DE4210251C2

DE4210251C2 - Steuerungsanordnung für Fahrzeuge mit hydrostatischem Zusatzantrieb

Info

Publication number: DE4210251C2
Application number: DE4210251A
Authority: DE
Inventors: Gustav Leidinger
Original assignee: O&K Orenstein and Koppel GmbH
Current assignee: CNH Industrial Baumaschinen GmbH
Priority date: 1992-03-28
Filing date: 1992-03-28
Publication date: 1995-04-27
Anticipated expiration: 2012-03-29
Also published as: DE4210251A1; DE59300365D1; EP0563515B1; ATE125210T1; EP0563515A1

Description

Die Erfindung betrifft eine Steuerungsanordnung für Fahrzeuge mit hydro statischem Zusatzantrieb für eine oder mehrere Achsen, insbesondere für Grader, nach dem Oberbegriff des ersten Patentanspruches.

Neben Baumaschinen können beispielsweise auch Landmaschinen, Zugmaschi nen, deren Anhänger für niedrige Geschwindigkeiten einen Antrieb aufwei sen, Militärfahrzeuge und dgl. zweckmäßigerweise mit einem solchen hydro statischen Zusatzantrieb ausgerüstet sein.

Die der Erfindung zugrunde liegende Problematik wird im folgenden zur besseren Verständlichkeit am Beispiel eines Graders erläutert. Sie ist jedoch auf andere Baumaschinen und Fahrzeuge übertragbar, die gleicherma ßen wie ein Grader über einen Hauptantriebsstrang ständig angetriebene Treibräder sowie einen zuschaltbaren Zusatzantrieb für weitere Räder, also beispielsweise die Vorderräder aufweisen.

Bei einer Steuerungsanordnung der gattungsgemäßen Art besteht in erster Linie die grundsätzliche Forderung, daß die zusätzlich angetriebenen Räder mit den Haupttreibrädern gleichlaufen, also sich bei gleicher Rad größe mit gleicher Drehzahl drehen. Zur Erzielung eines solchen Gleich laufs ist es aus der DE 29 21 698 C2 bzw. der gattungsbildenden DE 29 21 756 C2 bekannt, über Sensoren sowohl die Drehzahl der zusätzlich angetriebenen Räder, als auch eine der Drehzahl der Haupttreibräder entsprechende Drehzahl eines rotierenden Teils des Hauptantriebsstranges zu erfassen. Diese Drehzahlen werden als Steuergrößen einer elektronischen Steuereinrichtung zugeführt, die entsprechend einem Vergleich der beiden Drehzahlen eine in ihrem Fördervolumen pro Umdrehung verstellbare Stellpumpe so steuert, daß die Drehzahl der zusätzlich angetriebenen Räder der der Hauptantriebsräder nachgeführt wird, um so den geforderten Gleichlauf zu erzielen.

Diese bekannte Art der Steuerung der Drehzahl der zusätzlich angetriebe nen Räder weist verschiedene Nachteile auf. So liegen im angesprochenen Fall eines Graders die zusätzlich angetriebenen Vorderräder offen, so daß die dort anzuordnenden empfindlichen Sensoren zur Drehzahlerfassung des Rades einer starken Verschmutzung ausgesetzt sind und sehr leicht beschä digt werden können. Als Ausweg bietet sich hier nur eine aufwendige Kapselung an. Weiterhin werden bei Gradern als Hydraulikmotoren für den Zusatzantrieb der Vorderräder neben Axial- auch Radialkolbenmotoren ver wendet, bei denen es sich um sogenannte Langsamläufer handelt. Bei sol chen Motoren drehen sich die rotierenden Teile entsprechend der Drehzahl des davon angetriebenen Rades. Dies bedeutet, daß im Langsamfahrbetrieb von den Drehzahlsensoren, bei denen es sich in der Regel um Induktivgeber handelt, lediglich niederfrequente Signale erzeugt werden, die eine ge naue Gleichlaufregelung nur sehr schwer ermöglichen. Darüber hinaus müs sen zur Verkabelung der Drehzahlsensoren an den Vorderrädern eines Graders lange Leitungswege in Kauf genommen werden.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Steuerungsanordnung der gattungsgemäßen Art derart weiterzubilden, daß sich eine direkte Drehzah lerfassung der zusätzlich angetriebenen Räder mit Hilfe eines entspre chenden Drehzahlsensors erübrigt und somit die vorstehend erörterten Nachteile vermieden werden.

Diese Aufgabe wird durch die im kennzeichnenden Teil des ersten Patentan spruches angegebenen Merkmale gelöst.

