DE4425130A1 - Hydrostatischer Fahrantrieb mit proportionaler Drucksteuerung - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen hydrostatischen Fahrantrieb gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1.

Hydrostatische Fahrantriebe mit einem geschlossenen Kreislauf sind z. B. für Radladersysteme im Stand der Technik bekannt (siehe Fig. 1). Bei derartigen hydrostatischen Fahrantrieben wird das Fahrzeug über die Axialkolbenpumpe direkt vom Verbrennungsmotor angetrieben. Die in die Axialkolbenpumpe integrierte Füllpumpe mit konstantem Fördervolumen­ strom erzeugt durch ihren Fördervolumenstrom an einer Blende einen drehzahlabhängigen Druckabfall. Dieser Druckabfall wird auf ein Druck­ minderventil gegeben, das ein verstärktes Drucksignal erzeugt, welches mittels eines Fahrtrichtungsventils auf eine entsprechende Seite des Servokolbens des Servosystems der Axialkolbenpumpe wirkt. Somit wird die Axialkolbenpumpe drehzahlabhängig im Fördervolumenstrom ver­ ändert, d. h. hubvolumengeregelt. Der Fördervolumenstrom ergibt sich aus dem Zusammenwirken der hochdruck- und drehzahlabhängigen Kräfte des Axialkolbentriebwerks, den Federkräften der Feder im Servosystem und dem Steuerdruck am Servokolben.

Die üblichen Schwenkwinkel-Lageregelungen erlauben eine Geschwindig­ keitssteuerung eines Fahrzeuges, die systemdruckunabhängig arbeitet. Diese Ansteuerungen sind z. B. für Radlader ungünstig. Insbesondere läßt sich über den Hochdruckteil des Systems durch Variieren der Antriebs­ drehzahl eine hydraulische Steuerung des Systemdruckes verwirklichen. Damit läßt sich die Zugkraft des Fahrzeuges regeln. Bei Planierarbeiten oder beim Ausrollverhalten von Radladern bewirkt eine Zugkraftregelung günstigere Fahreigenschaften.

Nachteile einer solchen hydraulischen Fahrautomatik liegen vor allen Dingen in einer aufwendigen Anpassung der Steuerung an die Kunden­ wünsche. Probleme liegen dabei unter anderem in der Schwierigkeit einer optimalen Anpassung an die Leistungscharakteristik des Verbrennungs­ motors. Die Leistung des Verbrennungsmotors wird nur im oberen Drehzahlbereich gut genutzt. Im unteren und mittleren Drehzahlbereich müssen Reserven für Nebenverbraucher vorgesehen werden, da sonst die Sicherheit gegen ein Abwürgen des Verbrennungsmotors nicht mehr vorhanden ist.

Derartige Anpassungsschwierigkeiten lassen sich zwar durch die Ver­ wendung einer Steuerelektronik eliminieren (Fig. 2), die Steuerelektronik ist jedoch deshalb relativ kompliziert und erfordert komplexe Wechselwir­ kungen zwischen Elektronik, Sensorik und Bauteilkomponenten.

Bei einem hydrostatischen Fahrantrieb mit einer derartigen Steuerelek­ tronik wird die verstellbare Axialkolbenpumpe mit einem konventionellen elektrohydraulischen Servoverstellventil schwenkwinkel-lagegeregelt. Die Leistungsanpassung erfolgt durch Erfassung der aktuellen Drehzahl mit einem Drehzahlsensor und einem Gaspedalsensor. Der Vergleich dieser Werte mit der sogenannten Leerlaufkennlinie ergibt die Kennlinie der Drehzahldrückung des Verbrennungsmotors und erlaubt so eine Abschät­ zung des abgegebenen Drehmomentes. Die Drucksensoren ermöglichen die Steuerung der verstellbaren Axialkolbenpumpe derart, daß der Sy­ stemdruck im geschlossenen Regelkreis geregelt wird. Durch einen sol­ chen Aufbau werden alle notwendigen Fahreigenschaften z. B. eines Radladers bis hin zur Regelung der Zugkraft zwar ermöglicht, der große Nachteil eines solchen Konzeptes liegt aber in der Notwendigkeit, teure und in der Regel anfällige Drucksensoren im System vorsehen zu müs­ sen.

Es sind Drucksteuerungen in hydrostatischen Getrieben bekannt, die auch elektrisch proportional gesteuert werden können. Die verwendeten hydro­ dynamischen Wandler weisen zwar den gewünschten Momentenanstieg auf, haben jedoch eine geringe Verzögerung in Verbindung mit der Fahrzeugmasse.

Das Ziel der Erfindung besteht daher darin, einen hydrostatischen Fahr­ antrieb zu schaffen, bei welchem das Verhalten eines hydrodynamischen Wandlers bezüglich des Druckaufbaus nachbildbar und dieser Druck­ aufbau frei wählbar ist und bei welchem die Vorzüge eines hydrostati­ schen Getriebes für die Verzögerungsfunktion realisiert und die Nachteile der Antriebe des Standes der Technik vermieden werden.

Dieses Ziel wird mit einem hydrostatischen Fahrantrieb mit den Merkma­ len gemäß Anspruch 1 erreicht.

