DE19934497A1 - Hydrostatisches Antriebssystem - Google Patents

Abstract

Die Erfindung betrifft ein hydrostatisches Antriebssystem mit einer von einem Antriebsmotor (1) angetriebenen Pumpe (2) und zumindest einem an die Pumpe (2) mittels zweier Druckleitungen (3a, 3b) im geschlossenen Kreislauf angeschlossenen Verbraucher (4), insbesondere einem Motor (5). Die Aufgabe, ein Antriebssystem zur Verfügung zu stellen, das hinsichtlich der Lärmbelästigung und der Belastung des Antriebsmotors verbessert ist, wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß in jeder die Pumpe (2) mit dem Verbraucher (4) verbindenden Druckleitung (3a, 3b) eine Ventileinrichtung (11a, 11b) zur Abbremsung des Verbrauchers (4) angeordnet ist. In einer Ausführungsform begrenzt die Ventileinrichtung (11a, 11b) in der Bremsphase den an der Pumpe anstehenden Druck auf einen vorgebbaren Wert. Gemäß einer Ausgestaltungsform ist die Ventileinrichtung (11a, 11b) durch den in der mit der Pumpe (2) in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung (3a, 3b) anstehenden Druck in Richtung einer Sperrstellung und durch eine Feder (21a, 21b) in Richtung einer Durchflußstellung beaufschlagbar. Jeder Ventileinrichtung (11a, 11b) ist hierbei ein in Richtung von der Pumpe (2) zum Verbraucher (4) öffnendes Sperrventil (30a, 30b) zugeordnet, das als federbelastetes Rückschlagventil ausgebildet ist.

Description

Die Erfindung betrifft ein hydrostatisches Antriebssystem mit einer von einem Antriebsmotor angetrieben Pumpe und zumindest einem an die Pumpe mittels zweier Druckleitungen im geschlossenen Kreislauf angeschlossenen Verbraucher, insbesondere einem Motor.

Derartige hydrostatische Antriebssysteme mit einem im geschlossenen Kreislauf an die Pumpe angeschlossenen Verbraucher werden vorrangig als Fahrantrieb für Fahrzeuge, beispielsweise Flurförderzeuge, eingesetzt. Als Antriebsmotor wird hierbei in der Regel ein Verbrennungsmotor, beispielsweise ein Dieselmotor, verwendet. Bei derartigen Fahrantrieben steht der als Motor ausgebildete Verbraucher mittels zweier Druckleitungen mit der Pumpe in Verbindung.

In einer Antriebsphase fördert hierbei die Pumpe Druckmittel zu dem als Motor ausgebildeten Verbraucher, wodurch der Motor angetrieben wird. In einer Bremsphase drehen sich die Druckverhältnisse im Kreislaufs um, wobei der Motor angetrieben wird und als Pumpe arbeitet. Durch das äußere, von der Masse des Fahrzeugs gebildete, den Motor antreibende Lastmoment wird hierbei in der vom Motor zur Saugseite der Pumpe geführten Druckleitung des Kreislaufs ein Bremsdruck erzeugt. Der Motor fördert somit Druckmittel zur Pumpe, die in der Bremsphase als Motor arbeitet und sich an der Antriebsmaschine abstützt, wobei in den Antriebsmotor ein Bremsmoment eingeleitet wird. Der als Pumpe arbeitende Motor treibt somit in der Bremsphase die als Motor arbeitende Pumpe an, wodurch der Antriebsmotor durch das eingeleitete Bremsmoment hochgedreht wird und sich somit dessen Drehzahl erhöht. Dadurch kann das von einem als Verbrennungsmotor ausgebildeten Antriebsmotor aufnehmbare Bremsmoment zur Abbremsung des Fahrzeugs verwendet werden. Das hydrostatische Getriebe kann somit als Betriebsbremse des Fahrzeugs eingesetzt werden, wobei die gesamte zur Abbremsung des Verbrauchers erforderliche Bremsenergie von dem Antriebsmotor erzeugt wird.

Der Drehzahlanstieg des Antriebsmotors in der Bremsphase führt jedoch zu einer hohen Lärm- und Geräuschbelastung. Zudem erzeugt die in der Bremsphase mit Hochdruck auf der Saugseite beaufschlagte Pumpe ein erhöhtes Betriebsgeräusch. Insgesamt ergibt sich somit in der Bremsphase für die Bedienperson des Fahrzeugs und die Umwelt eine unangenehme und hohe Lärmbelastung.

