CN102782321B - 用于调控静液压机的驱动轴的转矩的调控装置和方法 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及用于调控静液压机(5)的驱动轴(4)的转矩的一种方法和一种装置。静液压机(5)具有用于调整静液压机(5)的排量的调整装置。方法具有以下步骤:预设目标转矩和探测静液压机(5)的被调整的排量。借助于调节阀(19)对进入或流出调整装置的体积流量进行调节，以便基于在控制力和在相反方向上作用于调节阀(19)上的力之间的力差来调节排量。控制力依赖于探测的排量和探测的目标转矩来确定。在相反方向上作用于调节阀(19)上的力是液压力，它通过施加到静液压机(5)的高压侧上的压力产生。

Description

用于调控静液压机的驱动轴的转矩的调控装置和方法
本发明涉及用于调控静液压机的驱动轴的转矩的一种调控装置和一种方法。
在再生式驱动系统中，其（活塞）排量（Hubvolumen）可调节的静液压机被布置在一个开式循环回路中。静液压机可以在泵运行（模式）中在经驱动轴驱动下将液压液体从储罐或低压蓄压器输送到高压蓄压器中。如果在再生式驱动系统中需要能量，那么用来自压力高压蓄压器的压力介质使静液压机作为马达进行运行并且驱动轴被驱动。静液压机的输送容量或马达排量（Schluckvolumen）应该总是被如此地调整，使得在高压蓄压器的给定的压力下在静液压机的驱动轴上呈现可预设的制动转矩或加速转矩。
在德文公开文献DE102006058357A1中描述一种用于再生式驱动系统的调控装置。为了调整静液压机的轴的转矩，通过传感器探测高压蓄压器的高压并且发送给控制装置。控制装置由要求的制动力矩和探测的高压计算出泵的要调整的输送容量。静液压机的排量借助于调整装置的调节活塞进行调整。进入或流出调整装置的体积流量通过调节阀进行调整。调节阀为此被如此地通过控制信号控制，使得在静液压机上调整出计算的输送容量。这种所谓的电比例的控制一般是公知的，其考虑系统的测量的高压。
这种依赖于测量的高压和要求的制动力矩的电比例调节具有缺陷，即必须使用昂贵的高压传感器。此外在高压传感器失灵时不再能够调整静液压机上的要求的制动力矩。因此必须使用昂贵的并且防失灵的高压传感器或者使用至少一个冗余的高压传感器。
本发明的目的是克服现有技术的缺陷。本发明的目的尤其在于找到用于调控静液压机的驱动轴上存在的转矩的一种调控方法和一种调控装置，该静液压机为了运行不需要高压传感器和/或它的功能性即使在例如用于监测的高压传感器失灵情况下也继续得到保证。
该目的通过按照权利要求1所述的、按照本发明的方法和通过按照权利要求11所述的、按照本发明的调控装置来实现。
按照本发明的方法调节静液压机的驱动轴的转矩。静液压机具有用于调整静液压机的排量的调整装置。方法包括以下步骤:首先预设目标转矩并且探测静液压机的被调整的排量。为了调节驱动轴的转矩，借助于调节阀调节进入或流出调整装置的体积流量。该体积流量在此情况下基于在控制力和与该控制力反向作用在调节阀上的力之间的力差进行调节。该反向作用在调节阀上的力通过施加在静液压机的高压侧上的高压产生并且反作用于该控制力。控制力的大小依赖于探测的排量和预设的和探测的目标转矩进行调整。
按照本发明的调控装置原则上适合用于调控静液压机的驱动轴的转矩，其中，静液压机的排量借助于压力介质加载的调整装置进行调整。调控装置具有用于调节进入或流出调整装置，例如调整装置的调节压力室的体积流量的调节阀，以便调节排量。此外，调控装置具有用于预设目标转矩的目标转矩预设装置和用于探测静液压机的被调整的排量的排量探测装置。体积流量可以通过调节阀在方向上并且最好也在大小上基于在控制力和在相反方向上作用于调节阀上的力之间的力差进行调节。为了产生在相反方向上作用的力，调节阀的一侧的控制面与静液压机的高压侧连接。调控装置此外具有控制装置，它适用于依赖于探测的排量和预设的目标转矩预设控制力的大小。
按照本发明的解决方案的一个优点是，静液压机的排量自动地匹配于高压，该高压驱动静液压机或静液压机克服该高压进行输送，从而静液压机的驱动轴的目标转矩实际上保持不变。通过在确定控制力时考虑目标转矩和被调整的排量，在静液压机的当前被调整的排量的反馈下，排量自动地依据预设的目标转矩进行调整。在此情况下，高压侧的压力通过直接加载调节阀进入调节中，而不必通过容易受损的传感器测量该高压。附加地，目标转矩被给定并且被调整的排量作为控制参量被简单地探测。附加地，这种调节具有优点，即例如存在的、受压力调节的泵可以通过按照本发明的调节用于转矩调节。
从属权利要求涉及本发明的有利的改进方案。
特别有利的是，控制力至少部分地是液压力。为了支持控制力，例如一个弹簧力可以在与控制力相同的方向上作用于调节阀上，以便同时保证调节阀的被限定的静止位置。控制力此时由一个可调整的分量和一个通过弹簧产生的、固定地预设的分量构成。尤其是在此处有利的是，液压力作为控制力的可调整的分量通过调整限压阀的打开压力产生。
在一个优选实施例中，控制力依赖于预设的目标转矩与探测的排量的比产生。通过由预设的目标转矩和探测的排量构成的这种比，实现目标转矩至排量的负反馈（Gegenkopplung）。由此在改变目标转矩情况下并且因此在改变控制力的情况下，实现控制力由于排量的形成的改变和该排量的反馈匹配于在相反方向上的控制力。