Danach weist der hydrostatische Fahrantrieb mit geschlossenem Kreislauf eine proportionale Drucksteuerung auf, die mittels einer Proportional­ druck-Ventileinheit realisiert wird, mit welcher die direkt auf die Stell­ zylinder der Verstellpumpe wirkende proportionale Drucksteuerung eine Fahrgeschwindigkeit erzeugt wird, welche nur durch ein am Ausgang des hydrostatischen Fahrantriebs bereitgestelltes Drehmoment bestimmt ist. Bei einem derartigen hydrostatischen Fahrantrieb gemäß der Erfindung wird die Fahrgeschwindigkeit somit nur durch die Bereitstellung eines Drehmomentes an seinem Ausgang erzeugt, d. h. die Drehzahl ist frei wählbar und kann die maximale Drehzahl oder weniger betragen. Im Gegensatz zu einem herkömmlichen Kraftfahrzeug wird keine Drehzahl zugeordnet. Das Fahrzeug wird also nur mit dem Druck auf die Hydro­ motoren bewegt, wobei der Schwenkwinkel der Verstellpumpe für ge­ wünschte Leistungsreduzierungen in zweiter Linie verändert werden kann, d. h. die Leistungsbegrenzung kann alternativ dazu angepaßt werden. Diese Schwenkwinkeländerung muß nicht unbedingt elektronisch, sie kann auch mittels eines herkömmlichen mechanischen Drehmomentbegrenzers realisiert werden, der allein vom Hochdruck geführt ist.

Die Fahrgeschwindigkeit ergibt sich somit aus dem Rollwiderstand, der aus dem Fahrbahnprofil und den Fahrzeugverlustmomenten herrührt. Um also eine konstante Geschwindigkeit zu fahren, muß das Drehmoment ständig korrigiert werden, wenn der Rollwiderstand infolge Steigung oder Gefälle wechselt. Die Steuerung des Abtriebsmomentes des hydrostati­ schen Antriebes wird durch die erwähnte proportionale Drucksteuerung in einem Proportionaldruck-Ventil realisiert, wobei die proportionale Drucksteuerung direkt auf die Stellzylinder der Verstellpumpe wirkt. Ein wesentlicher Vorteil dieser Steuerung liegt in der dynamischen Stabilität des gesamten Antriebes; es liegt keine Regelung vor. Insbesondere für Radlader führt eine derartige proportionale Drucksteuerung zu ausge­ zeichneten Fahreigenschaften.

Das erfindungsgemäße hydrostatische Antriebskonzept basiert demzufolge auf der Verwendung einer proportionalen Drucksteuerung, die elektrisch oder mechanisch sein kann, mit welcher ein Zugkraftaufbau und damit ein Geschwindigkeitsanstieg, eine konstante Verzögerung hydrostatisch, eine überlagerte Lastbegrenzungsregelung oder -steuerung sowie eine konstante Verzögerung ausführbar sind.

Die Fahrzeugbewegung wird ausschließlich vom Ausgangsmoment des hydrostatischen Antriebs bestimmt und kann in beliebigen Anstiegskurven oder Geraden elektrisch oder mechanisch mit der Drehzahl der Ver­ brennungskraftmaschine gekoppelt oder bei Festdrehzahl separat gesteuert werden.

Ein weiteres Ziel der Erfindung besteht daher darin, ein Steuerungs­ system für Hydromaschinen bereitzustellen, das eine optimale Anpassung an die Leistungscharakteristik des Verbrennungsmotors bietet und auf den Einsatz von Drucksensoren zur Erfassung des Systemdruckes verzichtet.

Dieses Ziel wird erfindungsgemäß für das Steuerungssystem durch die im Anspruch 13 angegebenen Merkmale, und für das Verfahren zum Steuern von Hydromaschinen im geschlossenen Kreislauf mit zwei überlagerten Steuerorganen durch die Merkmale des Anspruchs 21 gelöst.

Danach ist die proportionale Steuereinheit für Hydromaschinen mit einer Verstellpumpe, einem Hydromotor und einem Servosystem, insbesondere für einen hydrostatischen Fahrantrieb im geschlossenen Kreislauf, mit einem ersten und einem zweiten Steuerorgan versehen. Das erste Steuer­ organ steuert den Schwenkwinkel der Verstellpumpe proportional. Das zweite Steuerorgan steuert den Systemdruck proportional zu einem Eingangssignal und ist dem ersten Steuerorgan überlagert.

Ein derartiges Steuerungssystem hat den Vorteil, daß sowohl eine kon­ ventionelle elektrohydraulische Schwenkwinkel-Lageregelung als auch eine elektrohydraulisch-proportionale Drucksteuerung möglich ist. Durch die Überlagerung der konventionellen Schwenkwinkel-Lageregelung durch ein Steuerorgan bzw. einen Steuerkreis ist es nicht erforderlich, daß Druck­ sensoren im System vorgesehen werden müssen.

Ein Verfahren zum Steuern von Hydromaschinen mit einem derartigen Steuerungssystem weist die Schritte Proportional-Steuern des Schwenkwin­ kels der Hydropumpe durch das erste Steuerorgan und Steuern des Systemdruckes durch das zweite Steuerorgan auf, wobei das Steuern des Systemdruckes dem Proportional-Steuern des Schwenkwinkels überlagert ist.

Weitere zweckmäßige Weiterbildungen sind in den Unteransprüchen definiert.

In einem speziellen Ausführungsbeispiel weist die Proportionaldruck- Ventileinheit ein Druckventil, einen Verstärkungskolben, einen Proportio­ nalmagneten, einen Hochdruckkolben und ein Wechselventil auf. Das Druckventil arbeitet vorzugsweise nach einem Düse-Prallplatte-System, wobei ein vor dem Verstärkungskolben eingeleiteter Volumenstrom durch die Düse des Düse-Prallplatte-Systems zu einem Tank abfließen kann, wenn der Proportionalmagnet nicht erregt ist. Bei Erregung des Propor­ tionalmagneten ist eine Kraft erzeugbar, die ihrerseits einen Druck vor dem Verstärkungskolben erzeugt, welche den Hochdruckkolben im Gleich­ gewicht mit einem am stirnseitigen Ende des Hochdruckkolbens wirken­ den Druck aus dem Hydraulikkreislauf hält.