Die Erfindung geht dabei von folgender Erkenntnis aus: Unter der Forderung, daß sich die Haupttreibräder und die zusätzlich angetriebenen Räder mit gleicher Drehzahl drehen, ist der zum Antrieb der Hydraulikmotoren des Zusatzantriebes notwendige Förderstrom an Hydraulik flüssigkeit direkt abhängig von der Drehzahl der Haupttreibräder und vom Schluckvolumen der Hydraulikmotoren pro Umdrehung. Dieser Förderstrom muß von der Stellpumpe des Zusatzantriebes bereitgestellt werden und ist wiederum direkt abhängig von der Drehzahl des die Pumpe treibenden An triebsmotors und dem Fördervolumen pro Umdrehung der Pumpe. Aufgrund dieser gegenseitigen Abhängigkeit ist es möglich, die Drehzahl der Hy draulikmotoren durch eine von der Steuereinrichtung gesteuerte Einstel lung des Pumpenfördervolumens pro Pumpenumdrehung in Abhängigkeit des Verhältnisses der Drehzahl der Haupttreibräder zu der Drehzahl des An triebsmotors einzustellen, wie dies im kennzeichnenden Teil des Anspru ches 1 u. a. angegeben ist. Es genügt also, die elektronische Steuerein richtung eingangsseitig mit je einem geeigneten Sensor zur Erfassung der Drehzahl der Hauptantriebsräder bzw. des Antriebsmotors auszurüsten. Ausgangsseitig ist die Steuereinrichtung mit einem Stellglied an der Stellpumpe verbunden, um deren Fördervolumen pro Umdrehung entsprechend einer aus den Drehzahl-Eingangsgrößen abgeleiteten Stellgröße einzustel len.

Vorteilhafterweise kann also auf die unmittelbare Erfassung der Drehzahl der zusätzlich angetriebenen Räder verzichtet werden, da diese unmittel bar vom Wert des Pumpenfördervolumens pro Pumpenumdrehung und der Dreh zahl der Pumpe und damit der Drehzahl des die Pumpe treibenden Motors abhängt. Die Drehzahl der Haupttreibräder bzw. des Antriebsmotors kann dabei über Sensoren erfaßt werden, die üblicherweise am Antriebsmotor bzw. im Hauptantriebsstrang vorgesehen sind, also beispielsweise Induk tivgeber, die die Drehzahl des Schwungrades des Antriebsmotors zur An steuerung eines Drehzahlmessers bzw. die eines Getriebezahnrades, das zu den Haupttreibrädern ein festes Übersetzungsverhältnis aufweist, erfas sen. Letzterer Induktivgeber wird beispielsweise zur Ansteuerung des Fahrzeugtachometers verwendet.

Besonders einfach ist das Pumpenfördervolumen pro Pumpenumdrehung einzu stellen, wenn als Stellpumpe eine Axialkolbenpumpe mit in ihrem Schwenk winkel hydraulisch verstellbarer Schwenkwiege verwendet wird, da hierbei das Fördervolumen pro Pumpenumdrehung proportional zum Tangens des Schwenkwinkels der Schwenkwiege ist.

Dadurch ist es möglich, den Schwenkwinkel der Schwenkwiege mit der im zweiten Patentanspruch angegebenen Beziehung zu berechnen, wobei in die Beziehung einerseits die beiden zu messenden Steuergrößen, nämlich die Drehzahl eines vom Sensor erfaßten Rotations teils im Hauptantriebsstrang als Maß für die Drehzahl der Haupttreibräder und die Drehzahl des Antriebsmotors und andererseits die von der Ausle gung der gesamten Fahrantriebsvorrichtung abhängigen konstruktiven Kenn größen eingehen, nämlich das Schluckvolumen der für den Zusatzantrieb sorgenden Hydraulikmotoren pro Motorumdrehung, der maximale Schwenkwinkel der Schwenkwiege, das maximale Fördervolumen der Axialkolbenpumpe pro Pumpenumdrehung, ein konstantes Übersetzungsverhältnis eines ggf. zwi schen Antriebsmotor und Axialkolbenpumpe zwischengeschalteten Übersetzungsgetriebes so wie das konstante Übersetzungsverhältnis zwischen dem vom Sensor erfaßten Rotationsteil im Hauptantriebsstrang und den vom Hauptantriebsstrang angetriebenen Rädern. Aus der Berechnung des Schwenk winkels nach dieser Beziehung kann ein Steuersignal erzeugt werden, das über den Steuerausgang der Steuereinrichtung dem Stellorgan für den Schwenkwinkel der Axialkolbenpumpe zuführbar ist.

Im Zusammenhang mit der mittelbaren Erfassung der Drehzahl der Haupt treibräder durch die Abtastung eines Rotationsteils im Hauptantriebs strang, also beispielsweise eines Zahnrades im Lastschaltgetriebe, dessen Drehzahl in einem festen Übersetzungsverhältnis zur Drehzahl des zugehö rigen Haupttreibrades steht, ergibt sich der Vorteil, daß das von dem sich in der Regel schneller drehenden Rotationsteil im Hauptantriebs strang abgeleitete Meßsignal auch bei Langsamfahrt hochfrequent genug ist, um eine ausreichend genaue Drehzahlerfassung und schnelle Einstel lung des Fördervolumens pro Pumpenumdrehung der Axialkolbenpumpe zu er möglichen. Unkritisch ist in diesem Zusammenhang die Drehzahlerfassung am Antriebsmotor, da dieser in der Regel mit einer Drehzahl von etwa 1000 bis 2500/min läuft.