有利的是，控制力在第一运行模式中和在第二运行模式中被分别不同地进行调节。第一运行模式例如可以是静液压机的泵运行（模式）和第二运行模式可以是静液压机的马达运行（模式）。由此该调节可以接受针对第一和第二运行模式的调节的不同的要求。
因此，特别有利的是，将控制力的一个可调整的分量，例如控制力的液压分量，在第一运行模式中预设成与由预设的目标转矩与探测的排量构成的比成比例。相应地，控制装置适合于将控制力在第一运行模式中预设成与由预设的目标转矩与探测的排量构成的比成比例。因此，在泵运行中增大预设的目标转矩的情况下和由此相关地增大排量的情况下，控制力通过增大的排量的负反馈又减小。通过控制力与探测的排量成反比，实现控制力与被调整的排量的负反馈。
此外有利的是，控制力的可调整的分量在第二运行模式中本身具有两个分量。第一分量与由预设的目标转矩与探测的排量构成的比的绝对值成反比。第二分量取决于由驱动轴的目标转矩和实际转矩的差。优选地，第二分量与所述的差成正比。控制装置适合用于相应于两个分量预设控制力。为了预控制，通过第一分量实现，即使在静液压机在马达运行中经过零排量(在此处定义为静液压机的中性位置)朝着静液压机的最大马达排量偏转期间在改变目标转矩的情况下就已经在正确的方向上进行调节。通过第一分量此外也保证静液压机的当前被调整的排量的反馈。但是由于第一分量仅仅在预设的排量和目标转矩的情况下在马达运行中实现静液压机的排量的定性上的调整，因此主要通过叠加的第二分量调节到静液压马达的精确的要调整的排量值上。
在此情况下尤其有利的是，静液压机的驱动轴的实际转矩由排量和在静液压机的高压侧上存在的高压确定。此外有利的是，基于控制力评估该高压或控制力的可调整的分量，例如控制力的液压的控制压力。控制装置如所述那样适合用于确定实际转矩和高压。实际转矩可以通过被调整的排量和存在的高压进行计算。替代直接地测量该高压，该高压通过反作用于调节阀上的高压的控制压力进行评估。控制压力在此情况下与高压成正比，因为控制信号总是跟随高压地进行调节。为了在实际转矩和目标转矩之间达到短时间的区别，该区别在改变目标转矩情况下产生，该高压通过一个被滤波的控制压力进行评估。控制装置适合于通过被滤波的控制压力评估该高压。通过控制力的这种计算，不需要测量该高压。
此外有利的是，高压附加地通过一个简单的压力传感器探测并且依据探测的高压监测用于预设控制力的控制信号。控制装置适合于，依据用压力传感器测量的高压监测控制力或控制力的液压分量的控制压力。
此外有利的是，在第一运行模式中和在第二运行模式中，在调节阀上的控制力和相反作用的力的作用方向被交换。在取消与控制压力一起作用的弹簧的情况下，这例如可以通过换向阀实现。通过在第二运行模式中，即在静液压机的马达运行中调节方向的这种换向，可以在两个运行模式中使用用于控制信号的相同的调控系统。在一个这种实施例中，控制信号和由此预设的控制力总是与要调整的转矩成正比和与探测的排量或与它的相应的绝对值成反比。
在一个优选的实施方式中，调节阀具有与静液压机的高压侧连接的第一接头，与低压蓄压器或储罐连接的第二接头和与调整装置的调节压力室连接的第三接头。调节阀最好可以连续地在将第一接头与第三接头连接的第一位置和将第二接头与第三接头连接的第二位置之间移动。这种调节阀允许基于力差简单地控制进入和流出调整装置的体积流量。
此外有利的是，为了产生控制力的至少一个分量，调节阀的控制面与一个控制压力管路连接并且控制力的该分量可以经控制压力通过控制装置进行调整。尤其有利的是，为了调整该控制压力，控制压力管路与一个限压阀连接，该限压阀的打开压力可以通过控制装置进行调整。特别简单并且抗失灵的是，该控制力至少部分地，例如除了附加的弹簧力的分量以外，通过调整在调节阀的一个端部上的控制压力来进行调整。在此情况下此外有利的是，控制压力管路通过节流阀直接地与静液压机的高压侧连接。
此外有利的是，调控装置具有一个带有第一和第二控制面的调节阀和一个换向阀，其中，在换向阀的第一位置上，调节阀的第一控制面与静液压机的高压侧连接和调节阀的反向作用的第二控制面与控制压力管路连接。在换向阀的第二位置上，调节阀的第二控制面与静液压机的高压侧连接和调节阀的第一控制面与控制压力管路连接。利用这种换向阀可以在取决于高压的力和控制力之间的相同的力差情况下交换调节的体积流量方向。控制装置适用于将换向阀在第一运行模式中带到第一位置上和在第二运行模式中带到第二位置上。这具有优点，用于控制力的调控算法可以在第二运行模式中保持与在第一运行模式中完全一样。如前结合第一运行模式所描述的那样，要预设的控制力因此与由目标转矩和被调整的排量构成的商成比例。
按照本发明的调控装置尤其有利地用于再生式驱动系统，该再生式驱动系统将静液压机的高压侧与高压蓄压器连接并且其中使用可回转的静液压机。但是该调控装置也有利地用于功率调节器，该功率调节器使静液压机的驱动轴的转矩匹配于负载压力。
以下借助于附图说明本发明的实施例。附图所示:
图1是具有按照本发明的调控装置的再生式制动系统的一个实施例的液压线路图的示意图；
图2是按照第一实施例的可调节的静液压机的简化的截面图；
图3是该实施例的控制装置的框图；
