DE69004789T2

DE69004789T2 - Hydraulische antriebseinheit für baumaschinen.

Info

Publication number: DE69004789T2
Application number: DE90901893T
Authority: DE
Inventors: Masakazu - Haga; Toichi Hirata; Eiki Izumi; Akira Tatsumi
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1989-01-18
Filing date: 1990-01-18
Publication date: 1994-03-24
Anticipated expiration: 2010-01-19
Also published as: WO1990008263A1; DE69004789T3; EP0432266B2; EP0432266A1; KR910700412A; DE69004789D1; KR930009513B1; EP0432266A4; US5155996A; EP0432266B1

Description

GEBIET DER TECHNIK

Die Erfindung betrifft ein hydraulisches Antriebssystem für Baumaschinen, wie zum Beispiel Hydraulikbagger oder Radlader, und sie betrifft insbesondere ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine, die mit einer Pumpenregeleinrichtung zur Regelung der Auströmmenge einer von einer Antriebsmaschine angetriebenen Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von der Eingangsgröße eines Steuerhebels ausgestattet ist.

HINTERGRUND DER ERFINDUNG

In einem hydraulischen Antriebssystem für Baumaschinen, wie beispielsweise Hydraulikbaggern oder Kränen, ist eine Pumpenregeleinrichtung eingesetzt, die die Auströmmenge einer von einer Antriebsmaschine angetriebenen Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von der Eingangsgröße eines Steuerhebels regelt. Die Pumpenregeleinrichtung wird mit Hilfe eines Lasterfassungsregelsystems oder eines Negativregelsystems betrieben. Das Lasterfassungsregelsystem soll beispielsweise, wie in DE-A1-3422165 (entspricht JP-A-GO-11760 oder US-PS 4 617 854) beschrieben, einen Hochstlastdruck der mehreren Hydraulikstellglieder erfassen, und die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe derart regeln, daß ein Förderdruck der Hydraulikpumpe um einen festen Wert höher als der maximale Lastdruck wird. Dadurch ist es möglich, zur Einsparung von Energie und zur Verbesserung der Funktionsfähigkeit die Auströmmenge der Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von den jeweiligen Lastdrücken der Hydraulikstellglieder zu vergrößern oder zu vermindern.
Die Negativregelung dient dazu, ein Vorsteuerdrucksignal in Bezug auf die Eingangsgröße des Steuerhebels zum Regeln der Ausströmmenge der Hydraulikpumpe in Abhängigkeit vom Vorsteuerdrucksignal zu erfassen. Dieses Regelsystem ermöglicht es auch, Energie zu sparen und die Funktionsfähigkeit zu verbessern.
Das herkömmliche hydraulische Antriebssystem, das mit einem der beiden oben angegebenen Regelsysteme ausgestattet ist, weist jedoch die unten beschriebenen Probleme auf.
Die Auströmmenge einer verstellbaren Hydraulikpumpe wird durch das Produkt aus einem Fördervolumen, das heißt, der Neigungsgröße einer Taumelscheibe (beim Taumelscheibentyp), und einer Drehzahl bestimmt. Je größer die Schrägstellung, desto größer wird die Ausströmmenge. Der Betrag der Schrägstellung der Taumelscheibe weist einen Höchstwert auf, der durch die Pumpenanordnung bestimmt ist, und die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe steigt bei der Schrägstellung der Taumelscheibe bei einer bestimmten Einstelldrehzahl einer Antriebsmaschine auf ihr Maximum an. Des weiteren wird die Drehzahl der Antriebsmaschine vermindert, wenn das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe größer als das Ausgangsdrehmoment der Antriebsmaschine ist, sie kann im schlechtesten Falle stehenbleiben. Um das zu verhindern, wird die Hydraulikpumpe daher generell einer Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments unterworfen. Diese Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments dient dazu, einen Höchstwert der Ausströmmenge zu begrenzen, so daß das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe das Ausgangs drehmoment der Antriebsmaschine nicht übersteigt.
Somit weist die Hydraulikpumpe eine begrenzte Auströmmenge auf, das heißt, die verfügbare maximale Ausströmmenge ist begrenzt. Wenn daher die Hydraulikpumpe die verfügbare maximale Ausströmmenge während des Betriebs eines Stellgliedes (oder mehrerer Stellglieder) erreicht, kann die Ausströmmenge der Pumpe nicht mehr über die verfügbare maximale Ausströmmenge hinaus erhöht werden, und es tritt daher eine Sättigung ein. Wenn die Ausströmmenge der Pumpe gesättigt ist, kann das Stellglied nicht länger mit einer vom Steuerhebel vorgegebenen Drehzahl angetrieben werden. Bei der Lasterfassungsregelung wird, insbesondere weil der Förderdruck der Hydraulikpumpe reduziert wird, um in Bezug auf den maximalen Lastdruck keinen festen Differenzdruck zu haben, der größere Teil der von der Hydraulikpumpe zugeführten Hydraulikflüssigkeit veranlaßt, in das Stellglied auf der Seite mit dem niedrigeren Druck zu strömen, wodurch ein stoßfreier kombinierter Betrieb unmöglich wird.
Eine denkbare Methode zur Lösung des oben beschriebenen Problems ist es, die Hydraulikpumpe so einzustellen, daß sie eine höhere Leistungsfähigkeit erzeugt, das heißt, ein höheres Fassungsvermögen hat. Dieses ist aber mit einer Steigerung der Kosten für die einzelnen Teile verbunden, und ist daher unwirtschaftlich. Als Alternative könnte das Problem dadurch verkleinert werden, daß die Antriebsmaschine zum Antrieb der Hydraulikpumpe immer auf einer Höchstdrehzahl eingestellt ist. Eine dauerhafte Einstellung der Antriebsmaschine auf einer Höchstdrehzahl ist jedoch, was die Kraftstoffeinsparung und den Lärmpegel betrifft, nicht vorteilhaft, außerdem wird auch die Lebensdauer der Ausrüstung, wie zum Beispiel der Antriebsmaschine und der Pumpe, vermindert.
EP-A-O 214 633 offenbart ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine, das eine Antriebsmaschine, eine von der Antriebsmaschine angetriebene Hydraulikpumpe eines verstellbaren Typs, mindestens ein Hydraulikstellglied, das von der von der Hydraulikpumpe zugeführten Hydraulikflüssigkeit angetrieben wird, eine Regelventilvorrichtung, die zum Regeln eines Durchsatzes der dem Stellglied in Abhängigkeit von der Eingangsgröße der Betätigungsvorrichtung zugeführten Hydraulikflüssigkeit zwischen der Hydraulikpumpe und dem angegebenen Stellglied angeordnet ist, und eine Regeleinrichtung der Antriebsmaschine zum Regeln der Drehzahl der Antriebsmaschine umfaßt. EP-A-O 214 633 offenbart jedoch keine Pumpenregeleinrichtung zum Regeln des Verdrängungsvolumens der Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von der Eingangsgröße der Betätigungsvorrichtung in der Weise, daß die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe mit der Erhöhung dieser Eingangsgröße erhöht wird.
DE-A1-3 716 200 offenbart eine Pumpenregeleinrichtung zum Regeln eines Verdrängungsvolumens einer Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von der Eingangsgröße der Betätigungsvorrichtung in der Weise, daß die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe mit einer Erhöhung der Eingangsgröße erhöht wird, und eine Regeleinrichtung der Antriebsmaschine zum Regeln einer Drehzahl der Antriebsmaschine, bei der die Regeleinrichtung der Antriebsmaschine eine Regeleinrichtung zum Überwachen der Sättigung der Auströmmenge einer Hydraulikpumpe und zum Regeln der Drehzahl der Antriebsmaschine umfaßt, die auf einem Sollwert gehalten wird, bevor die Hydraulikpumpe einen vorgegebenen Zustand bezüglich der Sättigung erreicht, während die Zunahme der Drehzahl der Antriebsmaschine derart geregelt wird, daß die Sättigung verhindert wird, wenn die Hydraulikpumpe den vorgegebenen Sättigungszustand erreicht.
Eine Aufgabe der Erfindung ist es, ein hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine anzugeben, das zur Erhöhung der Pumpenausströmmenge, um eine gewünschte Stellglieddrehzahl zu erreichen, eine Drehzahl einer Antriebsmaschine automatisch steigern kann, nachdem die Ausströmmenge einer Hydraulikpumpe in Sättigung übergegangen ist.

OFFENBARUNG DER ERFINDUNG

Die Aufgabe wird erfindungsgemäß für eine Ausführungsform gemäß der Merkmale von Anspruch 1 und für eine weitere Ausführungsform gemäß der Merkmale von Anspruch 2 gelöst.
Vorzugsweise umfaßt die Einrichtung zum Berechnen der Differenz zwischen dem Verdrängungsvolumen und dem Grenzwert eine Einrichtung zum Berechnen der Differenz durch Abziehen des Verdrängungsvolumens vom Grenzwert, wodurch die erste Regeleinrichtung feststellt, daß die Hydraulikpumpe den vorgegebenen Zustand erreicht hat und die Drehzahl der Antriebsmaschine erhöht, wenn der Unterschied kleiner als der Sollwert ist.
Daher weist die Einrichtung zum Erfassen des Verdrängungsvolumens der Hydraulikpumpe vorzugsweise eine Einrichtung zum Erfassen des tatsächlichen Verdrängungsvolumens der Hydraulikpumpe auf, und die Einrichtung zum Berechnen der Differenz umfaßt eine Einrichtung zum Berechnen einer Differenz des tatsächlichen Verdrängungsvolumens vom Grenzwert. Die erste Regeleinrichtung kann weiterhin eine Einrichtung zum Berechnen eines Soll-Verdrängungsvolumens der Hydraulikpumpe umfassen, die Einrichtung zum Erfassen des Verdrängungsvolumens der Hydraulikpumpe kann eine Einrichtung zum Erfassen des Soll-Verdrängungsvolumens der Hydraulikpumpe umfassen, und die Einrichtung zum Berechnen der Differenz kann eine Einrichtung zum Berechnen einer Differenz des Soll-Verdrängungsvolumens vom Grenzwert umfassen.
Vorzugsweise umfaßt die erste Regeleinrichtung weiterhin eine Einrichtung zum Berechnen eines Soll-Verdrängungsvolumens von einem Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe und dem Lastdruck des Stellglieds, um diesen Differenzdruck konstant zu halten,
die Einrichtung zum Erfassen des Verdrängungsvolumens der Hydraulikpumpe umfaßt
eine Einrichtung zum Berechnen dieses Soll-Verdrängungsvolumens,
die Einrichtung zum Berechnen des Grenzwerts des Verdrängungsvolumens umfaßt
eine Einrichtung zum Berechnen eines Soll-Verdrängungsvolumens für die Eingangsdrehmomenten-Begrenzungsregelung mindestens aus dem Förderdruck der Hydraulikpumpe auf der Basis einer vorgegebenen Eingangsdrehmomenten- Begrenzungsfunktion,
die Einrichtung zum Berechnen der Differenz zwischen dem Verdrängungsvolumen und dem Grenzwert umfaßt eine Einrichtung zum Berechnen der Differenz durch Abziehen des Verdrängungsvolumens vom Grenzwert, wodurch die erste Regeleinrichtung feststellt, daß sich die Hydraulikpumpe im vorgegebenen Zustand befindet, und die Drehzahl der Antriebsmaschine steigert, wenn die Differenz den Sollwert übersteigt.
In diesem Zusammenhang ist der vorgegebene Wert vorzugsweise 0 (Null).
Vorzugsweise umfaßt die erste Regeleinrichtung eine Einrichtung zum Erfassen der Eingangsgröße der Betätigungsvorrichtung und erhöht die Drehzahl der Antriebsmaschine, wenn die Hydraulikpumpe den vorgegebenen Zustand erreicht und die Eingangsgröße der Betätigungsvorrichtung einen vorgegebenen Wert übersteigt.
Vorzugsweise umfaßt die Regeleinrichtung der Antriebsmaschine weiterhin eine zweite Regeleinrichtung zum Erfassen der Eingangsgröße der Betätigungsvorrichtung und zum Erhöhen der Drehzahl der Antriebsmaschine, wenn die Eingangsgröße einen vorgegebenen Wert übersteigt.

KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebssystems für eine Baumaschine gemäß einer ersten Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 2 ist eine Seitenansicht eines Hydraulikbaggers vom Radtyp bei dem das hydraulische Antriebssystem angeordnet ist.
Fig. 3 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion eines Reglers des hydraulischen Antriebssystems zeigt.
Fig. 4 ist ein Ablaufdiagramm, das den Verarbeitungsablauf der Verarbeitungsfunktion in einem Servoregler zeigt.
Fig. 5 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion des Reglers gemäß einer Modifizierung der ersten Ausführungsform zeigt.
Fig. 6 ist eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 7 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion in einem Pumpenregelteil eines Reglers im hydraulischen Antriebssystem von Fig. 6 zeigt.
Fig. 8 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion in einem Motorregler des Reglers zeigt.
Fig. 9 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion des Reglers gemäß einer Modifizierung der zweiten Ausführungsform zeigt.
Fig. 10 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion des Reglers gemäß einer dritten Ausführungsform zeigt.
Fig. 11 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion des Reglers gemäß einer Modifizierung der dritten Ausführungsform zeigt.
Fig. 12 ist eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer vierten Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 13 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion in einem Motorregler eines Reglers des hydraulischen Antriebssystems von Fig. 12 zeigt.
Fig. 14 bis 19 sind Blockdiagramme, die die jeweiligen Verarbeitungsfunktionen des Reglers gemäß verschiedener Modifizierungen der vierten Ausführungsform zeigen.
Fig. 20 ist eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer fünften Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 21 ist eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer sechsten Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 22 zeigt die Anordnung einer Neigungswinkelregeleinrichtung im Pumpenregelteil.
Fig. 23 ist ein Blockdiagramm der Anordnung eines Reglers.
Fig. 24 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion des Reglers zeigt.
Fig. 25 ist eine graphische Darstellung einer Eingangsdrehmomentenbegrenzungsfunktion.
Fig. 26 ist ein Blockdiagramm, das den Vorgang der Bestimmung eines Differenzdruck-Sollneigungswinkels zeigt.
Fig. 27 ist ein Blockdiagramm, das den Vorgang der Bestimmung einer Solldrehzahl aus einer Sollneigungswinkeldifferenz zeigt.
Fig. 28 ist ein Blockdiagramm, das den Vorgang der Bestimmung eines Änderungswertes der Ausgleichsregelung des Gesamtverbrauchsdurchsatzes zeigt.
Fig. 29 ist ein Ablaufdiagramm der Regelung der Neigungswinkelregeleinrichtung sowohl mit Hilfe eines Neigungswinkelbefehlswerts als auch mit Hilfe eines Signals des Ist-Neigungswinkels.
Fig. 30 ist ein Ablaufdiagramm der Regelung eines Schrittmotors auf der Basis eines Drehzahlbefehlswertes und eines Ist-Drehzahlsignals.
Fig. 31 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion des Reglers zeigt.
Fig. 32 ist ein Ablaufdiagramm wie das Ablaufdiagramm aus Fig. 24, das eine Modifizierung der sechsten Ausführungsform zeigt.
Fig. 33 ist ein Ablaufdiagramm, das eine weitere Modifizierung der sechsten Ausführungsform zeigt.
Fig. 34 ist ein Blockdiagramm, das einen Teil einer Verarbeitungsfunktion des Reglers gemäß einer weiteren Modifizierung der sechsten Ausführungsform zeigt.
Fig. 35 ist eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebssystems gemäß einer siebten Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 36 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion eines in Fig. 35 gezeigten Reglers zeigt.
Fig. 37 ist ein Blockdiagramm, das die Verarbeitungsfunktion von Fig. 36 zeigt.
Fig. 38 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion eines Reglers gemäß einer achten Ausführungsform der Erfindung zeigt.
Fig. 39 ist ein Blockdiagramm, das die Verarbeitungsfunktion von Fig. 38 zeigt.
Fig. 40 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion eines Reglers gemäß einer neunten Ausführungsform der Erfindung zeigt.
Fig. 41 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion eines Reglers gemäß einer zehnten Ausführungsform der Erfindung zeigt und
Fig. 42 ist ein Blockdiagramm, das eine Verarbeitungsfunktion eines Reglers gemäß einer elften Ausführungsform der Erfindung zeigt.

DIE BESTE BETRIEBSWEISE ZUR DURCHFÜHRUNG DER ERFINDUNG

Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung unter Bezug auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben.

ERSTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine erste Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf Fig. 1 bis 4 beschrieben.

