steuerungen
Bei einer Taktkettensteuerung, wie in Bild 7.3-4 dargestellt, können mehrere Aktoren
durch eine Steuerung betätigt werden. Im Bild ist die Schaltung aus Bild 7.2-4 modifiziert worden. An den Leitungen S1 bis S4 können gemäß der dargestellten Zylinderanordnung weitere Zylinder angeschlossen werden. Durch die darunter dargestellte
Steuerung werden alle Systeme gleichzeitig getaktet.
Der Ablauf der Steuerung entspricht dem in Bild 7.3-4 unten dargestellten Funktionsdiagramm.
Bild 7.3-4: Taktkettensteuerung
7.4 Servopneumatik
Die Servopneumatik ist eine relativ junge Wissenschaft. Sie versucht, die Aktoren
des Systems proportional zu verstellen. In Bild 7.4-1 ist das Beispiel eines lagegeregelten Pneumatikzylinders dargestellt. Eine Stellgröße für den pneumatischen Aktor
wird aus der Differenz zwischen Führungs- und Ist-Größe gebildet.
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Steuerungen
Bild 7.4-1: Pneumatischer Regelkreis
Problematisch wirkt sich die hohe Kompressibilität des Mediums aus. Eine kleine
Störgröße, z.B. in Form einer äußeren Kraft, lenkt den Zylinder weit aus. Die Regelung muss nun den Zylinder nachfahren, so dass er seine geforderte Position erneut
erreicht. Hierzu ist ein Massenstrom erforderlich, der den Druck im Zylinder erhöht.
Die hohe Kompressibilität der Pneumatik hat also eine geringe Steifigkeit des Gesamtsystems zur Folge, die hohe Anforderungen an das Regelsystem stellt.
Unterschiedliche Stellsysteme zeigt das Bild 7.4-2. Im oberen Bildteil ist eine stetige
Ventilansteuerung dargestellt. Durch Verändern des Stellsignals des Reglers wird
auch das Servoventil verstellt.
Im unteren Bildteil wird eine quasistetige Ansteuerung durch Schaltventile dargestellt.
Eine solche Steuerung wird auch Pulsweitenmodulation genannt. Die Ein- und Ausschaltzeit eines Ventils werden während einer festen Grundfrequenz geändert. Übliche Grundfrequenzen liegen im Bereich 20 bis 100 Hz. Das Verhältnis aus Einschaltzeit zur Periodenzeit wird Tastverhältnis genannt. Je größer das Tastverhältnis ist,
desto größer wird der gemittelte Volumenstrom über das Ventil.
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Steuerungen
Bild 7.4-2: Stetige und unstetige Stellglieder
Auf die dargestellte Art und Weise ist es möglich, aus einem schaltenden Signal bzw.
Stellglied ein quasi proportionales Stellsignal zu generieren.
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Literaturverzeichnis
8 Literaturverzeichnis
/M4/
Murrenhoff, H..
Grundlagen der Fluidtechnik, Teil 2: Pneumatik; Umdruck zur
Vorlesung an der RWTH Aachen, 1. korrigierte Auflage 1999
/B2/
Baehr, H.D.
Thermodynamik
Springer Verlag, Berlin Heidelberg, New York 1996
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Anhang
9 Anhang
Spezifische Wärmekapazität cP:
Stoffkennwerte für trockene Luft bei 1,0133 bar:
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Anhang
Dichte der Luft in kg/m3:
Dynamische [10-6Ns/m2] und kinematische [m2/s] Viskosität:
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