CN101151469B - 控制静液压驱动器的方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种控制静液压驱动器(1)的方法。所述静液压驱动器(1)包括液压泵(3)和液压引擎(7)。所述静液压驱动器(1)还包括用于存储和恢复能量的第一和第二液压贮存器(40、41)。压能存储在第一贮存器(40)中。为了恢复存储在第一贮存器(40)中的压能，所述第一贮存器(40)连接到液压泵(3)的抽吸侧。液压引擎(7)的下游工作线路(8、9)连接到第二贮存器(41)。此外，所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(9、8)与液压泵(3)的抽吸侧断开连接。

Description

控制静液压驱动器的方法

技术领域

本发明涉及一种控制可恢复存储能量的静液压驱动器的方法。

背景技术

静液压驱动器经常用于驱动多用途运载车。在这种连接结构中，可以通过静液压驱动器来在制动操作期间存储部分动能，并且可以接着恢复这部分动能。在AT 395 960B中提出了静液压驱动器在闭合回路中的使用，其中所带的液压泵意在实现仅沿一个方向传送的技术效果。在传送侧上的工作线路连接到高压贮存器，该工作线路将液压泵连接到液压引擎。还设置有第二贮存器，其被构建成低压贮存器并连接到处于相对于液压泵的抽吸侧上的工作线路。高压贮存器以及低压贮存器分别持久地连接到传送侧上的工作线路，和连接到抽吸侧上的工作线路。在通常的牵引式操作期间，液压泵可以传送到传送侧上的工作线路。液压引擎可调节，并出于行进目的而沿第一方向偏转。如果车辆移至过运转式操作，则液压引擎的吸收量首先被沿零方向调节。为了实现制动操作，液压引擎就沿相反方向转动。由此的结果是，所述液压引擎可以传送到处于相对于液压泵的传送侧上的工作线路。

为了防止压力介质逆着液压泵的传送方向而流进所述液压泵，在工作线路中设置止回阀。由液压引擎传送的压力介质相应地被传送到高压贮存器。因此，随着高压贮存器中压力的增加，车辆的动能被转换成压能。通过从低压贮存器中移除压力介质，进行流量平衡。

如果要恢复所存储的能量，就从高压贮存器中移除压力介质。现在再次沿液压引擎的第一方向转动液压引擎，如之前牵引式操作所述。当通过液压引擎而使压力介质释放压力时，压力引擎产生输出力矩。正在传送经过液压引擎的压力介质被传送到低压贮存器，以便进行量平衡。

所公知的驱动器的缺点在于，为了移除压力介质，液压引擎被加载以直接来自高压贮存器的压力介质。在提出的可恢复动能的驱动器中，还需要倾斜液压引擎而使其超出其中间位置。在该过程中，液压回路中的流动方向被部分地倒转。由于压力介质被直接馈送到液压引擎，所以不可能通过使用高压贮存器中的压力以及驱动液压泵的引擎的转矩来增大力矩。

发明内容

本发明的目的在于，提供一种控制静液压驱动器的方法，其中可以通过驱动引擎同时恢复所存储的能量并馈送入驱动力矩。

通过根据本发明的具有权利要求1的特征的方法实现上述目的。

在根据本发明的用于控制静液压驱动器的方法中，液压泵和液压引擎、以及用于存储和恢复能量的第一和第二液压贮存器，在静液压驱动器的闭合回路中相互连接。根据本发明，在第一贮存器中存储压能。为了恢复所存储的能量，第一贮存器连接到液压泵的抽吸侧。此外，液压引擎的下游连接部连接到第二贮存器，以实现流量的平衡。第一贮存器中例如在制动操作期间以压能形式存储动能，对第一贮存器进行的连接使得，所述压能可再次用于驱动器并进而对压能进行恢复。在这一过程中，通过存储在第一贮存器中的加压的压力介质，在液压泵的抽吸侧处形成压力增加。在液压泵的抽吸侧处压力增加的结果是，减小了驱动液压泵的主驱动引擎的所需驱动输出。通常必须通过驱动引擎单独产生的压差减小，因而减小了主要在驱动引擎部分上消耗的能量。此外，上述过程还具有的优点在于，不仅存储在第一贮存器中的压能可用于驱动液压引擎，而且驱动引擎的驱动力矩可另外馈送到液压泵。这样形成了力矩增加。在液压泵处，作用于液压引擎上的压力可用于传送侧上。

在这些情况下，特别是，即使在贮存器为空的情况下，也可以形成行进状况所需要的足够的可用压力。在这种情况下，馈送到液压泵的转矩相应地通过驱动引擎而增加。这种力矩的增大导致，随着存储在第一贮存器中的压能的恢复，对于环境的控制明显更加灵活且更加适当。

根据本发明的方法的进一步的优点在从属权利要求中得到阐述。

液压引擎的下游连接部优选地首先与泵的抽吸侧断开连接，并且仅在固定的第一时间间隔之后，第一贮存器连接到液压泵的所述抽吸侧。所述固定的第一时间间隔优选根据阀的动力行为而确定。连接和断开连接在静液压驱动器中的线路在阀的致动过程中的时间次序确保了，第一贮存器连接到液压泵的抽吸侧，不会导致在液压引擎的下游连接处的压力猛增。

还优选的是，在恢复压能期间将液压泵加载以驱动转矩。这种通常通过驱动引擎(通常设计为柴油内燃机)产生的驱动转矩的保证，确保了所述柴油内燃机不会跳转至(pass over into)冲推式(thrust-type)操作。在这种冲推式操作的情况下，能量将被不必要地浪费。冲推式操作导致如下事实，即，所存在的压能紧靠柴油机的支撑元件而工作，并在此处转换成热。因此，在恢复压能期间，优选总是由驱动引擎产生不等于零的转矩。

为了在恢复能量期间固定液压引擎的吸收量，首先确定针对液压引擎力矩的预控制值，并基于该估计的预控制值来确定和设置液压引擎的吸收量。在如此作为期间，优选在该过程中考虑到测量的实际量值来校正预控制值。首先，优选可以确定大致基于操作员指定而确定的预控制值。因此，通过驱动节流阀指定而确定速度的计划中的变化。随之也确定了实现这种速度变化所需的并将由静液压驱动器产生的力矩。对于此力矩，然后可以确定在液压引擎的用于产生所述力矩的所需部分上的旋转角度或吸收量。

这种吸收量形成预控制值，即，通过考虑在驱动器中测量的实际量值而校正的对于将要设置的液压引擎的吸收量的更为精确的调整。针对预控制值附加调节系统。

如果所论述的静液压驱动器为牵引式驱动器，则为了确定所述预控制值，确定目标车辆速度与实际车辆速度之差。

在结束来自第一贮存器的恢复存储能量的操作时，所述第一贮存器首先与液压泵的抽吸侧断开，并且在固定的第二时间间隔之后，液压引擎的下游连接部连接到液压泵的所述抽吸侧。只有在此之后，液压引擎的下游连接部才与第二贮存器断开。当随着能量的恢复而从恢复牵引式操作以及正常的静液压牵引式操作进行改变时，这种特定的次序确保牵引功率免于中断。为此目的，特别地，第一贮存器首先与液压泵的抽吸侧断开，并且液压引擎的下游连接部连接到所述抽吸侧。这就防止了在液压引擎的下游连接部处压力升高。而且，在此时间点处，被构建为低压贮存器的第二贮存器仍保持连接到液压引擎的下游连接部。由此的结果是，实现了缓冲，从而避免在切换到正常静液压操作时出现振荡。第二时间间隔也基本上通过阀动力确定。

当存在向所称的“贮存器制动”(也就是说，由用作泵的液压引擎将压能存储在第一贮存器中的制动操作)的过渡阶段时，优选检测制动装置的启动以及由此启动压能存储。出于此目的，当启动诸如多用途运载车的制动踏板的制动装置时，静液压传输机构首先以恒定传送率被转回至较低吸收量或较低传送量。以同样的比率减少吸收量或传送量，使得传送率设置保持恒定，其结果是，实现了在加速牵引式操作与制动操作之间的非急剧(jerk-free)转换。