Desweiteren kann es in der Bremsphase zu einer unzulässig hohen Drehzahl des Antriebsmotors kommen, die zu Verschleiß und Schäden am Antriebsmotor führen kann.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein hydrostatisches Antriebssystem der eingangs genannten Gattung zur Verfügung zu stellen, das hinsichtlich der Lärmbelästigung und der Belastung des Antriebsmotors verbessert ist.

Diese Erfindung wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß in jeder die Pumpe mit dem Motor verbindenden Druckleitung eine Ventileinrichtung zur Abbremsung des Verbrauchers angeordnet ist.

Erfindungsgemäß ist somit in jeder Druckleitung des Kreislauf jeweils eine Ventileinrichtungen vorgesehen, die den Verbraucher abbremst. Hierbei kann die gesamte zur Abbremsung des Verbrauchers erforderliche Bremsenergie durch die Ventileinrichtung oder ein Teil der Bremsenergie durch die Ventileinrichtung und ein Teil durch den Antriebsmotor erzeugt werden. Dadurch wird in der Bremsphase der Verbraucher nicht mehr allein durch den Antriebsmotor abgebremst, sondern vollständig oder teilweise durch die Ventileinrichtung. Dadurch wird erzielt, daß die Pumpe und der Antriebsmotor in der Bremsphase teilweise oder vollständig entlastet ist. Durch eine entsprechende Auslegung der Ventileinrichtung kann hierbei die Belastung der Pumpe und des Antriebsmotors in der Bremsphase vorgegeben werden. Dadurch ergeben sich eine Reihe von Vorteile:
Durch die zusätzliche oder vollständige Abbremsung des Verbrauchers mittels der Ventileinrichtung kann die Belastung der als Motor arbeitenden Pumpe in der Bremsphase verringert und der Drehzahlanstieg des Antriebsmotors vermindert oder vermieden werden. Dadurch ergibt sich in der Bremsphase eine geringe Lärm- und Geräuschbelastung der Bedienperson und der Umwelt durch den Antriebsmotor und die Pumpe. Desweiteren wird eine unzulässig hohe Drehzahl des Antriebsmotors im Bremsbetrieb verhindert, da die Belastung des Antriebsmotors vorgegeben werden kann. Dadurch kann der Antriebsmotor auf einfache Weise vor Beschädigungen und Verschleiß durch hohe Drehzahlen in der Bremsphase geschützt werden. Darüber hinaus kann durch eine verbesserte Pumpenauslegung das Betriebsgeräusch der Pumpe weiter reduziert werden, da in der Bremsphase der Betriebszustand einer mit hohen Drücken auf der Saugseite beaufschlagten als Motor arbeitenden Pumpe entfällt.

In einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung begrenzt die Ventileinrichtung in der Bremsphase den an der Pumpe anstehenden Druck auf einen vorgegebenen Wert. Die Ventileinrichtung weist somit die Funktion eines Druckminderventils auf, das den von dem Verbraucher in der Bremsphase erzeugten, an der Pumpe anstehenden Bremsdruck auf einen vorgegebenen Wert drosselt. Der Wert kann hierbei fest vorgegeben oder einstellbar sein. Dadurch kann auf einfache Weise der Verbraucher abgebremst werden, wobei die Belastung der Pumpe in der Bremsphase verringert und der Drehzahlanstieg des Antriebsmotors in der Bremsphase verringert bzw. vermeiden werden kann.

Mit besonderem Vorteil ist die Ventileinrichtung durch den in der mit der Pumpe in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung anstehenden Druck in Richtung einer Sperrstellung und durch eine Feder in Richtung einer Durchflußstellung beaufschlagbar. Dadurch wird auf einfache Weise erzielt, daß in der Bremsphase der an der Pumpe anstehende Bremsdruck auf den durch die Feder der Ventileinrichtung eingestellten Wert begrenzt wird und somit die Belastung der Pumpe und des Antriebsmotors in der Bremsphase auf den an der Feder vorgegebenen Wert begrenzt werden kann. Die Feder kann hierbei auf einen festen Wert eingestellt sein oder als einstellbare Feder ausgebildet werden.

In einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung ist jeder Ventileinrichtung ein in Richtung von der Pumpe zum Verbraucher öffnendes Sperrventil zugeordnet. Dadurch wird auf einfache Weise erzielt, daß in der Antriebsphase, in der die Ventileinrichtung durch den in dem mit der Pumpe in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung anstehenden Hochdruck in die Sperrstellung beaufschlagt ist, ein Druckmittelstrom über das geöffnete Sperrventil von der Pumpe zum Verbraucher strömen kann.