Durch die im dritten Anspruch angegebene Ausgestaltung der erfindungsge mäßen Steuerungsanordnung wird die Gleichlaufsteuerung der zusätzlich angetriebenen Räder noch in der Hinsicht verbessert, daß eine Kompensati on des sich mit abnehmender Drehzahl und mit zunehmendem Betriebsdruck verringernden volumetrischen Wirkungsgrades der Hydraulikmotoren und der Pumpe des Zusatzantriebs erfolgt. Mit Hilfe dieser Kompensation wird also einerseits der Gleichlauf zwischen den zusätzlich angetriebenen Rädern und den Haupttreibrädern optimiert. Andererseits kann das Maß der Kompensati on auch so eingestellt werden, daß die zusätzlich angetriebenen Räder mit einem gewissen Vorlauf - also schneller - gegenüber den Haupttreibrädern laufen. Bei Gradern mit zusätzlich angetriebenen Vorderrädern hat dies beispielsweise den Vorteil, daß beim Fahren von Kurven sich der von den Vorderrädern befahrene größere Kurvenradius nicht nachteilig auf das Fahrverhalten des Graders auswirkt. Bei einer Gleichlaufsteuerung der Vorderräder nach dem St.d.T., wo direkt die Drehzahl der Vorderräder erfaßt wird, führen der wegen des größeren Kurvenradius der Vorderräder bedingte Vorlauf und die damit verbundene höhere Drehzahl der Vorderräder dazu, daß die Steuerung den Ölförderstrom zurücknimmt, da sie die erhöhte Drehzahl der Vorderräder dahingehend wertet, daß die Vorderräder zu stark angetrieben werden. Dadurch können die Vorderräder so stark abgebremst werden, daß sie insbesondere bei losem Untergrund zum Rutschen kommen.

Dieser Effekt tritt bei der erfindungsgemäßen Steuerungsanordnung nicht auf, da die Drehzahl der Vorderräder nicht unmittelbar erfaßt wird. Wei sen die Vorderräder einen kompensationsbedingten Vorlauf auf, so bringen sie auch beim Durchfahren von Kurven noch eine Zugkraft auf den Boden auf. Die Wirkungskompensation bewirkt also auch, daß Kurven weitgehend ohne Aufbau von Spannungen zwischen Zusatz- und Hauptantrieb durchfahren werden können. Der dabei auftretende notwendige Vorlauf der Vorderräder und der dadurch größere Schluckstrom erhält seine Zusatzmenge aus dem kompensationsbedingten Überangebot der Stellpumpe. Dabei nimmt naturgemäß der Förderdruck und damit die erreichbare Zugkraft zwar ab, jedoch werden Verspannungen - wie bereits erläutert - vermieden, so daß ein Abschalten oder eine Freilaufschaltung des Zusatzantriebs, wie es bei den Antrieben nach dem eingangs genannten St.d.T. notwendig ist, entfallen kann.

Nach Patentanspruch 4 kann die Kompensationskurve als Wertepaartabelle oder Berechnungsformel in der Steuereinrichtung abgespeichert sein. Aus der Drehzahl des Hauptantriebsstranges, die unmittelbar mit der Fahrge schwindigkeit des Graders zusammenhängt, kann ein den Grad der Fördervo lumenvergrößerung der Stellpumpe bestimmender Kompensationswert ermittelt und das Pumpenfördervolumen pro Pumpenumdrehung entsprechend durch die Steuereinrichtung eingestellt werden. Aufgrund der vorstehenden Maßnahmen kann der Grad der Kompensation durch eine Änderung der Wertepaartabelle oder der Berechnungsformel relativ einfach und schnell geändert werden. Dies ist beispielsweise der Fall, wenn der praktische Fahreinsatz eine solche Änderung wünschenswert macht. Hier ist insbesondere auch an Ver schleißerscheinungen im Zusatzantrieb zu denken, da sich der volumetri sche Wirkungsgrad durch einen Verschleiß im Laufe der Zeit verringern kann.