根据依照本发明的方法的实施例的另一优选形式，当对制动装置进行致动时，液压泵的传送侧以及第二贮存器连接到上游连接部。同时，当所述制动装置被致动时，液压泵的抽吸侧和第一贮存器连接到液压引擎的下游连接部。通过这种方式不仅实现了填充第一贮存器所依据的静液压制动，还实现了，通过液压泵对闭合液压回路并行供给以压力介质。这样对闭合液压回路供给以压力介质，确保了附属单元同样可被加载以它们所需的压力。而且，驱动引擎的支撑力矩可另行用于减速。在这些情况中，特别优选的是，在制动操作过程中，在存储操作期间设置不等于零的传送量。

为了根据操作员针对减速的意愿来设置静液压减速操作，在减速操作过程中的能量存储期间，将液压引擎的吸收量设置成根据来自制动装置的制动信号以及根据有效压差值的值。所述有效压差值考虑第一贮存器和第二贮存器之间的压差，并且还优选考虑经过静液压驱动器的线路系统的压降。

在液压引擎(也就是所述液压引擎的输出轴)达到静止状态之前，液压引擎的下游连接部优选与第一贮存器断开连接，并且所述液压引擎的上游连接部优选与第二贮存器断开连接。采用这种方式，得以减小制动力矩，并且可以平缓减速至静止状态。此外，液压泵的传送量优选被调节为零。

根据所述方法的另一优选方面，为了启动连接到液压泵的内燃机，第一贮存器连接到所述液压泵的抽吸侧。因此，例如为了启动柴油内燃机，可以将连接到所述柴油内燃机的液压泵加载以来自第一贮存器的压力介质。于是，液压泵用作液压引擎并产生必要的转矩以启动驱动引擎。

进一步优选的是，如果需要，为了将压能存储在第一贮存器中，由驱动引擎来驱动液压泵，并且液压泵的传送侧连接到所述第一贮存器。采用这种方式，不仅可以在制动操作期间将压能存储在第一贮存器中，而且还可以将压能独立于贮存器制动操作而存储在所述第一贮存器中。因此，举例而言，在柴油内燃机关断之前可以完全填充满第一贮存器，从而使第一贮存器中的压力总是足以用于后续的启动操作。例如，如果实际的静液压驱动器仅需要所述柴油内燃机进行部分加载操作，则还可以在完全加载的区域中操作柴油内燃机。在内燃机中，通常，在完全加载特性的区域中的效率高于在部分加载区域中的效率。

附图说明

下文中将借助附图来描述根据本发明的方法的优选改进方案，所述附图如下：

图1示出了用于执行根据本发明的方法的根据本发明的静液压驱动器的第一示例性实施例的示意性视图；

图2示出了用于执行根据本发明的方法的根据本发明的静液压驱动器的第二示例性实施例的示意性视图；

图3示出了用于执行根据本发明的方法的根据本发明的静液压驱动器的第三示例性实施例的示意性视图；和

图4示出了在根据本发明的方法在运行过程中驱动器的状态的示意性视图。

具体实施方式

图1示出了根据本发明的静液压驱动器1的示意性视图。根据本发明的所述静液压驱动器1可例如为多用途运载车中的牵引型驱动器。不过，本发明并不限于牵引型驱动器。相反地，可以采用根据本发明的设计而制造所有采用静液压传送的驱动器。

静液压驱动器1包括驱动引擎2。所述驱动引擎2通过驱动轴4驱动液压泵3。液压泵3为可设计用于双向传送的可调节静液压活塞机构。所述液压泵3能够根据已设的传送方向传送进入第一工作线路5或第二工作线路6。液压引擎7可连接到第一工作线路5和第二工作线路6。所述液压引擎7具有第一工作线路连接部8和第二工作线路连接部9。第一工作线路连接部8可连接到第一工作线路5。采用相应方式，第二工作线路连接部9可连接到第二工作线路6。如果(如下文将进一步论述)第一工作线路连接部8和第二工作线路连接部9分别连接到第一工作线路5和第二工作线路6，则液压泵3和液压引擎7在闭合回路中彼此连接。在液压引擎7被加载时由其产生的输出力矩通过输出轴10传递到例如车辆的车轴，或者传递到连接在下游侧上的转换传输机构(shift transmission)。

第一调节装置11提供用于设置液压泵3的传输量。第二调节装置12以相应方式调节液压引擎7的吸收量。第一调节装置11和第二调节装置12总是分别作用于液压泵3和液压引擎7所属的调节机构上。

第一连接线路13连接到液压引擎7的第一工作线路连接部8。液压引擎7的第二工作线路连接部9连接到第二连接线路14。所述第一连接线路13可经第一座阀15连接到第一工作线路5。第二连接线路14可经第二座阀16连接到第二工作线路6。

图1所示的静液压回路中的所有座阀以相同方式组装。为清晰起见，下文中将只对第一座阀15的组装进行详细描述。

所述第一座阀15具有活塞17。所述活塞17具有能够加载压力的控制面18。所述控制面18同样受到闭合弹簧19的力的作用。由控制压力导致的液压力以及闭合弹簧19的力因此作用于控制面18上，并沿闭合方向加载第一座阀15。在活塞17上构建有以密封方式与密封座21相互作用的密封边缘20。在第一座阀15中，在所述座阀15闭合时，第一室22和第二室23彼此断开连接。第一工作线路5中的压力和第一连接线路13中的压力分别作用在第一室22和第二室23中。在第一室22和第二室23中主导的压力与沿开启第一座阀15的方向作用的液压力一起对活塞17进行加载。如果控制面18上的液压力减小，则第一室22和第二室23中的液压力超过闭合弹簧19的沿闭合方向作用的力，并且第一座阀15开始处于其开启位置。当所述第一座阀15处于开启位置时，第一室22和第二室23彼此连接，从而在第一工作线路5与第一连接线路13之间构建可流动通过的连接部。因此，随着第一座阀15开启，压力介质被液压泵3传送到第一工作线路5，接着液压引擎7的第一工作线路连接部8被加载以上述压力介质。

为了影响作用于第一座阀15的控制面18上的控制压力，设置第一操纵阀24。所述第一操纵阀24为3/2路阀，并通过阀弹簧25加载以第一方向上的力。电磁体26的力沿相反方向作用。还可使用不同的致动器来替代电磁体26。同样可以将液压力沿与阀弹簧25的力相反的方向作用于第一操纵阀24上。所述第一操纵阀24开始处于其第一切换位置27或第二切换位置28，这取决于阀弹簧25和电磁体26的力的比率。在这种情况下，所述阀弹簧25沿阀24的第一切换位置27的方向对第一操纵阀24进行加载。在所述第一切换位置27处，第一操纵阀25将第一控制压力线路29连接到压力馈入(infeed)线路的第一分支32。

因此，当第一操纵阀24处于第一切换位置27处时，压力馈入线路的第一分支32中主导的压力，经由连接到所述操纵阀的第一控制压力线路29馈送到第一座阀15的控制面18。因此，如果第一操纵阀24位于由阀弹簧25所预定的第一切换位置27处，则第一座阀15沿着闭合方向被加载。另一方面，如果电磁体26被加载以控制信号，则通过电磁体26将力施加在所述第一操纵阀24上，该力抵制阀弹簧25的力而使第一操纵阀24进入其第二切换位置28。在所述第二切换位置28处，第一控制压力线路29连接到第一压力释放线路30。在第一控制压力线路29中主导的压力通过所述第一压力释放线路30被释放到箱容积31中。作用在第一座阀15的控制面18上的液压力相应降低，并且通过第一室22以及第二室23中的液压力使所述第一座阀15进入其开启位置。由于向电磁体26供给电流，因而在第一工作线路5与第一工作线路连接部8之间构建了连接。

通过压力馈入线路的第一分支32以及第一操纵阀24，在控制面18上产生控制力所必须的压力被馈送。出于这种目的，压力馈入线路的所述第一分支32连接到压力馈入线路34。所述压力馈入线路34连接到转换阀35的出口。采用下文将进一步描述的方式，可通过转换阀34在任意给定时刻产生系统中可行的最高压力。

第二操纵阀36设置用于启动第二座阀16。所述第二操纵阀36的构建方式可与第一操纵阀24相对照。为清晰起见，将省略重复描述。第二控制压力线路27可通过第二操纵阀36连接到压力馈入线路的第二分支38。所述第二操纵阀36同样被弹簧保持在该位置。如果第二操纵阀36在电磁体处被加载以控制信号，则它进入其第二切换位置，在该位置处第二控制压力线路37连接到第二压力释放线路39。因此，当第二操纵阀36被加载以控制信号时，通过第二控制压力线路37将压力释放到箱容积31中的事实，降低了作用于第二座阀16的控制面上的控制压力。由此的结果是，当在操纵阀36处产生控制信号时，第二座阀16进入其开启位置。当第二座阀16处于开启位置时，第二连接线路14和第二工作线路6彼此连接。