Zweckmäßigerweise ist das Sperrventil als federbelastetes Rückschlagventil ausgebildet. Dadurch kann auf einfache Weise sichergestellt werden, daß in der Antriebsphase Druckmittel von der Pumpe über das geöffnete Rückschlagventil zum Verbraucher strömen kann und in der Bremsphase das Rückschlagventil in die Sperrstellung beaufschlagt ist, wodurch Druckmittel über die Ventileinrichtung von dem Verbraucher zur Pumpe strömt.

In einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist das Sperrventil getrennt von der Ventileinrichtung angeordnet, wobei das Sperrventil in einer Umgehungsleitung angeordnet ist, die unter Umgehung der Ventileinrichtung an die Druckleitung angeschlossen ist. Dadurch ergibt sich mit geringem Bauaufwand ein unabhängiger Betrieb des Sperrventils und der Ventileinrichtung.

Besondere Vorteile ergeben sich, wenn die Ventileinrichtung als Sitzventil ausgebildet ist. Durch die Ausbildung der Ventileinrichtung als Sitzventil können die Durchflußwiderstände und Strömungskräfte gegenüber einer als Kolbenventil ausgebildeten Ventileinrichtung sicherer und einfacher beherrscht werden, wodurch sich ein zuverlässiger Betrieb der Ventileinrichtung bei geringem Bauaufwand ergibt.

In einer bevorzugten Ausgestaltungsform weist die Ventileinrichtung einen in einer Gehäusebohrung längsverschiebbaren Ventilkörper auf, der einen in der Druckleitung ausgebildeten Ventilsitz ansteuert, wobei der mit dem Verbraucher in Verbindung stehende Abschnitt der Druckleitung mit der Gehäusebohrung in Verbindung steht, der mit der Pumpe in Verbindung stehende Abschnitt der Druckleitung an eine an die Gehäusebohrung angeformte Ringnut angeschlossen ist und der Ventilsitz im Bereich der Ringnut ausgebildet ist. Eine derartige als Sitzventil ausgebildete Ventileinrichtung, die einen in der Druckleitung angeordneten Ventilsitz ansteuert, weist einen geringen Bauaufwand auf.

Im Hinblick auf einen einfachen Aufbau ist es vorteilhaft, wenn die Ventileinrichtung einen in Richtung der Sperrstellung wirkenden Steuerdruckraum aufweist, der zwischen dem Ventilkörper und der Gehäusebohrung ausgebildet ist, wobei der Steuerdruckraum mittels einer Steuerdruckleitung an den mit der Pumpe in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung angeschlossen ist. Dadurch kann auf einfache Weise die Ventileinrichtung durch den in dem mit der Pumpe in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung anstehenden Druck in Richtung der Sperrstellung beaufschlagt werden.

In einer Ausführungsform ist die Feder in einem zwischen der Gehäusebohrung und dem Ventilkörper ausgebildeten, tankentlasteten Federraum angeordnet ist und als Druckfeder ausgebildet ist. Dadurch kann auf einfache Weise der Ventilkörper mittels der Feder in Richtung einer Durchflußstellung beaufschlagt werden.

In einer Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, daß die Ventileinrichtung mit einem Ausgleichskolben zum Ausgleich der an dem Durchmesser des Ventilsitzes des Ventilkörpers anstehenden Kraft in Wirkverbindung steht. Dadurch wird auf einfache Weise erzielt, daß in der Bremsphase die an dem Durchmesser des Ventilsitzes des Ventilkörpers anstehende, aus dem Bremsdruck resultierende und in Durchflußstellung wirkende Kraft kompensiert wird. Es wird somit auf einfache Weise ermöglicht, daß der Ventilkörper durch den in der Bremsphase stromab des Ventilsitzes anstehenden Druck entgegen der Kraft der Feder in Richtung der Sperrstellung beaufschlagt ist und somit die Belastung der Pumpe in der Bremsphase auf den Wert der Feder begrenzt ist.

Zweckmäßigerweise ist der Ausgleichskolben axial abgestützt und weist einen in Richtung der Sperrstellung der Ventileinrichtung wirkenden Ausgleichsdruckraum auf, der mit dem mit dem Verbraucher in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung in Verbindung steht. Dadurch kann auf einfache Weise die am Durchmesser des Ventilsitzes am Ventilkörper wirkende Kraft ausgeglichen werden.