Hydrauliksystem und Pumpenregelteil

In Fig. 1 umfaßt ein mit einem erfindungsgemäßen hydraulischen Antriebssystem verbundenes Hydrauliksystem eine Antriebsmaschine, das heißt, einen Motor 1, eine Hydraulikpumpe eines verstellbaren Typs 2, die von dem Motor 1 angetrieben wird, und mehrere hydraulische Stellglieder 6, 7, die parallel zueinander über eine Förderleitung 3 und Hauptschaltkreisleitungen 4, 5 mit der Hydraulikpumpe 2 verbunden sind und von einer Hydraulikflüssigkeit angetrieben werden, die von der Hydraulikpumpe 2 zugeführt wird. Zwischen der Hydraulikpumpe 2 und den Hydraulikstellgliedern 6, 7 sind die Regelventile 8, 9 mit den Hauptschaltkreisleitungen 4, 5 zur Regelung des Durchsatzes und der Richtungen der von der Hydraulikpumpe 2 den Hydraulikstellgliedern 6 bzw. 7 zugeleiteten Hydraulikflüssigkeit verbunden. Die Druckausgleichsventile 10, 11 sind stromauf von den Regelventilen 8 bzw. 9 angeschlossen.
In dieser Ausführungsform dient das Hydrauliksystem dazu, einen Hydraulikbagger vom Radtyp anzutreiben, wie Fig. 2 zeigt. Zu diesem Zweck ist das Stellglied 6 ein Verfahrmotor, beispielsweise zum Antrieb der Hinterräder 50 über eine Transmission 51 und eine Propellerwelle 52, und das Stellglied 7 ist ein Auslegerzylinder, beispielsweise zum senkrechten Bewegen eines Auslegers 54 als Teil einer Fronthalterung 53.
In der gezeigten Ausführungsform sind die Regelventile 8, 9 Hydraulikventile vom Vorsteuertyp, die durch Vorsteuerdrücke geregelt werden, die den Vorsteuerleitungen 55a, 55b und 56a, 56b zugeleitet werden.
Die Vorsteuerleitungen 55a, 55b sind für den Verfahrbetrieb mit einem Vorsteuerschaltkreis 57 verbunden. Der Vorsteuerschaltkreis 57 für den Verfahrbetrieb umfaßt ein Vorsteuerdruck-Reduzierventil 58 eines mit einem Pedal betriebenen Typs, das eine Fahrgeschwindigkeit vorgibt, und ein Richtungssteuerventil 59 eines manuell betriebenen Typs, das das Vorwärts- oder Rückwärtsfahren steuert. Wenn das Vorsteuerdruck- Reduzierventil 58 heruntergedrückt wird, und das Richtungssteuerventil 59 in eine der beiden Stellungen geschoben wird, erzeugt das Vorsteuerdruck-Reduzierventil 58 aus einer Hydraulikflüssigkeit von einer Vorsteuerpumpe 60 in Abhängigkeit von der Pressgröße einen Vorsteuerdruck, und dieser Vorsteuerdruck wird in Abhängigkeit von der Schiebestellung des Richtungsregelventils 59 über ein langsames Auslaßventil 61 einer der zwei Vorsteuerleitungen 55a, 55b zugeleitet, so daß die Öffnungs- und Schiebestellung des Regelventils 8 in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck- Reduzierventils 58 und der Schiebestellung des Richtungsregelventils 59 gesteuert werden. Wenn der heruntergedrückte Zustand das Vorsteuerdruck-Reduzierventil 58 aufgehoben wird, wird der Vorsteuerdruck über das langsame Auslaßventil 61 nach und nach reduziert und das Regelventil 8 kehrt ebenfalls nach und nach in seine neutrale Stellung zurück.
Die Vorsteuerleitungen 56a, 56b sind mit einer Steuervorrichtung verbunden, die mit einem Steuerhebel 18 zum Steuern der Geschwindigkeit und der Antriebsrichtung des Auslegerzylinders 7 ausgestattet ist. In Abhängigkeit von der Betätigungsgröße und -richtung des Steuerhebels 18 erzeugt die Steuervorrichtung einen Vorsteuerdruck, der zum Steuern einer Öffnung und einer Schiebestellung des Regelventils 9 über die Vorsteuerleitungen 56a oder 56b dem Regelventil 9 zugeleitet wird.
Die Druckausgleichsventile 10, 11 werden in Abhängigkeit von den Differenzdrücken in den Regelventilen 8 bzw. 9 betätigt, so daß die Differenzdrücke in den Regelventilen 8, 9 konstant gehalten werden können, um trotz Änderungen des Förderdrucks der Hydraulikpumpe 2 und der Lastdrücke der Hydraulikstellglieder 6, 7 Durchsätze in Übereinstimmung mit den Öffnungen der Regelventile 8, 9 sicherzustellen.
Die Lastleitungen 12, 13 zum Erfassen der Lastdrücke der Stellglieder 6, 7 sind mit den Regelventilen 8 bzw. 9 verbunden. Die Lastleitungen 12, 13 sind auch über ein Wegeventil für einen höheren Druck 19 mit einer Lastleitung 14 verbunden, so daß der Lastleitung 14 der Lastdruck auf der Seite des höheren Drucks, der durch das Wegeventil für einen höheren Druck 19 gewählt wurde, das heißt, der Höchstlastdruck, zugeleitet wird.
In den Lastleitungen 12, 13, 14 werden die in den Lastleitungen 12, 13 auf der Eingangsseite erfaßten Lastdrücke den Druckausgleichsventilen 10 bzw. 11 zugeleitet, während der in der Lastleitung 14 erfaßte Höchstlastdruck einem Lasterfassungsregler 15 eines Pumpenregelteils 17 und einem Entspannungsventil 16, das mit der Förderleitung 3 verbunden ist, zugeleitet wird.
Das Pumpenregelteil 17 umfaßt den Lasterfassungsregler 15 und einen Drehmomentenregler 80, die miteinander kombiniert sind.
Im einzelnen weist das Pumpenregelteil 17 einen Servokolben 20 zum Antrieb der Taumelscheibe der Hydraulikpumpe 2 auf, und der Lasterfassungsregler 15 umfaßt ein Lasterfassungsausgleichsventil 21 zum Regeln der Zufuhr der Hydraulikflüssigkeit zum Servokolben 20.
Der Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 und der Höchstlastdruck werden über eine verzweigte Leitung 22 von der Förderleitung 3 bzw. der Lastleitung 14 den gegenüberliegenden Enden einer Ventilspindel des Lasterfassungsausgleichsventils 21 zugeleitet. Infolgedessen wirken ein Differenzdruck zwischen dem Förderdruck und dem Höchstlastdruck auf ein Ende der Ventilspindel ein, während eine Feder 23 zum Einstellen eines Solldifferenzdrucks am anderen Ende der Ventilspindel angeordnet ist.
Wenn der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem Höchstlastdruck kleiner als der Solldifferenzeinstelldruck der Feder 23 ist, wird die Ventilspindel des Lasterfassungsreglers 15 in eine Ventilstellung, wie gezeigt, bewegt. In dieser Ventilstellung ist eine Druckaufnahmekammer 20A des Servokolbens 20 mit einem Reservoir oder Tank verbunden, und eine Kolbenstange 20C wird mit Hilfe der Federkraft einer Feder 20B zur Zunahme eines Pumpenneigungswinkels (Verdrängungsvolumens) nach oben geschoben. Demgegenüber wird, wenn der Differenzdruck den Einstelldruck übersteigt, die Ventilspindel des Lasterfassungsausgleichsventils 21 in eine Stellung links auf der Zeichnung verschoben. In dieser Stellung ist die Druckaufnahmekammer 20A mit der verzweigten Leitung 22 verbunden, und die Kolbenstange 20C wird mit dem Förderdruck, der in die Druckaufnahmekammer 20A strömt, nach unten geschoben, wodurch der Pumpenneigungswinkel abnimmt. Der Pumpenneigungswinkel wird im Gleichgewicht zwischen den beiden obigen Betrieben gesteuert, so daß der Pumpenförderdruck um einen festen Differenzdruck höher als der Höchstlastdruck gehalten wird.
Ein Drehmomentenregler 80 weist ein Drehmomentregel-Servoventil 81 auf, das zwischen dem Lasterfassungsausgleichsventil 21 und dem Servokolben 20 in Reihe geschaltet ist. Der Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 wird von der Förderleitung 3 über die verzweigte Leitung 22 einem Ende einer Ventilspindel des Drehmomentenregelservoventils 81 zugeleitet, während eine Feder 82 zum Einstellen eines Grenzdrehmoments am anderen Ende der Ventilspindel angeordnet ist.
Wenn der Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 kleiner als ein Einstelldruck der Feder 82 ist, wird die Ventilspindel des Drehmomentregel-Servoventils 81 in eine Ventilstellung bewegt, wie in der Zeichnung dargestellt. In dieser Ventilstellung hat die Druckaufnahmekammer 20A des Servokolbens 20 die gleichen Bedingungen, da sie direkt mit dem Lasterfassungsausgleichsventil 21 verbunden ist, wodurch über das Lasterfassungsausgleichsventil 21 die oben erwähnte Lasterfassungsregelung möglich wird. Wenn der Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 den Einstelldruck der Feder 82 übersteigt, wird die Ventilspindel des Servoventils 81, wie in der Zeichnung dargestellt, in eine linke Stellung bewegt. In dieser Stellung ist die Druckaufnahmekammer 20A mit der verzweigten Leitung 22 verbunden und die Kolbenstange 20C wird durch den Förderdruck, der in die Druckaufnahmekammer 20A strömt, nach unten gepreßt, wodurch der Pumpenneigungswinkel verkleinert wird. Der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 2 wird somit geregelt, so daß das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe 2 innerhalb des Ausgangsdrehmoments des Motors 1 gehalten wird. Daher wird beim Drehmomentenregler 80 ein verfügbarer maximaler Pumpemneigungskennwert hinsichtlich des Förderdrucks de Hydraulikpumpe 2 dadurch bestimmt, daß die Feder 82 in Abhängigkeit von den charakteristischen Eigenschaften des Motors 1 eingesetzt wird.
Wie oben beschrieben, dient das Pumpenregelteil 17 dieser Ausführungsform dazu, den Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 2 mit Hilfe des Lasterfassungsreglers 15 zu regeln, so daß der Förderdruck um einen festen Differenzdruck höher als der Höchstlastdruck wird, wodurch die Lasterfassungsregelung durchgeführt wird, und auch den Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 2 mit Hilfe des Drehmomentenreglers 80 zu regeln, so daß das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe 2 innerhalb des Ausgangsdrehmoments des Motors 1 gehalten wird, wodurch die Eingangsdrehmomenten-Begrenzungsregelung erfolgt.
Das Entspannungsventil 16 ist derart eingestellt, daß der Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 ein wenig höher als der Einstell-Differenzdruck des Lasterfassungsausgleichsventils 22 wird, wenn sich die Regelventile 8, 9 in ihrem neutralen Zustand befinden. Durch den Eigendruck des Entspannungsventils 16 im neutralen Zustand wird der Pumpenneigungswinkel auf einem minimalen Neigungswinkel gehalten.
Die Druckausgleichsventile 10, 11 dienen dazu, die Stellglieder zuverlässig voneinander unabhängig zu halten, wenn die Stellglieder 6, 7 für einen kombinierten Betrieb gleichzeitig mit der Auströmmenge der Hydraulikpumpe 1, die wie oben angegeben, geregelt wird, angetrieben werden. Im einzelnen wird im hydraulischen Antriebssystem, das mit dem Lasterfassungsregler 15 ausgestattet ist, obwohl das Lasterfassungsausgleichsventil 21 in Übereinstimmung mit dem Höchstlastdruck betätigt wird, beim kombinierten Betrieb der Pumpenförderdruck durch die kleinere Last geregelt, wenn die Anordnung eine einfache parallele Verbindung aufweist. Das hätte den Nachteil, daß die Pumpenauströmmenge derart auf das Stellglied auf der niedrigeren Lastseite konzentriert ist, daß die Bedingung einer übermäßigen Förderleistung verursacht wird, während das Stellglied, bei dem ein höherer Druck erforderlich ist, nicht betrieben wird oder nur mit der überschüssigen Förderleistung betrieben wird. Dieser Nachteil läßt sich in dieser Ausführungsform dadurch beseitigen, daß zur Regelung der Differenzdrücke in den Regelventilen 8, 9, wie oben angegeben, auf einem konstanten Wert bei den Regelventilen 8 bzw. 9 die Druckausgleichsventile 10, 11 eingesetzt werden.

Motorregler

Der Motor 1 ist vorzugsweise ein Dieselmotor, der eine Kraftstoffeinspritzvorrichtung 30 mit einem Regler für alle Geschwindigkeiten umfaßt, wobei die Kraftstoffeinspritzvorrichtung 30 einen Steuerhebel 31 aufweist. Die eingespritzte Kraftstoffmenge wird dadurch eingestellt, daß der Steuerhebel 31 bewegt wird. Der Steuerhebel 31 ist mit einem Motorregler 29 zum Einstellen einer Solldrehzahl und zum Bewegen des Steuerhebels 31 in eine Stellung verbunden, die der Solldrehzahl entspricht. Der Motorregler 29 umfaßt eine Betätigungseinheit, die einen Kraftstoffhebel 32 aufweist, der manuell von einer Bedienungsperson bedient wird, und der ein elektrisches Signal mit einem Pegel ausgibt, der seiner Betätigungsgröße entspricht, einen Differenzdrucksensor 33 zum Abfragen eines Differenzdrucks DeltaPLS zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 und dem Höchstlastdruck der Hydraulikstellglieder 6, 7, einen Potentiometer 34 zum Abfragen der Drehgröße, das heißt, der Bewegungsgröße, des Steuerhebels und einen Regler 36 zum Empfangen des Betätigungssignals des Kraftstoffhebels 32 sowie der beiden Erfassungssignale des Differenzdrucksensors 33 und des Potentiometers 34 und zum Ausgeben eines Antriebssignals an einen Schrittmotor 35 nach der Verarbeitung dieser Signale, wie im folgenden beschrieben. Der Schrittmotor 35 wird über eine Getriebeverbindung 37 um einen Winkel gemäß dem Antriebssignal zum Drehen des Steuerhebels 31 gedreht. Es ist anzumerken, daß der Steuerhebel 32 beispielsweise durch eine andere Regeleinrichtung vom Skalentyp (Drehpotentiometer) oder vom Druckknopftyp (Zweistellungsschalter) ersetzt werden kann.
Der Regler 36 umfaßt einen Microcomputer usw. und weist eine Regel- und Rechenfunktion auf, wie in einem Funktionsblockdiagramm in Fig. 3 gezeigt. Im einzelnen umfaßt der Regler 36 einen ersten Rechner 40 zum Empfangen des Befehlssignals vom Kraftstoffhebel 32 und zum Berechnen einer Solldrehzahl Nx gemäß der durch das Befehlssignal angegebenen Bewegungsgröße x des Kraftstoffhebels, einen zweiten Rechner 41 zum Empfangen des Abfragesignals des Differenzdrucksensors 33 und zum Bestimmen einer Solldrehzahl Np, die die vorgegebene Funktionsbeziehung zum durch das Abfragesignal angegebenen Lasterfassungs-Differenzdruck DeltaPLS aufweist, einen Höchstwert-Selektor 42 zum Vergleichen der durch den ersten und zweiten Rechner 40, 41 bestimmten Solldrehzahlen Nx bzw. Np und zum Auswählen des Höchstwertes beider Drehzahlen zum Angeben einer Solldrehzahl als ein Befehlswert, das heißt als ein Drehzahlbefehlswert Ny, und einen Servoregler 43 zum Berechnen der Antriebsgröße des Schrittmotors 35 aus dem vom Höchstwert-Selektor 42 ausgewählten Drehzahlbefehlswert Ny und dem durch das Abfragesignal des Potentiometers 34 angegebenen Bewegungswert NΘ des Steuerhebels 31. Danach wird vom Servoregler 43 ein Antriebssignal an den Schrittmotor 35 ausgegeben, das der obigen Antriebsgröße entspricht
Im ersten Rechner 40 wird die Funktionsbeziehung zwischen der Bewegungsgröße x des Kraftstoffhebels und der Solldrehzahl Nx derart eingestellt, daß, wenn die Bewegungsgröße x ansteigt, die Solldrehzahl Nx mit Hilfe einer Leerlaufdrehzahl Ni linear ansteigt.
Im zweiten Rechner 41 wird die Funktionsbeziehung zwischen dem Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS und der Solldrehzahl Np derart eingestellt, daß, wenn DeltaPo ein Solldifferenzdruck ist, der durch den Lasterfassungsregler 15 gehalten wird, wird die Solldrehzahl Np durch die Leerlaufdrehzahl Ni gegeben, wenn der durch den Differenzdrucksensor 52 abgefragte Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS größer als ein vorgegebener Wert DeltaPLSO nahe am Solldifferenzdruck DeltaPo ist, und die Solldrehzahl Np wird angehoben, wenn der Differenzdruck Delta PLS kleiner als der vorgegebene Wert DeltaPLSO wird.
In diesem Zusammenhang wird ein Höchstwert Nxmax der durch den ersten Rechner 40 eingestellten Solldrehzahl Nx, wenn die Bewegungsgröße x des Kraftstoffhebels maximiert wird, niedriger als die höchste Drehzahl eingestellt, die der Motor 1 leisten kann, während ein Höchstwert Npmax der durch den zweiten Rechner 41 eingestellten Solldrehzahl Np in Abhängigkeit vom Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS fast gleich wie die höchste Drehzahl des Motors 1 eingestellt wird. Infolgedessen wird der Höchstwert Npmax der Solldrehzahl Np höher eingestellt als der Höchstwert Nxmax der Solldrehzahl Nx.
Der Servoregler 43 ist so angeordnet, daß er den im Ablaufdiagramm von Fig. 4 gezeigten Regelprozeß durchführt. Im einzelnen werden der Abfragewert NΘ des Potentiometers 34 und der Befehlswert Ny des Höchstwert- Selektors 42 im Schritt S1 bzw. S2 eingegeben. Schritt S3 vergleicht den Abfragewert NΘ mit dem Befehlswert Ny und berechnet eine Differenz A zwischen ihnen, das heißt A = NΘ - Ny. Danach wird in Schritt S4 bestimmt, ob ein absoluter Wert der Differenz A gleich oder größer als ein vorgegebener Wert K ist. Der vorgegebene Wert K ist durch einen sehr kleinen Wert der Größe gegeben, die Steuer- bzw. Regelfehlern infolge von Spiel usw. in der Verbindung 37 und in anderen Kopplungsmechanismen des Schrittmotors 35 und des Steuerhebels 31 entspricht. Wenn dann der absolute Wert der Differenz A kleiner als der vorgegebene Wert K ist, wird der Schrittmotor 35 im Schritt S5 gestoppt. Wenn er gleich oder größer als der vorgegebene Wert K ist, wird in Abhängigkeit davon, ob die Differenz A positiv bzw. negativ ist, in den Schritten S6, S7, S8 ein Signal zum Antrieb des Schrittmotors 35 zum Drehen in Vorwärts- oder in Rückwärtsrichtung ausgegeben. Mit anderen Worten, ein Antriebssignal zum Drehen des Steuerhebels 31 in einer solchen Richtung wird ausgegeben, daß die Differenz A kleiner wird. Danach kehrt die Regelung zu Schritt S1 zurück, wonach sich der obige Regelablauf wiederholt.
Somit wird durch Abfragen der Bewegungsgröße NΘ des Steuerhebels 31 und dessen Rückkopplung, wie oben beschrieben, der Schrittmotor 35 angetrieben, wenn sich der Drehzahlbefehlswert Ny geändert hat, bis die Bewegungsgröße NΘ des Steuerhebels 31 mit dem Drehzahlbefehlswert Ny übereinstimmt. Infolgedessen wird der Steuerhebel 31 in eine Stellung gedreht, die dem Drehzahlbefehlswert Ny entspricht.