在通常的牵引式操作期间，第一操纵阀24和第二操纵阀36均被加载以控制信号。第一控制压力线路29和第二控制压力线路37因此将压力释放到箱容积31中，并且第一座阀15和第二座阀16进入其相应的开启位置处。利用这种方式，通过以本身公知的方式将液压泵3和液压引擎7设置为静液压传输机构的事实，而构建了闭合液压回路。所述静液压传输机构的传送率的设置方式为：采用第一调节装置11或第二调节装置12相应地设置液压泵3的传送量或液压引擎7的吸收量。

根据本发明的静液压驱动器1还包括第一贮存器40和第二贮存器41。所述第一贮存器40被设计为高压贮存器。所述第二贮存器41被构建为低压贮存器。两个贮存器40、41优选构建为液压气动贮存器，其中可压缩容积在馈入压力介质时被压缩。

第一贮存器40可经高压贮存器线路33连接到静液压回路。所述高压贮存器线路33分支为高压贮存器线路的第一分支42和第二分支43。第三座阀44设置在高压贮存器线路的第一分支42中，第四座阀45设置在所述高压贮存器线路的第二分支43中。第三座阀44和第四座阀45同样总是分别通过第三控制压力线路48和第四控制压力线路49沿闭合方向被加载以控制压力。第三座阀44和第四座阀45同样总是沿闭合方向受到闭合弹簧的作用。

如果第三座阀44位于其闭合位置时，高压贮存器线路的第一分支42被阻断。如果第四座阀45位于其闭合位置时，高压贮存器线路的第二分支43被阻断。

高压贮存器线路的第一分支42开放进入第一工作线路5。采用相应方式，高压贮存器线路的第二分支43开放进入第二工作线路6。如果第三座阀44和第四座阀45总是位于其关闭位置，则从第一工作线路5到第一贮存器40不存在可流动通过的连接，同样地，从第二工作线路6到第一贮存器40不存在连接。

当第三操纵阀46位于第一切换位置时，第三控制压力线路48连接到压力馈入线路的第三分支50。所述第三操纵阀46沿着该切换位置的方向通过阀弹簧进行加载。电磁体再次沿相反方向作用，从而能够以上文已经描述的方式对第三操纵阀46加载力以抵制阀弹簧的力。如果所述电磁体被加载以控制信号，则它使第三操纵阀46进入其第二切换位置。在该位置，第三控制压力线路48连接到第三压力释放线路52，从而使所述第三控制压力线路48将压力释放到箱容积31中。由此的结果是，通过高压贮存器线路的第一分支42中主导的压力使将第三座阀44进入其开启位置。当所述座阀44位于开启位置时，第一工作线路5经由高压贮存器线路的第一分支42并经由所述高压贮存器线路33而连接到第一贮存器40。

采用对应于上文所述的排布方式，第四座阀45也可通过第四操纵阀47启动。第四控制压力线路49可经由所述第四操纵阀47而连接到压力馈入线路的第四分支51或连接到第四压力释放线路53。当所述第四操纵阀47处于非操作位置时，它将第四控制压力线路49连接到压力馈入线路的第四分支51。当加载电磁体时，第四操纵阀47被调节至其第二切换位置，在该位置处，第四控制压力线路49连接到第四压力释放线路53。这样，采用上文已经描述过的方式，导致第四座阀45开启。当所述座阀45处于开启位置时，第二工作线路6经由高压贮存器线路的第二分支43连接到第一贮存器40。

第二贮存器41被设计为低压贮存器，并可经由低压贮存器线路54连接到液压回路。所述低压贮存器线路54分支成所述低压贮存器线路的第一分支55和第二分支56。第五座阀57设置在低压贮存器线路的第一分支55中，第六阀58设置在所述低压贮存器线路的第二分支56中。低压贮存器线路的第一分支55开放进入第一连接线路13。低压贮存器线路的第二分支56开放进入第二连接线路14。采用这种方式，当第五座阀57处于关闭位置时，在第一连接线路13与低压贮存器线路54之间的连接被阻断。同样地，第六座阀58阻断在第二连接线路14与低压贮存器线路54之间的连接。

第五座阀57被第五操纵阀59启动。为了沿闭合方向对所述第五座阀57加载以液压力，第五操纵阀59将第五控制压力线路61连接到压力馈入线路的第五分支63。另一方面，如果第五操纵阀59在电磁体处被加载以控制力，则所述第五操纵阀59抵制其阀弹簧的力而进入其第二切换位置，在该位置处，第五控制压力线路51连接到第五压力释放线路65。在第五控制压力线路中主导的压力被释放至箱容积31中，于是，第五座阀57开启，并且第五连接线路13经由所述低压贮存器线路的第一分支55连接到低压贮存器线路54，并进而连接到第二贮存器41。

采用相应的方式，第六座阀58被第六操纵阀60启动。当第六座阀58处于其也由阀弹簧限定的非操作位置时，第六控制压力线路62通过第六操纵阀60连接到压力馈入线路的第六分支64。

另一方面，如果所述第六操纵阀60被加载以控制信号，则它通过其电磁体抵制阀弹簧的力而进入其另一端位置。在所述端位置处，第六控制压力线路62连接到第六压力释放线路66。压力介质从第六控制压力线路62经由第六压力释放线路60漏至箱容积31中，导致在第六座阀58处控制力下降。随着对所述第六座阀58沿其闭合方向进行加载的控制力降低，沿相反方向作用的力开始占据优势，该力由作用在低压贮存器线路的第二分支56中的压力所产生。由此的结果是，第六座阀58进入其开启位置，在该位置处，在低压贮存器线路的第二分支56中存在可流动通过的连接部。

压力馈入线路的第一至第六分支32、38、50、51、63和64连接到压力馈入线路34。所述压力馈入线路34连接到转换阀35的出口。在转换阀35的两个入口处分别设置的是贮存器连接线路67和泵连接线路68。经由贮存器连接线路67，转换阀35的入口被加载以高压贮存器线路33中主导的压力，并因此被加载以第一贮存器40中主导的压力。在任意给定时刻，第一或第二工作线路5、6中更高的压力通过泵连接线路68作用在转换阀35的另一入口处。因此，通过转换阀35可以在任意给定时刻在其出口处实现系统中可行的最高压力，以便启动座阀15、16、44、45、57、58。

静液压驱动器1还包括馈送装置69。所述馈送装置69具有馈送泵70。所述馈送泵70意在用于仅沿一个方向传输，并优选被设计为固定排量阀。馈送泵70与可调节液压泵3一起设置在驱动轴4上，因而通过驱动引擎2而被驱动。馈送泵70从箱容积31抽吸压力介质，并将压力介质传送到馈送线路71。所述馈送线路71分支成连接到第一工作线路5的第一分支72以及连接到第二工作线路6的第二分支73。在馈送线路的第一分支72中设置第一止回阀74，在所述馈送线路的第二分支73中设置第二止回阀75。两个止回阀74和75的设置方式为，如果馈送线路71中的压力大于所考虑时刻时在所述第一工作线路5或第二工作线路6中的工作线路压力，则这两个止回阀74和75相应地开启而朝向第一工作线路5和第二工作线路6。

为了保护静液压驱动器1，可以总是以并联方式设置压力限制阀作为对第一止回阀74和第二止回阀75的补充，如果产生临界高压，则压力限制阀沿着馈送线路71的方向释放相应工作线路5、6中的压力。

馈送装置69可经由压力保持线路76连接到第二贮存器41。出于此目的，所述压力保持线路76将切换阀77的出口连接到低压贮存器线路54。所述切换阀77处于第一或第二切换位置，这取决于压缩弹簧78的力和沿相反方向作用的液压力。如果所述液压力大于压缩弹簧78的力，则切换阀77将馈送线路71连接到排放线路81。所述排放线路81可经由第一压力限制阀80连接到箱容积31。如果切换阀77处的液压力低于压缩弹簧78的力，则压缩弹簧78将切换阀77移位至其另一切换位置，在该位置处，馈送线路71连接到压力保持线路76。