Bei einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel ist das Wechselventil der Proportionaldruck-Ventileinheit so ausgebildet, daß es stets den mit einem geringeren Druck beaufschlagten Stellzylinder versorgt. Bei der Proportionaldruck-Ventileinheit wird das Ablaufen des vor dem Ver­ stärkungskolben eingeleiteten Volumenstromes zum Tank durch Erregung des Proportionalmagneten gedrosselt. Die Drosselung wird in Abhängig­ keit von der Größe der Magnetkraft realisiert, wobei ein derartiger Druck vor dem Verstärkungskolben erzeugt wird, daß der Hochdruckkol­ ben im Gleichgewicht zum stirnseitig anstehenden Hochdruck aus dem System gehalten wird. Das Wechselventil versorgt immer den mit dem geringeren Druck beaufschlagten Verstellzylinder bzw. Servozylinder; um somit die Druckregelung für den negativen Schiebebetrieb im Kreislauf sinnrichtig wirken zu lassen. Die Grundeinstellung "stromlos" bedeutet immer, daß keine Zugkraft anliegt.

Die Proportionaldruck-Ventileinheit ist elektrisch, mechanisch oder elek­ tromechanisch betätigbar.

Die Zugkraftkennlinie ist bei einem weiteren bevorzugten Ausführungsbei­ spiel linear; progressive oder andere Zugkraftverläufe sind jedoch eben­ falls realisierbar. Die Fahrzeugbewegung ist in beliebigen Anstiegskurven oder Geraden elektrisch oder mechanisch mit der Drehzahl einer die Antriebsenergie liefernde Verbrennungskraftmaschine koppelbar. Die Fahrzeugbewegung ist jedoch bei Festdrehzahl auch separat steuerbar und ist unabhängig vom Förderstrom der Verstellpumpe. Eine den Druck­ aufbau kennzeichnende Anstiegskurve kann vorzugsweise auch die Kopplung der Fahrzeugbewegung mit dem Gaspedal sein.

Die beschriebene reine Druckregelung gemäß der Erfindung hat keinen Einfluß auf den Schwenkwinkel der Verstellpumpe. Bei einem stehenden Fahrzeug ist der Schwenkwinkel etwa 0°, bei einem fahrenden Fahrzeug wird er je nach Fahrwiderstand zwischen 0° und maximalem Schwenkwin­ kel betragen. Ist der Schwenkwinkel maximal und das Fahrzeug fährt eine Steigung, dann muß der Schwenkwinkel der Verstellpumpe ent­ sprechend dem Systemdruck und der Leistung der Verbrennungskraftma­ schine zurückgenommen werden. Dies wirkt elektrisch oder hydraulisch druckreduzierend auf den bzw. die Stellzylinder. Bis zu diesem maxima­ len Volumenstrom kann die Fahrgeschwindigkeit unabhängig über die Zugkraft gesteuert werden.

In einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel wird als Führungs­ größe für den Betriebsdruck die Drehzahl einer Verbrennungskraftmaschi­ ne genutzt und steht in einem vorgebbaren linearen oder nichtlinearen Verhältnis dazu. Ebenfalls vorteilhaft ist, wenn der proportionalen Druck­ steuerung eine Förderstromregelung zur Leistungsbegrenzung überlagert ist.

Vorzugsweise kann auch die proportionale Drucksteuerung die Inchfunk­ tion sowohl durch die überlagerte Beeinflussung des Systemdruckes im hydrostatischen Fahrantrieb allein, als auch kombiniert mit einer Ver­ änderung des Förderstroms der Verstellpumpe realisieren.

Bei dem hydrostatischen Antrieb gemäß der Erfindung handelt es sich also um eine drehzahlgeführte oder drehzahlunabhängige, individuell anpaßbare Zugkraftsteuerung für hydrostatische Fahrantriebe zum Zweck einer Traktionsverbesserung und damit auch der Vermeidung von Boden­ schädigungen. Kombiniert mit einer Servoverstellung erlaubt diese Steue­ rung eine überlagerte Zugkraftlimitierung. In Verbindung mit einer überlagerten Lastbegrenzungs- oder Volumenstromregelung ist eine opti­ male Ausnutzung der installierten Antriebsleistung gegeben.

Der Einsatz dieser Steuerung in hydrostatischen Fahrantrieben ergibt für Haupt- und Zusatzantriebe ein wesentlich verbessertes Traktionsverhalten. Durch die Möglichkeit der Anpassung des Zugkraftverlaufes kann das Antriebsverhalten dem eines hydrodynamischen Wandlers angenähert werden, ohne daß sein Vorteil der hydrostatischen Verzögerung verloren­ geht.

Erfindungsgemäß wird mit diesem Antriebskonzept realisiert, daß die Fahrzeugbewegung allein durch die Bereitstellung eines Druckes und damit eines Drehmomentes am Ausgang des hydrostatischen Antriebes bzw. Getriebes erzeugt wird. Die Fahrzeuggeschwindigkeit ergibt sich daher aus dem Fahrwiderstand, der Fahrzeugmasse und dem Ausgangs­ drehmoment bzw. dem Druck des hydrostatischen Antriebes.

Wenn bei bestimmten Arbeitszuständen für die hydraulischen Zusatz­ antriebe mehr Leistung benötigt wird, kann durch überlagertes Reduzie­ ren des Druckes (oder des Förderstromes) im hydrostatischen Antrieb die Fahrgeschwindigkeit konstant gehalten bzw. unabhängig variiert werden (Inchen). Bei einer Fahrzeugabbremsung ist es möglich, zwischen dem Ausrollen und einer auf die Fahrzeugart und -masse abgestimmten konstanten Verzögerung zu wählen.