Betrieb und Wirkung

Als nächstes sollen Betrieb und Wirkung des hydraulischen Antriebssystems dieser Ausführungsform beschrieben werden.
Während des Betriebs mit niedriger Last, was bei einer Fahrt auf einer ebenen Straße mit einer konstanten Geschwindigkeit oder auf einer abschüssigen Straße zutrifft, wird beispielsweise zum Einstellen der Solldrehzahl Nx auf eine relativ niedrige Geschwindigkeit im ersten Rechner 40 des Reglers 36 der Steuerhebel 32 mit einer Bewegungsgröße bedient, die nicht seinem vollen Hub entspricht. Zu diesem Zeitpunkt wird, weil der Drehmomentenregler 80 unter einer derartigen Bedienungsbedingung seine Funktion nicht aufnimmt, und daher der Differenzdruck DeltaPLS nahe am Solldifferenzdruck DeltaPo liegt, im zweiten Rechner 41 des Reglers 36 ein relativ kleiner Wert als Solldrehzahl Np berechnet. Wenn daher die oben angegebene Solldrehzahl Nx größer ist als die berechnete Solldrehzahl Np, wählt der Höchstwert-Selektor 42 die Solldrehzahl Nx als Drehzahlbefehlswert Ny. Der Motor 1 wird dadurch bis zur Solldrehzahl Nx geregelt, die vom Kraftstoffhebel 32 eingestellt ist, so daß das Fahrzeug mit dieser Motordrehzahl eine ebene Straße entlangfährt oder eine abschüssige Straße hinabfährt.
Wenn sich die Betriebsbedingungen ändern, so daß die Last oder der für das Stellglied (die Stellglieder) erforderliche Durchsatz erhöht wird, und die Funktion des Drehmomentenreglers 80 derat ist, daß die Pumpenauströmmenge einen Sättigungszustand erreicht, zum Beispiel wenn das Fahrzeug eine abschüssige Straße hinauffährt, oder wenn es eine Beschleunigungsfahrt beginnt, wird der Differenzdruck zwischen der Pumpenauströmmenge und dem Höchstlastdruck vom festen Wert reduziert, und der Differenzdruck DeltaLS fällt unter den Solldifferenzdruck DeltaPo, wodurch im zweiten Rechner 41 des Reglers 36 ein relativ großer Wert als Solldrehzahl Np berechnet wird. Daher wählt der Höchstwert-Selektor 42 die Solldrehzahl Np als Drehzahlbefehlswert Ny und der Motor 1 wird zum Anstieg der Motordrehzahl auf die Solldrehzahl Np geregelt. Im Ergebnis nimmt, obwohl die Zunahme des Neigungswinkels Θs der Hydraulikpumpe 2 durch den Regler 80 begrenzt ist, die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 mit der Zunahme der Drehzahl zu. Die gewünschte Fahrgeschwindigkeit läßt sich somit erreichen, weil die Pumpenauströmmenge bzw. Pumpenleistung keinen Sättigungszustand erreicht.
Demgemäß läßt sich das gewünschte Fahren mit einer niedrigeren Motordrehzahl erreichen, indem die Solldrehzahl Nx auf einen Wert eingestellt wird, der geringer als ihr Höchstwert Nxmax ist, wodurch weniger Kraftstoff verbraucht wird, ein wirtschaftlicher Betrieb erzielt wird und das Motorgeräusch verringert, und somit auch der Lärmpegel gesenkt wird.
Wenn beim Start oder bei einer Bergauffahrt nur mit einer hohen Last gefahren wird, oder unter der Betriebsbedingung, daß der Auströmdruck oder die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 oft erhöht wird, was beim kombinierten Betrieb des Fahrens und Aufhebens der Fall ist, bei dem die Stellglieder einen hohen Durchsatz benötigen, wird der Kraftstoffhebel 32 gemäß seinem vollen Hub auf die Bewegungsgröße eingestellt, um beispielsweise die maximale Solldrehzahl Nxmax im ersten Rechner 40 des Reglers 36 einzustellen. Zu diesem reduzieren und den Lärm in Verbindung mit häufigen Schwankungen der Motordrehzahl zu vermindern.
Durch den Einsatz dieser Ausführungsform kann, wie oben beschrieben, da die Drehzahl des Motors 1 automatisch angehoben wird, um die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 zu erhöhen, wenn die Pumpenleistung in Sättigung übergeht, die Solldrehzahl Nx in Abhängigkeit vom Kraftstoffhebel 32 auf einen niedrigeren Wert eingestellt werden, um den Kraftstoffverbrauch und den Geräuschpegel zu senken, aber die Lebensdauer der Ausrüstung zu steigern. Ebenfalls ist es möglich, eine Abnahme der Stellglieddrehzahl zu vermeiden und eine Verschlechterung der Funktionsfähigkeit während des kombinierten Betriebs zu verhindern, was sonst durch Sättigung der Pumpenleistung stattfinden würde. Somit wird jederzeit eine ausgezeichnete Funktionsfähigkeit gewährleistet. Des weiteren ist es bei der Betriebsbedingung, daß der vom Stellglied (von den Stellgliedern) benötigte Durchsatz oder der Förderdruck der Hydraulikpumpe häufig erhöht wird, möglich, häufige Schwankungen der Motordrehzahl zu unterdrücken und somit eine Verminderung des Kraftstoffverbrauchs und des Geräuschpegels dadurch zu erzielen, daß die Solldrehzahl Nx in Abhängigkeit vom Kraftstoffhebel 32 auf einen hohen Wert eingestellt wird.

Modifizierung der ersten Ausführungsform

Eine Modifizierung der ersten Ausführungsform soll nun unter Bezug auf Fig. 5 beschrieben werden.
Die oben beschriebene erste Ausführungsform ist zum Auswählen eines größeren Werts zwischen der Solldrehzahl Nx aus dem ersten Rechner 40 und der Solldrehzahl Np aus Zeitpunkt wird, wenn die Funktion des Drehmomentenreglers 80 derat ist, daß die Pumpenauströmmenge einen Sättigungszustand erreicht, der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem Höchstlastdruck vom festen Wert gesenkt, und somit wird im zweiten Rechner 41 des Reglers 36 ein relativ großer Wert als Solldrehzahl Np berechnet. Da, wie oben angegeben, Npmax > Nxmax ist, wählt dann der Höchtwert-Selektor 42 die Solldrehzahl Np als Drehzahlbefehlswert Ny für den Anstieg der Motordrehzahl. Im Ergebnis nimmt die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 zu, die Sättigung der Pumpenauströmmenge wird nämlich aufgehoben oder vermieden, um die gewünschten Drehzahlen der Stellglieder zu liefern. Darüberhinaus ist es während des kombinierten Betriebs möglich, das Drehzahlverhältnis der Stellglieder konstant zu halten und die Funktionsfähigkeit zu verbessern.
Wenn darüberhinaus die Last derart vermindert wird, daß zu einer Betriebsbedingung gewechselt wird, in der der Dremomentenregler 80 seine Funktion unterbricht, wird zum Beispiel der Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaLS groß, und im zweiten Rechner 41 wird ein relativ kleiner Wert als Solldrehzahl Np berechnet, wodurch die Solldrehzahl Nx als Drehzahlbefehlswert Ny gegeben wird, und der Motor 1 auf die Drehzahl geregelt wird, die durch den Kraftstoffhebel 32 eingestellt wurde und kleiner als Npmax ist. Dadurch wird eine übermäßige Rotation des Motors vermieden, und es wird sowohl weniger Kraftstoff verbraucht als auch der Lärmpegel gesenkt. Darüberhinaus fällt der Drehzahlbefehlswert Ny nicht vom Höchstwert Nxmax ab, der vom Steuerhebel 32 eingestellt wurde, wodurch die Motordrehzahl weniger häufig durch Schwankungen der Solldrehzahl schwankt. Dadurch wird es auch möglich, den Kraftstoffverbrauch zu dem zweiten Rechner 41 angeordnet, um diesen als Drehzahlbefehlswert Ny einzustellen. Dieses Verfahren ist in dieser Ausführungsform anders. Im einzelnen wird hier von einem zweiten Rechner 44 vorab die Funktionsbeziehung zwischen dem Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS und einem Inkrement Delta alpha einer Änderungsdrehzahl alpha derart als Solldifferenzdruck eingestellt, daß das Inkrement Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha in einem Bereich negativ ist, in dem der Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS größer als ein vorgegebener Differenzdruck DeltaPo ist, während das Inkrement Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha in einem Bereich positiv ist, in dem der Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS kleiner als der vorgegebene Wert DeltaPo ist, und das Inkrement Delta alpha wird dann erhöht, wenn der Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS abnimmt. Der Inkrementwert Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha, der vom zweiten Rechner 44 bestimmt wird, wird in einem Addierer 45 zur Änderungsdrehzahl alpha hinzugezählt, die im letzten Regelzyklus bestimmt wird, so daß die sich ergebende Summe als eine neue Änderungsdrehzahl alpha eingestellt wird.
Des weiteren wird in dieser Ausführungsform anstelle des Höchstwert-Selektors 42 ein Addierer 46 zum Addieren der Änderungsdrehzahl alpha zur vom ersten Rechner 40 gelieferten Solldrehzahl Nx vorgesehen.
Wenn bei dieser derart angeordneten Ausführungsform der Lasterfassungs-Differenzdruck DeltaPLS unter einer Bedingung auf dem vorgegebenen Wert DeltaPo gehalten wird, in der die Solldrehzahl Nx in Abhängigkeit vom Kraftstoffhebel 23 auf einen bestimmten Wert eingestellt ist, ist die Änderungsdrehzahl alpha gleich Null und der Drehzahlbefehlswert Ny ist durch die Solldrehzahl Nx gegeben, die vom Kraftstoffhebel 32 angegeben wird. Fällt der Lasterfassungs-Differenzdruck DeltaPLS unter den vorgegebenen Wert DeltaPo, wird zur Erhöhung des Drehzahlbefehlswerts Ny die Änderungsdrehzahl alpha vom zweiten Rechner 44 und dem Addierer 45 bestimmt und zur Solldrehzahl Nx addiert. Es ist anzumerken, daß ein Pendeln dadurch vermieden wird, daß der Inkrementwert Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha zunächst bestimmt und dann zur Bestimmung einer neuen Änderungsdrehzahl alpha zur letzten Änderungsdrehzahl alpha hinzugezählt wird.
Da eine Solldrehzahl als Drehzahlbefehlswert Ny angegeben ist, die höher ist als die Solldrehzahl Nx, wird bei dieser derart angeordneten Ausführungsform, wenn der Lasterfassungs-Differenzdruck DeltaPLS kleiner wird als der vorgegebene Wert DeltaPo, nimmt die Drehzahl des Motors 1 automatisch zu, um die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 zu erhöhen, nachdem die Pumpenleistung den Sättigungszustand erreicht hat, wie das auch bei der obigen ersten Ausführungsform der Fall ist. Daher kann auch diese Ausfürungsform die gleichen vorteilhaften Wirkungen wie die erste Ausführungsform angeben.