所述压力保持线路76中的压力通过比较线路79馈送到测量面。因此，切换阀77根据第二贮存器41中主导的压力而切换至其第一或第二切换位置。压力保持线路76可经由第二压力限制阀82连接到箱容积31。

一旦第二贮存器41中的压力降至由压缩弹簧78设置的值以下，则切换阀77进入切换位置，在该位置处，馈送线路71连接到压力保持线路76。在该切换位置处，压力介质被馈送泵70传送到第二贮存器41。由此的结果是，第二贮存器41中的压力升高直至达到足够的压力，并由此，作用在切换阀77上的液压力使切换阀77进入其相反的切换位置。在该相反切换位置处，馈送装置69中主导的压力受限于压力限制阀80。第一压力限制阀80优选设置为20bar。另一方面，第二压力限制阀82被设置为更高的压力，例如40bar，该压力值对应于切换阀77的切换压力。

因此，在从馈送装置69至第二贮存器41的连接的帮助下确保，在静液压驱动器1的反馈操作期间由于泄漏而从回路漏出的压力介质被再次馈入。

如已经陈述介绍过的，在正常的牵引式操作期间提供其中设置了液压泵3和液压引擎7的闭合液压回路。出于此目的，第一操纵阀24和第二操纵阀36被加载以控制信号。第一座阀15和第二座阀16处于其开启位置，并且所述闭合液压回路包括第一工作线路5、第一连接线路13、第二连接线路14和第二工作线路6。下文中出于描述的目的，假定“向前行进”表示压力介质通过液压泵3传送到第一工作线路5。因此，在向前行进的情况中，所述第一工作线路5为传送侧的工作线路，而第二工作线路6为抽吸侧上的工作线路。

如果以向前行进作为开始点，则所考虑的车辆首先将进行过运转式(overrunning-type)操作，或减速。在过运转式操作中，第一贮存器40用于存储车辆的动能。因此，压力介质将被当前作为泵的液压引擎7传送到所述第一贮存器40。在制动操作期间，压力介质被液压引擎7从第二贮存器41移出，并泵入第一贮存器40中。出于此目的，在所描述的向前行进的情况中，第五操纵阀59被加载以控制信号。由此的结果是，第五座阀57处于其开启位置，并且压力介质可由在第一工作线路连接部8处的液压引擎7经由低压贮存器线路的第一分支55从第二贮存器41吸入。由液压引擎7从第二贮存器41吸入的压力介质被液压引擎7传送到第二连接线路14。

第二操纵阀36同样被加载以控制信号，使得第二座阀16同样处于其开启位置。第四操纵阀47也被加载以控制信号，并且第四座阀45同样通过高压贮存器线路的第二分支43中的压力而进入其开启位置。另一方面，其余的操纵阀46、24和60仅通过它们相应的阀弹簧所加载，并且相关座阀44、15和58处于其闭合位置。

由液压引擎7所传送的压力介质因而通过第二连接线路14朝向第二工作线路6传送，并经由高压贮存器线路的第二分支43向前传送到第一贮存器40。

在这种制动操作之后，压力介质在高压下存储在第一贮存器40中。在这些情况下，通过车辆的动能的中止(breaking-down)来产生所存储的压能。如果所描述的向前行进期间以这样的方式进行制动操作之后，在向前行进的方向上重新进行加速度，则压力介质必须以合适方式从第一贮存器40馈送到静液压驱动器1。根据本发明，在任意给定时刻，从第一贮存器40移除的压力介质被送入处于抽吸侧上的工作线路中，也就是说送入处于液压泵3的抽吸侧上的工作线路中。在向前行进的情况中，抽吸侧上的工作线路为第二工作线路6。为了移除压力介质并进而恢复能量，第四操纵阀47被加载以控制信号。第四座阀45进入开启位置，而来自第一贮存器40的压力介质被馈送到第二工作线路6，并进而馈送到液压泵3的抽吸侧。液压泵3因此实现从处于初始压力下的第二工作线路6抽吸，并且所述液压泵3可以被另行加载以驱动引擎2的转矩。这导致力矩增大，并采用较低输出来操作驱动引擎2。结果能够节省燃料。液压引擎7被加载以第一工作线路5中的压力。出于此目的，第一操纵阀24被加载以控制信号，从而使第一座阀15位于其开启位置。因此，液压引擎7的第一工作线路连接部8连接到传送侧上的工作线路5。液压引擎7在第二工作线路连接部9下游发送出的压力介质释放压力，该压力在此过程中在输出轴10处产生输出转矩，并且上述压力介质经由开启的第六座阀58传送到第二贮存器41。为了开启所述第六座阀58，第六操纵阀60被加载以控制信号。其余座阀(16、44和57)均处于其闭合位置，此时相关操纵阀(36、46和59)未被加载以控制信号。

采用相应方式，在向后行进过程中可以存储和恢复动能。向后行进导致在抽吸侧和传送侧上的线路相对于液压泵3反转。采用上文所述的示例作为开始点，这样，在向后行进的情况中，第二工作线路6为相对于液压泵3处于传送侧上的工作线路，并且第一工作线路5为相对于所述液压泵3处于抽吸侧上的工作线路。因此，也可以改变经过液压引擎7的流动方向，这样，在向后行进的情况中，液压引擎7的第一工作线路连接部8为下游工作线路连接部，并且第二工作线路连接部9为所述液压引擎7的上游工作线路连接部。为了以清晰方式再次表示相应的切换状态，在下表中针对向前行进和向后行进而表示出加速操作和致动操作。为简洁起见，只显示出加载以控制信号的那些操纵阀。这意味着，其余的操纵阀均未接收到控制信号，并且与它们相关的座阀处于闭合位置。

	供给以电流(操纵阀)	开启(座阀)
			加速向前	24、  47、  60	15、  45、  58
制动向前	36、  47、 59	16、  45、  57
			加速向后	36、  46、 59	16、  44、  57
制动向后	24、  46、 60	15、  44、  58

当驱动节流阀操作时，操纵阀24、36、46、47以及59和60被电子控制设备94启动。所述电子控制设备94确定，从由操作员指定的所希望相关行进开始、对应于所希望相关行进的驱动器操作状态所对应的各操纵阀24、36、46、47、59和60的切换状态。

操作员通过驱动节流阀95和诸如制动踏板96的制动装置指定他所希望的相关行进。来自驱动节流阀95或制动踏板96的信号相应地通过第一信号线路97或第二信号线路98传送到电子控制设备94。基于驱动节流阀95和制动踏板96的位置设置，电子控制设备94确定通过静液压驱动器1驱动的车辆的行进状态。如上表所示，操纵阀以相应方式启动，以设置“加速向前”、“制动向前”、“加速向后”、“制动向后”的行进状态。

为了启动操纵阀，电子控制设备94通过第一到第六控制线路99-104连接到操纵阀24、36、46、47、59和60的电磁体。第一工作线路5或第二工作线路6在抽吸侧或传送侧上的主导压力的相关信息，也被馈送到电子控制设备94。为此，在第一工作线路5中设置第一压力传感器105。在第二工作线路6中采用相应方式设置第二传感器106。第一压力传感器105和第二压力传感器106分别经由第一传感器线路107和第二传感器线路108连接到电子控制设备94。因此，可以通过液压泵3测量最小压力增量。下文中将进一步对此进行详细阐释，届时将阐释液压驱动器1的控制方法。

在驱动轴4上还设置旋转速度传感元件109。所述驱动轴4的旋转速度在所述旋转速度传感元件9的帮助下进行确定。通过这种方式，通过评估来自第一和第二压力传感器105和106的信号，驱动引擎2以同样的方式被包含于控制静液压驱动器1的方法中。旋转速度传感元件109同样经由第三传感器线路110连接到电子控制设备94。

为了确定使用来自第一贮存器40的存储压能而进行的加速行进是否经济，需要知道所述第一贮存器40和第二贮存器41的填充状态。出于此目的，高压传感器111和低压传感器112相应地设置在高压贮存器线路33和低压贮存器线路54中。高压传感器111将其信号经由第四传感器线路113传送到电子控制设备94，采用所述信号确定第一贮存器40中的压力。采用相应方式，低压传感器112测量低压贮存器线路54中的压力。在所述低压贮存器线路54中的压力相符于第二贮存器41中主导的压力。与第二贮存器41中主导的压力相对应的电信号经由第五传感器线路114传送到电子控制设备94。