Ein die Fahreigenschaften eines Grader stark beeinflussendes Kriterium ist die sogenannte "Aggressivität" der Vorderräder, womit ein bestimmter ständig vorhandener Vorlauf der Vorderräder gegenüber den Haupttreibrä dern verstanden wird. Gemäß der in Anspruch 5 angegebenen Maßnahmen kann eine solche Aggressivität der Vorderräder durch die angegebene Zusatz schalteinrichtung eingestellt werden, mittels derer das Pumpenfördervolu men pro Pumpenumdrehung ggf. auch noch über das Maß der Wirkungsgradkom pensation hinaus vergrößerbar ist. Dabei hat sich gezeigt, daß eine stu fenweise Vergrößerung des Pumpen-Fördervolumens pro Pumpenumdrehung (An spruch 6) für eine befriedigende Einstellung der Aggressivität vorteil haft ist. Eine stufenlose Einstellbarkeit der Aggressivität würde den Maschinenführer nur dazu veranlassen, unnötig oft eine Änderung der Ein stellung vornehmen zu wollen. Es hat sich gezeigt, daß bereits Stufen sprünge von ca. 2% zweckmäßig sind, um den gewünschten Effekt, nämlich ein starkes Ziehen der Vorderräder, zu erreichen.

Besonders geeignet für eine Steuereinrichtung ist ein Mikroprozessor (Anspruch 7), da er die variablen Betriebsdaten über entsprechende Si gnaleingänge erfassen, mit den intern gespeicherten, konstanten konstruk tiven Kenngrößen, also z. B. die zum Anspruch 2 genannten Kenngrößen des Zusatzantriebs und der im Anspruch 4 angegebenen Kompensationskurve wei terverarbeiten und entsprechende Steuersignale für die Einstellung des Pumpenfördervolumens pro Pumpenumdrehung über Steuerausgänge abgeben kann ein solcher Mikroprozessor ist auch mit Vorteil mit einem Datenein gabe-Gerät zur Eingabe und/oder Änderung der konstruktiven Kenngrößen der Steuerungsanordnung (Anspruch 8) kombinierbar. Zur Vermeidung einer Fehl einstellung der Steuerungsanordnung durch den Anwender kann dabei vorge sehen sein, daß über ein solches Eingabegerät nur mit der Betreuung des Graders beauftragte Servicepersonen verfügen.

Zusammenfassend ergeben sich durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Steuerungsanordnung in fahrtechnischer Hinsicht weitere Vorteile, näm lich, daß über eine Zugkraftvorwahl durch entsprechende Einstellung der Aggressivität der Vorderräder eine optimale Anpassung des Graders an die jeweiligen Einsatz- und Bodenverhältnisse erfolgen kann. Darüber hinaus kann sich der Maschinenführer beim Einsatz des Graders nach dem Schlupf verhalten der Vorderräder orientieren und muß nicht mehr die schwer ein sehbaren Hinterräder beobachten. Weiterhin können die Vorderräder bei teilentlasteter Vorderachse nicht mehr durchdrehen, so daß keine Blind leistung verbraucht wird. Dadurch wird der Grader insgesamt leistungs stärker.

Weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung sind der nach folgenden Beschreibung entnehmbar, in der ein Ausführungsbeispiel anhand der beiliegenden Figuren näher erläutert wird. Es zeigen:

Fig. 1 eine teilweise aufgebrochene, schematisierte Seitenansicht eines Graders,

Fig. 2 ein Blockschaltbild der erfindungsgemäßen Steuerungsanord nung und

Fig. 3 ein Diagramm des volumetrischen Gesamtwirkungsgrades der den Zusatzantrieb zugeordneten Stellpumpe und Hydraulikmo toren in Abhängigkeit der Fahrgeschwindigkeit des Graders mit einer Kompensationskurve.

Wie in Fig. 1 erkennbar ist, weist der Grader an seinem (nicht darge stellten) Hinterrahmen gelagert einen Antriebsmotor 1 auf, an den ein Lastschaltgetriebe 2 entweder mit integriertem Drehmomentwandler oder mit Kupplung gekoppelt ist. Über diesen Hauptantriebsstrang mit einer eben falls nicht näher dargestellten Tandemachse werden die Hinterräder 3 des Graders ständig angetrieben. Der Fahrantrieb des Graders umfaßt weiterhin einen zuschaltbaren Zusatzantrieb für die Vorderräder 3′ in Form von in die Vorderräder 3′ integrierten Hydraulikmotoren, von denen in Fig. 1 der Hydraulikmotor 9 des linken Vorderrades 3′ gestrichelt dargestellt ist.

Die weiteren in Fig. 1 erkennbaren Bauteile des Graders sind völlig üblich und bedürfen daher keiner weiteren Erläuterung.