Im Hinblick auf einen einfachen Aufbau ergeben sich Vorteile, wenn der Ausgleichskolben in einer Längsbohrung des Ventilkörpers angeordnet ist, wobei der Ausgleichsdruckraum mittels einer indem Ventilkörper ausgebildeten Bohrung mit der dem Ventilsitz zugewandten Stirnseite des Ventilkörpers in Verbindung steht.

Ein vollständiger Ausgleich der am Durchmesser des Ventilsitzes anstehenden Kraft ist auf einfache Weise erzielbar, wenn die Steuerdruckfläche des Ausgleichsdruckraums des Ausgleichskolbens und der Durchmesser des Ventilsitzes des Ventilkörpers die gleiche Fläche aufweisen. Mit geringem Aufwand ist dies dadurch zu erzielen, daß der Ventilsitz und der Ausgleichskolben denselben Durchmesser aufweisen.

Mit besonderem Vorteil ist der Ausgleichskolben an einer den Steuerdruckraum begrenzenden Stirnfläche der Gehäusebohrung axial abgestützt. Dadurch kann der Ausgleichskolben auf einfache Weise axial abgestützt werden.

Zweckmäßigerweise ist die Steuerdruckfläche des in Richtung der Sperrstellung der Ventileinrichtung wirkenden Steuerdruckraums als Differenzfläche der in dem Steuerdruckraum angeordneten Stirnseite des Ventilkörpers und des Durchmessers des Ausgleichskolbens gebildet, wobei der Ventilkörper im Bereich des Steuerdruckraums einen größeren Durchmesser als im Bereich des Ventilsitzes aufweist. Dadurch kann auf einfache Weise an dem Ventilkörper eine in Richtung der Sperrstellung wirkende Steuerdruckfläche gebildet werden.

Besondere Vorteile ergeben sich bei der Ausbildung des Antriebssystems als Fahrantrieb eines Fahrzeugs, insbesondere eines Flurförderzeugs. In der Bremsphase wird durch die Ventileinrichtung die Belastung der Pumpe und des Antriebsmotors sowie die Drehzahlerhöhung des Antriebsmotors reduziert, wodurch sich eine geringere Geräuschbelastung der Bedienperson und der Umwelt ergibt sowie eine Überlastung des Antriebsmotors in der Bremsphase sicher vermieden werden kann.

Weitere Vorteile und Einzelheiten der Erfindung werden anhand des in der schematischen Figur dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert.

Die Figur zeigt den Schaltplan eines erfindungsgemäßen, als Fahrantrieb eines Fahrzeugs ausgebildeten Antriebssystems.

Das Antriebssystem weist eine von einem Antriebsmotor 1, beispielsweise einem Verbrennungsmotor, angetriebene Pumpe 2 auf, die mittels Druckleitungen 3a, 3b an zumindest einen als Motor 5 ausgebildeten Verbraucher 4 angeschlossen ist, wobei der Motor 5 mit einem Fahrzeugrad 6 in trieblicher Verbindung steht. Die Pumpe 2 ist als beidseitig im Fördervolumen verstellbare Pumpe ausgebildet, wobei das Fördervolumen der Pumpe mittels einer Fördervolumenstelleinrichtung 2a einstellbar ist. Der Motor 5 kann als Konstantmotor oder als im Schluckvolumen verstellbarer Motor ausgebildet sein.

An die Druckleitungen 3a, 3b ist jeweils eine Zweigleitung 7a, 7b angeschlossen, in denen zur Absicherung des Antriebssystems jeweils ein kombiniertes Druckbegrenzungs- und Nachsaugeventil 8a, 8b angeordnet ist. Die Zweigleitungen 7a, 7b stehen hierbei mit einer Speiseleitung 9 in Verbindung, die mit einer nicht mehr gezeigte Speisepumpe in Verbindung steht.

Erfindungsgemäß ist in der Druckleitung 3a, 3b jeweils eine Ventileinrichtung 11a, 11b zur Abbremsung des Motors 5 angeordnet. Die Ventileinrichtung 11a, 11b ist beispielsweise als ein die Verbindung des Motors 5 mit der Pumpe 2 ansteuerndes Druckminderventil in Sitzventilbauweise ausgebildet.