图2示出了根据本发明的静液压驱动器1’的第二示例性实施例。在其中的连接中，为避免不必要的重复，相同的附图标记指代相同的结构元件。所述重复元件将不再进行描述。

与图1中的示例性实施例不同的是，在图2的第二示例性实施例中，并不设置第一压力限制阀80和第二压力限制阀82，取而代之地只设置一个馈送压力限制阀80’。所述馈送压力限制阀80’经由馈送压力限制线路83连接到馈送线路71。所述馈送线路71还连接到压力保持线路76。在从馈送线路71到所述压力保持线路76的过渡部分处设置有第三止回阀84。所述第三止回阀84优选也可用于图1的示例性实施例。

第三止回阀84朝向压力保持线路76开启。馈送压力限制阀80’能够将馈送线路71中的压力限制于最大可容许馈送压力。所述最大可容许馈送压力例如为25bar。如果在第二贮存器41中主导的压力超过该最大可容许馈送压力，则第三止回阀84移动至其闭合位置，进而断开第二贮存器41与经改造的馈送装置69’的连接。不过，如果在第二贮存器41中的压力例如因为渗漏已经降至馈送压力以下，则第三止回阀84开启，并且在馈送泵70的帮助下第二贮存器41通过经改造的馈送装置69’进行填充。

还与图1的示例性实施例不同的是，在任意给定时刻，分别在第一工作线路5和第二工作线路6中的两个工作线路压力中的较高者并不经由液压泵3直接馈送到转换阀35。而是，提供有另外的转换阀89。所述另外的转换阀89经由第一转换阀线路87连接到第一工作线路5。另外的转换阀89经由第二转换阀线路88连接到第二工作线路6。在任意时刻在两个工作线路压力中的较高者所处的另外的转换阀89的出口，经由转换阀连接线路68’连接到转换阀35的入口。如之前的图1中的示例性实施例所述的情况，通过转换阀35，两个工作线路压力中的较高者与贮存器连接线路67中主导的压力进行比较，则最高的压力被馈送到压力馈入线路34。

此外，与第一示例性实施例相比，在第二示例性实施例中的第一操纵阀24’和第二操纵阀36’的情况中，第一切换位置27’和第二切换位置28’彼此互换。采用这种方式，当第一操纵阀24’处于由阀弹簧25确定的非操作状态时，压力馈入线路的第一分支32连接到第一控制压力线路29。相应地，当第二操纵阀36’处于非操作位置时，压力馈入线路的第二分支38连接到第二控制压力线路37。采用这种方式实现了如下目的，即，在正常的静液压牵引式操作期间，第一座阀15和第二座阀16均处于其开启位置，并且液压泵3和液压引擎7在简单的闭合液压回路中通过第一工作线路5、第二工作线路6以及第一连接线路13和第二连接线路14彼此连接。不必对操纵阀24’和36’的电磁体供给以电流。

为了保护第一工作线路5和第二工作线路6免于出现过高的工作线路压力，第一并行压力限制阀85与第一止回阀74并行设置。如果第一工作线路5中的压力超过由所述第一并行压力限制阀85所带的弹簧所设置的值，则所述第一并行压力限制阀85朝向馈送线路71开启。

以同等方式设置第二并行压力限制阀86。所述第二并行压力限制阀86与第二止回阀75并行设置。如果第二工作线路6中的压力超过由另外的弹簧在第二并行压力限制阀86处设置的临界压力，则第二并行压力限制阀86开启。

在图3所示的根据本发明的静液压驱动器1”的第三示例性实施例中，仅仅在单向行进的情况中进行动能恢复。所述行进方向对应于上文所述的向前行进，液压泵3可以沿着该方向传送到第一工作线路5。这种静液压驱动器1”使能量的恢复仅仅在一个行进方向的情况中进行，因而其结构费用明显减少。因此，具体而言，不需要第三操纵阀46以及第三座阀44，也不需要第一操纵阀24’和第一座阀15，而且不需要相应线路。图3所示的第三示例性实施例基于图2所示的示例性实施例，这样，其余元件与已经参照图2所述的情况一致。

此外，在图3的示例性实施例中设置安全线路90。所述安全线路90将低压贮存器54连接到高压贮存器线路33。贮存器压力限制阀91设置在所述安全线路90中。所述贮存器压力限制阀91保护第一贮存器40免于出现不容许的过高压力。同时，即使在第一贮存器40已经完全充满时，静液压驱动器1”也可以继续执行静液压制动。出于此目的，由贮存器压力限制阀弹簧92设置第一贮存器40中的压力边界值。当第一贮存器40处于最大填充状态时，所述边界值对应第一贮存器40中的压力。

在第一贮存器40中的压力，即连接到安全线路90的高压贮存器线路33中主导的压力，通过测量线路93馈送到贮存器压力限制阀91的压力测量面。在该点处产生的静液压压力抵抗贮存器压力限制阀弹簧92的力。如果第一贮存器40完全填充，则贮存器压力限制阀91开启，并将高压贮存器线路33连接到低压贮存器线路54。在过运转式操作中，液压引擎7因而不再将压力介质传送到第一贮存器元件40，而是经由安全线路90和布置于其中的贮存器压力限制阀91返回至低压贮存器线路54。由此形成闭合液压回路，在该回路中，贮存器压力限制阀91对流量进行节流，并因此产生制动行为。通过这种方式，即使在第一贮存器40完全填充时，也可进行静液压制动，而不必进行容量平衡(volume-balancing)。

下文中我们将阐释如图1-3之一所示驱动器的控制方法的执行方式。下文中所述方法的各步骤的执行的阐释将参照图2以及其中所示的静液压驱动器1’。这种解释以对照方式适用于根据图1和3的装置1和1”。

具体而言，下文的阐释也表现行进方向的反转。不过，为了避免不必要的重复，下文的阐述涉及向前方向上的行进。在沿向前方向行进的情况中，将再次假定，液压泵3将压力介质传送到第一工作线路5。

图4中示出了总共六个阶段I-VI。每个单独阶段对应特定的行进状态。阶段I对应车辆的静止状态。在阶段II中，由静液压驱动器1’驱动的车辆被加速，同时恢复第一贮存器40中所存储的压能。这种连接的出发点在于，第一贮存器已经在阶段I中被填充满。下文中将进一步阐释第一贮存器40的各种可能的填充方式。

在第三阶段III中，车辆采用普通的静液压驱动器来驱动，也就是说，不对贮存器能量进行恢复。阶段IV示出了车辆的减速。在这些情况中，车辆跳转至(pass over into)过运转式操作，和填充第一贮存器40。阶段V的特征在于，在车辆的静液压制动和被驱动车辆的静止状态之间的过渡。最后，阶段VI再次涉及车辆的静止状态，举例而言，例如在停车位置处所进行的停靠。

在图4中的最上方的示意图中，为了显示各单独阶段的特征，只示出了由静液压驱动器1所驱动的车辆的行进速度V_Fhzg。在图4中，第一线115代表从停止状态直至最大速度的加速行进。此后，在区域IV和V中，第二线116显示车辆的减速。

在图4的中部示意图中示出了在相应阶段I-VI中第一贮存器40中的压力从完全填充的第一贮存器40开始的轨迹。在阶段I中，第一贮存器40首先被填充至其最大贮存器压力p_max。在阶段II中，从所述最大贮存器压力p_max开始，通过从第一贮存器40移除压力介质，车辆被加速。采用对应于加速的方式，从贮存器移除由于加速所需的压力介质导致第一贮存器40中的压力p_sp下降，直至在所述第一贮存器40中出现最小压力p_min。根据图示的示例性行进循环，甚至在车辆的加速接近尾声之前就在所述第一贮存器40中达到了最小压力p_min。因此，在阶段II和III的过渡时期，随着所存储压能的恢复，形成了从加速行进状态到通常的静液压牵引式驱动的转变。在区域III中车辆由驱动引擎2单独驱动，在第一贮存器40中的压力并不改变。最小贮存器压力p_min继续在其中主导。