Aus Fig. 2 wird der grundsätzliche Aufbau einer Steuerungsanordnung deutlich, wie sie in dem Grader nach Fig. 1 eingesetzt ist. Es ist wie derum der zentrale Antriebsmotor 1 in Form eines 6-Zylinder-Dieselmotors erkennbar, der mit einem Lastschaltgetriebe 2 mit integriertem Drehmo mentwandler zum Antrieb der in Fig. 2 schematisch dargestellten Hinter räder 3 des Graders gekoppelt ist. Das Lastschaltgetriebe 2 ist über den elektro-hydraulischen Steuerblock 4 elektrisch mit einem Gangschalter 5 verbunden, über den der jeweilige Fahrgang anwählbar ist. Dem Lastschalt getriebe 2 sind zwei Induktivgeber 6, 7 zugeordnet, deren erster 6 die Drehzahl des Schwungrades des Antriebsmotors 1 erfaßt. Der zweite Induk tivgeber 7 erfaßt die Drehzahl eines abtriebsseitig am Lastschaltgetriebe 2 angeordneten Zahnrades 8, das ein festes Übersetzungsverhältnis c_S zum Hinterrad 3 aufweist.

Als Zusatzantrieb für die beiden Vorderräder 3′ des Graders dienen die beiden hydraulisch parallel geschalteten Hydromotoren 9, 10, bei denen es sich um sogenannte Langsamläufer in Form von Radialkolbenmotoren handelt. Die Vorlaufleitung 11 und die Rücklaufleitung 12 können mit Hilfe eines Steuerventils 13 kurzgeschlossen bzw. mit den beiden Ausgängen der vom Antriebsmotor 1 direkt angetriebenen Stellpumpe 14 verbunden werden. Weiterhin ist jeweils ein Steuereingang an den Hydraulikmotoren 9, 10 mit einer hydraulischen Steuerleitung 15 verbunden, in der ein Umschaltventil 16 angeordnet ist. Mit dessen Hilfe kann das Schluckvolumen der Hydrau likmotoren 9, 10 verändert werden.

Bei der Stellpumpe 14 handelt es sich um eine Axialkolbenpumpe mit einer in ihrem Schwenkwinkel A hydraulisch verstellbaren Schwenkwiege. Das Fördervolumen V_P der Stellpumpe 14 pro Pumpenumdrehung ist proportional zum Tangens des Schwenkwinkels A der Schwenkwiege. Es gilt also:

V_P/V_Pmax = tg A/tg A_max
mit V_Pmax = maximales Fördervolumen pro Pumpenumdrehung,
A_max = maximaler Schwenkwinkel der Schwenkwiege.

Der Schwenkwinkel A ist mit Hilfe einer nicht näher dargestellten hydrau lischen Verstellvorrichtung an der Stellpumpe 14 variierbar, die durch eine Speisepumpe 17 mit Hydraulikflüssigkeit versorgt wird. Die hydrauli sche Stellvorrichtung wird mit Hilfe zweier Proportionalmagnetventile 18, 19 gesteuert. Diese Speisepumpe 17 ergänzt auch das aus Stellpumpe 14 und Radialkolbenmotoren 9, 10 austretende Lecköl und tauscht einen Teil strom vom im geschlossenen Kreislauf befindlichen Öles zur Kühlung aus.

Als zentrale Steuereinrichtung dient der Mikroprozessor 20, der eingangs seitig mit dem Gangschalter 5 bzw. dem elektro-hydraulischen Steuerblock 4, mit den beiden Induktivgebern 6, 7, einem Ein-Aus-Schalter 21 und einem 8-stufigen Stufenschalter 22 verbunden ist. Ausgangsseitig ist der Mikro prozessor 20 mit dem Steuerventil 13, dem Umschaltventil 16 und den bei den Proportional-Magnetventilen 18, 19 verbunden. Darüber hinaus kann der Mikroprozessor 20 über eine entsprechende Steckverbindung 23 mit einem externen Dateneingabegerät 24 verbunden werden.

Alle elektrischen Komponenten werden vom Bordnetz mit elektrischer Ener gie versorgt, was durch die Batterie 25 in Fig. 2 angedeutet ist.

Mit Hilfe des Mikroprozessors 20 werden die eingangsseitig anstehenden Signale von den verschiedenen elektrischen Komponenten entsprechend einem im Mikroprozessor 20 abgespeicherten Steuerprogramm weiterverarbeitet. Als Ergebnis gibt der Mikroprozessor 20 über seine Steuerausgänge ver schiedene Signale an das Steuerventil 13, das Umschaltventil 16 und die Proportional-Magnetventile 18, 19 ab. Dies erfolgt entsprechend der nach folgenden Beschreibung:

Der Mikroprozessor 20 ermittelt aus dem vom Induktivgeber 6 am Schwungrad des Antriebsmotors 1 herangeführten Signal die Drehzahl n_M des Antriebs motors 1, die bei Vorhandensein eines Übersetzungsgetriebes zwischen An triebsmotor 1 und Stellpumpe 14 mit dem Übersetzungsverhältnis c_M des Übersetzungsgetriebes zu dividieren ist. Für den in Fig. 2 dargestellten Fall des Direktantriebs der Stellpumpe 14 durch den Antriebsmotor 1 hat das Übersetzungsverhältnis c_M den Wert 1. Weiterhin ermittelt der Mikro prozessor 20 aus dem vom Induktivgeber 7 erzeugten Signal die Drehzahl n_S des Zahnrades 8 und setzt diese durch Division mit dem Übersetzungsver hältnis c_S zwischen dem Zahnrad 8 und dem Hinterrad 3 in die Drehzahl des Hinterrades 3 um. Neben dem Wert des Übersetzungsverhältnisses c_S und ggf. des Übersetzungsverhältnisses cM sind im Speicher des Mikroprozes sors 20 weitere Betriebskenngrößen der Steuerungsanordnung gespeichert, nämlich das Schluckvolumen V_R der Hydraulikmotoren 9, 10 pro Umdrehung, der maximale Schwenkwinkel A_max der Schwenkwiege der Stellpumpe 14 und das maximale Fördervolumen V_Pmax der Stellpumpe 14 pro Pumpenumdrehung. Mit Hilfe dieser Kenngrößen ermittelt der Mikroprozessor 20 den Schwenk winkel A der Schwenkwiege nach der Beziehung:

tg A = (2 × V_R × tg A_max × n_S/c_S)/(V_Pmax × n_M/c_M).

Unter theoretischen Bedingungen würde sich bei diesem Schwenkwinkel A ein Gleichlauf zwischen den von den Hydraulikmotoren 9, 10 angetriebenen Vor derrädern und den Hinterrädern 3 des Graders ergeben. Allerdings ist hierbei noch der volumetrische Wirkungsgrad vernachlässigt, der in Fig. 3 näher dargestellt ist. Auf der Abszisse dieses Diagramms ist die Fahrgeschwindigkeit des Graders dargestellt, die proportional zur Dreh zahl der Hinterräder ist. Auf der Ordinate ist der volumetrische Gesamt wirkungsgrad E_vol für die Kombination aus den Hydraulikmotoren 9, 10 und der Stellpumpe 14 angegeben. Die vier dünn ausgezogenen Kurven stellen den Verlauf des volumetrischen Gesamtwirkungsgrades in Abhängigkeit der Fahrgeschwindigkeit bei vier unterschiedlichen Betriebsdrücken - nämlich 100 bar, 200 bar, 300 bar und 400 bar - des hydraulischen Zusatzantriebs dar. Daraus ist erkennbar, daß der volumetrische Gesamtwirkungsgrad mit abnehmender Fahrgeschwindigkeit und zunehmendem Betriebsdruck absinkt. Zur Kompensation dieser Wirkungsgradabnahme ist die stark ausgezeichnete Kompensationskurve K als Berechnungsformel im Speicher des Mikroprozes sors 20 abgespeichert. Wird nun über die Erfassung der Drehzahl der Hin terräder 3 eine Fahrgeschwindigkeit von beispielsweise 2,0 km/h ermit telt, berechnet der Mikroprozessor 20 mit Hilfe der Berechnungsformel daraus den volumetrischen Wirkungsgrad zu E_vol = 79,6%. Mit diesem Wert wird der wie oben geschildert berechnete Wert des Schwenkwinkels A kom pensiert zu:

tg A_comp = tg A/E_vol = 1,256 × tg A

Im Zusammenhang mit der Kompensationskurve K ist zu ergänzen, daß diese bei niedrigen Fahrgeschwindigkeiten unterhalb etwa 4 km/h etwa dem Ver lauf des volumetrischen Wirkungsgrades bei 200 bar entspricht. Wird nun der hydraulische Zusatzantrieb bei 100 bar betrieben, so findet eine Überkompensation der Wirkungsgradabnahme mit einem erhöhten Vorlauf der Vorderräder statt. Dies ist jedoch durchaus wünschenswert, da dadurch beispielsweise beim Befahren von Kurven die Vorderräder trotz ihres grö ßeren Kurvenradius nach wie vor angetrieben laufen und somit Zugkräfte aufbauen können.

Falls andererseits der hydraulische Zusatzantrieb mit einem Druck von größer 200 bar betrieben wird, ist die druckbedingte Absenkung des volumetrischen Wirkungsgrades so gering, daß bei den bei hohen Zugkräften ohnehin auftretenden Schlupfwerten der etwas geringere Schlupf der Vor derräder sich nicht nachteilig auf das Fahrverhalten auswirkt, weil dabei die ausgeübte hohe Zugkraft nicht nennenswert abfällt.

Darüber hinaus wirkt sich der Vorlauf der Kompensationsmenge, also die beschriebene Überkompensation vorteilhaft auf die Befahrbarkeit enger Kurven aus. Aus fahrtechnischen Gründen können enge Kurven nur langsam durchfahren werden, wobei jedoch ein größerer Vorlauf der Vorderräder wegen des größeren Unterschiedes im Kurvenradius gegenüber den Hinterrä dern notwendig ist. Dieser größere Vorlauf ist jedoch gerade bei engen Kurven gegeben, da diese mit kleinerer Geschwindigkeit durchfahren werden und damit eine größere Überschußmenge von der Pumpe geliefert wird.