图4是用于说明产生用于控制压力产生的信号的简图；
图5A是静液压机的驱动轴的目标转矩和实际转矩的时间曲线，该静液压机按照本发明的调节方法进行调节；
图5B是调节阀的高压和控制压力的所属的时间曲线；
图5C是静液压机的摆动角（偏转角）的同样所属的时间曲线；和
图6是按照本发明的用于调节静液压机的轴的转矩的方法的方法流程图。
图1示出按照第一实施例的再生式驱动系统1。再生式驱动系统1具有轴向活塞机5，高压蓄压器3和按照本发明的调控装置，该调控装置用于调控轴向活塞机5的驱动轴4的转矩。
轴向活塞机5在一个开式循环回路中在低压侧上经第一工作管路6与储罐容积（储罐内腔）7连接或者备选地与一个低压蓄压器连接。轴向活塞机5在高压侧上经第二工作管路8与高压蓄压器3可连通地连接。通过这种设置保证，第二工作管路8在运行中总是高压操纵的而第一工作管路6在运行中总是低压操纵的。
在图2中示出了轴向活塞机单元2的一个示例性的结构实施方案。轴向活塞机单元2具有作为其（活塞）排量（工作容积）是可调节的静液压机的可调节的轴向活塞机5和用于调节轴向活塞机5的摆动角的调整装置。该调整装置在第一实施例中具有两个调节活塞9和10，它们分别在调节缸11和12中可在纵向上运动地进行引导。
图2在此在所示的步骤中只示出第二调节活塞10和第二调节缸12。这两个调节活塞9和10与可转动地支承在静液压机5的壳体中的、轴向活塞机5的斜盘13耦联。调节活塞9和10的位置确定斜盘13的摆动角并且由此确定被调整的排量。轴向活塞机5可以从其中性位置(排量=0)出发无级地在正和负方向上调节，从而轴向活塞机5不仅在正的摆动角下在泵运行（模式）中使用而且可以在负的摆动角下在马达运行（模式）中使用。在该实施例中，斜盘13可以从最小的摆动角-18°直到在绝对值上看相同的最大的摆动角+18°进行调节。轴向活塞机5不具有稳定的零位置并且通过弹簧17的弹簧力在无压力的状态下保持在最大的正摆动角上。
第一调节活塞9和第一调节缸11形成第一调节压力室14和第二调节活塞10和第二调节缸12形成第二调节压力室15。备选地，也可以使用只具有一个调节活塞的调整装置，该调节活塞在一个调节缸中界定两个调节压力室。此外可以如此设计该调整装置，使得轴向活塞机5在无压力状态下位于零行程位置上或其它的静止位置上。
第一实施例的第一和第二调节压力室14和15分别可以经第一和第二调节压力管路23，16用压力加载。第二调节压力室15经第二调节压力管路16永久地与第二工作管路8连接。因此在轴向活塞机5运行时，在第二调节压力室15中，高压侧的压力起作用。除了被由第二调节室15中的压力产生的液压调节力加载以外，第二调节活塞10还附加地被弹簧17的相同方向的力加载。只要调节压力室14和15是无压力的，第二调节活塞10就在从第二调节缸12出来的方向上被移动并且由此迫使斜盘13处于一个最大可调整的正摆动角上。第一调节缸11的横截面并且由此在第一调节压力室14中的第一调节活塞9的被用压力加载的面积大于第二调节缸12的横截面。该面积比是如此选择的，使得在运行中在第二工作管路8中存在的高压下和在第一调节压力室14中的相同的压力下，在每个调节位置上作用在第一调节活塞9上的液压力大于该液压力加上作用在第二调节活塞10上的弹簧力并且轴向活塞机5在最大负摆动角的方向上摆动。
轴向活塞机单元2与按照本发明的调控装置的阀体18连接。阀体18具有用于调节进出第一调节压力室14的体积流量的调节阀19。调节阀19是3/2换向阀。调节阀19的第一接头经第一供给管路20与高压管路21连接，该高压管路与引导高压的第二工作管路8连接。调节阀19的第一接头因此与轴向活塞机5的高压侧和与高压蓄压器3连接。调节阀19的第二接头经储罐管路22与轴向活塞机单元2的储罐容积（内腔）7连接。调节阀19的第三接头经第一调节压力管路23经第一节流阀24与第一调节压力室14连接。第一节流阀24限制可能的体积流量和因此限制调节速度。调节阀19的调节阀活塞可以被带到两个终端位置上。调节阀19可以连续地从第一终端位置一直被调节到调节活塞的第二终端位置。在第一终端位置上，第一接头与调节阀19的第三接头连接。在该位置上，第一调节压力室14与引导高压的第一工作管路8连接。在第二位置上，第二接头与第三接头连接。在该位置上，第一调节压力室14与储罐7连接并且第一调节压力室14被卸载到储罐容积中。
在调节阀19的调节活塞的第一控制面上作用第一液压力和在调节活塞的第二控制面上在相反的方向上作用第二液压力，它作为控制力的第一可调整的分量。为此，第一控制面经第二供给管路29与高压管路21连接，从而在那里总是作用第二工作管路8的高压。在调节阀19的调节阀活塞的第二侧上作用调节阀19的在其预张紧下可调整的弹簧25的力加上作为可调整的分量的第二液压力。第二液压力加上弹簧力形成作用于调节阀活塞的第二控制面上的控制力。调节阀19的弹簧25的预张紧在运行中保持恒定，从而在运行中控制力仅仅通过改变第二液压力即控制压力进行调整。如果第一液压力大于控制力，那么调节阀19进入第一位置。如果控制力大于第一液压力，那么调节阀19进入第二位置。在第一和第二位置上在接头处给定的压力比的情况下被允许通过的体积流量取决于在第一液压力和控制力之间的力差。