然后车辆跳转至(pass over into)在其中被静液压制动的过运转式操作。在该阶段IV中，第一贮存器40中的贮存器压力再次上升，如图4的中间示意图中的曲线117的迹线所示。如图4所示的是一理想化的迹线，在该迹线中，在区域IV和V中的制动操作期间的压力增量正好足够大以在第一贮存器40中再次达到最大贮存器压力p_max。在阶段VI中的停车位置处，所述第一贮存器40被分离，以防止由该贮存器产生泄漏。因此，即使在阶段VI中的随后的停车状况中，在阶段V中制动操作尾声时在第一贮存器40中达到的压力p也得以保持。

在图4中的最下方示意图中以极其简化的形式示意性地示出了，已经进行设置的液压泵3的传送量的迹线以及已经进行设置的液压引擎7的抽吸量的迹线。在下文对各行进状态的详细描述中，将进一步阐释相应迹线V_p和V_M。

在随着所存储压能的恢复的加速行进可以进行之前，首先确定的是，在从阶段I到阶段II的过渡阶段中，在第一贮存器40中的主导压力是否适合。出于此目的，由电子控制设备94来评估来自高压传感器111的信号。如果该信号所携带的在第一贮存器40中的压力的值大于最小加速压力p_{min_besch}，则随着所存储能量的恢复可以进行加速。如上文已经阐释的，对于随着所存储能量的恢复而进行的加速，第一贮存器40连接到液压泵3的抽吸侧。在描述向前行进的本示例性实施例中，液压泵3的抽吸侧为第二工作线路6。不过，在高压贮存器线路33连接到所述第二工作线路6之前，第二座阀16首先进入其闭合位置。出于此目的，第二操纵阀36’被供给电流，从而进入其第二切换位置。在所述第二切换位置，第二控制压力线路37连接到压力馈入线路34。由此的结果是，第二座阀16进入其闭合位置。在该闭合位置，第二连接线路14与第二工作线路16断开连接。第四座阀45现在被开启。为了开启所述第四座阀45，第四操纵阀47的电磁体通过第四控制线路102被加载以控制信号。由于第二工作线路6中的压力以及高压贮存器线路33中的压力，或者由于所述高压贮存器线路的第二阶段43中的压力，第四座阀45进入其开启位置。在所述开启位置，处于第一贮存器40中的压力之下的压力介质可被馈送到液压泵3的抽吸侧。

当座阀转变至其中第一贮存器40中进行所存储的压能恢复的组合牵引式操作时，在座阀的切换中的次序防止在第一贮存器40中的压力之下存储的压力介质作用于液压引擎7的下游侧。这防止了在所述液压引擎7上压力猛增。在这些情况中，在闭合第二座阀16与开启第四座阀45之间的时间推移量被固定为第一时间间隔。所述第一时间间隔优选地考虑到座阀16、45的阀动力，并且还优选地考虑到相应的操纵阀36’和47的切换时间或重置时间。

为了平衡流量，仍需要将液压引擎7的下游侧连接到第二贮存器41。出于此目的，第六操纵阀60被电子控制设备94启动。为了如此作为，所述第六操纵阀60的电磁体通过第六控制线路104被加载以控制信号。由此的结果是，第六操纵阀60进入其第二切换位置。在该第二切换位置，第六座阀58通过第六控制压力线路62将压力释放到箱容积31。因此，所述第六座阀58进入其开启位置，并且液压引擎7的下游连接部9连接到低压贮存器线路54，并进而连接到第二贮存器41。

因此，从第一贮存器40移出的处于压力下的压力介质通过第二工作线路6，流至液压泵3在抽吸侧上的连接部。所述压力介质向前流动，通过第一工作线路5，流至液压泵7的上游连接部8。在此，通过液压引擎7释放压力，从而在液压引擎7的输出轴10处产生输出转矩。可以同时开启第一座阀15和第四座阀45。

在液压引擎7的上游工作线路连接部8处可用于液压引擎7的压力，一方面源自于第一贮存器40中的贮存器压力p_sp，另一方面源自于通过液压泵3而产生的压力增量Δp。为了通过所述液压泵3产生进一步的压力增量，通过驱动轴4向所述泵馈送驱动转矩。

采用这种方式，实现了力矩的增加。为了避免通常被设计成柴油式内燃引擎的驱动引擎2所致的不必要的能量耗费，避免驱动引擎2进入过运转式操作。为了防止这种行为，需要监控由液压引擎7所产生的引擎力矩。出于此目的，所述液压引擎7被设置成关于吸收量的较小值。在这些情况中，即将设置的车辆力矩或者引擎力矩进行如下计算：

$M_{\mathrm{FZ}\_\mathrm{gefordert}}=M_{\mathrm{Motor}}=\frac{(P_{\mathrm{SpHigh}}-P_{\mathrm{SpLow}}+\frac{M_{\mathrm{Diesel}}2\mathrm{\π}}{V_p}{\mathrm{\η}}_{\mathrm{hm},p})\·V_M}{2\mathrm{\π}}{\mathrm{\η}}_{\mathrm{hm},M}---\left(1\right)$

其中，M_{FZ_gefordert}是用于将车辆驱动或加速至目标车辆速度。P_SpHigh’或P_SpLow分别为第一贮存器40或第二贮存器41中的压力。这些压力通过两个压力传感器111和112以已经描述的方式进行检测，并且相应的诸如电压的电信号被馈送到电子控制设备94。V_P和V_M分别为液压泵3的传送量和液压引擎7的吸收量。如果液压泵3和液压引擎7的静液压活塞机构为斜板(swash-plate)式的轴向活塞机构，则传送量V_P和吸收量V_M直接关联到斜板的角度。M_diesel为在液压泵3的驱动轴4处馈入的转矩。为了实际上达到最后所要求的驱动车辆所需的转矩，仍然还需要考虑泵的流体力学效率η_hm，P或者液压引擎7的流体力学效率η_hm，M。

如已经阐释的，需要防止驱动引擎2的柴油内燃机跳转至(pass overinto)过运转式操作。出于此目的，首先注重的着眼点在于，所述柴油内燃机引擎并不通过驱动轴4将任何转矩传送至液压泵3。因此，液压引擎7旋转的最大角度由如下关系计算：

$V_M<\frac{2\mathrm{\&pi;}{M}_{\mathrm{FZ}\_\mathrm{geforderl}}}{(p_{\mathrm{SpHigh}}-p_{\mathrm{SpLow}}){\mathrm{\&eta;}}_{\mathrm{hm},M}}---\left(2\right)$

即使由于贮存器压力，液压引擎7的较大的吸收量Vn也将产生超过所要求力矩的工作力矩，并且液压引擎将因而被支撑而倚靠驱动引擎2。

现在为了确保柴油内燃机实际上不跳转至(pass over into)过运转式操作，为此要将液压引擎3的旋转角度选择得略小。由此的结果是，柴油机承受负载，并产生用于驱动液压泵3的转矩。

如果车辆所要求的驱动力矩通过用户直接指定，则上文表明的关系可直接用于确定液压引擎7的第二调节装置12。

另一方面，经常发生的情况是，如果只有目标车辆速度由用户通过驱动节流阀95指定，则首先执行针对所要求的液压引擎力矩的预控制值的数学估计。为确定预控制值，需要确定目标车辆速度V_soll和实际车辆速度V_ist。实际车辆速度V_ist例如通过速度计信号来确定，并以未在此显示的方式被馈送到电子控制设备94。目标车辆速度V_soll通过驱动节流阀95的位置确定，驱动节流阀95将与其位置对应的信号经由第一信号线路97传送到电子控制设备94。根据如下关系产生预控制值：

M_schalz＝(v_soll-v_ist)k₁(m)+k₀    (3)

其中M_schatz为预控制值。常数k₁(m)为根据车辆质量构建的值。类似于常数k₀，常数k₁(m)或者根据经验构建或者由计算得出，并用于构建车辆的加速行为。

除了上述预控制值M_schatz，还使用附加调节系统。在第一优选形式中，这种调节系统考虑了经由液压泵3的最小压力增量。出于此目的，第一工作线路5和第二工作线路6中的压力值总是分别由第一压力传感器105和第二压力传感器106测定。可以从这两个压力传感器111、112之间所计算出的压力差来监控由液压泵3执行的最小压力增长。在该过程中构建了针对这种最小压力增长的边界值。由于向液压泵3馈送转矩，所以通过柴油机构来产生所述压力增长。因此，可以通过监控在压力传感器105和106处的压力比率来确保，柴油内燃机被加载以负荷，而且并不跳转至(pass over into)过运转式操作。