Über die Wirkungsgradkompensation hinaus ist mit Hilfe des Stufenschal ters 22 eine weitere Erhöhung des Schwenkwinkels A und damit des Vorlau fes der Vorderräder gegenüber den Hinterrädern möglich. Dazu ist über den Stufenschalter 22 dem Mikroprozessor 20 ein Stufensignal eingebbar, auf grund dessen der Schwenkwinkel A in Stufen von 2%, 4%, 6%, 8%, 10% gegenüber dem ermittelten kompensierten Schwenkwinkel A_comp erhöht werden kann. Damit läßt sich die sogenannte "Aggressivität" der Vorderräder steigern, da diese aufgrund des höheren Fördervolumens der Stellpumpe 14 pro Pumpenumdrehung eine höhere Zugkraft aufbauen können. Stellt der Maschinenführer bei Einstellung einer bestimmten Schaltstufe - beispiels weise 6% - fest, daß die Vorderräder zum Durchdrehen neigen, kann er durch Zurückdrehen des Stufenschalters 22 auf beispielsweise 4% eine entsprechend geringere Aggressivität der Vorderräder einstellen. Weiter hin ist für den Fall, daß der Vorderradantrieb nur wenig Zugkraft auf bringen soll, auch eine "negative" Aggressivitätseinstellung mit -2% und -4% neben 0% möglich.

Über das mit dem Mikroprozessor 20 verbindbare Dateneingabegerät 24 kön nen sowohl die im Mikroprozessor 20 gespeicherten Kenngrößen als auch die Kompensationskurve entsprechend speziellen Anforderungen verändert wer den.

Durch den Ein-Aus-Schalter kann der Zusatzantrieb zu- bzw. abgeschaltet werden. Entsprechend gibt der Mikroprozessor 20 Signale an das Steuerven til 13 und die Proportional-Magnetventile 18, 19 ab. Wird der Zusatzan trieb beispielsweise ausgeschaltet, so wird das Steuerventil 13 auf die in Fig. 2 gezeigte Kurzschlußstellung geschaltet und der Schwenkwinkel A der Schwenkwiege durch entsprechende Ansteuerung der Proportional-Magnet ventile 18, 19 auf den Wert 0 gestellt.

Aufgrund der eingangsseitigen Verbindung des Mikroprozessors 20 mit dem Gangschalter 5 bzw. dem elektro-hydraulischen Steuerblock 4 kann einer seits ein automatisches Abschalten des Zusatzantriebs beispielsweise bei einem Fahrbetrieb im höchsten, d. h. 6. Gang des Graders erfolgen.

Darüber hinaus kann der Mikroprozessor 20 durch die genannte Verbindung über eine entsprechende Ansteuerung des Umschaltventils 16 das Schluckvo lumen der Hydraulikmotoren 9, 10 um ein bestimmtes, konstantes Verhältnis verändern. Durch Umschaltung des Schluckvolumens auf den kleineren Wert in den höheren Gängen und damit größeren Geschwindigkeiten wird der nöti ge Förderstrom für die Radialkolbenmotoren verringert. Deshalb können Stellpumpe 14 und Schlauchleitungen kleiner dimensioniert werden. Zwar sinkt dann die von den Vorderrädern 3′ aufbringbare Zugkraft, doch kann dies hingenommen werden, da bei höheren Geschwindigkeiten aufgrund der vorgegebenen Leistung des Antriebsmotors 1 auch die Zugkraft der Hinter räder 3 entsprechend absinkt. Falls das Schluckvolumen um den Faktor f reduziert wird, ist in der Formel für die Errechnung von tg A für den Wert V_R dann f × V_R zu setzen.

Claims

1. Steuerungsanordnung für Fahrzeuge mit hydrostatischem Zusatzantrieb für eine oder mehrere Achsen, insbesondere für Grader, mit

- einem Antriebsmotor (1),
- ständig angetriebenen Hinterrädern (3), die über ein Lastschalt getriebe (2) im Hauptantriebsstrang mit dem Antriebsmotor (1) gekoppelt sind,
- über zugeordnete Hydraulikmotoren (9 und 10) zuschaltbare weitere Räder (Vorderräder 3′), die von einer mit dem Antriebsmotor (1), insbesondere über ein Übersetzungsgetriebe, gekoppelten Stellpum pe (14) mit verstellbarem Fördervolumen pro Umdrehung betreibbar sind,
- einem Sensor (7) zur Erfassung der Drehzahl der ständig angetrie benen Hinterräder (3) und
- einer Steuereinrichtung (20), der die Drehzahlsignale der ständig angetriebenen Hinterräder (3) zugeführt werden und die in Abhän gigkeit der Drehzahlsignale der ständig angetriebene Hinterräder (3) über ein Stellglied (Proportional - Magnetventile (18 und 19) das Fördervolumen pro Umdrehung der Stellpumpe (14) einstellt,