为了产生第二液压力，第三供给管路26将调节阀19的调节阀活塞的第二控制面与控制压力管路27相连接。控制压力管路27经第二节流阀28与高压管路21连接并且在其与之背离的端部处通入储罐管路22中。第一和第二供给管路20和29在第二节流阀28的上游与控制高压管路21连接。
在控制压力管路27中设置限压阀30。在限压阀30的控制面上作用有取决于作为控制力的第一分量的控制压力的第三液压力。在相反的方向30上，限压阀30的在其预张紧下可调整的弹簧31的力作用在关闭方向上。如果在消失致动控制情况下控制压力管路27中的控制压力超过通过限压阀30的弹簧31的预张紧调整的打开压力，那么限压阀30就打开。因此，在控制压力管路27中的控制压力在限压阀30的上游依据限压阀30的调整的打开压力进行调整。该打开压力通过限压阀30的弹簧31的预张紧力和电磁体32的相反作用的力来给定。打开压力和由此在控制压力管路27中调整的控制压力可以通过对电磁体32逐渐增大的电流来减小。
此外，在第一节流阀24和调节阀19的第三接头之间的第一调节压力管路23经连接管路33与储罐管路22连接。连接管路33具有第三节流阀34。
在第二工作管路8中设置止回阀35，其用于将高压蓄压器3与高压管路21，第二调节压力室15和轴向活塞机5分开，以便防止泄漏。为此通过对止回阀35的另一个电磁体36通电流或不通电流使止回阀35打开或关闭。
此外，再生式驱动系统1具有另外的限压阀37，抽吸阀38和蓄压器卸载阀39。该另外的限压阀37在超过一个最大允许的压力下通过第二工作管路8中的高压朝着储罐容积7方向上打开。经抽吸阀38，在空的高压蓄压器3的情况下，在马达运行状态下从储罐7中进行抽吸。依据高压蓄压器3的电卸载信号，蓄压器卸载阀39排空。
调控装置此外具有作为控制装置的电子控制器40，它经第一控制连接部件41与限压阀30的电磁体32连接和经第二控制连接部件42与止回阀35的另外的电磁体36连接和经第三控制连接部件43与蓄压器卸载阀39连接。此外，控制器40经第四控制连接部件44与目标转矩预设装置45，例如加速踏板或节气门操纵杆连接。目标转矩预设装置45将在驱动轴4上要调整的转矩作为电信号发送给控制器40。该在驱动轴4上要调整的转矩在以下也称为目标转矩。控制器40经第五控制连接部件46与作为排量探测装置的摆动角探测器连接。摆动角探测器探测轴向活塞机5的斜盘13的被调整的摆动角α和将该摆动角作为电信号发送给控制器40。摆动角探测器在图2中示出并且在那里用“47”表示。被调整的摆动角α在所示的实施例中在第二调节活塞10处测量。为此在第二调节活塞10处设置摆动角探测器47的传感器元件48，它与第二调节活塞10一起在其纵向上运动。在传感器元件48的运动区域中，位置探测装置49固定地安置在轴向活塞机单元2的壳体上。位置探测装置49无接触地探测传感器元件48的位置并且由此探测与传感器元件48连接的第二调节活塞10的位置。位置探测装置49将探测的第二调节活塞10的位置转换成给出斜盘的被调整的摆动角α的信号并且将该信号经第五控制连接部件46发送给控制器40。本发明不限于在此处描述的排量探测。相反，轴向活塞机5的任何其它的机械的、磁的、电的或光的方式的排量探测都是可能的。
图3示出按照本发明的调控装置的调节机构50的框图。调节机构50具有摆动角探测器47，目标转矩预设装置45和控制器40。控制器40包括运行模式探测器51和第一和第二控制压力预设部分52和53。运行模式探测器51确定是否轴向活塞机5处于作为第一运行模式的泵运行中或处于作为第二运行模式的马达运行中。这可以在第一实施例中例如由摆动角α的符号确定或者如果摆动角α为零则由要调整的目标转矩T的符号确定。运行模式探测器51适合于经控制器40的输入端54接收一个代表摆动角α的信号和经输入端55接收一个代表目标转矩T的信号。运行模式探测器51与两个控制压力预设部分52和53连接和与一个止回阀控制机构62连接。运行模式探测器51适合于，如果轴向活塞机5是在泵运行中，则将目标转矩T和摆动角α发送给第一控制压力预设部分52，或者如果轴向活塞机5处于马达运行中，则将目标转矩T和摆动角α发送给第二控制压力预设部分53。此外，运行模式探测器51适合于，将确定的运行模式通告给止回阀控制机构62，也就是说，对电磁体36进行致动控制。第一或第二控制压力预设部分52和53计算控制压力并且将该计算的控制压力转换成控制压力信号，该信号通过调整限压阀30上的打开压力来调整计算的控制压力。控制压力信号或者由第一控制压力预设部分52或者由第二控制压力预设部分53发送给控制器40的输出端56并且经第一控制连接部件41施加到电磁体32上。控制压力信号(或计算的、作为基础的控制压力)在此情况下考虑弹簧25在控制力中所占的比例。为了简化，以下忽略弹簧25的力并且仅仅考虑控制力的可调整的分量，即控制压力。
第一控制压力预设部分52在通过运行模式探测器51确定第一运行模式期间是激活的并且计算控制压力p，该控制压力与由目标转矩T与摆动角α构成的比是成正比的。第一控制压力预设部分52的控制压力p计算为
p = Κ1 ·（T/α），
其中，Κ1是第一常数。