为确保柴油内燃机不跳转至(pass over into)过运转式操作，一种可选择的方案是，检测柴油压缩情况。出于此目的，通过在驱动轴4上的旋转速度传感器109来测定旋转速度值，该值被馈送到电子控制设备94。如果通过测量第一工作线路5和第二工作线路6上的压力或者通过监控驱动轴4的旋转速度确定了必要的柴油压缩或必要的最小压力增量还未达到与预控制值M_schatz相对应的吸收量V_M，则液压引擎7的调节装置12被启动而使得所述液压引擎7沿着较小旋转角度的方向被调节。因此增大了柴油内燃机上的负载。因此，调节装置11和12通过电子控制信号94启动。

作为对此的可选方案，可以增大预控制值M_schatz。

如果直接指定针对柴油机的力矩，则也可以数学增大力矩。在任意给定时刻通过液压引擎7实现的可用转矩，等于通过第一贮存器40中的贮存器压力p_sp在液压引擎7处产生的转矩和通过柴油内燃机增加的转矩的总和。

如果针对液压引擎7的旋转角度由所要求的转矩确定，则由车辆速度v_ist可确定整个静液压传送的必要传送率。然后，由该传送率确定针对液压泵3的旋转角度。用于启动第一调节装置11的相应信号通过电子控制设备94产生，并被馈送到所述第一调节装置11。

因此，为了有可能在区域II和III之间的过渡阶段中随着来自第一贮存器40的能量恢复而实现行进，并实现仅通过驱动引擎进行驱动输出的行进，则引擎的旋转角度或者液压引擎3的吸收量V_M也不得降至最小值以下。这就确保了在重新进行的加速操作和正常的牵引式操作之间不会产生旋转角度的不连续。这种不连续可由于根据上文所述的方式在恢复能量期间进行的对旋转角度的计算而出现。

此外，为进行正常的牵引式操作，可进行其它对旋转角度的计算。

在区域II和III之间的接合点处，这两个值必须相等。最小旋转角度因此根据如下关系确定：

$V_{M\_\min \_\mathrm{rel}}=\frac{k_{p1}(p_{\mathrm{spHigh}}-p_{\mathrm{spLow}})}{k_{p1}-k_{p2}}---\left(4\right)$

在该关系中，k_p1为第一贮存器40中的压力与第二贮存器41中的压力之间可能的最大差压。另一方面，k_p2为这两个贮存器压力之间可能的最小差压。最小贮存器压力差通过切换标准形成，例如通过达到最小贮存器压力p_min来形成，在所述切换标准下，从重新进行的加速操作转换成正常的牵引式操作。

上文所表明的状况导致如下事实，即，在切换点处，也就是说在第一贮存器40与第二贮存器41之间可能处于恢复加速尾声的最小差压处，引擎的相对最小吸收量v_{M_min_rel}变为1。所述引擎的相对最小吸收量v_{M_min_rel}表示液压引擎3的最小吸收量与最大可能吸收量V_M的比率。因此，当从恢复加速操作转换成正常的牵引式操作时，在第一贮存器与第二贮存器之间的最小差压的情况下，引擎的最小相对吸收量变为等于1。采用上文所示的关系，虽然当大能量贮存在第一压力贮存器中仍可进行时，可以设置相对小的引擎旋转角度，不过由于所述第一贮存器40愈加变空，最小旋转角度越来越接近于在正常的牵引式操作中必要的引擎旋转角度，并最终在尺寸上等于为进行正常牵引式操作所计算的吸收量。因此，如果第一贮存器40通过恢复加速变空而达到最小压力p_min，则转换成正常的静液压牵引式操作。在图4中，这对应着区域II和III之间的过渡阶段。

图4中的最下方示意图中示出了在阶段II中引擎的吸收量V_M的上升，这种上升显示引擎的所述吸收量随着第一贮存器40中的压力下降而增大。

为了实现加速，液压泵3的容量被调节至其在阶段II的相同时间段内的最大传送量。

在通常的牵引式操作(阶段III)期间，根据目标车辆速度v_soll以及针对于此所必要的理想传送，来计算液压引擎7的吸收量v_M和液压泵3的传送量V_p。为了避免在进行两个行进状态间转换时牵引功率中断，首先闭合第四座阀45。这防止了第一贮存器40被意外充满，第一贮存器40在这一时间点处具有低压力水平。因此，在所述第一贮存器40与液压泵3的抽吸侧断开后，液压引擎7的下游工作连接部9连接到第二工作线路6。出于此目的，通过撤回所馈送的信号，第二座阀16就经由第二控制信号线路100向第二操纵阀36’的电磁体开启。切换次序导致，防止了液压引擎7的下游侧上压力升高，也就是说，防止了在低压主导的一侧上压力升高。由于在第二座阀16开启这一时间点处第四座阀45已经闭合，所以在第一贮存器40中的较高压力已经不会出现。进一步，在第二座阀16开启这一时间点处，从液压引擎7的下游侧到第二贮存器41仍然存在连接。因此，设计作为低压贮存器的第二贮存器41仍能够有助于系统的缓冲。最后，第六座阀58闭合。因此，在阶段III中，通过在闭合回路中采用正常的静液压牵引式驱动可以进行进一步加速。第一座阀15和第二座阀16处于开启位置。现在闭合其余座阀44、45、57和58，并且液压引擎7经由第一工作线路5和第二工作线路6连接到闭合液压回路中的液压泵3。优选在闭合第四座阀45与开启第二座阀16之间存在第二时间间隔。所述第二时间间隔同样考虑到阀动力学。

在车辆的静液压制动期间(阶段III)，通过启动制动装置来启动向贮存器制动的过渡，也就是说，启动向第一贮存器40的填充的过渡。在这种情况中，所述制动装置实现为制动踏板96。在制动踏板96上设置传感器，该传感器将根据所述制动踏板96的位置的信号通过第二信号线路98发送至电子控制单元94。

如果通过所述电子控制单元94来检测制动踏板96的启动，则首先收回液压泵3和液压引擎7的旋转角度。采用这种方式，液压泵3的传送量V_p和液压引擎7的吸收量V_M以相同比率降低。包含液压泵3和液压引擎7的静液压传送系统的传送率在该过程中保持恒定。减小液压泵3和液压引擎7的旋转角度，就减少了在向贮存器制动过渡期间骤变的趋势。

液压泵3的传送量和液压引擎7的吸收量减小，直到所述液压泵3已经达到最小传送量。即使在贮存器制动期间，所述最小传送量也不等于零，并且也可以操作附属操作装置。

为了实现制动行为，则有必要再次将液压引擎7设置为较大吸收量。这种较大吸收量的设置取决于将获得的所需制动行为。出于此目的，液压引擎7所设置的吸收量v_M的确定取决于由操作员设置的制动踏板位置。

由于在贮存器制动期间现在工作为泵的液压引擎7将压力介质传送到第一贮存器40所抵制的反压力随着所述第一贮存器40的填充程度的增大而升高，所以将被设置的液压引擎7的吸收量V_M不仅要考虑到制动踏板位置，还必须考虑所述第一贮存器40的当前填充程度。随着第一贮存器40与第二贮存器41之间的压差增大，引擎的吸收量由此减小。此外，优选不仅要考虑第一贮存器40与第二贮存器41之间的压差，还要考虑到线路和装配件中由于节流损耗而导致的压降。这些节流损耗由压降值Δ_p(V_M，V_ist)表示，压降值Δ_p进而取决于车辆的实际速度和已经设置的液压引擎7的吸收量V_M。由于在任意给定时刻的当前的车辆速度V_ist为液压引擎7的旋转速度，所以压降值取决于车辆速度，进而反作用于所传送的流量。因此，针对特定的制动踏板位置，液压引擎7的吸收量由如下关系表达：

$V_M=\frac{M_{\mathrm{soll}}2\mathrm{\&pi;}}{(p_{\mathrm{spHigh}}-p_{\mathrm{spLow}})+\mathrm{\&Delta;p}\left(V_M{v}_{\mathrm{ist}}\right)}---\left(5\right)$