ZWEITE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine zweite Ausführungsform der Erfindung wird unter Bezug auf die Fig. 6 bis 8 beschrieben. In Fig. 6 werden die gleichen Bauteile, wie in Fig. 1, mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet.
Ein Unterschied dieser Ausführungsform zur in Fig. 1 gezeigten ersten Ausführungsform besteht darin, daß, während der Lasterfassungsregler 15 zum hydraulischen Durchführen der Lasterfassungsregelung in der in Fig. 1 gezeigten ersten Ausführungsform angeordnet ist, in dieser Ausführungsform diese Regelung elektronisch durchgeführt wird.
Im einzelnen umfaßt das in Fig. 6 gezeigte Hydrauliksystem nicht den Lasterfassungsregler 15, sondern eine Gruppe von Meßfühlern bzw. Sensoren, die einen Neigungswinkelsensor 70 zum Erkennen eines Neigungswinkels der Taumelscheibe (Verdrängungsvolumen) Θs der Hydraulikpumpe 2, einen Drucksensor 71 zum Erkennen des Förderdrucks Pp der Hydraulikpumpe 2, einen Differenzdrucksensor 33 zum Erkennen des Differenzdrucks DeltaPLS zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 und dem Höchstlastdruck der Stellglieder 6, 7 und einen Drehzahlsensor 73 zum Erkennen der Drehzahl des Motors 1 umfassen, einen Regler 74, der mit einem Pumpenregler 74A (s. Fig. 7) ausgestattet ist, der zum Empfangen und Verarbeiten der entsprechenden Erkennungssignale von der Guppe dieser Sensoren ausgelegt ist, und eine Neigungswinkelregeleinrichtung 75, die in Abhängigkeit von einem elektrischen Signalausgang des Reglers 74 angetrieben wird.
Die Neigungswinkelregeleinrichtung 75 umfaßt zwei Magnetventile 76, 77 und einen Servozylinder 78, bei dem die Zufuhr und Förderung der Hydraulikflüssigkeit und somit auch seine Stellung nach dem Verschieben der Magnetventile geregelt wird. Mit der Regelung der Stellung des Servozylinders 78 wird der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 2 geregelt.
Der Regler 74 umfaßt auch einen Motorregler 74B (s. Fig. 8), der später beschrieben wird.
Der Pumpenregler 74A des Reglers 74 weist eine arithmetische Verarbeitungsfunktion auf, wie in einem Funktionsdiagramm von Fig. 7 gezeigt. Daher umfaßt der Pumpenregler 74A des Reglers 74 einen Lasterfassungsregeler 85, einen Drehmomentenregler 86, einen Minimalwert-Selektor 87 und einen Servoregler 88.
Der Lasterfassungsregeler 85 berechnet eine Abweichung Delta(PLS) zwischen dem Solldifferenzdruck DeltaPo und einem Rückführwert des vom Differenzdrucksensor 33 erfaßten aktuellen Differenzdrucks DeltaPLS, berechnet dann aus dieser Abweichung Delta(PLS) einen Änderungsbetrag DeltaΘL des Sollwerts (= die geregelte Geschwindigkeit bzw. Drehzahl) und integriert diesen dann, um einen Pumpen-Sollneigungswinkel ΘL für die Lasterfassungsregelung zu bestimmen.
Der Drehmomentenregler 86 berechnet für die Geschwindigkeits- bzw. Drehzahlerfassung eine Abweichung DeltaT zwischen der vom Drehzahlsensor 73 abgefragten Motordrehzahl Nx und der vom Potentiometer 34 abgefragten Bewegungsgröße NΘ. Zur Verhinderung einer Blockierung des Motors berechnet er dann aus dieser Differenz das Solldrehmoment Tpo. Das Solldrehmoment Tpo wird zur Berechnung der Pferdestärke mit dem reziproken Wert 1/Pp des vom Drucksensor 71 erfaßten Pumpenförderdrucks Pp multipliziert, und der sich ergebende Wert Θps wird einem Filter als primärem Verzögerungselement übertragen, um einen Pumpen-Sollneigungswinkel ΘA für die Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments zu bestimmen.
Der Minimalwert-Selektor 87 wählt einen Mindestwert aus den zwei Pumpen-Sollneigungswinkeln ΘL, ΘA als Neigungswinkelbefehlswert Θr. Der Servoregler 88 berechnet eine Differenz oder eine Abweichung DeltaΘ zwischen dem Neigungswinkelbefehlswert Θr und einem Rückführwert Θs des vom Neigungswinkelsensor 70 erfaßten Ist-Neigungswinkels. Wenn die Differenz DeltaΘ einen vorgegebenen Wert, der den Unempfindlichkeitsbereich definiert, zu sehr übersteigt, wird vom Servoregler 88 zum Antrieb eines Magnetventils 76 oder 77 ein Antriebssignal ausgegeben.
Wenn bei der obigen Anordnung der Pumpen-Sollneigungswinkel ΘL für die Lasterfassungsregelung im Minimalwert- Selektor 87 gewählt wird, erfolgt die Lasterfassungsregelung, wie beim Lasterfassungsregler 15 in der ersten Ausführungsform, in der Art, daß der Pumpenförderdruck um den festen Differenzdruck DeltaPo höher als der Höchstlastdruck gehalten wird. Wenn der Pumpen-Sollneigungswinkel ΘA für die Drehmomentenregelung gewählt wird, wird der Pumpenneigungswinkel so geregelt, daß das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe 2 mit dem Solldrehmoment Tpo zusammenfällt, wodurch die Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments durchgeführt wird, so daß, wie auch beim Drehmomentenregeler 80 in der ersten Ausführungsform, das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe 2 nicht das Ausgangsdrehmoment des Motors 1 übersteigt.
Diese Ausführungsform unterscheidet sich auch durch die arithmetische Verarbeitungsfunktion für den Drehzahlbefehlswert Ny von der ersten Ausführungsform von Fig. 1, die in einem Motorregler 74b des Reglers 74 bewirkt wird. Im einzelnen ist ein Drucksensor 90 mit der Ausgangs sei te des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 verbunden. Der Drucksensor 90 erkennt in Abhängigkeit von der Preßgröße, das heißt, der Eingangsgröße xp, des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 einen Vorsteuerdruck, und gibt ein dem Vorsteuerdruck entsprechendes Signal an den Regler 74 aus.
Der Motorregeler 74B des Reglers 74 weist eine arithmetische Verarbeitungsfunktion auf, wie in einem Funktions-Blockdiagramm von Fig. 8 gezeigt. In dieser Zeichnung werden die gleichen Funktionsblöcke, wie in Fig. 3, mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet.
Unter Bezug auf Fig. 8 gibt ein Block 91 aufgrund eines Abfragesignals vom Drucksensor 90 ein Signal β des Pegels O aus, wenn die Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, wie von diesem Abfragesignal angegeben, kleiner als ein vorgegebener Wert xk ist, und ein Signal β des Pegels 1 aus, wenn sie gleich oder größer als der vorgegebene Wert xk wird. Das Signal β wird einem Schalter 92 übertragen, der geöffnet wird, wenn das Signal β den Pegel 0 hat, um die Übertragung der Solldrehzahl Np vom zweiten Rechner 41 zum Höchstwert-Selektor 42 zu unterbrechen, und der geschlossen wird, wenn das Signal β den Pegel 1 hat, um die Solldrehzahl Np zum Höchstwert-Selektor 42 zu übertragen.
Bei der so angeordneten Ausführungsform ist der Schalter 92 in einem Bereich, in dem der Vorsteuerdruck, das heißt, die Eingangsgröße xp, des Vorsteuerdruck- Reduzierventils 58 nicht kleiner als der vorgegebene Wert xk ist, geschlossen, so daß die gleiche Blockanordnung wie die der ersten, in Fig. 3 gezeigten Ausführungsform angegeben ist, weshalb diese Ausführungsform in einer ähnlichen Weise wie die erste Ausführungsform arbeiten kann. Ist die Eingangsgröße xp kleiner als der vorgegebene Wert xk, wird der Schalter 92 geöffnet, wodurch die Blockanordnung ohne den zweiten Rechner 41 ist. Daher wird der Drehzahlbefehlswert Ny nur durch die Solldrehzahl Nx vom ersten Rechner 40 bestimmt, und die von der Bewegungsgröße x des Kraftstoffhebels 32 abhängige Solldrehzahl wird unabhängig von Schwankungen beim Lasterfassungsdifferenzdruck DeltaPLS erhalten. Mit anderen Worten, die Motordrehzahl schwankt solange nicht, solange der Kraftstoffhebel 32 nicht betätigt wird.
Daher kann diese Ausführungsform im wesentlichen die gleichen vorteilhaften Wirkungen, wie die erste Ausführungsform erzielen, zusätzlich aber können durch ihren Einsatz Schwankungen der Motordrehzahl verhindert und die Funktionsfähigkeit kann verbessert werden, wenn das Fahrzeug mit einer sehr niedrigen Geschwindigkeit fährt, wobei das Vorsteuerdruck-Reduzierventil 58 auf der kleinen Eingangsgröße gehalten wird, da die Motordrehzahl nicht angehoben wird, auch wenn die Last zeitweilig größer wird, und somit wird die Hydraulikpumpe 2 zeitweilig durch den Drehmomentenregler 86 der Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments unterworfen. Da die Motordrehzahl auch bei einer Fahrt mit einer sehr geringen Geschwindigkeit keinen Schwankungen ausgesetzt ist, ist der Betrieb nicht laut und stört auch nicht das Ohr, und ein Anstieg des Kraftstoffverbrauch kann verhindert werden, was sonst bei häufigen Schwankungen der Motordrehzhal der Fall wäre. Des weiteren wird der Motor, wenn die Eingangsgröße xp den vorgegebenen Wert xk übersteigt, der Drehzahlanstiegsregelung unterworfen, so daß der Antriebszustand des Motors derart gestaltet wird, daß er mit der Absicht einer Bedienungsperson übereinstimmt, wodurch diese Bedienungsperson ein gutes Gefühl beim Betrieb hat.
Es ist anzumerken, daß der Erfindungsgedanke dieser Ausführungsform in gleicher Weise bei der in Fig. 5 gezeigten Ausführungsform anwendbar ist. Fig. 9 zeigt ein Blockdiagramm, in dem diese Anmeldung realisiert ist. In Fig. 9 werden die gleichen Bauteile wie in den Fig. 5 und 8 mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet. Auch in der Ausführungsform der Fig. 9 wird, wenn die Eingangsgröße xp den vorgegebenen Wert xk nicht übersteigt, der Schalter 92 geöffnet und die Änderungsdrehzahl alpha wird nicht zur Solldrehzahl Nx addiert. Somit bleibt die Solldrehzahl Nx unverändert und die Motordrehzahl ist keinen Schwankungen ausgesetzt. Infolgedessen kann die gleiche vorteilhafte Wirkung wie in der zweiten Ausführungsform erzielt werden.

DRITTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine dritte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf Fig. 10 beschrieben. In der Zeichnung sind die gleichen Bauteile, wie die in Fig. 8 verwendeten, mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet. Bei dieser Ausführungsform wurde die Hardware-Anordnung der zweiten, in Fig. 6 gezeigten Ausführungsform eingesetzt, unterscheidet sich aber von dieser durch die vom Motorregler des Reglers 74 realisierte arithmetische Verarbeitungsfunktion.
In Fig. 10 bezeichnet ein Block 93 einen dritten Rechner. Dieser dritte Rechner 93 berechnet eine Solldrehzahl Nt, die in Abhängigkeit von der Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, die durch das Abfragesignal des Drucksensors 90 auf der Grundlage der Funktion Nt = f(xp) angegeben wird, zunimmt. Diese Solldrehzahl Nt wird zusammen mit den anderen zwei Solldrehzahlen Nx, Np dem Höchstwert- Selektor 42 übertragen. Der Höchstwert-Selektor 42 wählt aus diesen drei Drehzahlen einen Höchstwert als Drehzahlbefehlswert Ny aus.
Wie bereits in Verbindung mit der ersten Ausführungsform erläutert, wird der Höchstwert Nxmax der Solldrehzahl Nx, die vom ersten Rechner 40 eingestellt wird, niedriger als die höchste Drehzahl des Motors 1 eingestellt, während der Höchstwert Npmax der Solldrehzahl Np, die vom zweiten Rechner 41 eingestellt wird, nahezu gleich der höchsten Drehzahl des Motors 1 eingestellt wird. Dann wird, wie bei Nxmax, ein Höchstwert Ntmax der Solldrehzahl Nt, die vom dritten Rechner 93 eingestellt wird, niedriger als die höchste Drehzahl des Motors 1 eingestellt. Folglich wird der Höchstwert Npmax der Solldrehzahl Np höher als die beiden Höchstwerte Nxmax der Solldrehzahl Nx und Ntmax der Solldrehzahl Nt eingestellt.
Bei dieser derart angeordneten Ausführungsform wird der Schalter 92 in einem Bereich, in dem der Vorsteuerdruck, das heißt, die Eingangsgröße xp, des Vorsteuerdruck- Reduzierventils 58 nicht kleiner als der vorgegebene Wert xk ist, geschlossen, so daß der Höchstwert der Solldrehzahlen Nx, Np, Nt als Drehzahlbefehlswert Ny angegeben wird. Infolgedessen wird, wenn die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 in Sättigung übergeht, und der Lasterfassungsdifferenzwert DeltaPLS über einen bestimmten Wert hinaus kleiner als der vorgegebene Wert DeltaPLSO wird, die Solldrehzahl Np als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt, wodurch die Drehzahl des Motors 1 automatisch angehoben wird, um die Ausströmmenge der Pumpe zu erhöhen. Das obige Verfahren gilt für die Fälle gleichermaßen, in denen die maximalen Solldrehzahlen Nxmax, Ntmax vom ersten und dritten Rechner 40, 93 eingestellt werden, weil die Beziehungen die folgenden sind: Npmax > Nxmax und Npmax > Ntmax.
Tritt bei der Leistung der Hydraulikpumpe 2 keine Sättigung ein, und der Lasterfasungsdifferenzdruck DeltaPLS den vorgegebenen Wert DeltaPLSO übersteigt, wird als Drehzahlbefehlswert Ny ein größerer Wert zwischen der Solldrehzahl Nx und der Solldrehzahl Nt gewählt. Daher nimmt der Drehzahlbefehlswert Ny sogar dann zu, wenn die Solldrehzahl Nx auf einen Wert unter Nxmax eingestellt wird, wenn die Preßgröße, das heißt, die Eingangsgröße xp, des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 derart zunimmt, daß die Solldrehzahl Nt größer als die Solldrehzahl Nx wird, weshalb die Motordrehzahl mit einem Anstieg des Drehzahlbefehlswerts Ny zunimmt. Anders ausgedrückt, in einem Bereich, in dem die Solldrehzahl Nt größer als die Solldrehzahl Nx ist, wird die Motordrehzahl in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 geregelt.
Ist die Eingangsgröße xp kleiner als der vorgegebene Wert xk, wird der Schalter 92 geöffnet, wodurch die Blockanordnung ohne den zweiten Rechner 41 ist. Die Motordrehzahl wird daher keinen Schwankungen ausgesetzt, auch wenn die Hydraulikpumpe in Sättigung übergeht und DeltaPLS abnimmt. Darüberhinaus wird der Drehzahlbefehlswert Ny durch Einstellen der Solldrehzahl Nx auf einen relativ größeren Wert, so daß die Solldrehzahl Nt kleiner als die Solldrehzahl Nx wird, nun nur durch die Solldrehzahl Nx vom ersten Rechner 40 bestimmt, was dazu führt, daß die Motordrehzahl auch bei einer Abnahme DeltaPLS nicht schwankt. Mit anderen Worten, auch in diesem Fall ist, wie bei der dritten Ausführungsform, ein zufriedenstellendes Fahren mit einer sehr niedrigen Geschwindigkeit möglich.
Daher kann diese Ausführungsform, außer daß im wesentlichen die gleiche vorteilhafte Wirkung wie bei der ersten Ausführungsform erzielt wird, zusätzlich die Solldrehzahl Nx auf einen niedrigeren Wert einstellen, wodurch der Kraftstoffverbrauch vermindert wird, die Bedienungsperson das Gefühl eines kraftvollen Betriebs erhält, der proportional auf die Eingangsgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 anspricht, und die Funktionalität verbessert wird, wie das in in der in JP- A-63-239327 offenbarten Erfindung der Fall ist, die vom Anmelder früher eingereicht wurde und in Japan veröffentlicht worden ist, und die die Betriebsbedingungen aufweist, daß die Eingangsgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 gleich oder größer als der vorgegebene Wert xk ist, und die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 2 keiner Sättigung ausgesetzt ist, da die Motordrehzahl in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 in einem Bereich geregelt wird, in dem die Solldrehzahl Nt über der Solldrehzahl Nx liegt.
Es ist anzumerken, daß der Erfindungsgedanke dieser Ausführungsform in gleicher Weise auf die in Fig. 5 und auf die in Fig. 9 gezeigte Ausführungsform anwendbar ist. Fig. 11 zeigt ein Blockdiagramm, in dem diese Anmeldung realisiert wird. In Fig. 11 werden die gleichen Bauteile wie in den Fig. 5 und 10 mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet. Diese Ausführungsform umfaßt einen Höchstwert-Selektor 94 zum Auswählen eines größeren Wertes zwischen den zwei Solldrehzahlen Nx und Nt. Wenn der Schalter 92 geschlossen wird, wird die Änderungsdrehzahl alpha zum Erhalten dieses Drehzahlbefehlswertes Ny zum größeren der Sollwerte Nx, Nt hinzugezählt, der vom Höchstwert-Selektor 94 ausgewählt wurde.
Auch in dieser Ausführungsform wird die Drehzahl unter der Betriebsbedingung, daß die Eingangsgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 gleich oder größer als der vorgegebene Wert xk ist und die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 2 nicht gesättigt ist, in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 in einem Bereich geregelt, in dem die Solldrehzahl Nt über der Solldrehzahl Nx liegt. Infolgedessen wird die gleiche vorteilhafte Wirkung erzielt, wie in der dritten Ausführungsforrn.

VIERTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine vierte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf die Fig. 12 und 13 beschrieben. In den Zeichnungen werden die gleichen Bauteile wie in den Fig. 1 und 3 mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet.
Unter Bezug auf Fig. 12 entfällt in dieser Ausführungsform der in der ersten, in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform verwendete Differenzdrucksensor 33, während stattdessen hier der Neigungswinkelsensor 70 und der Drucksensor 71, die beide in der dritten, in Fig. 6 gezeigten Ausführungsform eingesetzt wurden, verwendet werden. Die übrige Hardware-Anordnung ist die gleiche, wie in der ersten, in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform.
Die Bezugsziffer 100 bezeichnet einen Regler. Der Regler 100 weist eine im Funktionsblock von Fig. 13 gezeigte arithmetische Verarbeitungsfunktion auf.
Im einzelnen umfaßt wie auch beim Regler der ersten, in Fig. 3 gezeigten Ausführungsform der Regler 100 den ersten Rechner 40, den Höchstwert-Selektor 42 und den Servoregler 43. Der Regler 100 umfaßt auch einen zweiten Rechner 101 zur vorherigen Einstellung einer Kenngröße der erreichbaren maximalen Neigung im Hinblick auf die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 2 in Abhängigkeit von den charakteristischen Eigenschaften des Motors 1, der ein Abfragesignal des Drucksensors 71 erhält und einen Grenzwert Θp des erreichbaren maximalen Neigungskennwerts entsprechend dem Förderdruck der Pumpe bestimmt, der durch dieses Abfragesignal angegeben wird, einen Addierer 102 zum Bestimmen einer Differenz DeltaΘ zwischen dem Pumpenneigungswinkel Θs, der vom Neigungswinkelsensor 70 abgefragt wurde, und dem Grenzwert Θp, der vom zweiten Rechner 101 bestimmt wurde, und einen dritten Rechner 103 zum Empfangen der Differenz DeltaΘ des vom Addierer 102 bestimmten Neigungswinkels und zum Bestimmen einer Solldrehzahl Nq, die die vorgegebene funktionelle Beziehung zur Differenz DeltaΘ aufweist. Ein größerer Wert zwischen der Solldrehzahl Nq, der durch den zweiten Rechner 103 bestimmt wird, und dem Sollneigungswinkel Nx, der durch den ersten Rechner 40 bestimmt wird, wird durch den Höchstwert-Selektor 42 als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt.
Mit Hilfe des verfügbaren maximalen Neigungskennwerts der Hydraulikpumpe 2, der im zweiten Rechner 101 voreingestellt ist, wird die Funktionsbeziehung zwischen dem Förderdruck Pp und dem Grenzwert Θp derart eingestellt, daß das Produkt des Förderdrucks Pp der Pumpe und des Grenzwerts Θp das Ausgangsdrehmoment des Motors 1 nicht übersteigt. Diese Kenngröße fällt mit der Kenngröße des Drehmomentenreglers 80 zusammen.
Im dritten Rechner 103 wird die Funktionsbeziehung zwischen der Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ und der Solldrehzahl Nq derart eingestellt, daß die Solldrehzahl Nq durch die Leerlaufdrehzahl Ni gegeben ist, wenn die durch den Addierer 102 bestimmte Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ größer als ein vorgegebener Wert DeltaΘo ist und wird vergrößert, wenn die Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ abnimmt, wenn die Differenz DeltaΘ unter den vorgegebenen Wert DeltaΘo abfällt.
Der Höchstwert Nxmax der vom ersten Rechner 40 eingestellten Solldrehzahl Nx wird niedriger als die höchste Drehzahl des Motors 1 eingestellt, während ein Höchstwert Nqmax der vom dritten Rechner 103 eingestellten Solldrehzahl Np fast gleich wie die höchste Drehzahl des Motors 1 eingestellt wird. Infolgedessen wird der Höchstwert Nqmax der Solldrehzahl Nq so eingestellt, daß er größer als der Höchstwert Nxmax der Solldrehzahl Nx ist.
Als nächstes sollen Betrieb und Wirkung des hydraulischen Antriebssystems dieser Ausführungsform beschrieben werden.
Beim Betrieb mit einer niedrigen Last, bei der Fahrt auf einer ebenen Straße mit konstanter Geschwindigkeit oder eine abschüssige Straße hinab, wird zum Beispiel der Kraftstoffhebel 32 zum Einstellen der Solldrehzahl Nx auf eine relativ niedrige Drehzahl beispielsweise im ersten Rechner 40 des Reglers 100 auf eine Bewegungsgröße gebracht, die unter seinem vollen Hub liegt. Zu diesem Zeitpunkt wird der Grenzwert Θp aus dem Pumpenausströmdruck Pp im zweiten Rechner 101 des Reglers 100, und die Differenz DeltaΘ aus dem Pumpenneigungswinkel Θs wird im Addierer 102 bestimmt. Weil jedoch der Drehmomentenregler 80 bei derartigen Betriebsbedingungen nicht mit seiner Funktion beginnt, wird der Neigungswinkel Θs der Hydraulikpumpe 1 durch den Lasterfassungsregler 15 geregelt, und ist somit wesentlich kleiner als der Grenzwert Θp, so daß die relativ große Differenz DeltaΘ im Addierer 102 bestimmt wird. Im dritten Regler 103 wird die Leerlaufdrehzahl oder ein anderer, realtiv kleiner Wert somit als Solldrehzahl Nq berechnet. Wenn daher die Solldrehzahl Nx größer als die Solldrehzahl Nq ist, wählt der Höchstwert-Selektor 42 die Solldrehzahl Nx als Drehzahlbefehlswert Ny. Dadurch wird der Motor 1 auf die Solldrehzahl Nx geregelt, die durch den Kraftstoffhebel 32 eingestellt wurde, so daß das Fahrzeug mit dieser Motordrehzahl auf einer ebenen Straße fährt oder eine abschüssige Straße hinabfährt.
Wenn die obigen Betriebsbedingungen geändert werden, da die Last oder der erforderliche Durchsatz des Stellgliedes (der Stellglieder) zunimmt, und der Drehmomentenregler 80 oberhalb eines bestimmten Werts in Funktion tritt, das heißt, wenn das Fahrzeug bergauf fährt oder mit einer erhöhten Geschwindigkeit zu fahren beginnt, nähern sich die Neigungswinkel Θs der Hydraulikpumpe 1 dem vom Pumpenausströmdruck Pp im zweiten Rechner 101 des Reglers 100 bestimmten Grenzwert Θp, wodurch die im Addierer 102 bestimmte Differenz zwischen dem Neigungswinkel Θs und dem Grenzwert Θp reduziert wird. Wenn die Differenz DeltaΘ kleiner als der vorgegebene Wert DeltaΘo wird, berechnet der dritte Rechner 103 einen relativ großen Wert als Solldrehzahl Nq. Daher wählt der Höchstwert-Selektor 42 die Solldrehzahl Nq als Drehzahlbefehlswert Ny und der Motor 1 wird zum Anheben der Motordrehzahl auf die Solldrehzahl Nq geregelt. Infolgedessen, obwohl der Anstieg des Neigungswinkels Θs aulikpumpe 2 durch den Regler 80 begrenzt ist, nimmt die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 2 mit zunehmender Drehzahl zu. Da bei der Pumpenleistung keine Sättigung eintritt, kann die gewünschte Fahrgeschwindigkeit erzielt werden.
Infolgedessen läßt sich das beabsichtigte Fahren mit einer niedrigeren Motordrehzahl dadurch ausführen, daß die Solldrehzahl Nx auf einen Wert eingestellt wurde, der niedriger als ihr Höchstwert Nxmax ist, wodurch es möglich ist, den Kraftstoffverbrauch zu senken, einen wirtschaftlichen Betrieb zu erzielen und den Motorgeräuschpegel zu reduzieren.
Wenn beim Start oder bei einer Bergauffahrt nur mit einer hohen Last gefahren wird, oder unter der Betriebsbedingung, daß der Auströmdruck oder die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 oft erhöht wird, was beim kombinierten Betrieb des Fahrens und Aufhebens der Fall ist, bei dem die Stellglieder den hohen Durchsatz benötigen, wird der Kraftstoffhebel 32 gemäß seinem vollen Hub zum Einstellen der maximalen Solldrehzahl Nxmax beispielsweise im ersten Rechner 40 des Reglers 100 auf die Bewegungsgröße eingestellt. Zu diesem Zeitpunkt, wenn die Funktion des Drehmomentenreglers 80 über ein bestimmtes Maß hinausgeht, nähert sich der Neigungswinkel Θs der Hydraulikpumpe 1 dem Grenzwert Θp, der im zweiten Rechner 101 des Rechners 100 bestimmt wird, und die im Addierer 102 bestimmte Differenz DeltaΘ wird reduziert, so daß im dritten Rechner 103 ein relativ großer Wert als Solldrehzahl Nq ausgewählt wird, nachdem die Differenz DeltaΘ kleiner als der vorgegebene Wert DeltaΘo geworden ist. Da, wie oben angegeben, Nqmax > Nxmax ist, wählt dann der Höchstwert-Selektor 42 die Solldrehzahl Nq als Drehzahlbefehlswert Ny zum Anstieg der Motordrehzahl. Im Ergebnis nimmt die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 zu, die Sättigung der Pumpenauströmmenge wird nämlich aufgehoben oder vermieden, um die gewünschten Drehzahlen der Stellglieder zu erzielen. Darüberhinaus ist es während des kombinierten Betriebs möglich, das Drehzahlverhältnis der Stellglieder konstant zu halten und die Funktionsfähigkeit zu verbessern.
Wenn darüberhinaus die Betriebsbedingung zu einer anderen Betriebsbedingung wechselt, und der Dremomentenregler 80 seine Funktion unterbricht, wird der im Addierer 102 bestimmte Differenzdruck DeltaΘ groß und im dritten Rechner 103 wird ein relativ kleiner Wert als Solldrehzahl Nq berechnet, wodurch die Solldrehzahl Nx als Drehzahlbefehlswert Ny gegeben wird, und der Motor 1 auf die Solldrehzahl geregelt wird, die durch den Kraftstoffhebel 32 eingestellt wurde und kleiner als Nqmax ist. Dadurch wird eine übermäßige Rotation des Motors vermieden, und es wird sowohl weniger Kraftstoff verbraucht als auch der Lärmpegel gesenkt. Darüberhinaus fällt der Drehzahlbefehlswert Ny nicht vom Höchstwert Nxmax ab, der vom Steuerhebel 32 eingestellt wurde, wodurch die Motordrehzahl infolge von Schwankungen der Solldrehzahl nur mit der geringsten Häufigkeit Schwankungen ausgesetzt ist. Dadurch ist es auch möglich, den Kraftstoffverbrauch zu reduzieren, und den Geräuschpegel, der sonst in Verbindung mit häufigen Schwankungen der Motordrehzahl auftritt, zu senken.
Daher bietet auch diese Ausführungsform die gleichen vorteilhaften Wirkungen, wie die erste Ausführungsform.
Was die Lösung des Problems der Sättigung der Pumpenleistung betrifft, ist es in dieser Ausführungsform vorteilhaft, wenn der vorgegebene Wert DeltaΘo, der im dritten Rechner 103 des Reglers 100 eingestellt wurde, der Beziehung entspricht, daß die Solldrehzahl Nq sofort erhöht wird, bevor die mit Hilfe der Lasterfassungsregelung vom Lasterfassungsregler 15 eingestellte Pumpenneigung größer als die mit Hilfe der Eingangsdrehmomentenregelung vom Eingangsdrehmomentenregler 80 eingestellte Pumpenneigung wird.

MODIFIZIERUNG DER VIERTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Eine Modifizierung der vierten Ausführungsform soll nun unter Bezug auf Fig. 14 beschrieben werden. In der Zeichnung sind die gleichen Bauteile wie in den Fig. 5 und 13 mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet. Diese Ausführungsform ist dadurch gekennzeichnet, daß die Änderungsdrehzahl alpha der Ausführungsform von Fig. 5 in der obigen vierten Ausführungsform verwendet wird.
In Fig. 14 stellt ein dritter Rechner 104 vorab die Funktionsbeziehung zwischen der Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ und dem Inkrementwert Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha derart ein, daß der Inkrementwert Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha in einem Bereich negativ ist, in dem die Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ größer als ein vorgegebener Wert DeltaΘo ist, während der Inkrementwert Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha in einem Bereich positiv ist, in dem die Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ kleiner als der vorgegebene Wert DeltaΘo ist, und der Inkrementwert Delta alpha wird dann erhöht, wenn sich die Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ verkleinert. Der Inkrementwert Delta alpha der Änderungsdrehzahl alpha, der vom dritten Rechner 104 bestimmt wurde, wird im Addierer 45 zur Änderungsdrehzahl alpha addiert, die im letzten Regelzyklus bestimmt wurde. Der negative Wert der sich ergebenden Summe wird von einem Begrenzer 105 abgetrennt und dann als eine neue Änderungsdrehzahl alpha eingestellt, die vom ersten Rechner 40 im Addierer 46 zur Solldrehzahl Nx hinzugezählt wird.
Wenn bei dieser derart angeordneten Ausführungsform die Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ unter einer Bedingung, daß die Solldrehzahl Nx in Abhängigkeit vom Kraftstoffhebel 23 auf einen bestimmten Wert eingestellt ist, größer als der vorgegebene Wert DeltaΘo ist, ist die Anderungsdrehzahl alpha negativ und der Drehzahlbefehlswert Ny wird durch die Solldrehzahl Nx gegeben, die vom Kraftstoffhebel 32 angegeben wird. Fällt die Neigungswinkeldifferenz Deltae unter den vorgegebenen Wert DeltaΘo, wird zur Erhöhung des Drehzahlbefehlswerts Ny die Änderungsdrehzahl alpha vom dritten Rechner 104 und dem Addierer 45 bestimmt und zur Solldrehzahl Nx addiert
Infolgedessen kann diese Ausführung, wie die erste Ausführung, die gleiche vorteilhafte Wirkung bieten.

WEITERE MODIFIZIERUNGEN DER VIERTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Weitere Modifizierungen der vierten Ausführungsform werden im folgenden unter Bezug auf die Fig. 15 bis 18 beschrieben. Diese modifizierten Ausführungsformen entsprechen den in den Fig. 8 bis 11 gezeigten Ausführungsformen, basieren aber auf dem vorhergehenden Konzept der Verwendung der Neigungswinkeldifferenz Deltae anstelle des Lasterfassungsdifferenzdrucks DeltaPLS.
Im einzelnen ist die in Fig. 15 gezeigte modifizierte Ausführungsform so angeordnet, daß der Block 91 und der Schalter 92, die in Fig. 8 gezeigt sind, in der in Fig. 13 gezeigten Ausführungsform verwendet werden. Die in Fig. 16 gezeigte modifizierte Ausführungsform ist derart angeordnet, daß der Block 91 und der Schalter 92, die in Fig. 8 gezeigt sind, in der in Fig. 14 gezeigten Ausführungsform verwendet werden. Die in Fig. 17 gezeigte modifizierte Ausführungsform ist derart angeordnet, daß der Block 91 und der Schalter 92 und der dritte Rechner 93, die in Fig. 10 gezeigt sind, bei der in Fig. 13 gezeigten Ausführungsform verwendet werden. Die in Fig. 18 gezeigte modifizierte Ausführungsform ist derart angeordnet, daß der Block 91 und der Schalter 92 und der dritte Rechner 93, die in Fig. 10 gezeigt sind, bei der in Fig. 14 gezeigten Ausführungsform eingesetzt wurden.
Zusätzlich zur gleichen vorteilhaften Wirkung der ersten Ausführungsform, die durch die Verwendung der Neigungswinkeldifferenz DeltaΘ erzielt werden kann, kann mit Hilfe dieser modifizierten Ausführungsformen die gleiche vorteilhafte Wirkung wie in der zweiten Ausführungsform erzielt werden, beispielsweise eine verbesserte Funktionsfähigkeit beim Fahren mit einer sehr niedrigen Geschwindigkeit, weil durch den Block 91 und den Schalter 92 die Übertragung der Solldrehzahl Nq unterbrochen wird, wenn die Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 den vorgegebenen Wert xk nicht übersteigt. Des weiteren kann bei den modifizierten Ausführungsformen, die den dritten Rechner 93 verwenden, die Motordrehzahl in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 geregelt werden, wodurch die gleiche vorteilhafte Wirkung,wie in der dritten Ausführungsform erzielt wird, daß nämlich beispielsweise das Empfinden eines kraftvollen Betriebs vermittelt wird, da ein proportionales Ansprechen auf die Eingangsgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 erfolgt.

EINE WEITERE MODIFIZIERUNG DER VIERTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Bei der obigen vierten Ausführungsform und deren modifizierten Ausführungsformen wird der Ist-Neigungswinkel Θs der Hydraulikpumpe 2 und dessen Differenz zum Grenzwert Θp des Pumpenneigungswinkels abgefragt. Wenn jedoch der Pumpenregler, wie in der zweiten, in Fig. 7 gezeigten Ausführungsform elektronisch arbeitet, kann der vom Pumpenregler 74 berechnete Sollneigungswinkel ΘL der Pumpe anstelle des Istneigungswinkels Θs verwendet werden, und der Sollneigungswinkel ΘA für die Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments kann anstelle des Grenzwerts Θp des Pumpenneigungswinkels verwendet werden. Fig. 9 zeigt ein Blockdiagramm dieses Falles. Die derart modifizierte Ausführungsform kann im wesentlichen ebenfalls die gleiche vorteilhafte Wirkung wie die vorhergehenden Ausführungsformen erzielen.

FÜNFTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine fünfte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf Fig. 20 beschrieben. In der Zeichnung sind die gleichen Bauteile wie in Fig. 12 mit den gleichen Bezugsziffern gekennzeichnet.
Bei der vierten, in Fig. 12 gezeigten Ausführungsform ist der Lasterfassungsregler 15 als praktische Anordnung für den Pumpenregler zum Regeln des Pumpenneigungswinkels in der Weise ausgelegt, daß der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe mit einem Anstieg der Eingangsgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 zunimmt. Demgegenüber verwendet diese Ausführungsform ein negatives Regelsystem als Pumpenregeleinrichtung.
Im einzelnen umfaßt in Fig. 20 ein Hydrauliksystem dieser Ausführungsform einen Motor 1, eine Hydraulikpumpe 2 eines verstellbaren Typs, die durch den Motor 1 angetrieben wird, mehrere Hydraulikstellglieder 6, 7, 92, die durch eine von der Hydraulikpumpe 2 gelieferte Hydraulikflüssigkeit angetrieben werden, und Regelventile 111, 112, 113 zum Regeln des Durchsatzes und der Richtungen der von der Hydraulikpumpe 2 den entsprechenden Stellgliedern zugeführten Hydraulikflüssigkeit. Eine zentrale Bypassleitung 115, die mit einer Förderleitung 114 der Hydraulikpumpe 2 verbunden ist, geht durch jedes der Regelventile 111 bis 113 hindurch. Jedes der Regelventile 111 bis 113 ist derart angeordnet, daß ein Strömungskanal, der durch die zentrale Bypassleitung 115 definiert ist, in seiner neutralen Stellung vollständig geöffnet ist und allmählich begrenzt wird, wenn das Regelventil von der neutralen Stellung in die Arbeitsstellung verschoben wird.
Das Negativ-Regelventil 116 ist mit dem am weitesten stromab liegenden Ende der zentralen Bypassleitung 115 verbunden. Das Negativ-Regelventil 116 umfaßt ein Entspannungsventil 119 zum Erzeugen eines Steuerunterdrucks in einer Vorsteuerleitung 118, die mit einer Vorsteuerpumpe 117 verbunden ist, und die auch vom Motor 1 angetrieben wird, und ein Druckeinstellventil 121, das zur Einstellung eines Einstelldrucks auf eine Feder 120 des Entspannungsventils 119 einwirkt.
Da das Negativ-Regelventil 116 derart eingestellt ist, stellt, wenn der Druck in der zentralen Bypassleitung 115 vorhanden ist, das Einstellventil 121 den Entspannungsdruck des Entspannungsventils 119 auf einen Höchstwert ein und der Steuerunterdruck der Vors teuerleitung 118 wird ebenfalls auf einem Maximum gehalten.
Wenn der Druck in der zentralen Bypassleitung 115 abfällt, stellt das Druckreduzierventil 121 den Einstelldruck des Entspannungsventils 119 kleiner ein, um den Steuerunterdruck der Vorsteuerleitung 118 entsprechend zu reduzieren.
Ein Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 2 wird durch einen Pumpenregler 122 geregelt. Der Pumpenregler 122 umfaßt einen Drehmomentenregler, der gleich dem oben angegebene Drehmomentenregler 80 ist (s. Fig. 1). Der Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 wird dem Drehmomentenregler über eine Vorsteuerleitung 123 zugeführt, die von der Förderleitung 114 der Hydraulikpumpe 2 zur Durchführung der Drehmomentenregelung abzweigt, um die Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments derart zu realisieren, daß das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe 2, wie mit dem Drehmomentenregler innerhalb des Ausgangsdrehmoments des Motors 1 gehalten wird. Der Pumpenregler 122 umfaßt auch einen Negativregler. Der im Ventil 116 erzeugte Steuerunterdruck wird über die Vorsteuerleitung 118 dem Negativregler zum derartigen Regeln des Pumpenneigungswinkels zugeleitet, daß der Pumpenneigungswinkel beim Höchstwert des Steuerunterdrucks auf einem Minimum gehalten wird und, wenn der Steuerunterdruck abnimmt, der Pumpenneigungswinkel vergrößert wird.
Das Regelventil 111 wird durch eine Betätigungseinheit 57 vorgesteuert, die mit dem Vorsteuerdruck-Reduzierventil 58 ausgestattet ist, während die Regelventile 112, 113 durch entsprechende Betätigungseinheiten vorgesteuert werden, die mit den Steuerhebeln 18, 124 ausgestattet sind.
Bei dem derart angeordneten hydraulischen Antriebssystem bilden die zentrale Bypassleitung 115, das Ventil 116, die Vorsteuerleitung 118 und das Unterdruckregelsystem des Pumpenreglers 122 gemeinsam das Negativ-Regelsystem.
Wenn weder das Vorsteuerdruck-Reduzierventil 58 noch die Steuerhebel 18, 124 betätigt werden und sich alle Regelventile 111 bis 113 in ihren neutralen Stellungen befinden, wird die zentrale Bypassleitung 115 vollständig geöffnet, und in der zentralen Bypassleitung 115 wird der Förderdruck der Hydraulikpumpe 2 mit der kleinsten Neigungstellung erzeugt. Daher hält das Ventil 116, wie oben angegeben, den Steuerunterdruck in der Vorsteuerleitung 118 auf einem Maximum, so daß der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 2, der durch den Negativregler des Pumpenreglers 122 geregelt wird, auf einem Minimum gehalten wird.
Wenn irgendeine der Regeleinrichtungen für die Regelventile 111 bis 113 betätigt wird, wird das angeschlossene Regelventil aus seiner neutralen Stellung bewegt, und die Öffnung der zentralen Bypassleitung 115 wird im entsprechenden Maße begrenzt. Infolgedessen wird der Druck in der zentralen Bypassleitung 115 reduziert, und somit wird auch der Einstelldruck des Ventils 116 reduziert, wodurch graduell der Regelunterdruck in der Vorsteuerleitung 118 abgesenkt wird. Demgemäß wird der durch den Negativregler des Pumpenreglers 122 geregelte Pumpenneigungswinkel allmählich vergrößert.
Auf diese Weise wird der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe durch den Negativregler des Pumpenreglers 122 in Abhängigkeit von der Eingangsgröße des Reglers derart geregelt, daß der Pumpenneigungswinkel ansteigt, wenn die Eingangsgröße zunimmt.
Ein Motorregler im hydraulischen Antriebssystem, das wie oben angegeben angeordnet ist, weist die gleiche Anordnung wie die in Fig. 13 gezeigte vierte Ausführungsform auf. Es ist anzumerken, daß der Motorregler auf die gleiche Weise wie jedes der in den Fig. 14 bis 18 gezeigten Ausführungsformen angeordnet sein kann.
Da der Pumpenregler eingesetzt wurde, der mit dem Negativregler ausgestattet ist, der den Neigungswinkel der Hydraulikpumpe in Abhängigkeit von der Eingangsgröße des Reglers derart regelt, daß der Pumpenneigungswinkel zunimmt, wenn die Eingangsgröße zunimmt, ist es durch diese Ausführungsform möglich, die Motordrehzahl automatisch anzuheben, wenn Pumpenausströmmenge in Sättigung überzugehen beginnt, wodurch die gleiche vorteilhafte Wirkung wie in der ersten Ausführungsform erzielt wird.
Übrigens ist der Pumpenregler zum derartigen Regeln des Neigungswinkels der Hydraulikpume in Abhängigkeit von der Eingangsgröße des Reglers, daß der Pumpenneigungswinkel mit zunehmender Eingangsgröße zunimmt, nicht auf den Lasterfassungsregler oder den oben beschriebenen Negativregler beschränkt. Die gleiche vorteilhafte Wirkung kann nämlich auch erzielt werden, wenn andere geeignete Vorrichtungen, wie beispielsweise ein sogenanntes externes Ausgleichssteuersystem eingesetzt werden, bei dem der Pumpenneigungswinkel mit Hilfe der Bedienungstechnik zur Übertragung der Eingangsgröße des Reglers zum Regelventil über eine Stange gesteuert wird, wobei der Neigungswinkel beispielsweise der Bewegung der Stange folgt.

SECHSTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine sechste Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf die Fig. 21 bis 31 beschrieben.

Anordnung

In Fig. 21 umfaßt ein hydraulisches Antriebssystem dieser Ausführungsform eine verstellbare Hydraulikpumpe 201 beispielsweise vom Taumelscheibentyp, Hydraulikstellglieder 202, 203, die von einer Hydraulikflüssigkeit von der Hydraulikpumpe 201 angetrieben werden, ein Regelventil 204 und ein Druckausgleichsventil 206, die beide zwischen der Hydraulikpumpe 201 und dem Stellglied 202 zum Regeln des Durchsatzes und der Richtung der von der Hydraulikpumpe 201 dem Stellglied 202 zugeleiteten Hydraulikflüssigkeit angeordnet sind, ein Regelventil 205 und ein Druckausgleichsventil 207, die beide zwischen der Hydraulikpumpe 201 und dem Stellglied 203 zum Regeln des Durchsatzes und der Richtung der von der Hydraulikpumpe 201 dem Stellglied 203 zugeleiteten Hydraulikflüssigkeit angeordnet sind.
In dieser Ausführungsform ist das Hydrauliksystem, wie in der ersten Ausführungsform, auf einem in Fig. 2 gezeigten Hydraulikbagger vom Radtyp montiert. Im einzelnen ist das Stellglied 202 ein Verfahrmotor, beispielsweise zum Antrieb der Hinterräder 50, und das Stellglied 203 ist ein Auslegerzylinder, beispielsweise zum Antrieb des Auslegers 53.
Die Einlaßseite des Druckausgleichsventils 206 ist über eine Förderleitung 220 mit der Hydraulikpumpe 201 und die Auslaßseite des Ventils 206 ist über ein Absperrventil 222 mit dem Regelventil 204 verbunden. Die Einlaßseite des Regelventils 204 ist mit dem Druckausgleichsventil 206 und über eine Rückleitung 224 mit einem Reservoir oder Tank 210 und seine Auslaßseite ist über die Hauptleitungen 225, 226 mit dem Stellglied 202 verbunden. Wenn das Stellglied 202 der Verfahrmotor ist, sind ein Gegengewichtsventil 254, Entspannungsventile 255a, 255b und ein Zusatzschaltkreis 256 mit den Hauptleitungen 225, 226 verbunden.
Die Einlaßseite des Druckausgleichsventils 207 ist über eine Leitung 221 und die Förderleitung 220 mit der Hydraulikpumpe 201 und seine Auslaßseite ist über ein Absperrventil 223 mit dem Regelventil 205 verbunden. Die Einlaßseite des Regelventils 205 ist mit dem Druckausgleichsventil 207 und über eine Rückleitung 229 mit dem Reservoir 210 und dessen Auslaßseite ist über die Hauptleitungen 227, 228 mit dem Stellglied 203 verbunden.
Das Druckausgleichsventil 206 ist vom Vorsteuertyp und umfaßt zwei Vorsteuerdruckkammern 206a, 206b, die in Ventilschließrichtung wirken, und eine Vorsteuerdruckkammer 206c, die zu den Kammern 206a, 206b in einer umgekehrten Beziehung steht und in Ventilöffnungsrichtung wirkt. Ein Einlaßdruck des Regelventils 204 wird einer (206a) der zwei Vorsteuerdruckkammern 206a, 206b, die in Ventilschließrichtung wirken, über eine Leitung 230 zugeführt, ein Regeldruck von einem Proportional- Magnetventil 209, das noch beschrieben wird, wird über eine Leitung 231 der anderen Druckkammer 206b zugeführt, und ein Druck zwischen dem Regler 204 und dem Stellglied 202 wird, wie im folgenden im einzelnen beschrieben wird, über eine Leitung 232a der Vorsteuerdruckkammer 206c, die in Ventilöffnungsrichtung wird, zugeleitet. Das Druckausgleichsventil 206 ist auch mit einer Feder 206d ausgestattet, die das Ventil 206 immer in die Ventilöffnungsrichtung beaufschlagt.
Das Druckausgleichsventil 207 ist gleich angeordnet. Insbesondere ist das Druckausgleichsventil 207 vom Vorsteuertyp und umfaßt zwei Vorsteuerdruckkammern 207a, 207b, die in Ventilschließrichtung wirken, und eine Vorsteuerdruckkammer 207c, die zu den Kammern 207a, 207b in einer umgekehrten Beziehung steht und in Ventilöffnungsrichtung wirkt. Ein Einlaßdruck des Regelventils 205 wird einer (207a) der zwei Vorsteuerdruckkammern 207a, 207b, die in Ventilschließrichtung wirken, über eine Leitung 233 zugeführt, der Ausgangsdruck des Proportional-Magnetventils 209 wird über eine Leitung 234 der anderen Druckkammer 207b zugeführt, und ein Druck zwischen dem Regler 205, der später im einzelnen beschrieben wird, und dem Stellglied 203 wird über eine Leitung 235a der Vorsteuerdruckkammer 207c, die in Ventilöffnungsrichtung wird, zugeleitet. Das Druckausgleichsventil 207 ist auch mit einer Feder 207d ausgestattet, die das Ventil 207 immer in die Ventilöffnungsrichtung beaufschlagt.
Der Betrieb des Druckausgleichsventils 206 soll nun kurz beschrieben werden. Wenn der Steuerdruck vom Proportional-Magnetventil 209 0 (Null) ist, wirkt der Einlaßdruck des Regelventils 204, der der Vorsteuerdruckkammer 206a über die Leitung 230 zugeführt wird, auf das Druckausgleichsventil 206 in Ventilschließrichtung, während der Auslaßdruck des Regelventils 204, der der Vorsteuerdruckkammer 206c über die Leitung 232a zugeführt wird, und die Vorspannkraft der Feder 206d auf das Ventil 206 in die entgegengesetzte Richtung einwirken. Daher regelt das Druckausgleichsventil 206 den Differenzdruck zwischen dem Einlaß- und dem Auslaßdruck des Regelventils 204 derart, daß er auf einem Pegel konstant wird, der der Vorspannkraft der Feder 206d entspricht. Infolgedessen wird der Durchsatz der Hydraulikflüssigkeit, der durch das Regelventil 204 hindurchströmt, derart der Druckausgleichsregelung unterworfen, daß sich der Durchsatz unabhängig von Druckänderungen in den Hauptleitungen 225 oder 226 des Hydraulikstellgliedes 202 nicht ändert, vorausgesetzt, die Hubgröße bleibt konstant. Auch das Druckausgleichsventil 207 arbeitet auf die gleiche Art und Weise.
Wenn der Steuerdruck vom Proportional-Magnetventil 209 ausgegeben wird, werden zum Ausgleichen der Vorspannkräfte der Gegenfedern 206d, 207d die Druckkammern 206b, 207b über die Leitungen 231, 234 mit diesem Druck beaufschlagt. Die Differenzdrücke zwischen dem Einlaß- und dem Auslaßdruck der Regelventile 204, 205 werden dadurch geregelt, so daß sie gegenüber einem Anstieg des Steuerdrucks proportional kleiner werden. Infolgedessen werden zur Durchführung der Ausgleichsregelung des verbrauchbaren Gesamtdurchsatzes, bei der der Gesamtdurchsatz der von den Stellgliedern 202, 203 verbrauchten Hydraulikglüssigkeit begrenzt wird, ohne daß das Verteilungsverhältnis der Hydraulikflüssigkeit zu den beiden Stellgliedern geändert wird, die Durchsätze der durch die Regelventile 204, 205 strömenden Hydraulikflüssigkeit verkleinert.
Die Regelventile 204, 205 der gezeigten Ausführungsform sind vom Vorsteuertyp und weisen Vorsteuerkammern auf, die mit den Vorsteuerleitungen 236a, 236b und 237a, 237b verbunden sind, so daß sie von den Vorsteuerdrücken geregelt werden, die durch die entsprechenden Vorsteuerleitungen übertragen werden.
Die Vorsteuerleitungen 236a, 236b sind zum Fahren mit einem Vorsteuerschaltkreis 57 verbunden. Der Vorsteuerschaltkreis 57 zum Fahren ist so angeordnet, wie in der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform und wird daher hier nicht erläutert. Die Vorsteuerleitungen 237a, 237b sind, wie in der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform mit einer Betätigungseinheit verbunden, die einen Steuerhebel 18 aufweist.
Das Regelventil 204 und das Druckausgleichsventil 206 sind miteinander kombiniert und bilden ein einziges Druckausgleichsstromregelventil. Gleichermaßen sind auch das Regelventil 205 und das Druckausgleichsventil 207 miteinander kombiniert, und bilden ein einziges Druckausgleichsstromregelventil.
Auf den einen Seiten sind die Vorsteuerleitungen 232, 235 zum Erfassen der Lastdrücke der Hydraulikstellglieder 202, 203 mit den Regelventilen 204, 205 und auf den anderen Seiten über ein Wegeventil 212 für einen höheren Druck mit einer Leitung 238 verbunden. Der Lastdruck auf der Seite mit dem höheren Druck (im folgenden Höchstlastdruck genannt), der vom Wegeventil 212 für einen höheren Druck ausgewählt wird, wird über die Leitung 238 einem Differenzdrucksensor 243 zugeleitet. Der Förderdruck der Hydraulikpumpe 201 wird auch über eine Leitung 239 dem Differenzdrucksensor 243 zugeleitet. Der Differenzdrucksensor 243 erfaßt einen Differenzdruck DeltaPLS zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe 201 und dem Höchstlastdruck und gibt ein Differenzdrucksignal aus.
Mit der Förderleitung 220 der Hydraulikpumpe 201 ist ein Drucksensor 214 zum Abfragen des Förderdrucks der Hydraulikpumpe 201 und zur Ausgabe eines Drucksignals Pp verbunden. Die Hydraulikpumpe 201 ist mit einem Neigungswinkelsensor 215 zum Abfragen eines Neigungswinkels einer Taumelscheibe der Hydraulikpumpe 201 und zur Ausgabe eines Neigungswinkelsignals QΘ verbunden.
Die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 201 wird von einem Neigungswinkelregler 216 in einer abhängigen Beziehung mit deren Taumelscheibe 216b geregelt. Der Neigungswinkelregler 216 ist in einer Regeleinrichtung vom elektrisch-hydraulischen Servotyp angeordnet, wie beispielsweise Fig. 22 zeigt.
Im einzelnen weist die Neigungswinkelregeleinrichtung 216 einen Servokolben 216b zum Antrieb der Taumelscheibe 216a auf, wobei der Servokolben 216b in einem Servozylinder 216c angeordnet ist. Eine Zylinderkammer des Servolzylinders 216c ist in eine linke 216d und eine rechte Kammer 216e aufgeteilt, wobei die linke Kammer 216d derart ausgebildet ist, daß sie eine Querschnittsfläche D aufweist, die größer als die Querschnittsfläche d der rechten Kammer 216e ist.
Die linke Kammer 216d und die rechte Kammer 216e des Servozylinders 216c sind miteinander über die Leitungen 216f, 216i verbunden. Eine Vorsteuerpumpe 208 ist mit der Leitung 216i verbunden, ein Magnetventil 216 ist zwischen den Leitungen 216f und 216i angeordnet, und die Leitung 216f steht über eine Leitung 216j, die ein Magnetventil 216h aufweist, mit einem Reservoir oder Tank 210 in Verbindung. Die Magnetventile 216g, 216h sind jeweils Öffnerventile (die die Funktion haben, daß sie nach Aberregung in den Schließzustand zurückkehren) und die von einem Steuersignal von einem Regler 240 (im folgenden beschrieben) für eine Verschiebung der Stellung erregt werden (eingeschaltet werden).
Wenn das Magnetventil 216g, um es in eine Verschiebestellung B zu schalten, erregt (eingeschaltet) wird, wird die linke Kammer 216d des Servorzylinders 216c mit der Vorsteuerpumpe 208 verbunden und der Servokolben 216b wird, wie aus Fig. 22 ersichtlich ist, wegen des Größenunterschieds der linken Kammer 216d und der rechten Kammer 216e, nach rechts bewegt. Der Neigungswinkel der Taumelscheibe 216a wird dadurch vergrößert, um die Pumpenausströmmenge zu vergrößern. Wenn die Magnetventile 216g und 216h aberregt (ausgeschaltet) werden, damit sie in ihre Verschiebestellungen A zurückkehren, wird der mit der linken Kammer 216d in Verbindung stehende Flüssigkeitskanal unterbrochen und der Servokolben 216b wird in dieser Stellung in einem Ruhezustand gehalten. Dadurch werden der Neigungswinkel der Taumelscheibe 216a gehalten, und somit wird die Pumpenauströmmenge konstant gehalten. Wenn das Magnetventil 216h zum Schalten in seine Verschiebestellung B erregt (eingeschaltet) wird, wird die linke Kammer 216d mit dem Reservoir 210 verbunden, um den Druck in der linken Kammer 216d zu reduzieren, worauf der Servokolben 216b mit dem Druck in der rechten Kammer 216e nach links bewegt wird (Fig. 22). Dadurch werden der Neigungswinkel der Taumelscheibe 216a und somit die Pumpenauströmmenge reduziert. Auf diese Weise wird der Neigungswinkel der Pumpe geregelt, so daß er mit einem Neigungswinkelbefehlswert Qo zusammenfällt, der vom später beschriebenen Regler 240 geregelt wird, und die Ausströmmenge der Pumpe wird ebenfalls entsprechend geregelt.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 21 wird die Hydraulikpumpe 201 von einem Motor 263 angetrieben. Der Motor ist vorzugsweise ein Dieselmotor mit einer Kraftstoffeinspritzung 264 mit einem Fliehkraftregler für alle Geschwindigkeiten, wobei die Kraftstoffeinspritzung 264 einen Steuerhebel 265 aufweist. Die einzuspritzende Kraftstoffmenge wird durch Bewegen des Steuerhebels 265 eingestellt. Der Steuerhebel 265 wird durch einen Schrittmotor 266 angetrieben. Die Rotationsgröße des Schrittmotors 266, das heißt, die Bewegungsgröße des Steuerhebels 265, wird als Drehzahl des Motors 263 durch einen Potentiometer 267 abgefragt, der dann ein Drehzahlsignal NΘ ausgibt.
Der Motor 263 ist auch mit einer Drehzahleinstellvorrichtung 268 ausgestattet, die einen Steuerhebel umfaßt, der von der Bedienungsperson manuell betätigt wird, um eine Solldrehzahl des Motors 263 einzustellen, und sie gibt dann ein Solldrehzahlsignal Nx aus. Die Drehzahleinstellvorrichtung 268 ist vorzugsweise derart angeordnet, daß ein Höchstwert der von der Vorrichtung 268 eingestellten Solldrehzahl kleiner als die höchste Drehzahl des Motors 263 ist. Es ist anzumerken, daß der Kraftstoffhebel durch andere Steuervorrichtungen, zum Beispiel vom Typ einer Skala (Drehpotentiometer) oder eines Druckknopfes (Auf-Ab-Schalter), ersetzt werden kann.
Das Drucksignal Pp vom Drucksensor 214, das Neigungswinkelsignal QΘ vom Neigungswinkelsensor 215, das Differenzdrucksignal DeltaPLS vom Differenzdrucksensor 243, das Drehzahlsignal NΘ vom Potentiometer 267 und das Solldrehzahlsignal Nx von der Drehzahleinstellvorrichtung 268 werden alle dem Regler 240 zugeführt. Auf der Basis dieser Eingangssignale erzeugt der Regler 240 ein Regelsignal für die Hydraulikpumpe 201, ein Regelsignal für den Motor 263 und Regelsignale für die Druckausgleichsventile 206, 207 und gibt sie an die Regeleinrichtung des Neigungswinkels 216, den Schrittmotor 266 und das Proportional-Magnetventil 209 aus.
Der Regler 240 umfaßt einen Microcomputer und ist angeordnet, wie in Fig. 23 gezeigt ist. Im einzelnen umfaßt der Regler 240 einen Analog/Digitalwandler 240a zum Umwandeln des Drucksignals Pp, des Neigungswinkelsignals QΘ, des Differenzdrucksignals DeltaPLS, des Drehzahlsignals NΘ und des Solldrehzahlsignals Nx in entsprechende digitale Signale, eine zentrale Datenverarbeitungseinheit (ZPE) 240b, einen Speicher 240c zum Speichern eines Programms der Regelabfolge, einen Analog/Digitalwandler 240d zur Ausgabe, ein Eingabe/Ausgabe-Interface 240e zur Ausgabe, einen mit dem Proportional-Magnetventil 209 verbundenen Verstärker 240f, die Verstärker 240g, 240h die mit den Magnetventilen 216g bzw. 216h verbunden sind, und einen Verstärker 240i, der mit dem Schrittmotor 266 verbunden ist.
Als nächstes werden die Einzelheiten des Betriebs des Reglers 240 unter Bezug auf einen in Fig. 24 gezeigten Ablaufplan erläutert.
Zunächst liest der Regler 240 in Schritt S100 das Drucksignal Pp vom Drucksensor 214, das Neigungswinkelsignal QΘ vom Neigungswinkelsensor 215, das Differenzdrucksignal DeltaPLS vom Differenzdrucksensor 243, das Drehzahlsignal NΘ vom Potentiometer 267 und das Solldrehzahlsignal Nx von der Drehzahleinstellvorrichtung 268.
Danach wird im Schritt 5101 vom vorher gespeicherten Drucksignal Pp und einer Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments f(Pp) der Sollneigungwinkel für die Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments, das heißt, der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT, bestimmt. Fig. 25 zeigt die Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments.
Die horizontale Achse in Fig. 25 stellt den Förderdruck P und die senkrechte Achse stellt auf der Basis der Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments f(Pp) den Sollneigungsbegrenzungswinkel QT dar. Das Eingangsdrehmoment der Hydraulikpumpe 201 ist proportional dem Produkt aus dem Neigungswinkel QΘ der Taumelplatte (das heißt, dem Verdrängungsvolumen) und dem Förderdruck Pp. Daher wird die Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments f(Pp) durch eine hyperbolische Kurve oder eine beinahe hyperbolische Kurve angegeben. Das heißt, f(Pp) ist eine Funktion, die durch die folgende Gleichung angegeben wird.