第二控制压力预设部分53在第二运行模式中是激活的并且在图4中详细说明。输出的控制信号在此由第一压力分量p1和第二压力分量p2计算。第一分量p1在此处正比于摆动角α与目标转矩T的比的绝对值。如果驱动轴的力矩T对于马达运行应该限定为负的和对于泵运行应该限定为正的，那么该绝对值也不是必要的，因为在马达运行中摆动角也是负的。第一分量p1在预示信号调节机构57中计算为
，
其中K2是第二常数。第二分量p2对第一分量p1进行再调整。为此在差值器58中确定在目标转矩T和实际转矩Tist之间的差，在放大器59中放大并且被加到第一分量p1上。实际转矩Tist在实际转矩评估机构60中由摆动角α和驱动轴向活塞机5的高压进行计算。由于控制压力p总是被如此地调节，使得它大致对应于或者至少直接地跟随高压管路21的高压，因此该高压可以用预先设定的控制压力p=pl+p2进行评估。因此实际转矩Tist在实际转矩评估机构60中计算为
Tist  ＝ Κ3 · α · pHd。
由于控制压力p在快速改变目标转矩T的情况下短时间地偏离该高压，因此控制压力p在实际转矩评估机构60中处理之前在修正装置61中进行滤波或平整处理。修正装置61可以另外地或备选地含有逻辑电路，该逻辑电路在极限情况下，例如当调整装置处于止挡(限位部分)处时，正确地评价控制压力p。控制压力p的第一分量pl也可以通过复合调节器（复变量调节器），如例如PI调节器，进行再调整。
控制器40此外具有止回阀控制机构62，在驱动系统1运行时，为了充满或排空高压蓄压器3，该止回阀控制机构经第二控制连接部件42对止回阀35的电磁体36通电流，以便使高压蓄压器3与第二工作管路8连接。此外，止回阀控制机构62适合于当运行模式探测器51既没有确定泵运行也没有确定马达运行时将止回阀35关闭并且将轴向活塞机5置于零排量上。控制器40也包括排空信号发送器63，它例如在维护或修理情况下经第三控制连接部件43将信号发送给蓄压器卸载阀39，以便排空高压蓄压器3。
图5A，5B和5C显示了再生式驱动系统1的调节方法的主要参量的示例性的时间曲线。图5A以实线曲线示出目标转矩T的时间曲线，如它例如由机动车驾驶员预先设定的那样，以及示出了以虚线曲线表示的实际转矩Tist。图5B以实线示出控制压力p的压力－时间曲线和以虚线示出高压蓄压器3中的高压或在打开的止回阀35情况下在第二工作压力管路8中的高压。图5C示出轴向活塞机5的被调整的和探测的摆动角α的时间曲线。
依据在图5中示出的、示例性的时间曲线，与用于调节驱动系统1的轴向活塞机5的驱动轴4上的转矩的方法步骤相关联地，在图6中对按照本发明的方法进行说明。
在时间点t0，轴向活塞机5被置于摆动角0°上。这例如通过关闭止回阀35和通过由在图1中没有示出的状态自动装置调节调整装置来实现。由于止回阀35被关闭，在第二工作管路8中不存在高压。相反，高压蓄压器3被例如预加压到100bar。
在时间点t1，应该通过驱动系统1进行制动。目标转矩预设装置45在第一步骤Sl中预设驱动轴4的一个制动转矩，也就是说，一个正的目标转矩。在步骤S2中，探测斜盘13的大致处于0°下的摆动角。探测的摆动角α和探测的目标转矩T贝尔传输给运行模式探测器51。运行模式探测器51在第三步骤S3中探测运行模式。由于摆动角几乎为0°，因此运行模式由未来的运行模式，即由目标转矩T的符号确定。由于目标转矩T在此处的示例中是正的，因此轴向活塞机5应该在泵运行下，也就是说在第一运行模式下运行。在第四步骤S4中，当确定出泵运行或马达运行时，对止回阀35通电流，以便现在将高压蓄压器3与第二工作管路8相连接。否则，在静止状态下，如果轴向活塞机5处于或者应该被调整到零排量，则中断对止回阀35的电磁体36的通电流。
由于该连接，第二工作管路8中的高压上升到高压蓄压器3的100bar。如果运行模式探测器51确定第一运行模式，运行模式探测器51则将目标转矩T和摆动角α发送给第一控制压力预设部分52。第一控制压力预设部分52如所述那样在步骤S5中预设控制压力p，它与由目标转矩T和摆动角α构成的比成比例。控制压力p首先由于有限的目标转矩和在分母中的几乎为零的摆动角α而几乎为无限大。控制压力p因此被限制并且被设置在一个预定的最大值上。计算的控制压力p被转换成控制压力信号并且发送给控制器40的输出端56。
在步骤S7中，控制压力信号经第一控制连接部件41被输送到限压阀30的电磁体32上，由此限压阀30的打开压力被调整到计算的最大控制压力。在步骤S8中，使进入第一调节压力室14或从第一调节压力室14出来的体积流量匹配于压力比并且由此匹配于在调节阀19的调节阀活塞的两侧上的力差。通过打开止回阀35，高压蓄压器3的高压施加到调节阀活塞的第一侧上。通过调整限压阀30的打开压力，最大控制压力施加到调节活塞的第二侧上。随后，调节阀活塞从中性位置被朝着第二位置的方向移动。第一调节压力室14与储罐容积7连接并且液压液体从第一调节压力室14流入储罐7中。因此，第一调节活塞9被压入第一调节缸11中并且将轴向活塞机5朝着较大的正的摆动角的方向上调节，也就是说在较大的输送容积（输送量）的方向上调节。
只要调节机构处于运行中，就重复调节步骤Sl至S5或S6。在此情况下，一种循环持续时间（重复持续时间）（Schleifendauer）要大大地短于轴向活塞机5的斜盘13的调节时间。因此，在第一实施例中，轴向活塞机5的调节例如为100毫秒和循环持续时间为5毫秒。该循环（重复）在轴向活塞机5的调节时间内从一个最小摆动角到一个最大摆动角连续实施20次。循环持续时间是一个低于轴向活塞机5的调节时间的数量级。同时在步骤S7和S8中使进入或流出第一调节压力室14的体积流量匹配于高压和控制压力。