Die Ventileinrichtung 11a, 11b weist einen Ventilkörper 12a, 12b auf, der in einer Gehäusebohrung 13a, 13b längsverschiebbar gelagert ist, wobei die Gehäusebohrung 13a, 13b stirnseitig an den mit dem Motor 5 in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung 3a, 3b angeschlossen ist. Eine an der Gehäusebohrung 13a, 13b ausgebildete Ringnut 15a, 15b steht mittels einer Druckzweigleitung 16a, 16b mit dem mit der Pumpe 2 in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung 3a, 3b in Verbindung. Im Bereich der Ringnut 15a, 15b ist an der Gehäusebohrung 13a, 13b ein Ventilsitz 17a, 17b ausgebildet, der mittels einer kegeligen Stirnfläche des Ventilkörpers 12a, 12b ansteuerbar ist. Ein zwischen der Gehäusebohrung 13a, 13b und dem Ventilkörper 12a, 12b ausgebildeter, den Ventilkörper 12a, 12b in Richtung des Ventilsitzes 17a, 17b und somit in Richtung einer Sperrstellung beaufschlagender Steuerdruckraum 18a, 18b ist mittels einer Steuerdruckleitung 19a, 19b an den mit der Pumpe 2 in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung 3a, 3b angeschlossen. Zwischen der Gehäusebohrung 13a, 13b und dem Ventilkörper 12a, 12b ist ein zu einem Behälter entlasteter Federraum 20a, 20b ausgebildet, in dem eine Feder 21a, 21b, beispielsweise eine Druckfeder, angeordnet ist. Die Feder 21a, 21b beaufschlagt den Ventilkörper 12a, 12b in Richtung einer Durchflußstellung.

Zum Ausgleich der an dem Durchmesser des Ventilsitzes 17a, 17b am Ventilkörper 12a, 12b angreifenden Kraft, die den Ventilkörper 12a, 12b in Richtung der Durchflußstellung beaufschlagt, ist ein Ausgleichskolben 22a, 22b vorgesehen. Der Ausgleichskolben 22a, 22b ist hierbei konzentrisch zum Ventilkörper 12a, 12b angeordnet und in einer Gehäusebohrung 24a, 24b des Ventilkörpers 12a, 12b angeordnet. Der Ausgleichskolben 22a, 22b stützt sich mit der aus der Gehäusebohrung 24a, 24b herausragenden Stirnseite an der den Steuerdruckraum 18a, 18b begrenzenden Stirnfläche der Gehäusebohrung 13a, 13b ab.

Die dem Steuerdruckraum 18a, 18b gegenüberliegende Stirnseite des Ausgleichskolbens 22a, 22b bildet mit der Gehäusebohrung 24a, 24b einen den Ventilkörper 12a, 12b in Richtung der Sperrstellung beaufschlagenden Ausgleichsdruckraum 25a, 25b, der mittels einer in dem Ventilkörper 12a, 12b ausgebildeten Bohrung 26a, 26b mit der dem Ventilsitz 17a, 17b zugewandten Stirnseite des Ventilkörpers 12a, 12b in Verbindung steht. Die an der Gehäusebohrung 24a, 24b ausgebildete Steuerdruckfläche 28a, 28b des Ausgleichsdruckraums 25a, 25b entspricht hierbei dem Durchmesser des Ventilsitzes 17a, 17b des Ventilkörpers 12a, 12b. Die in Richtung der Durchflußstellung wirkende, an dem Durchmesser des Ventilsitzes 17a, 17b in der Bremsphase anstehende Kraft wird somit durch die an der Steuerdruckfläche 28a, 28b des Ausgleichsdruckraums 25a, 25b anstehende, in Richtung der Sperrstellung wirkende Kraft kompensiert.

In Richtung der Durchflußstellung ist somit der Ventilkörper 12a, 12b durch die Feder 21a, 21b und den an einer Ringfläche 29a, 29b anstehenden Druck beaufschlagt, die zwischen dem Durchmesser des Ventilsitzes 17a, 17b und dem Durchmesser des Ventilkörpers 12a, 12b im Bereich des Ventilsitzes 17a, 17b gebildet ist. In Richtung einer Sperrstellung ist der Ventilkörper 12a, 12b durch den an einer ringförmigen Steuerdruckfläche 27a, 27b des Steuerdruckraums 18a, 18b anstehenden Druck beaufschlagt. Die Steuerdruckfläche 27a, 27b ist hierbei als Differenzfläche zwischen der Stirnseite des Ventilkörpers 12a, 12b und dem Durchmesser des Ausgleichskolbens 22a, 22b gebildet. Der Ventilkörper 12a, 12b weist im Bereich des Steuerdruckraums 18a, 18b einen größeren Durchmesser als im Bereich des Ventilsitzes 17a, 17b auf, wodurch die Fläche der Steuerdruckfläche 27a, 27b die Fläche der Ringfläche 29a, 29b übersteigt. Der Ventilkörper 12a, 12b wird somit durch den im Steuerdruckraum 18a, 18b anstehenden Druck in Richtung der Sperrstellung beaufschlagt.