QT = K TP/Pp, (1)
wobei bedeuten:
TP begrenztes Eingangsdrehmoment,
K proportionale Konstante.
Daher kann der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT aus der Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments f(Pp) und dem Förderdruck Pp bestimmt werden.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 24 wird im nächsten Schritt S102 der Sollneigungswinkel zum Konstanthalten des Differenzdrucks zwischen dem Förderdruck der Hydraulikpumpe 201 und dem Höchstlastdruck der Stellglieder 202, 203, nämlich der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap aus dem Differenzdrucksignal DeltaPLS bestimmt. Ein Beispiel für die Bestimmung von QDeltap soll nun im folgenden unter Bezug auf Fig. 26 erläutert werden. Fig. 26 ist ein Blockdiagramm, das die Art der Bestimmung des Differenzdruck-Sollneigungswinkels QDeltap aus dem Differenzdrucksignal DeltaLS des Differenzdrucksensors 243 zeigt. In diesem Beispiel wird der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap auf der Basis der folgenden Gleichung bestimmt:
QΔp = g(ΔPLS) = ΣKI(ΔPo - ΔPLS) = KI(ΔPo - ΔPLS) + Qo-1 = ΔQΔp + Qo-1 (2)
wobei bedeuten:
KI Integralausbeute
ΔPo Solldifferenzdruck
Qo-1 im letzten Regelzyklus ausgegebener Neigungswinkelbefehlswert
ΔQΔp Inkrementwert des Differenzdruck-Neigungswinkels in einer Regelzykluszeit.
Im obigen Beispiel wird der Differenzdruck-Neigungswinkel QDeltap aus der Abweichung zwischen dem Solldifferenzdruck DeltaPo und dem aktuellen Differenzdruck in Übereinstimmung mit dem Integralregelprozeß berechnet. Fig. 26 zeigt diesen Prozeß in der Form eines Blockdiagramms. Im einzelnen berechnet ein Block 320 KI(DeltaPo - DeltaPLS) aus dem Differenzdruck DeltaPLS, um einen Inkrementwert DeltaQDeltap des Differenzdruck-Sollneigungswinkels für eine Regelzykluszeit zu bestimmen. Ein Block 321 addiert DeltaQDeltap und den Neigungswinkelbefehlswert Qo-1, der im letzten oder im vorhergehenden Regelzyklus ausgegeben wurde, um die Summe der Gleichung (2) zu erhalten.
Obwohl in dieser Ausführungsform QDeltap unter Anwendung des Integralregelverf ahrens auf DeltaPo - DeltaPLS bestimmt wird, kann QDeltap auch anders, nämlich beispielsweise mit Hilfe des Proportionalregelverfahrens bestimmt werden:
QΔp = Kp(ΔPo - ΔPLS) (3)
wobei bedeuten:
Kp Proportionalausbeute oder Proportional/Integralverfahren, das beispielsweise durch Addieren der Gleichungen (2) und (3) gegeben ist.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 24 wird im Schritt S103 die Differenz DeltaQ zwischen dem Sollneigungsbegrenzungswinkel QT und dem Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap bestimmt, die in den Schritten S101 bzw. S102 bestimmt wurden. Im nächsten Schritt S104 wird festgestellt, ob die Differenz DeltaQ positiv oder negativ ist. Wenn die Differenz positiv ist, wird der Regelprozeß bei Schritt S105 fortgesetzt, in dem QT als Neigungswinkelsollwert Qo gewählt wird. Wenn die Differenz negativ ist, wird der Regelprozeß bei Schritt S106 fortgesetzt, in dem QDeltap als Neigungswinkelsollwert Qo gewählt wird. Mit anderen Worten, der kleinere der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap und der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT werden als Neigungswinkelsollwert Qo ausgewählt, so daß der Neigungswinkelsollwert Qo den Sollneigungsbegrenzungswinkel QT nicht übersteigt der durch die Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments f(Pp) bestimmt wurde.
Der Regelprozeß wird dann bei Schritt S107 fortgesetzt, in dem die Solldrehzahl Nns des Motors 263 aus der in Schritt S103 bestimmten Ditferenz DeltaQ berechnet wird. Im folgenden soll nun ein Beispiel der Bestimmung von Nns unter Bezug auf Fig. 27 erläutert werden. Fig. 27 ist ein Blockdiagramm, das zeigt, wie die Solldrehzahl Nns aus der Differenz DeltaQ berechnet wird. In diesem Beispiel wird die Solldrehzahl Nns unter Anwendung des Integralregelverfahrens auf der Grundlage der folgenden Gleichung bestimmt:
Nns = h(ΔQ) = ΣKIns*ΔQ = KIns*ΔQ + Nns-1 = Δ Nns + Nns-1 (4)
wobei bedeuten:
KIns Integralausbeute
Nns-1 die im letzten Regelzyklus ausgegebene Solldrehzahl Nns
ΔNns Inkrementwert der Solldrehzahl in einer Regelzykluszeit.
Im einzelnen bestimmt in Fig. 27 ein Block 330 zunächst einen Inkrementwert DeltaNns der Solldrehzahl für eine Regelzykluszeit, das heißt, KIns*DeltaQ aus der in Schritt S103 bestimmten Differenz DeltaQ. Dann addiert ein Addierer 331 den Inkrementwert DeltaNns und die Solldrehzahl Nns-1, die im letzten Regelzyklus ausgegeben wurden, um einen Zwischenwert N'ns zu bestimmen. Der Zwischenwert N'ns wird einem Begrenzer 332 zum Bestimmen der Solldrehzahl Nns derart zugeführt, daß er Nns = Nnsmin einstellt, wenn N'ns < 0, die Solldrehzahl Nns ausgibt, die proportional zu einem Anstieg von N'ns erhöht wird, wenn N'ns ≥ 0, und der Nns = Nnsmax einstellt, wenn N'ns ≥ N'nsc. Hier wird der Höchstwert Nnsmax der Solldrehzahl Nns nahezu gleich der höchsten, vom Motor 263 erreichbaren Drehzahl und größer als der Höchstwert Nxmax der oben angegebenen Solldrehzahl Nx eingestellt.
Es ist anzumerken, daß obwohl in dieser Ausführungsform die Solldrehzahl Nns gemäß dem Integralregelverfahren bestimmt wird, die Beziehung zwischen Nns und DeltaQ auch gemäß dem Proportionalregelverfahren oder dem Integral/Proportionalregelverfahren, wie im obigen Fall der Berechnung des Differenzdruck-Sollneigungswinkels QDeltap bestimmt werden kann.
Danach wird in Schritt S108 festgestellt, welche der zwei Solldrehzahlen Nns und Nx größer ist. Wenn Nns ≥ Nx, wird der Regelprozeß im Schritt S109 fortgesetzt, in dem Nns als die endgültige Solldrehzahl Ny gewählt wird. Wenn Nns ≥ Nx, wird der Regelprozeß im Schritt S110 fortgesetzt, in dem Nx als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt wird, das heißt, der größere Wert unter den Werten Nns und Nx wird gewählt.
Der Regelprozeß geht zu Schritt S111 weiter. Im Schritt S111 wird der Wert eines Regelsignals zum Regeln des Proportional-Magnetventils 209, das heißt, der Änderungswert Qns der gesamten zu verbrauchenden Strömung, wird aus der im Schritt S103 bestimmten Differenz DeltaQ berechnet. Im folgenden soll ein Beispiel der Bestimmung von Qns unter Bezug auf Fig. 28 erläutert werden. Fig. 28 zeigt als Blockdiagramm, wie der Änderungswert Qns der gesamten zu verbrauchenden Strömung aus der Differenz DeltaQ berechnet wird. Wie aus Fig. 28 ersichtlich, wird der Änderungswert Qns, wie auch im Fall der Solldrehzahl Nns, gemäß dem Integralregelverfahren bestimmt, indem ein Block 333, ein Addierer 334 und ein Begrenzer 335 in dieser Ausführungsform verwendet werden. Der Änderungswert Qns kann in diesem Fall auch gemäß dem Proportionalregelverfahren oder dem Integral/Proportionalregelverfahren bestimmt werden.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 24 wird im Schritt 112 sowohl vom Neigungswinkelsignal QΘ als Ausgangssignal des Neigungswinkelsensors 215, als auch vom im Schritt S105 oder S106 bestimmten Neigungswinkelbefehlswert Qo der Hydraulikpumpe 201 ein Regelsignal erzeugtr und das Regelsignal wird über das Eingabe/Ausgabe-Interface 240e und die Verstärker 240g, 240h des in Fig. 23 gezeigten Reglers 240 zum derartigen Regeln des Pumpenneigungswinkels QΘ der Neigungswinkelregeleinrichtung 216 ausgegeben, daß er mit dem Befehlswert Qo übereinstimmt.
Fig. 29 ist ein Ablaufplan des im obigen Schritt S112 durchgeführten Verarbeitungsablaufs. Zunächst wird zur Bestimmung einer Abweichung Z zwischen dem Neigungswinkelbefehlswert Qo und dem Istneigungswinkel QΘ im Schritt S140 die Gleichung Z = Qo - QΘ berechnet. Im nächsten Schritt S141 wird ein absoluter Wert der Abweichung Z mit einem Wert DeltaZ, der zum Definieren eines Unempfindlichkeitsbereichs voreingestellt wurde, verglichen, um festzustellen, welcher Wert größer ist. Wenn der absolute Wert der Abweichung Z gleich oder größer als der eingestellte Wert DeltaZ ist, wird die Regelung im Schritt S142 fortgesetzt, um festzustellen, ob die Abweichung Z positiv oder negativ ist. Wenn die Abweichung Z positiv ist, wird im Schritt S143 fortgefahren, in dem ein Regelsignal ausgegeben wird, um das Magnetventil 216g einzuschalten und das Magnetventil 216h der Neigungswinkelregeleinrichtung 216 auszuschalten. Dadurch wird der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 201 vergrößert, so daß der Istneigungswinkel QΘ derart geregelt wird, daß er mit dem oben angegebenen Regelwert Qo übereinstimmt. Wenn die Abweichung Z negativ ist, wird bei Schritt S144 fortgesetzt, in dem ein Regelsignal ausgegeben wird, um das Magnetventil 216g auszuschalten und das Magnetventil 216h der Neigungswinkelregeleinrichtung 216 einzuschalten. Der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 201 wird dadurch vermindert, so daß der Istneigungswinkel QΘ derart geregelt wird, daß er mit dem Befehlswert Qo übereinstimmt.
Wenn der absolute Wert der Abweichung Z kleiner als der Einstellwert DeltaZ im Schritt S141 ist, wird die Regelung in Schritt S145 fortgesetzt, um beide Magnetventile 216g und 216h auszuschalten. Der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 201 wird dadurch so geregelt, daß er konstant ist.
Infolgedessen wird der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 201, wie oben erläutert geregelt, wenn der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap im Schritt S106 als Befehlswert Qo gewählt wird, der Neigungswinkel der Hydraulikpumpe 201 wird so geregelt, daß er zur Durchführung der Lasterfassungsregelung, um den Differenzdruck zwischen dem Förderdruck der Pumpe und dem Höchstlastdruck konstant zu halten, der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap wird. Andererseits wird, wenn der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT im Schritt S105 als Befehlswert Qo gewählt wird, der Neigungswinkel der Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments unterworfen, so daß er den Sollneigungsbegrenzungswinkel QT nicht übersteigt.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 24 wird im Schritt S113 ein Regelsignal aus dem Istdrehzahlsignal NΘ als Ausgangssignal des Potentiometers 257 und des im Schritt S109 oder S110 bestimmten Drehzahlbefehlswerts Ny erzeugt, und das Regelsignal wird über das Eingangs/Ausgangs-Interface 240e und die Verstärker 240i des in Fig. 23 gezeigten Reglers 240 an den Schrittmotor 266 ausgegeben, um die Istdrehzahl NΘ derart zu regeln, daß sie mit dem Drehzahlbefehlswert Ny übereinstimmt.
Fig. 30 ist ein Ablaufplan, der die Verarbeitungsfolge im obigen Schritt S113 zeigt. Zunächst wird im Schritt S150 die Gleichung A = NΘ - Ny berechnet, um eine Abweichung A zwischen der Istdrehzahl NΘ und dem Drehzahlbefehlswert Ny zu bestimmen. Im nächsten Schritt S151 wird ein absoluter Wert der Abweichung A mit einem voreingestellten Wert DeltaA zum Definieren eines Unempfindlichkeitsbereichs verglichen und festgestellt, welcher Wert der größere ist. Wenn der absolute Wert der Abweichung A gleich oder größer als der eingestellte Wert DeltaA ist, geht der Regelprozeß zu Schritt S152 über, in dem beurteilt wird, ob die Abweichung A positiv oder negativ ist. Wenn die Abweichung A positiv ist, wird zu Schritt S153 übergegangen, in dem ein Steuersignal ausgegeben wird, um den Schrittmotor 266 in die Vorwärtsrichtung anzutreiben. Dadurch wird die von der Kraftstoffeinspritzvorrichtung 264 eingespritzte Kraftstoffmenge erhöht, so daß die Istdrehzahl NΘ derart geregelt wird, daß sie mit dem Drehzahlbefehlswert Ny übereinstimmt. Wenn die Abweichung A negativ ist, wird zu Schritt S154 übergegangen, in dem ein Steuersignal ausgegeben wird, um den Motor zur Rückwärtsfahrt anzutreiben. Dadurch wird die von der Kraftstoffeinspritzvorrichtung 264 eingespritzte Kraftstoffmenge verkleinert, so daß die Istdrehzahl NΘ derart geregelt wird, daß sie mit dem Drehzahlbefehlswert Ny übereinstimmt.
Wenn der absolute Wert der Abweichung A kleiner als der Einstellwert DeltaA im Schritt S151 ist, wird die Regelung zum Abbrechen der Steuersignalausgabe in Schritt S155 fortgesetzt. Dadurch wird die Rotation des Schrittmotors 266 unterbrochen, so daß die Motordrehzahl konstant gehalten wird.
Unter erneuter Bezugnahme auf Fig. 24 wird im Schritt S114 der Änderungswert Qns über den Analog/Digitalwandler 240 und den Verstärker 240f des in Fig. 23 gezeigten Reglers 240 als Regelsignal an das Proportional-Magnetventil 209 zum Regeln der in Fig. 21 gezeigten Druckausgleichsventile 206, 207 ausgegeben. Infolgedessen wird, wenn der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap kleiner als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT ist, der Änderungswert Qns im Block 335 (Fig. 28) im Schritt S111 auf O gesetzt, so daß die Druckausgleichsventile 206, 207 die Druckausgleichsregelung so durchführen, wie von den Federn 206d bzw. 207d eingestellt. Wenn der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap größer als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT wird, wird der Änderungswert Qns im Schritt S111 derart eingestellt, daß er proportional mit einem Anstieg der Differenz DeltaQ erhöht wird, wobei Qnsmax der maximale Wert ist, so daß die Steuerkräfte der Federn 206d, 207d der Druckausgleichsventile 206, 207, die in Ventilöffnungsrichtung wirken, verkleinert werden. Die Einstelldifferenzdrücke der Druckausgleichsventile 206, 207 werden dadurch derart vermindert, daß die Änderungsregelung der Gesamtverbrauchsströmung erzielt wird.
Im obigen Regelablauf wurde die Regelung, die sowohl das Regelsystem für die Hydraulikpumpe 201 als auch das Regelsystem für den Motor 263 betrifft, gemeinsam in einem Blockdiagramm in Fig. 31 gezeigt. In Fig. 31 wird mit 240A ein Regelteil bezeichnet, das für Pumpe und Motor gemeinsam wirkt, 240B ist ein Motorregelteil und 240C ist ein Pumpenregelteil. Im gemeinsamen Regelteil 240A entspricht ein Hydraulikpumpenblock 400 dem Schritt S101 in Fig 24 und berechnet aus der Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments, die in Fig. 25 dargestellt ist, den Sollneigungsbegrenzungswinkel QT. Die Blöcke 401, 402 und 403 entsprechen dem Schritt S102. Bei diesen Blöcken entsprechen der Addierblock 401 und der Proportionalbetriebsblock 402 dem Rechenblock 401 in Fig. 26, und der Addierblock 403 entspricht dem Addierer 321; die drei Blöcke wirken zur Berechnung des Differenzdruck-Sollneigungswinkels QDeltap zusammen. Ein Block 404 entspricht den Schritten S104, S105, S106 in Fig. 24 und wählt als Befehlswert Qo den kleineren der zwei Sollausströmmengen QT und QDeltap.
Im Motorregelteil 240B entsprechen die Blöcke 405, 406, 407, 408 dem Schritt S107 in Fig. 24. Bei diesen Blöcken entsprechen der Addierblock 405 und der Proportionalbetriebsblock 406 dem Rechner 330 in Fig. 27, der Addierblock 407 entspricht dem Addierer 331, und der Block 408 entspricht dem Begrenzer 332; die vier Blöcke wirken zur Berechnung der Solldrehzahl Nns zusammen. Ein Block 413 entspricht den Schritten S108, S109, S110 in Fig. 24 und wählt als endgültige Solldrehzahl, das heißt, als Drehzahlbefehlswert Ny, den größeren der zwei Solldrehzahlen Nx und Nns. Ein Block 414 ist ein dem Schritt S113 entsprechender Servoregelblock, der den Schrittmotor 266 auf der Basis sowohl des Drehzahlbefehlswerts Ny als auch der Istdrehzahl NΘ regelt.