现在在轴向活塞机5的摆动角被在更大的正摆动角的方向上调节之后，则在步骤Sl至S5中按照p=Κ1·（T/α）使控制压力匹配于被改变的摆动角。由于该更大的摆动角α，控制压力p下降，直到控制力对应于第一液压力并且实际转矩Tist已经达到目标转矩T。一旦摆动角α是正的，轴向活塞机5就将液压液体输入高压蓄压器3中并且由此持续升高在第二工作管路8中存在的高压。控制压力p针对高压被再调整，从而在第一液压力和控制力之间存在平衡。在所示的示例中，预设的目标转矩T被持续地升高，从而控制压力p保持大于高压。
在时间点t2，目标转矩T直到时间点t3被恒定地设定为大致120Nm。但是高压在泵运行下继续升高。通过在高压管路21中升高的高压，调节阀19被在第一位置的方向上移动并且通过压力介质流入第一调节压力室14中使摆动角α变小。通过使摆动角α持续地匹配于升高的高压和改变的摆动角α的反馈（Rückkoppelung），摆动角α持续下降。在确定控制压力p情况下，通过摆动角α的反馈，控制压力p在低于增大的高压下稳定下来。
在时间点t3，目标转矩T又开始持续升高。随后轴向活塞机5的摆动角α也持续升高并且控制压力p被调节到高于高压。在时间点t4，轴向活塞机5在最大摆动角α下朝着一个止挡移动。控制压力p由于进一步升高的目标转矩T而继续升高。依据恒定的最大摆动角α，控制压力p与目标转矩T成正比地升高并且不再与高压匹配。因此，调节阀19的调节阀活塞被在第二位置的方向上运动并且使第一调节压力室14与储罐7连接。在高压蓄压器3中的高压现在通过持续的泵工作而进一步升高并且缓慢地跟随升高的控制压力p。
在时间点t5，目标转矩T在大约330Nm下直到时间点t7被保持恒定。控制压力p在大约280bar下稳定下来并且高压继续升高直到时间点t6，直到该高压对应于控制压力p。在恒定的目标转矩T下通过继续升高高压蓄压器3中的高压，在高压管路21中作用的高压将调节阀19压向第一位置的方向并且使体积流量流入第一调节压力室1中。摆动角α变小，由此被依赖于摆动角α调节的控制压力p又升高并且由此跟随高压。
自时间点t7，目标转矩T又被持续地减小。由此控制压力p下降并且摆动角α进一步减小。通过下降的摆动角α的反馈，控制压力p调节到低于高压。在时间点t8，高压达到限压阀37的打开压力，因此尽管继续的泵运行，高压不再继续升高。
自时间点t9，目标转矩较缓慢地减小。摆动角α也较缓慢地朝着0°往回移动。在时间点t10，目标转矩T达到最小目标转矩，在该最小目标转矩之下不再进行驱动轴4的转矩的调节并且目标转矩T跳跃式地被移动到零。对于非常小的目标转矩T，在轴向活塞机5上形成非常小的摆动角α并且小的摆动角α由于倒数关系而导致非常大的控制压力。因此，用于小的目标转矩的调节倾向于振荡。调节被限制在大于要确定的最小目标转矩的绝对目标转矩T上。这种最小目标转矩也可以用于测定轴向活塞机5的静止位置。
在时间点t10，探测静止位置并且关闭止回阀35。摆动角α通过一个状态自动装置被保持在0°上。
在时间点t11，预设一个加速力矩，也就是说，一个负的目标转矩T。在步骤Sl至S4中探测摆动角α，读入目标转矩，确定运行模式和打开止回阀35。在确定了马达运行或泵运行的情况下状态自动装置被断开。轴向活塞机5现在应该在马达运行下运行。因此，运行模式探测器51将目标转矩T和摆动角α发送给第二控制压力预设部分53，后者结合图4进行了说明。在步骤S6中，第二控制压力产生机构53计算控制压力p和将调整该控制压力p的信号发送给限压阀30的电磁体32。
作为预设的加速转矩的结果，控制压力的第一分量p1变为零，因为摆动角α还始终处于零并且控制压力的第二分量大于零，因为实际转矩还处于零并且一个小于零的目标转矩被预设。由此控制压力p下降并且轴向活塞机5被在负的摆动角α方向上偏转，直到实际转矩Tist被以目标转矩T的量进行再调节。为了调整在驱动轴4上的继续下降的目标转矩T，控制压力p调整到低于高压并且摆动角α继续在更大的马达排量的方向上移动。通过马达运行，产生高压蓄压器3的持续的卸载，由此驱动轴向活塞机5的高压下降。
自时间点t12起，目标转矩T直到时间点t13在大约-150Nm下被恒定地预设。通过缓慢下降的高压，调节阀19被在第二位置的方向上移动并且第一调节压力室14与储罐7连接。随后，摆动角α在较小的马达排量的方向上改变，尽管摆动角α必须在最大马达排量的方向上调节。通过在第二分量p2上对控制压力p进行再调节，第二分量被修正并且摆动角α被在最大马达排量的方向上改变。
自时间点t13起，预设的目标转矩T的数值又持续下降直到时间点t14。由此控制压力p通过更大的第一分量pl而升高并且轴向活塞机5在较小的马达排量的方向上偏转，也就是说在中性位置的方向上偏转。通过较小的摆动角α使控制压力p变小，从而控制压力p调整到低于高压。在马达运行中的控制压力p和高压之间的偏差比在泵运行中的要大，因为在负的调整角下弹簧17被更多地挤压并且由此在调整装置上产生更大的反作用力。