Die elektronische Regelung der Drucksteuerung sowie der Pumpenver­ stellung erfolgt durch eine mobiltaugliche, digital-mikroprozessorgesteuerte Elektronik. Alle das Systemverhalten beeinflussenden Kennfelder und Parameter werden in der Elektronik gespeichert und sind von dieser bedarfsweise abrufbar.

Bei Störungen im elektrischen System des Fahrzeuges ist durch das erfindungsgemäße Konzept des hydrostatischen Fahrantriebes eine sichere Rückführung zum Stillstand gewährleistet.

Weitere Vorteile, Merkmale und Anwendungsmöglichkeiten der Erfindung sind aus der nachfolgenden detaillierten Beschreibung eines Ausführungs­ beispiels in Verbindung mit den Zeichnungen ersichtlich.

Fig. 1 zeigt ein Schaltbild einer konventionellen hydraulischen Fahr­ automatik;

Fig. 2 zeigt ein Schaltbild einer elektronischen Fahrautomatik in Ver­ bindung mit einer elektrohydraulischen Schwenkwinkel-Lagerege­ lung und Drucksensoren;

Fig. 3 zeigt ein Schaltbild einer elektrohydraulischen Schwenkwinkel- Lageregelung in Verbindung mit einer überlagerten elektrohy­ draulischen proportionalen Drucksteuerung.

Fig. 4 zeigt eine mögliche Zugkraftkennlinie in linearer Form (durch­ gezogene Linie) und ein bei einer Verzögerung des Fahrzeuges realisiertes konstantes Drehmoment bei konstantem Hydromotor- Schluckvolumen (gestrichelte Linie);

Fig. 5 zeigt das hydraulische Schaltbild eines Ausführungsbeispiels der Erfindung; und

Fig. 6 zeigt eine nach dem System "Düse-Prallplatte" arbeitende Pro­ portionaldruck-Ventileinheit gemäß der Erfindung.

Fig. 1 zeigt eine bekannte hydraulische direkt gesteuerte Fahrautomatik. Die in die Axialkolbenpumpe 1 integrierte Füllpumpe 3 mit konstantem Verdrängungsvolumen erzeugt durch ihren Fördervolumenstrom an einer Blende 26 einen drehzahlabhängigen Druckabfall. Dieser Druckabfall wird auf ein doppeltwirkendes Druckminderventil 27 gegeben, das ein neues, verstärktes Drucksignal erzeugt, das mittels eines Fahrtrichtungsventils 8 auf die entsprechende Seite des Servokolbens des Servosystems 2 der verstellbaren Axialkolbenpumpe 1 wirkt. Der sich einstellende Fördervolu­ menstrom resultiert aus dem Zusammenwirken der hochdruck- und drehzahlabhängigen Kräfte des Axialkolben-Triebwerks, aus den Feder­ kräften der Feder im Servosystem 2 und aus dem Steuerdruck 25 am Servokolben sowie aus der Pumpendrehzahl.

Fig. 2 zeigt ein Schaltbild einer elektronischen Fahrautomatik in Ver­ bindung mit einer elektrohydraulischen Schwenkwinkel-Lageregelung, die mit einer Elektronik 11 ausgerüstet ist. Durch die Elektronik 11 zur Steuerung werden die Schwierigkeiten und der hohe Aufwand bei der Anpassung der Steuerung an spezielle Kundenwünsche überwunden, die Temperaturabhängigkeit der hydraulischen Steuerung eliminiert und eine optimale Anpassung an die Leistungscharakteristik des Verbrennungs­ motors gewährleistet. Dazu wird die verstellbare Axialkolbenpumpe 1 mit einem konventionellen elektrohydraulischen Servoverstellventil 5, 7 schwenkwinkel-lagegeregelt. Ein Drehzahlsensor 14 dient der Erfassung der aktuellen Drehzahl, und der Gaspedalsensor 12 nimmt den Drehzahl­ sollwert auf. Der Vergleich dieser Werte mit denen der sogenannten Leerlaufkennlinie erlaubt eine Abschätzung des abgegebenen Drehmo­ mentes und der Drehzahldrückung des Dieselmotors. Bei unzulässig hoher Drehzahldrückung wird das Steuersignal zur elektrohydraulischen Servover­ stellung durch die Elektronik in Richtung der Reduzierung des Fördervo­ lumenstroms der Axialkolbenpumpe korrigiert. Die verstellbare Axialkol­ benpumpe ist mit Arbeitsleitungen 24 mit dem Hydromotor 9 verbunden. Die in den Arbeitsleitungen 24 angeordneten Drucksensoren 13 ermögli­ chen die Steuerung der Axialkolbenpumpe 1 derart, daß der Systemdruck im geschlossenen Regelkreis geregelt wird. Durch diesen Aufbau werden alle notwendigen Fahreigenschaften eines Radladers bis hin zur Regelung der Zugkraft über den Systemdruck ermöglicht. Der große Nachteil eines solchen Systems besteht jedoch darin, daß teure und anfällige Drucksen­ soren 13 vorgesehen werden müssen.