Die Ventileinrichtung 11a, 11b weist somit die Funktion eines die Verbindung des Motors 5 mit der Pumpe 2 ansteuernden Druckminderventils auf.

Jeder Ventileinrichtung 11a, 11b ist ein in Richtung zum Motor 5 öffnendes als federbelastetes Rückschlagventil ausgebildetes Sperrventil 30a, 30b zugeordnet, dessen Ventilkörper 34a, 34b mittels einer Feder 31a, 31b in Richtung einer Sperrstellung beaufschlagbar ist. Das Sperrventil 30a, 30b ist hierbei in einer Umgehungsleitung 32a, 32b angeordnet, die an die Druckleitung 3a, 3b unter Umgehung der Ventileinrichtung 11a, 11b angeschlossen ist.

Das erfindungsgemäße Antriebssystem arbeitet wie folgt:
In der Antriebsphase fördert die von dem Antriebsmotor 1 angetriebene Pumpe 2 Druckmittel entsprechend der eingestellten Fahrtrichtung und somit entsprechend der Stellung der Fördervolumenstelleinrichtung 2a in die Druckleitung 3a bzw. 3b. Im folgenden ist die Funktion des Antriebssystems in dem Betriebszustand beschrieben, in dem die Pumpe 2 in der Antriebsphase Druckmittel in die Druckleitung 3a fördert.

Der in der Druckleitung 3a anstehende Hochdruck steht ebenfalls in der Steuerdruckleitung 19a und somit im Steuerdruckraum 18a sowie in der Druckzweigleitung 16a und somit der Ringfläche 29a an. Der Ventilkörper 12a der Ventileinrichtung 11a wird somit in Richtung der Sperrstellung beaufschlagt, sofem der im Steuerdruckraum 18a anstehende Hochdruck, die Kraft der Feder 21a übersteigt. Über die Umgehungsleitung 32a steht der Hochdruck der Pumpe 2 ebenfalls am Sperrventil 30a an und beaufschlagt das Sperrventil 30a in die Öffnungsstellung, wodurch Druckmittel von der Pumpe 2 über die Umgehungsleitung 32a, das geöffnete Sperrventil 30a mit geringen Druckverlusten zum Motor 5 strömen kann, der das Fahrzeugrad 6 antreibt. Der Motor 5 steht weiterhin über die Druckleitung 3b mit der Gehäusebohrung 13b in Verbindung, wobei das Druckmittel unter geringem Druck über die mittels der Feder 21b in die Durchflußstellung beaufschlagte Ventileinrichtung 11b in den Ringraum 15b und somit zur Pumpe 2 zurückströmen kann. Das Sperrventil 30b befindet sich hierbei aufgrund der Feder 31b in der Sperrstellung. Die Druckleitung 3a bildet somit die Hochdruckseite und die Druckleitung 3b die Niederdruckseite des Kreislaufs. Hierbei steht die Druckleitung 3a mit der Förderseite der Pumpe 2 und die Druckleitung 3b mit der Saugseite der Pumpe 2 in Verbindung.

In der Bremsphase des Fahrzeugs wird das Fördervolumen der Pumpe 2 vermindert, beispielsweise durch eine Verstellung der Fördervolumenstelleinrichtung 2a in Richtung des minimalen Fördervolumens. Die Masse des Fahrzeugs treibt hierbei den Motor 5 an, der als Pumpe arbeitet und mehr Druckmittel fördert als die als Motor arbeitende Pumpe 2 aufnehmen kann. Dadurch kehren sich die Druckverhältnisse in den Druckleitungen 3a, 3b um. Die Druckleitung 3b bildet somit in der Bremsphase die Hochdruckseite und die Leitung 3a die Niederdruckseite des Kreislaufs, wobei der Motor 5 Druckmittel über der Druckleitung 3b zur Saugseite der Pumpe 2 fördert und in der Druckleitung 3b einen Bremsdruck aufbaut.