自时间点t14起，目标转矩T的数值又被增大并且控制压力的分量pl和由此控制压力p变小。可供使用的高压不再足够大到施加目标转矩T并且轴向活塞机5由于第一节流阀24和低的高压在朝着最大马达排量的方向上非足够快地调节摆动角α。
摆动角α的数值被增大，直到轴向活塞机5在时间点t15在最大马达排量情况下达到止挡。随后实际转矩Tist的数值下降并且控制压力p由于目标转矩和实际转矩的大的差而快速下降。在时间点t16，目标转矩T又缓慢地往回移动到零并且控制压力的第一分量pl由于变小的绝对目标转矩T而升高和控制压力的第二分量p2由于在目标转矩T和实际转矩Tist之间的变小的差而升高。随后控制压力p升高并由此且使摆动角α在零的方向上往回移动。当在时间点t17处目标转矩T接近实际转矩Tist时，控制压力p稳定下来和实际转矩Tist与目标转矩T一起减小到零。在时间点t18，高压蓄压器3被排空并且第二工作管路8中的压力突然下降。由于控制压力管路27和高压管路21中没有压力，调节阀19的体积流量调节机构不再起作用并且轴向活塞机5通过已经提到的状态自动装置被保持在0°的摆动角α上。开始时，轴向活塞机5经弹簧力17偏转经过中性位置进入泵运行中。在此之后被建立起来的压力允许使用状态自动装置。
本发明不限于所述的实施例。第一和第二运行模式备选地也可以通过换向阀通过变换控制力和第一液压力的作用侧在调节阀19上实现。由此控制压力p在任何情况下可以如在实施例的第一运行模式下描述的那样计算为p=Κ1·（T/α）。
按照本发明的方法和按照本发明的调控装置不限于在再生式驱动系统中使用。相反原则上按照本发明可以调节其转矩应该被预设的任何静液压机。因此，如果应该预设转矩，本发明也可以应用于其本身是转矩调节器的功率调节器。此时，高压蓄压器中的压力可以由通过液压阻力引起的压力替代，如在通过液压缸移动的负载情况下的负载压力或通过连接的限压阀确定的压力。此外可能的是，也调节其高压侧变换的静液压机。在此处只需要在变换期间将对应的引导高压的工作管路与调节阀19的控制面连接。此外，按照本发明可以仅仅设置一个运行模式或多于两个的运行模式。
在所述的实施例中，只为驱动轴4的一个转动方向或走行方向规定了马达运行和泵运行。因此，如果静液压机例如布置在闭式的循环回路中，第一运行模式也可以在轴4的相反的转动方向上包含马达运行。在此情况下，高压管路21只需要与相应的引导高压的工作管路连接，从而在第一运行模式内还必须进行一种运行模式情况的区分，其中，对控制压力p的控制保持相同。在工作管路之间的变换可以通过换向阀进行，该换向阀自动地将高压侧的工作管路与调节阀19的第一侧相连接。可能时，需要考虑目标转矩和摆动角的符号，从而使控制压力始终保持为正的。
相应地，第二运行模式也可以在驱动轴4的相反的转动方向上包含泵运行。这种实施例总体上可以具有四个运行模式，但是所描述的调节被维持。
也可以设想将按照本发明的调节应用于液压马达驱动的绞盘（绞车）的制动和加速上，例如具有液压马达驱动的绞盘和绳索的8字型回旋滑道的机动车的弹射器式加速和制动。
此外，本发明特别有利地应用于起动/停止自动装置中。因此在重新起动再生式驱动系统1的内燃机期间，可以将起动转矩发送给按照本发明的调控装置并且轴向活塞机5的调整角被自动地调节到用于产生起动转矩的正确的位置上。因此采用本发明可以特别简单地实现一种再生式液压起动器。
风扇可以通过一种按照本发明调节的液压马达来驱动，该液压马达从压力管路中被供给压力介质。压力管路由于恒定马达（固定排量马达）供给并且因此维持一定的压力，该压力也可以波动。在压力管路上还可以连接另一个液压蓄压器。
本发明可以应用于任何静液压机。控制压力的调节可以在无压力状态下与调整装置的每个静止位置如例如在零排量下的中心静止位置，相适配。
如果在通过轴向活塞机5驱动的再生式驱动系统1上作用一个干扰参量，那么再生式驱动系统1中的第一种改变是第二工作管路8中的液压压力的改变。通过这种压力改变，在调节阀19上的液压平衡被改变并且轴向活塞机5开始偏转。这个过程被以电子方式探测并且如所述那样被补偿。但是有利地，由此也可以将干扰参量的出现在一个提前的时间点处作为用于再生式驱动系统1的驱动马达的柴油机的信息进行进一步的处理和传输。这例如可以经总线连接来进行。由此柴油机的控制可以针对该干扰参量进行调整并且不必等待直到通过该干扰参量限定的转速偏差的出现为此的静止时间（停机时间）的过去。这种时间优势在柴油机调节中是特别有利的，该柴油机调节由于窄小的废气极限值而不再能够如此动态地作出反应。干扰参量例如是通过改变要完成的升高而引起的负载力矩的改变。
所述的实施例和尤其是其单个的方面可以以有利的方式相互组合。

Claims (20)

1.用于调控静液压机(5)的驱动轴(4)的转矩的方法，其中，静液压机(5)具有用于调整其排量的调整装置，所述方法具有以下步骤:
-探测预设的目标转矩(S1，S11)；
-探测静液压机(5)的被调整的排量(S2，S12)；
-借助于调节阀(19)调节进入调整装置或从调整装置出来的体积流量，以便基于在一个控制力和一个在相反方向上作用于调节阀(19)上的力之间的力差来调节排量(S9，S20)；
其特征在于，