Fig. 3 zeigt ein Schaltbild einer elektrohydraulischen Schwenkwinkel- Lageregelung in Verbindung mit einer überlagerten elektrohydraulischen proportionalen Drucksteuerung. Ein derartiges Steuerungssystem ermög­ licht sowohl eine konventionelle elektrohydraulische Schwenkwinkel-Lage­ regelung als auch eine elektrohydraulisch-proportionale Drucksteuerung. Die elektrohydraulische Schwenkwinkel-Lageregelung entspricht bekannten Serienlösungen. Bei dem erfindungsgemäßen Steuerungssystem wird die Schwenkwinkel-Lageregelung durch ein Steuerorgan 22 bzw. einen Steuer­ kreis, das bzw. der durch das Zusammenwirken eines ersten Druckmin­ derventils 15, einer Zulaufblende 16, eines zweiten Druckminderventils 17, einer Blende 18 und einem Richtungsventil 19 mit einer hydraulischen Betätigung bzw. einem Aktuator 20 gebildet wird, überspielt bzw. über­ lagert. Dabei wird durch das proportionale erste Druckminderventil 15 in Verbindung mit der Zulaufblende 16 ein Steuerdruck erzeugt. Dieser wirkt auf das zweite Druckminderventil 17, welches zwischen der Blende 18 und dem zweiten Druckminderventil 17 einen Systemdruck steuert. Wenn der aktuelle Systemdruck größer als der durch das zweite Druck­ minderventil 17 gesteuerte Druck ist, entsteht an der Blende 18 ein Druckabfall und somit ein Volumenstrom. Der Volumenstrom fließt über das zweite Druckminderventil und das Richtungsventil 19 in die zu einem Tank (nicht gezeigt) geschaltete jeweilige Servoseite des Servosystems 2. Der Volumenstrom fließt über die Blende 6 im Steuerorgan 21, so daß sich vor der Blende 6 ein Staudruck aufbaut, welcher auf den Servokol­ ben des Servosystems 2 wirkt und den Servokolben so lange verstellt, bis der Solldruck erreicht ist. Durch das Richtungsventil 19 wird erreicht, daß die Drucksteuerung auf beide Arbeitsleitungen 24 des Systems zum Hydromotor 9 wirken kann und immer die richtige Servokolbenseite des Servosystems 2 verbunden ist. Jedes der in Fig. 1, 2 und 3 gezeigten Systeme ist des weiteren Druckbegrenzungsventil 4 zur Begrenzung des Niederdruckes (Fülldruckes) versehen.

Mit dem erfindungsgemäßen Steuerungssystem ergeben sich die nachfol­ gend aufgeführten zwei Steuerungsmöglichkeiten:

• 1. Zum Fahren eines Fahrzeuges mit kontrollierter Zugkraft wird mittels der Druckminderventile 15, 17 und dem Richtungsventil 19 der Systemdruck bis zum Sollwert zugelassen. Dieser Systemdruck stellt sich ein, nachdem die Servoverstellung einen Schwenkwinkel größer 0° einstellen will. Der Systemdruck bleibt so lange konstant, bis der Sollschwenkwinkel erreicht wird. Jetzt wirkt die Servover­ stellung limitierend. Der Schwenkwinkel bleibt so lange konstant, bis der Systemdruck den Sollsystemdruck übersteigt. Die Servoverstellung wirkt in beiden Schwenkrichtungen limitierend auf den maximalen Schwenkwinkel. Wenn eine reine Drucksteuerung gewünscht wird, ist die Servoverstellung allein als Fahrtrichtungsventil wirkend und kann in solchen Systemen als ein reines 4/3-Wegeschaltventil ausgeführt sein.
• 2. Wenn die reine Schwenkwinkel-Lageregelung gewünscht wird, was z. B. bei Straßenfahrt sinnvoll ist, wird die Drucksteuerung mit einem Sollwert angesteuert, der dem Fahrzeug spezifischen maximalen Systemdruck entspricht. Beim Erreichen des maximalen System­ druckes wirkt die Drucksteuerung als Maximaldruckabsicherung. In allen anderen Konditionen bleibt sie unwirksam, so daß die elek­ trohydraulische Servoverstellung die Fahrzeuggeschwindigkeit kon­ trolliert. Deshalb brauchen derartige Systeme keine zusätzlichen Einrichtungen zur Maximaldruckabsicherung.

Fig. 4 zeigt eine mögliche Zugkraftkennlinie in linearer Form. Der Kurvenabschnitt a entspricht einer Beschleunigungskurve, der Abschnitt b einer Inchfunktion und der Abschnitt c einer Verzögerung des Fahr­ zeuges. Ein von einem Drehzahlsignal ausgehender Strom für Proportio­ nalmagneten (Bezugsziffer 120.2 in Fig. 6) bedeutet in diesem Fall, daß der Hochdruckaufbau im Kreislauf auf 1000 min^-1 und das Erreichen der maximalen Zugkraft auf 2000 min^-1 festgelegt sind. Bei Veränderung der Drehzahl erfolgt eine Änderung der Zugkraft nach dieser Kennlinie. Progressive oder beliebige andere Zugkraftverläufe sind mit dem hydro­ statischen Fahrantrieb gemäß der vorliegenden Erfindung realisierbar, so daß eine optimale Anpassung des Fahrzeugverhaltens an die jeweiligen Lastanforderungen möglich ist. Bei einer Verzögerung wird der Sollwert zu einem konstanten Druckwert gewandelt und das Fahrzeug mit kon­ stantem Druck und damit mit konstantem Drehmoment bei konstantem Hydromotor-Schluckvolumen verzögert. Dies stellt einen wesentlichen Vorteil gegenüber dem hydrodynamischen Wandler dar und ist durch die gestrichelte Linie angedeutet. Der Druckregler arbeitet sowohl mit einer beeinflußbaren Beschleunigung als auch mit einer der Fahrzeugmasse entsprechenden Verzögerung.