dadurch gekennzeichnet, daß ein weiterer Sensor (6) zur Erfassung der Drehzahl des Antriebsmotors (1) eingangsseitig mit der Steuereinrich tung (20) verbunden ist, wobei die Steuereinrichtung (20) die Dreh zahl der Hydraulikmotoren (9 und 10) durch die Einstellung des För dervolumens pro Umdrehung der Stellpumpe (14) in Abhängigkeit des Verhältnisses der Drehzahl der ständig angetriebenen Hinterräder (3) zur Drehzahl des Antriebsmotors (1) festlegt.

2. Steuerungsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Stellpumpe (14) eine Axialkolbenpumpe mit in ihrem Schwenkwinkel (A) hydraulisch verstellbarer Schwenkwiege und das Fördervolumen pro Pumpenumdrehung proportional zum Tangens des Schwenkwinkels (A) der Schwenkwiege sind und daß die Steuereinrichtung (20) eingangsseitig zur Erfassung der Drehzahl der ständig angetriebenen Hinterräder (3) mit einem Sensor (Induktivgeber (7)) zur Abtastung der Drehzahl eines Rotationsteils (Zahnrad (8)) im Hauptantriebsstrang nach dem Last schaltgetriebe (2) verbunden ist, das zu den ständig angetriebenen Hinterrädern (3) ein festes Übersetzungsverhältnis aufweist, und daß der Schwenkwinkel (A) der Schwenkwiege mittels der Steuereinrichtung (20) nach der Beziehung tg A = (2 × V_R × tg A_max × n_S/c_S)/(V_Pmax × n_M/c_M)mit
V_R : Schluckvolumen des Hydraulikmotors (9 und 10) pro Umdrehung,
A_max : maximaler Schwenkwinkel der Schwenkwiege,
V_Pmax : maximales Fördervolumen der Stellpumpe (14) pro Pumpenumdre hung
n_M: Drehzahl des Antriebsmotors (1),
c_M : Übersetzungsverhältnis eines Übersetzungsgetriebes zwischen Antriebsmotor (1) und Stellpumpe (14),
n_S: Drehzahl eines Rotationsteils (Zahnrad (8)) im Hauptantriebsstrang nach dem Lastschaltgetriebe (2) und
c_S: Übersetzungsverhältnis zwischen dem Rotationsteil (Zahnrad (8)) im Hauptantriebsstrang nach dem Lastschaltgetriebe (2) und den ständig angetriebenen Hinterrädern (3)
berechnet und über einen Steuerausgang der Steuereinrichtung (20) entsprechend eingestellt wird.

3. Steuerungsanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Fördervolumen V_P der Stellpumpe (14) pro Pumpenumdrehung mittels der Steuereinrichtung (20) zur Kompensation des mit abneh mender Umdrehungszahl und mit zunehmendem Beaufschlagungsdruck sich verringernden volumetrischen Wirkungsgrades (E_vol) der Hydraulikmoto ren (9 und 10) und der Stellpumpe (14) vergrößerbar ist.

4. Steuerungsanordnung nach Anspruch 3, gekennzeichnet durch eine in der Steuereinrichtung (20) als Wertepaartabelle oder Berechnungsformel abgespeicherte Kompensationskurve (K), anhand derer aus der Drehzahl der ständig angetriebenen Hinterräder (3) ein den Grad der Fördervo lumenvergrößerung bestimmender Kompensationswert ermittelt und um den das Fördervolumen der Stellpumpe (14) pro Pumpenumdrehung entspre chend korrigiert wird.

5. Steuerungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, gekennzeichnet durch eine der Steuereinrichtung (20) eingangsseitig vorgeschaltete, manuell betätigbare Zusatzschalteinrichtung (Stufenschalter (22)), mittels derer das Fördervolumen der Stellpumpe (14) pro Pumpenumdre hung zur Erhöhung des Vorlaufs der vom Zusatzantrieb angetriebenen Vorderräder (3′) gegenüber den ständig angetriebenen Hinterrädern (3) veränderbar ist.

6. Steuerungsanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Zusatzschalteinrichtung (Stufenschalter (22)) mehrere Schaltstufen zur stufenweisen Vergrößerung des Pumpen-Fördervolumens pro Pumpenum drehung aufweist.

7. Steuerungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekenn zeichnet, daß die Steuereinrichtung einen Mikroprozessor (20) be inhaltet.

8. Steuerungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekenn zeichnet, daß die Steuereinrichtung (20) mit einem Dateneingabegerät (24) zur Eingabe und/oder Änderung von konstruktiven Kenngrößen des Fahrantriebs oder der Kompensationskurve (K) verbindbar ist.