在所述控制力的相反方向上作用于调节阀(19)上的所述力是液压力，所述液压力通过在静液压机(5)的高压侧上存在的压力产生并且反作用于所述控制力，其中，所述控制力的大小依赖于探测的排量和探测的目标转矩进行调整(S5，S6；S17)。
2.按照权利要求1所述的方法，
其特征在于，
所述控制力至少部分地是液压力。
3.按照权利要求2所述的方法，
其特征在于，
所述控制力的部分液压力作为所述控制力的可调整的分量通过调整一个限压阀(30)的打开压力由高压侧的压力产生(S7，S18)。
4.按照权利要求1所述的方法，
其特征在于，
所述控制力依赖于由探测的预设的目标转矩与探测的排量构成的比产生。
5.按照权利要求4所述的方法，
其特征在于，
所述控制力在第一运行模式中与由探测的目标转矩与探测的排量构成的比成比例(S5，S17)。
6.按照权利要求3所述的方法，
其特征在于，
所述控制力在第一运行模式中与由探测的目标转矩与探测的排量构成的比成比例(S5，S17)，所述控制力的所述可调整的分量在第二运行模式中具有至少两个分量(S6)，其中，第一分量与由探测的目标转矩与探测的排量构成的比的绝对值成反比和第二分量取决于由静液压机(5)的驱动轴(4)的探测的预设的目标转矩和实际转矩构成的差。
7.按照权利要求6所述的方法，
其特征在于，
由在静液压机(5)的高压侧上存在的压力和探测的排量计算静液压机(5)的驱动轴(4)的实际转矩。
8.按照权利要求7所述的方法，
其特征在于，
基于所述控制力评估在高压侧上的压力的大小。
9.按照权利要求8所述的方法，
其特征在于，
所述控制力被滤波或平整处理以便评估所述在高压侧上的压力。
10.按照权利要求3所述的方法，
其特征在于，所述控制力在第一运行模式中与由探测的目标转矩与探测的排量构成的比成比例(S5，S17)，所述控制力的所述可调整的分量在第二运行模式中具有至少两个分量(S6)，其中，在第一运行模式中和在第二运行模式中，所述控制力和所述相反的力的作用方向被互换。
11.一种用于调控静液压机(5)的驱动轴(4)的转矩的调控装置，静液压机具有用于调整静液压机(5)的排量的调整装置，所述调控装置具有：用于调节进入所述调整装置或从所述调整装置出来的体积流量的调节阀(19)，以便基于在控制力和在相反方向上作用于所述调节阀(19)上的力之间的力差来调节排量，用于预设驱动轴(4)的目标转矩的转矩预设装置(45)和用于探测静液压机(5)的被调整的排量的排量探测装置(46)，
其特征在于，
为了产生在相反的方向上作用于所述调节阀(19)上的力，所述调节阀(19)的一侧与液压机(5)的高压侧连接并且所述调控装置具有控制装置(40，66)，所述控制装置适合依据探测的排量和探测的目标转矩预设所述控制力的大小。
12.按照权利要求11所述的调控装置，
其特征在于，
所述调节阀(19)具有与静液压机(5)的高压侧连接的第一接头，与低压蓄压器或储罐(7)连接的第二接头和与调整装置的调节压力室(14)连接的第三接头并且所述调节阀(19)能够在将所述第一接头与所述第三接头连接的第一位置和将所述第二接头与所述第三接头连接的第二位置之间进行调整。
13.按照权利要求11所述的调控装置，
其特征在于，
为了调整所述控制力，所述调节阀(19)的控制面能够与一个控制压力管路(27)连接并且所述控制力能够借助于在控制压力管路中作用的控制压力的大小进行调整。
14.按照权利要求12所述的调控装置，
其特征在于，
为了调整所述控制力，所述调节阀(19)的控制面能够与一个控制压力管路(27)连接并且所述控制力能够借助于在控制压力管路中作用的控制压力的大小进行调整。
15.按照权利要求13所述的调控装置，
其特征在于，
为了由来自高压侧的压力调整所述控制压力，所述控制压力管路(27)具有限压阀(30)，它的打开压力是可以调整的。
16.按照权利要求14所述的调控装置，
其特征在于，
为了由来自高压侧的压力调整所述控制压力，所述控制压力管路(27)具有限压阀(30)，它的打开压力是可以调整的。
17.按照权利要求11至16中任一项所述的调控装置，
其特征在于，
设有换向阀(64)，其中，在所述换向阀(64)的第一位置上，所述调节阀(19)的第一控制面与静液压机(5)的高压侧连接和所述调节阀(19)的反向作用的第二控制面与所述控制压力管路(27)连接和在所述换向阀(64)的第二位置上，所述调节阀(19)的第二控制面与静液压机(5)的高压侧连接和所述调节阀(19)的第一控制面与所述控制压力管路(27)连接，其中，所述控制装置(66)适合用于预设所述控制压力管路(27)的控制压力。
18.按照权利要求11至16中任一项所述的调控装置，
其特征在于，
所述控制装置(40，66)被设置成用于计算按照权利要求4至9中任一项所述的控制力。
19.按照权利要求11至16中任一项所述的调控装置，
其特征在于，
静液压机(5)的高压侧与一个高压蓄压器(3)连接并且静液压机(5)能够由一个零排量位置在两个相反的方向上进行调整。
20.按照权利要求11至16中任一项所述的调控装置，
其特征在于，
设有用于探测所述高压侧的压力的压力传感器，以监测所述调控装置的调节。
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