In Fig. 5 ist das hydraulische Schaltbild eines Ausführungsbeispiels der Erfindung mit Verstellpumpeneinheit, Proportionaldruck-Ventileinheit 111 und Elektronikeinheit 125 dargestellt. Eine mit einer Füllpumpe 103 gekoppelte Verstellpumpe 101 wird mit einem Verstellzylinder 102 durch ein hydraulisch proportional angesteuertes Ventil 104, welches wiederum durch ein Vorsteuerventil 105 beaufschlagt wird, im Förderstrom verstellt. Die Position der Schwenkscheibe wirkt über eine mechanische Verbin­ dung 106 auf eine Druckfeder 107, so daß ein Kraftausgleich zwischen Federkraft und hydraulischer Kraft aus Druck × Fläche des Kolbens 108 der Kolbenstelleinheit stattfindet. Der Winkel der Schwenkscheibe ist damit lastunabhängig proportional zum Druck im Kolbenraum des Stell­ kolbens.

Der Systemdruck 10A oder 10B wird über eine Verbindungsleitung 109 oder 110 auf eine Proportionaldruck-Ventileinheit 111 übertragen und verbindet durch ein Wechselventil 112 die mit dem geringeren Verstell­ druck beaufschlagte Verstellzylinderseite im Verstellzylinder 102. Über ein Druckventil 113 wird aus dem Systemdruck durch eine Blende 114 ein limitierter Volumenstrom durch das Wechselventil 112 über Rückschlag­ ventile 115 oder 116 auf die entsprechende Verstellzylinderseite geleitet. Rückschlagventile 117 und 118 begrenzen diesen Druck auf den Füll­ pumpendruck 123.

Die Höhe des Druckes im Verstellzylinder wird durch die Abstimmung der Blenden 114 und 119 bestimmt und schwenkt die Verstellpumpe soweit, daß der am als Düse-Prallplatte-System arbeitende, das Propor­ tionaldruckventil 120 darstellendes Vorsteuerventil eingestellte Druck im System erreicht wird. Ein Verstärkungskolben 121 in der Proportional­ druck-Ventileinheit 120 wird durch die Füllpumpe 103 und durch die Blende 122 versorgt. Wechselt der Systemdruck infolge Lastrichtungswech­ sel im hydrostatischen Fahrantrieb, wie z. B. bei Bergfahrt oder bei Verzögerung, so verhindert das Wechselventil 112 ein Rückschwenken der Verstellpumpe 101, indem die Gegenseite des Verstellzylinders beauf­ schlagt wird.

Die Rückschlagventile 115 und 116 ermöglichen die Ausschwenkung der Verstellpumpe bei voll geöffnetem Druckventil 113 und somit eine defi­ nierte Lage des Kolbens im Wechselventil 112.

Die mobiltaugliche digitale Elektronikeinheit 125 weist die folgenden Funktionsblöcke auf: eine Lastbegrenzungsregelung 126, eine Fahrtrich­ tungsregelung 127, eine Beschleunigungssteuerung 129 und eine Verzöge­ rungssteuerung 128.

In Abhängigkeit von Drehzahl und Inch-Signal wird über eine Beschleuni­ gungskennlinie ein entsprechender Strom I für die Proportionaldruck- Ventileinheit 120 erzeugt (p = f (n, Inch)). Überlagernd wirkt die Last­ begrenzungsregelung 126, welche drehzahldrückungsabhängig den Strom I für das Vorsteuerventil 105 regelt. Die Verzögerungssteuerung 128 erfolgt in Abhängigkeit von der Fahrtrichtungsänderung, der Gaspedalposition und der Inch-/Bremspedalposition und ist für alle Funktionen getrennt einstellbar.

Fig. 6 zeigt eine Proportionaldruck-Ventileinheit 120, deren Proportional­ druckventil nach dem System "Düse-Prallplatte" arbeitet. Ein Volumen­ strom, der vor dem Verstärkungskolben 121 eingeleitet wird, kann durch die Düse 120.1 frei zum Tank 130 ablaufen. Bei Erregung des Proportio­ nalmagneten 120.2 wird dieser Ablauf des Volumenstroms gedrosselt. Je nach Größe der Magnetkraft wird somit vor dem Verstärkungskolben 121 ein Druck erzeugt, der dafür sorgt, daß der Hochdruckkolben 124 in Gleichgewicht zum stirnseitig anstehenden Hochdruck aus dem Hydraulik­ system gehalten wird. Wird der Verstärkungskolben 121 in Richtung des Proportionaldruckventils 120 bewegt, so wird gleichzeitig die zwischen dem Verstärkungskolben 121 und dem Proportionaldruckventil 120 an­ geordnete Düse 120.1 des Düse-Prallplatte-Systems in Richtung auf das Proportionaldruckventil 120 bewegt. Dadurch verringert sich der Abstand zwischen der Düse 120.1 und dem Proportionaldruckventil 120, wodurch der in den Tank 130 abfließende Volumenstrom gedrosselt wird.

Im in Fig. 6 dargestellten unteren Teil ist das Wechselventil 112 an­ geordnet. Das aus zwei auf einer Schubstange angeordneten Kolben bestehende Wechselventil ist längs der Achse der Schubstange beweglich und kann so die jeweiligen Zufuhrkanäle für Systemdruck, Kanäle zu den Verstellzylindern der Verstellpumpe 101, den Systemdruck 10B absperren oder freigeben. Das Wechselventil 112 ist so ausgebildet, daß es stets den mit geringerem Druck beaufschlagten Stellzylinder versorgt, um somit die Druckregelung für den negativen Schiebebetrieb im Kreislauf im richtigen Sinn wirken zu lassen. In der Grundstellung berührt die Düse 120.1 das Proportionaldruckventil 120, so daß in diesem "stromlosen" Zu­ stand keine Zugkraft anliegt.