Der sich in der Druckleitung 3b aufbauende Bremsdruck steht über die Umgehungsleitung 32b an der Federseite des Sperrventils 30b an, das somit in Richtung der Sperrstellung gehalten wird. Weiterhin steht der in der Druckleitung 3b anstehende Bremsdruck an der Ringfläche 29b und mittels der Steuerdruckleitung 19b im Steuerdruckraum 18b der Ventileinrichtung 11b an. Die an dem Durchmesser des Ventilsitzes 17b des Ventilkörpers 12b wirkende, aus dem Bremsdruck resultierende und in Durchflußrichtung wirkende Kraft ist hierbei durch den Ausgleichskolben 22b ausgeglichen, dessen Ausgleichsdruckraum 25b durch die Bohrung 26b ebenfalls vom Bremsdruck beaufschlagt ist. Der Ventilkörper 12b wird somit nach in der Figur unten in Richtung der Sperrstellung beaufschlagt, sobald der im Steuerdruckraum 18b anstehende Bremsdruck die Kraft der Feder 21b übersteigt. Die Ventileinrichtung 10b drosselt folglich den in dem mit der Pumpe 2 in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung 3b anstehenden Druck derart an, daß der Druck in dem mit der Pumpe 2 in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung 3b stromab des Ventilsitzes 17b der Ventileinrichtung 11b den Wert der Feder 21b nicht übersteigt. Die Ventileinrichtung 11b weist somit die Funktion eines Druckminderventils auf, das den an der Pumpe 2 anstehenden Bremsdruck in der Bremsphase auf den durch die Feder 21b festgelegten Wert begrenzt.

Hierdurch wird erzielt, daß in der Bremsphase die Pumpe 2 lediglich mit dem an der Feder 21b eingestellten und vorgegebenen Bremsdruck beaufschlagt wird. Der restliche vom Motor 5 erzeugte Bremsdruck in der Bremsphase des Fahrzeugs wird durch die Ventileinrichtung 11b durch Drosselung abgebaut.

Durch die Begrenzung des an der Pumpe 2 anstehenden Bremsdrucks in der Bremsphase ergibt sich eine Verringerung der Geräusche der Pumpe. Zudem kann durch entsprechende Auslegung der Feder 21a, 21b ein Drehzahlanstieg des Antriebsmotors 1 in der Bremsphase vermieden werden, wobei der Antriebsmotor in der Bremsphase keine zusätzlichen Geräusche erzeugt. Zudem kann hierbei der Antriebsmotor 1 auf einfache Weise vor unzulässig hohen Drehzahlen geschützt werden kann.

Bei entgegengesetzter Fahrtrichtung des Fahrzeugs, d. h. bei in der Antriebsphase in der Druckleitung 3b anstehendem Hochdruck und in der Druckleitung 3a anstehendem Niederdruck, wird entsprechend der in der Bremsphase in der Druckleitung 3a gebildete, an der Pumpe 2 anstehende Bremsdruck durch die Ventileinrichtung 11a begrenzt.

Die Ventileinrichtung 11a, 11b ist hierbei durch den Systemdruck gesteuert, so daß für den Übergang von einer Antriebsphase in eine Bremsphase keine zusätzlichen Steuersignale zur Steuerung der Ventileinrichtung 11a, 11b erforderlich sind.

Claims (17)

1. Hydrostatisches Antriebssystem mit einer von einem Antriebsmotor angetrieben Pumpe und zumindest einem an die Pumpe mittels zweier Druckleitungen im geschlossenen Kreislauf angeschlossenen Verbraucher, insbesondere einem Motor, dadurch gekennzeichnet, daß in jeder die Pumpe (2) mit dem Verbraucher (4) verbindenden Druckleitung (3a, 3b) eine Ventileinrichtung (11a, 11b) zur Abbremsung des Verbrauchers (4) angeordnet ist.

2. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventileinrichtung (11a, 11b) in der Bremsphase den an der Pumpe (2) anstehenden Druck auf einen vorgebbaren Wert begrenzt.

3. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventileinrichtung (11a, 11b) durch den in der mit der Pumpe (2) in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung (3a, 3b) anstehenden Druck in Richtung einer Sperrstellung und durch eine Feder (21a, 21b) in Richtung einer Durchflußstellung beaufschlagbar ist.

4. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß jeder Ventileinrichtung (11a, 11b) ein in Richtung von der Pumpe (2) zum Verbraucher (4) öffnendes Sperrventil (30a, 30b) zugeordnet ist.

5. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Sperrventil (30a, 30b) als federbelastetes Rückschlagventil ausgebildet ist.

6. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Sperrventil (30a, 30b) getrennt von der Ventileinrichtung (11a, 11b) angeordnet ist, wobei das Sperrventil (30a, 30b) in einer Umgehungsleitung (32a, 32b) angeordnet ist, die unter Umgehung der Ventileinrichtung (11a, 11b) an die Druckleitung (3a, 3b) angeschlossen ist.

7. Hydrostatisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventileinrichtung (11a, 11b) als Sitzventil ausgebildet ist.

8. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventileinrichtung (11a, 11b) einen in einer Gehäusebohrung (13a, 13b) längsverschiebbaren Ventilkörper (12a, 12b) aufweist, der einen in der Druckleitung (3a, 3b) ausgebildeten Ventilsitz (17a, 17b) ansteuert, wobei der mit dem Verbraucher (4) in Verbindung stehende Abschnitt der Druckleitung (3a, 3b) mit der Gehäusebohrung (13a, 13b) in Verbindung steht, der mit der Pumpe (2) in Verbindung stehende Abschnitt der Druckleitung (3a, 3b) an eine an die Gehäusebohrung (13a, 13b) angeformte Ringnut (15a, 15b) angeschlossen ist und der Ventilsitz (17a, 17b) im Bereich der Ringnut (15a, 15b) ausgebildet ist.

9. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventileinrichtung (11a, 11b) einen in Richtung der Sperrstellung wirkenden Steuerdruckraum (18a, 18b) aufweist, der zwischen dem Ventilkörper (12a, 12b) und der Gehäusebohrung (13a, 13b) ausgebildet ist, wobei der Steuerdruckraum (18a, 18b) mittels einer Steuerdruckleitung (19a, 19b) mit dem mit der Pumpe (2) in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung (3a, 3b) in Verbindung steht.

10. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder (21a, 21b) in einem zwischen der Gehäusebohrung (13a, 13b) und dem Ventilkörper (12a, 12b) ausgebildeten, tankentlasteten Federraum (20a, 20b) angeordnet ist und als Druckfeder ausgebildet ist.

11. Hydrostatisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventileinrichtung (11a, 11b) mit einem Ausgleichskolben (22a, 22b) zum Ausgleich der an dem Durchmesser des Ventilsitzes (17a, 17b) des Ventilkörpers (12a, 12b) anstehenden Kraft in Wirkverbindung steht.

12. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Ausgleichskolben (22a, 22b) axial abgestützt ist und einen in Richtung der Sperrstellung der Ventileinrichtung (11a, 11b) wirkenden Ausgleichsdruckraum (25a, 25b) aufweist, der mit dem mit dem Verbraucher (4) in Verbindung stehenden Abschnitt der Druckleitung (3a, 3b) in Verbindung steht.

13. Hydrostatisches Antriebssystem nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Ausgleichskolben (22a, 22b) in einer Längsbohrung (24a, 24b) des Ventilkörpers (12a, 12b) angeordnet ist, wobei der Ausgleichsdruckraum (25a, 25b) mittels einer in dem Ventilkörper (12a, 12b) ausgebildeten Bohrung (26a, 26b) mit der dem Ventilsitz (17a, 17b) zugewandten Stirnseite des Ventilkörpers (12a, 12b) in Verbindung steht.

14. Hydrostatisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 11 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerdruckfläche (28a, 28b) des Ausgleichsdruckraums (25a, 25b) des Ausgleichskolbens (22a, 22b) und der Durchmesser des Ventilsitzes (17a, 17b) des Ventilkörpers (12a, 12b) die gleiche Fläche aufweisen.

15. Hydrostatisches Antriebssystem nach einem der Ansprüche 12 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Ausgleichskolben (22a, 22b) an einer den Steuerdruckraum (18a, 18b) begrenzenden Stirnfläche der Gehäusebohrung (13a, 13b) axial abgestützt ist.

16. Hydrostatisches Antriebssystem nach einem der Anspruch 11 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerdruckfläche (27a, 27b) des in Richtung der Sperrstellung der Ventileinrichtung (11a, 11b) wirkenden Steuerdruckraums (18a, 18b) als Differenzfläche der in dem Steuerdruckraum (18a, 18b) angeordneten Stirnseite des Ventilkörpers (12a, 12b) und des Durchmessers des Ausgleichskolbens (22a, 22b) gebildet ist, wobei der Ventilkörper (12a, 12b) im Bereich des Steuerdruckraums (18a, 18b) einen größeren Durchmesser als im Bereich des Ventilsitzes (17a, 17b) aufweist.

17. Hydrostatisches Antriebssystem nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Antriebssystem als Fahrantrieb eines Fahrzeugs, insbesondere eines Flurförderzeugs, ausgebildet ist.