在贮存器制动期间，工作线路5、6除了连接到第一贮存器40和第二贮存器41外，还优选连接到液压引擎7。通过所述液压引擎7经由第二引擎连接线路14而传送的压力介质因而一方面传送到第一贮存器40。在该过程中，动能被转换成压能而存储在所述第一贮存器40中，并且该压能可以再次用于随后的加速操作。此外，当发生沿向前方向的制动时，由液压引擎7传送的部分压力介质传送到第二工作线路6。因此，这一部分的流量可用于驱动附属单元。进一步，当由于采用压力介质对第一贮存器40填充不足以进行制动行为时，部分流量经由液压泵3的传送使得有可能采用驱动引擎2的支撑力矩。

如果液压引擎7被制动而停止，即，使输出轴10停止，则有必要考虑如下事实，即，在贮存器制动期间第一贮存器40和第二贮存器41连接到液压引擎7。结果，不能使车辆固定。因此，为了使车辆停下来，液压引擎7必须与贮存器40、41断开连接。为了防止流量的突然骤降，在断开贮存器40、41之前，随着车辆速度V_ist(即输出轴10的旋转速度)减小，首先减小液压引擎7的吸收量V_M。由此的结果是，由于制动力矩的降低而使制动行为减弱。如果实现了可以在设计驱动器时限定的速度值，则贮存器40、41与液压引擎7断开连接。出于此目的，闭合第四座阀45。采用相应的方式也闭合第五座阀57。因此，液压引擎7保持仅经由第一和第二座阀15、16连接到闭合液压回路中的液压泵3。为了将车辆静液压地固定，液压泵3被设置为减小传送量。在通过将泵的旋转角度减小为零而使车辆已经被制动至停止状态后，第一和第二座阀15、16开启。另一方面，其余的所有座阀闭合。当车辆处于静止状态时，泵处于零偏转状态，并且液压引擎7基本上被调节至最大吸收量。

为了在操作员指定引擎力矩或希望加速而不是指定目标车辆速度v_soll的情况下将自动行进功能并入，可以提供一种附加力矩调节系统。在这些情况中，驱动节流阀95的位置表明了针对柴油机的理想压缩。在调节器的帮助下，理想速度迹线的上升速度由此确定。目标车辆速度v_soll基于调节差异而确定。如果所述目标车辆速度v_soll由所述调节差异确定，则可根据上述已经提及的方法根据所述目标车辆速度值v_soll和实际车辆速度值v_ist来确定预控制值。采用上文已经描述过的方式来随后确定液压引擎的吸收量，并确定液压泵3的传送量。

上述实施例涉及一种静液压驱动器，在该装置中，第一和第二操纵阀在处于其非操作位置时开启第一和第二座阀15、16。在该启动位置处，由静液压驱动器1’驱动的车辆处于其通常的静液压牵引式操作状态(阶段III)。上述实施例还基于一种牵引式驱动器，该驱动器允许针对向前行进和向后行进而进行贮存器制动。采用同样的方式，可以针对向前行进和向后行进而执行恢复加速，即，使用在第一贮存器40中存储的压能来进行的加速。为了避免不必要的重复，对于图1中的静液压驱动器1并对于被设置为仅用于在向前行进的情况中进行能量存储和恢复的静液压驱动器1”，用于恢复所存储压能的贮存器制动的其他详细描述将被省略。

本发明不限于所展示的示例性实施例。相反地，甚至可以将所述示例性实施例的单独特征相互组合。

Claims (14)

1.一种控制静液压驱动器(1、1’、1”)的方法，所述静液压驱动器(1、1’、1”)具有液压泵(3)和液压引擎(7)以及用于存储和恢复能量的第一和第二贮存器(40、41)，所述方法包括如下步骤：

将压能存储在所述第一贮存器(40)中；

为了恢复存储在所述第一贮存器(40)中的压能，将所述第一贮存器(40)连接到所述液压泵(3)的抽吸侧；

将所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(8、9)连接到所述第二贮存器(41)；和

将所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(9、8)与所述液压泵(3)的抽吸侧断开连接；

其特征在于，

为了防止所述液压泵(3)的驱动引擎(2)跳转至过运转式操作，所述液压引擎(7)的旋转角度在恢复压能期间被选择为略小于最大旋转角度，该最大旋转角度对应于由所述液压引擎(7)所需的转矩(M_{FZ_gefordert})以及所述第一贮存器(40)与所述第二贮存器(41)之间的压差(P_{SpHigh-PSpLow})根据关系2π·(M_{FZ_gefordert})/[(P_{SpHigh-PSpLow})·η_hm，M]导致的液压引擎(7)的吸收量(V_M)，从而所述液压引擎(7)被设置成关于所述吸收量的较小值以防止驱动引擎(2)跳转至过运转式操作，

其中η_hm，M为所述液压引擎(7)的流体力学效率，

其中在通过所述驱动引擎(2)恢复压能期间，所述液压泵(3)被加载以驱动转矩。

2.根据权利要求1所述的方法，其特征在于，

首先将所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(8、9)与所述液压泵(3)的抽吸侧断开连接，然后在固定的时间间隔之后，所述第一贮存器(40)连接到所述液压泵(3)的抽吸侧。

3.根据权利要求1或2所述的方法，其特征在于，

所述液压引擎(7)在恢复能量期间被设置至吸收量(V_M)，该吸收量(V_M)基于针对液压引擎力矩所计算出的预控制值(M_schatz)而确定。

4.根据权利要求3所述的方法，其特征在于，

考虑所测量的实际量值来校正所述预控制值(M_schatz)。

5.根据权利要求3所述的方法，其特征在于，

根据目标车辆速度(v_soll)和实际车辆速度(v_ist)之差确定所述预控制值(M_schatz)。

6.根据权利要求1或2所述的方法，其特征在于，

在从所述第一贮存器(40)恢复存储能量结束时，所述第一贮存器(40)首先与所述液压泵(3)的抽吸侧分离，并且在固定的第二时间间隔之后，在所述液压引擎(7)的所述下游工作线路连接部(8、9)与所述第二贮存器(41)分离之前，所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(8、9)连接到所述抽吸侧。

7.根据权利要求6所述的方法，其特征在于，

为了存储压能，所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(8、9)连接到所述第一贮存器(40)，而所述液压引擎(7)的上游工作线路连接部(9、8)连接到所述第二贮存器(41)，

其中，为了恢复存储在所述第一贮存器(40)中的压能，所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(8，9)与所述第一贮存器(40)断开连接，并且所述液压引擎(7)的上游工作线路连接部(9，8)与所述第二贮存器(41)断开连接。

8.根据权利要求7所述的方法，其特征在于，

通过致动一制动装置(96)来启动压能存储，当制动装置(96)被致动时，首先以恒定的传送率使所述液压引擎(7)和所述液压泵(3)分别倾斜至较低的吸收量(V_M)和较低的传送量(V_p)。

9.根据权利要求8所述的方法，其特征在于，

当所述制动装置(96)被致动时，所述液压泵(3)的传送侧和所述第二贮存器(41)连接到所述上游工作线路连接部(8、9)；和

当所述制动装置被致动时，所述液压泵(3)的抽吸侧和所述第一贮存器(40)连接到所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(9、8)。

10.根据权利要求9所述的方法，其特征在于，

在存储操作期间，所述液压泵(3)被设置为非零的传送量(V_p)。

11.根据权利要求8所述的方法，其特征在于，

在将能量存储在所述第一贮存器(40)中期间，所述液压引擎(7)的吸收量(V_M)被设置为取决于来自所述制动装置(96)的制动信号的值和有效差压值。

12.根据权利要求1或2所述的方法，其特征在于，

当在所述液压引擎(7)的输出轴(10)已达到静止状态之前进行制动时，所述液压引擎(7)的下游工作线路连接部(8、9)与所述第一贮存器(40)断开连接，并且所述液压引擎(7)的上游工作线路连接部(9、8)与所述第二贮存器(41)断开连接，所述液压泵(3)的传送量(V_p)被调节为零。

13.根据权利要求1或2所述的方法，其特征在于，

为了启动连接到所述液压泵(3)的内燃机引擎，所述第一贮存器(40)连接到所述液压泵(3)的抽吸侧。

14.根据权利要求1或2所述的方法，其特征在于，

为了将压能存储在所述第一贮存器(40)中，所述液压泵(3)被驱动引擎(2)驱动，所述液压泵(3)的传送侧连接到所述第一贮存器(40)。

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