Wenn beispielsweise der volle Schwenkwinkel und ein Druck von z. B. 20 bar bzw. z. B. 30 bar; wenn der Widerstand der Straße z. B. infolge Steigung größer wird, vorhanden sind, dann wird mit voller Geschwindig­ keit gefahren. Soll langsamer gefahren werden, so muß die Druckrege­ lung auf unter 20 bzw. 30 bar abgesenkt werden. Während dieser Zeit bleibt der Schwenkwinkel der Verstellpumpe 2, 102 voll, weil sie keine Veranlassung hat, auf einen niedrigeren Schwenkwinkel zu "gehen". Will man z. B. 400 bar realisieren wegen einer starken Steigung nach einer Fahrt in der Ebene, so würgt das Fahrzeug ab, weil der volle Schwenk­ winkel bestehen bleibt.

Wird dagegen das Fahrzeug vor dem Berg angehalten, und der Druck ist 0 bar, so ist die Pumpe zurückgeschwenkt. Fährt das Fahrzeug dann an, und es wird ein Druck erzeugt - die internen Momente schwenken die Pumpe zurück - dann wird aus der Nullage heraus angefahren, und die Geschwindigkeit kann über den Druck gesteigert werden bis z. B. 400 bar.

Dieses Beispiel unterstreicht, daß eine Lastbegrenzung für die Verbren­ nungskraftmaschine, die vorzugsweise ein Dieselmotor ist, vorgesehen werden muß. Die Lastbegrenzung ist ebenfalls wichtig, wenn während der genannten Phase eine Zuschaltung der Arbeitshydraulik erfolgt. Z. B. bei Radladern weist die Leistung der Arbeitshydraulik häufig 40-50% der Fahrantriebsleistung auf. Bei einem Zuschalten einer derartigen relativ hohen Leistung muß der Schwenkwinkel zurückgenommen werden.

Ein konventioneller Nullregler arbeitet zwar ähnlich, die erfindungsgemä­ ße proportionale Drucksteuerung benötigt dagegen keinerlei Bedämpfung, da keine Regelung, sondern eine Steuerung vorliegt, d. h. die Verstell­ pumpe 2, 102 an sich wirkt durch interne Rückstellkräfte dämpfend und somit einer ansonsten erforderlichen überschwingenden Regelung ent­ gegen. Das bringt erhebliche Vorteile beim Fahren im Gelände hinsicht­ lich des Traktionsverhaltens.

Wenn in einem weiteren Fall (siehe Fig. 4) das Fahrzeug nach erfolgter Beschleunigung die volle Geschwindigkeit erreicht hat und Gas weg­ genommen wird, kann der vorher langsam gesteigerte Druck z. B. auf Null zurückgenommen werden. Das bedeutet, daß praktisch eine Null- Verzögerung vorhanden wäre, weil dann auch kein Schiebebetrieb zu­ gelassen wird.

Ein wesentlicher Vorteil der Erfindung besteht auch darin, daß beim vollständigen Zurücknehmen des Gaspedals und bei Beibehalten (elek­ trisches Signal) eines der Fahrzeugmasse entsprechenden Restdruckes, sobald der Nullpunkt erreicht wird, dann existiert für das Fahrzeug eine konstante Verzögerung (Teil c der Kurve in Fig. 4). Darin besteht auch der Vorteil gegenüber einem Wandler. Die Beschleunigung ist zwar wandlerähnlich, kann jedoch gestaltet werden (z. B. linear, progressiv, degressiv usw.). Eine solche Gestaltung wird über das Signal vorgenom­ men, das auf das Proportionaldruck-Ventil gegeben wird.

Somit wird ein weiches gefühlvolles Anfahren verwirklicht, wodurch z. B. bei Forstfahrzeugen eine Bodenschädigung eliminiert oder weitgehend minimiert wird. Die Zugkraft wird somit so gestaltet, daß ein Durch­ drehen der Räder verhindert wird.

Es liegt eine Kombination des Vorteils eines Wandlers bezgl. der Be­ schleunigung und des Vorteils eines Hydrostaten bezgl. der Verzögerung vor.

Claims (21)

1. Hydrostatischer Fahrantrieb, dessen Energie eine Verbrennungskraft­ maschine bereitstellt, mit einem geschlossenen Kreislauf mit einer Drucksteuerung, der mindestens eine Verstellpumpe mit Stellzylindern und zumindest einen Hydromotor aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß die

• - Drucksteuerung eine proportionale Drucksteuerung ist;
• - eine Proportionaldruck-Ventileinheit (111) vorgesehen ist, mit welcher die proportionale Drucksteuerung realisierbar ist, welche direkt auf die Stellzylinder (102) der Verstellpumpe (101) zur Erzeugung einer Fahrgeschwindigkeit wirkt, welche nur durch ein am Ausgang des hydrostatischen Fahrantriebs bereitgestelltes Drehmoment bestimmt ist, und
• - eine Leistungsbegrenzung für die Verbrennungskraftmaschine vorgesehen ist, wenn die hydraulische Maximalleistung der zu­ mindest einen Verstellpumpe größer als die der Verbrennungs­ kraftmaschine ist.

2. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­ net, daß die Proportionaldruck-Ventileinheit ein Druckventil (120), einen Verstärkungskolben (121), einen Proportionalmagnet (120.2), einen Hochdruckkolben (124) und ein Wechselventil (112) aufweist.

3. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 2, dadurch gekennzeich­ net, daß das Druckventil (120) nach einem Düse-Prallplatte-System aufgebaut ist, wobei ein vor dem Verstärkungskolben (121) eingelei­ teter Volumenstrom durch die Düse (120.1) des Düse-Prallplatte- Systems zu einem Tank (130) abfließen kann, wenn der Proportio­ nalmagnet (120.2) nicht erregt ist.

4. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 3, dadurch gekennzeich­ net, daß bei Erregung des Proportionalmagneten (120.2) eine Kraft erzeugbar ist, die ihrerseits einen Druck vor dem Verstärkungskolben (121) erzeugt, welcher den Hochdruckkolben (124) im Gleichgewicht mit einem am stirnseitigen Ende des Hochdruckkolbens (124) wir­ kenden Druck aus dem Kreislauf hält.

5. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeich­ net, daß das Wechselventil (112) so ausgebildet ist, daß es stets den mit einem geringeren Druck beaufschlagten Stellzylinder (102) ver­ sorgt.

6. Hydrostatischer Fahrantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Proportionaldruck-Ventileinheit (111) elektrisch oder mechanisch betätigbar ist.

7. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­ net, daß die Fahrzeugbewegung in beliebigen Anstiegskurven oder Geraden elektrisch oder mechanisch mit der Drehzahl der Antriebs­ energie liefernden Verbrennungskraftmaschine koppelbar oder bei Festdrehzahl separat steuerbar und unabhängig vom Förderstrom der Verstellpumpe (101) ist.

8. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 7, dadurch gekennzeich­ net, daß die den Druckaufbau kennzeichnende Anstiegskurve eine Kopplung der Fahrzeugbewegung mit dem Gaspedal repräsentiert.

9. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­ net, daß als Führungsgröße für den Betriebsdruck die Drehzahl der Verbrennungskraftmaschine nutzbar ist und in einem vorgebbaren linearen oder nichtlinearen Verhältnis dazu steht.

10. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­ net, daß der proportionalen Drucksteuerung eine Förderstromregelung zur Leistungsbegrenzung überlagert ist.

11. Hydrostatischer Fahrantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­ net, daß die proportionale Drucksteuerung die Inch-Funktion sowohl durch die überlagerte Beeinflussung des Systemdruckes im hydro­ statischen Fahrantrieb allein, als auch kombiniert mit einer Ver­ änderung des Förderstromes der Verstellpumpe (101) realisiert.

12. Steuerungssystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß

• - die proportionale Drucksteuerung mindestens ein erstes (21, 105, 107) und ein zweites einzelnes Steuerorgan (22, 113, 120) auf­ weist,
• - das erste Steuerorgan (21, 113, 120) den Schwenkwinkel der Verstellpumpe (1, 101) proportional steuert und daß
• - das zweite Steuerorgan (22, 113, 120) den Systemdruck propor­ tional zu einem Eingangssignal steuert und dem ersten Steuer­ organ (21, 105, 107) überlagert ist.

13. Steuerungssystem nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Steuerorgan einen mit dem Systemdruck im Gleichgewicht stehenden Aktuator (20) aufweist, der auf ein auf die Stellzylinder (2, 102) wirkendes Richtungsventil (19, 112) wirkt.

14. Steuerungssystem nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Aktuator (20) ein Proportionalmagnet, ein Torquemotor oder ein digitales (schnellschaltendes) Ventil ist.

15. Steuerungssystem nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Steuerorgan ein Drucksteuersystem und das Richtungs­ ventil (19, 112) aufweist, wobei das Drucksteuersystem ein erstes Druckminderventil (15), eine Zulaufblende (16), ein zweites Druck­ minderventil (17) und eine Blende (18) aufweist.

16. Steuerungssystem nach einem der Ansprüche 12 bis 15, dadurch ge­ kennzeichnet, daß das zweite Steuerorgan (22, 113, 120) eine einzige im System vorhandene Druckabsicherung des Systems einschließt.

17. Steuerungssystem nach einem der Ansprüche 12 bis 16, dadurch ge­ kennzeichnet, daß das zweite Steuerorgan mit einer Steuerleitung zu einem elektrohydraulischen Servoverstellventil (5, 107) verbunden ist und eine Vorrichtung aufweist zum Unterbrechen der Ölzufuhr zu dem elektrohydraulischen Servoverstellventil und damit zum Limitie­ ren des Systemdruckes bei Überschreiten des Solldruckes.

18. Steuerungssystem nach Anspruch 12 oder 17, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Steuerorgan kein Richtungsventil (19, 122) hat, dafür jedoch zwei Drucksteuersysteme aufweist, die jeweils das erste Druckminderventil (15, 113), die Zulaufblende (16, 114), das zweite Druckminderventil (17, 120) und die Blende (18, 122) aufweisen.

19. Steuerungssystem nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Drucksteuersystem mit einer Arbeitsleitung (24) und einer Servokolbenleitung (23) verbunden ist.

20. Verfahren zum Steuern von Hydromaschinen mit einer verstellbaren Hydropumpe (1), einem Hydromotor (9) und einem Servosystem (2), insbesondere für einen Fahrantrieb im geschlossenen Kreislauf, wobei die verstellbare Hydropumpe (1) mindestens ein erstes (21, 105, 107) und ein zweites Steuerorgan (22, 113, 120) aufweist, gekennzeichnet durch die folgenden Schritte:

• - Proportional-Steuern des Schwenkwinkels der Verstellpumpe (1, 101) durch das erste Steuerorgan und
• - Steuern des Systemdruckes proportional zu dem Eingangssignal durch das zweite Steuerorgan, wobei
• - das Steuern des Systemdruckes dem Proportional-Steuern des Schwenkwinkels überlagert ist.

21. Verfahren nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Steuerorgan bei Überschreiten eines Solldruckes die Ölzufuhr zum elektrohydraulischen Servoverstellventil (5, 107) unterbricht und so den Systemdruck limitiert.