Betrieb und Wirkung

Im folgenden sollen Betrieb und Wirkung dieser derart angeordneten Ausführungsform beschrieben werden.
Es wird angenommen, daß beim Betrieb mit einer niedrigen Last, bei der Fahrt auf einer ebenen Straße mit konstanter Geschwindigkeit oder eine abschüssige Straße hinab die Drehzahleinstellvorrichtung 268 die Solldrehzahl Nx auf eine relativ niedrige Drehzahl einstellt. Der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap wird im Regelteil 240A des Reglers 240 als der Neigungswinkelbefehlswert Qo gewählt, und bei der Hydraulikpumpe 201 findet eine Lasterfassungsregelung statt, so daß der Differenzdruck zwischen dem Pumpenförderdruck und dem Lastdruck beim Fahren durch den Pumpenregler 240C konstant gehalten wird. Da die Differenz DeltaQ im Motorregler 240B zu diesem Zeitpunkt ein negativer Wert ist, wird die auf der Differenz DeltaQ basierende Solldrehzahl Nns nicht berechnet und die Solldrehzahl Nx wird als Drehzahlbefehlswert Ny des Motors 263 gewählt. Somit wird die Drehzahl des Motors 263 derart geregelt, daß sie mit der Solldrehzahl Nx zusammenfällt, so daß das Fahrzeug mit dieser Motordrehzahl auf einer ebenen Straße fährt oder eine abschüssige Straße hinabfährt.
Wenn diese Betriebsbedingung derart geändert wird, daß die Last oder der erforderliche Durchsatz des Stellgliedes (der Stellglieder) zunimmt, das heißt, wenn das Fahrzeug bergauf oder mit einer erhöhten Geschwindigkeit zu fahren beginnt, wird der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap größer als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT, und der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT wird somit im Regelteil 240A des Reglers 240 als Befehlswert Qo gewählt. Daher geht die Auströmmenge der Hydraulikpumpe dadurch beinahe in eine Sättigung über, daß sie der Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments unterworfen wird. Zum gleichen Zeitpunkt wird die Differenz DeltaQ als ein posititer Wert berechnet und die Solldrehzahl Nns wird im Motorregelteil 240B auf der Basis des positiven Werts berechnet. Diese Solldrehzahl Nns nimmt solange zu, wie die Differenz DeltaQ als positiver Wert berechnet wird und wird schließlich größer als die Solldrehzahl Nx. Daher wird die Solldrehzahl Nns nun zur Erhöhung der Motordrehzahl als Drehzahlbefehlswert Ny des Motors 263 gewählt. Daher kann eine Sättigung der Pumpenausströmmenge aufgehoben oder vermieden werden, um die gewünschte Fahrgeschwindigkeit in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 zu erzielen.
Infolgedessen läßt sich das beabsichtigte Fahren mit einer niedrigeren Motordrehzahl dadurch durchführen, daß die Solldrehzahl Nx auf einen Wert eingestellt wird, der niedriger als ihr Höchstwert Nxmax ist, wodurch es möglich ist, den Kraftstoffverbrauch zu senken, einen wirtschaftlichen Betrieb zu erzielen und zur Gesamtgeräuschverminderung den Motorgeräuschpegel zu reduzieren.
Wenn beim Start oder bei einer Bergauffahrt nur mit einer hohen Last gefahren wird, oder unter der Betriebsbedingung, daß der Auströmdruck oder die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 201 häufig erhöht wird, was beim kombinierten Betrieb des Fahrens und Aufhebens der Fall ist, bei dem die Stellglieder 202, 203 einen hohen Durchsatz benötigen, stellt die Drehzahleinstellvorrichtung 268 die Solldrehzahl auf den Höchstwert Nxmax ein. Zu diesem Zeitpunkt wird der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap größer als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT, und der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT wird somit im Regelteil 240A des Reglers 240 als Befehlswert Qo gewählt. Während die Pumpenausströmmenge dabei ist, in Sättigung überzugehen, wird die Solldrehzahl Nns im Motorregelteil 240B in der gleichen Weise wie oben auf der Basis der Differenz DeltaQ berechnet. Da hier, wie oben erwähnt, Nnsmax > Nxmax ist, wird die Solldrehzahl Nns als Solldrehzahl Ny zum Anstieg der Motordrehzahl gewählt. Im Ergebnis kann die Sättigung der Pumpenauströmmenge aufgehoben oder vermieden werden, um die gewünschten Drehzahlen der Stellglieder zu erzielen. Darüberhinaus ist es während des kombinierten Betriebs möglich, das Drehzahlverhältnis der Stellglieder konstant zu halten und die Funktionsfähigkeit zu verbessern.
Wenn dann die Last so reduzuiert wird, daß von einer Betriebsbedingung in eine andere übergegangen wird, in dem der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap kleiner als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT wird, wird die Solldrehzahl Ny durch Nx gegeben und der Motor 263 wird so geregelt, daß seine Solldrehzahl Nxmax von der Drehzahleinstellungsvorrichtung 268 eingestellt wird und niedriger als Nxmax ist. Dadurch ist es möglich, die übermäßige Rotation des Motors zu verhindern und somit sowohl eine Verminderung des Krafstoffverbrauchs als auch des Geräuschpegels erzielt wird. Darüberhinaus fällt die Solldrehzahl Ny nicht von Nxmax ab, wodurch die Motordrehzahl nicht so häufigen Schwankungen ausgesetzt ist, und wodurch ebenfalls der Krafstoffverbrauch und der Geräuschpegel, der mit häufigen Schwankungen der Motordrehzahl im Zusammenhang steht, vermindert werden.
Wenn danach der Durchsatz, wie von den Stellgliedern 202, 203 gefordert, weiter erhöht wird, oder wenn der Lastdruck weiter erhöht wird, erreicht die Solldrehzahl Nns den Höchstwert Nnsmax, und auch der Motor 263 erreicht seine höchste Drehzahl. Zu diesem Zeitpunkt ist die Pumpenausströmmenge bereits auf die maximal mögliche Ausströmmenge erhöht worden und kann darüberhinaus nicht weiter erhöht werden. Unter derartigen Bedingungen wird der Änderungswert Qns für die Änderungsregelung der gesamten erreichbaren Strömung auf der Basis der Differenz DeltaQ im Regler 240 berechnet, so daß der Steuerdruck vom Proportional-Magnetventil 209 die auf die Druckausgleichsventile 206, 207 in Ventilschließrichtung einwirkenden Steuerkräfte steigert, wodurch das Verteilungsverhältnis der Förderleistungen durch die Regelventile 204, 205 gewährleistet wird. Dadurch ist es möglich, das Drehzahlverhältnis trotz einer Abnahme der absoluten Drehzahlen der Stellglieder aufrechtzuerhalten und den stoßfreien kombinierten Betrieb fortzusetzen.
Mit Hilfe dieser Ausführungsform ist es, wie oben beschrieben, möglich, die Drehzahl des Motors 263 automatisch anzuheben, um die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 201 zu erhöhen, wenn die Auströmmenge der Pumpe dabei ist, in Sättigung überzugehen, die durch die Drehzahleinstellvorrichtung 268 bestimmte Solldrehzahl Nx kann auf einen kleineren Wert eingestellt werden, um den Kraftstoffverbrauch und den Geräuschpegel zu senken, was gleichzeitig die Lebensdauer der Ausrüstung erhöht. Es ist ebenfalls möglich, einen Abfall der Drehzahl der Stellglieder und eine Verschlechterung der Funktionsfähigkeit während des kombinierten Betriebs zu verhindern, was sonst durch eine Sättigung der Pumpenausströmmenge der Fall sein würde; daher kann jederzeit eine ausgezeichnete Funktionsfähigkeit gewährleistet werden. Es ist weiterhin möglich, häufige Schwankungen der Motordrehzahl zu unterdrücken, und durch Einstellen der Solldrehzahl Nx auf einen höheren Wert sowohl den Kraftstoffverbrauch zu reduzieren als auch den Geräuschpegel zu senken.

MODIFIZIERUNG DER SECHSTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden soll nun eine Modifizierung der sechsten Ausführungsform unter Bezug auf einen in Fig. 32 gezeigten Ablaufplan beschrieben werden. In Fig. 32 werden die gleichen Schritte wie im Ablaufplan von Fig. 24 mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet. Diese Ausführungsform beabsichtigt, die Drehzahlanstiegsregelung für den Motor 263 und die Änderungsregelung der gesamten vorhandenen Strömung für die Druckausgleichsventile 206, 207 separat zuverlässig durchzuführen.
In Fig. 32 ist der Ablauf bis zu den Schritten S105, S106 zur Bestimmung des Neigungswinkelbefehlswerts Qo der gleiche, wie in der sechsten Ausführungsform. Anschließend wird in dieser Ausführungsform im Schritt S115 beurteilt, ob die vom Potentiometer 267 erfaßte Istdrehzahl des Motors 263 die höchste Drehzahl Nmax erreicht. Wird festgestellt, daß die Istdrehzahl die höchste Drehzahl Nmax nicht erreicht, wird der Regelprozeß in der sechsten, in Fig. 24 gezeigten Ausführungsform in dem Regelprozeß fortgesetzt, der aus den Schritten S107, S108, S109, S110, S112A, S113, mit Ausnahme der Schritte S111, S114 besteht. Durch dieses Verfahren werden die Lasterfassungsregelung der Hydraulikpumpe 201 und die Drehzahlanstiegsregelung des Motors 263, mit Ausnahme der Regelung der Druckausgleichsventile 206, 207 durchgeführt. Wird festgestellt, daß die Istdrehzahl die höchste Drehzahl Nmax erreicht, wird die Regelung in dem Regelablauf fortgesetzt, der in der sechsten, in Fig. 24 gezeigten Ausführungsform aus den Schritten S111, S112B, S114, besteht, mit deren Hilfe die Lasterfassungsregelung der Hydraulikpumpe 201 und die Regelung der Druckausgleichsventile 206, 207, mit Ausnahme der Regelung des Motors 263 durchgeführt wird.
Mit Hilfe dieser Ausführungsform wird die Regelung der Druckausgleichsventile 206, 207 solange nicht durchgeführt, bis der Motor 263 die höchste Drehzahl erreicht, und wird nur begonnen, nachdem der Motor diese höchste Drehzahl erreicht hat. Es ist daher möglich, eine Interferenz zwischen der Regelung des Motors 263 und der Regelung der Druckausgleichsventile 206, 207 zu verhindern und die konstante Regelung des Motors 263 zu erzielen.
Obwohl die obige Ausführungsform so erläutert wurde, daß die Regelung der Druckausgleichsventile 206, 207 beginnt, nachdem die Motordrehzahl die höchste Drehzahl Nmax erreicht hat, kann die Regelung der Druckausgleichsventile 206, 207 auch zu dem Zeitpunkt begonnen werden, wenn die Motordrehzahl einen vorgegebenen Wert Nc erreicht, der unter der höchsten Drehzahl Nmax liegt. Dadurch ist es möglich, zu verhindern, daß die Motordrehzahl unnötig erhöht wird, wodurch sowohl der Lärm als auch der Kraftstoffverbrauch vermindert werden kann.
Eine weitere Modifizierung der sechsten Ausführungsform wird im folgenden unter Bezug auf Fig. 33 beschrieben. Diese modifizierte Ausführungsform soll die Regelung der Zunahme der Motordrehzahl und die Regelung der Druckausgleichsventile auf der Basis eines anderen Indexes als der Motordrehzahl ändern.
In Fig. 33 wird zusätzlich zum Drucksignal Pp, dem Neigungswinkelsignal QΘ, dem Differenzdrucksignal DeltaPLS, dem Istdrehzahlsignal NΘ und dem Solldrehzahlsignal Nx im Schritt S100A ein Vorsteuerdruck der Betätigungsvorrichtung der Stellglieder, beispielsweise ein Fahrvorsteuerdruck Pt, ausgelesen. In diesem Fall kann der Fahrvorsteuerdruck Pt abgefragt werden, indem, wie bei der in Fig. 35 gezeigten und später beschriebenen Ausführungsform, ein Drucksensor auf der Auslaßseite des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 angeordnet wird. Im Schritt 116 wird festgestellt, ob Pt > 0, das heißt, ob der Fahrvorsteuerdruck Pt erzeugt wurde oder nicht. Wenn der Fahrvorsteuerdruck Pt erzeugt wurde, wird der Regelablauf zur Durchführung der Regelung der Hydraulikpumpe 201 und des Motors 263 bei dem Verfahren fortgesetzt, das aus den Schritten S107, S108, S109, S110, S112A, 5113 besteht. Wenn der Fahrvorsteuerdruck Pt nicht erzeugt wird, wird der Regelablauf zur Durchführung der Regelung der Hydraulikpumpe 201 und der Druchausgleichsventile 206, 207 bei dem Verfahren fortgesetzt, das aus den Schritten S111, S112A, S114 besteht.
Wenn bei dieser Ausführungsform die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 201 in Sättigung übergeht, wird die Regelung des Anstiegs der Motordrehzahl für den Fahrbetrieb und die Regelung der Druckausgleichsventile für den Stellgliedbetrieb gewählt, der nicht das Fahren betrifft. Daher kann während der Regelung des Anstiegs der Motordrehzahl für den Fahrbetrieb, bei dem der Durchsatz relativ wenig schwankt und eine Ansprechverzögerung der Motorregelung praktisch nicht problematisch ist, die Hydraulikflüssigkeit mit einem ausreichenden Durchsatz zugeführt werden. Für den Betrieb der anderen Stellglieder kann die Änderungsregelung der gesamten vorhandenen Strömung durch die Druckausgleichsventile, die am besten ansprechen, erfolgen, was besser als durch die Regelung des Anstiegs der Motordrehzahl ist, und wodurch es möglich ist, die optimale, für die charakteristischen Eigenschaften der jeweiligen Stellglieder geeignete Regelung zu erzielen.

EINE WEITERE MODIFIZIERUNG DER SECHSTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Im folgenden wird eine weitere Modifizierung der sechsten Ausführungsform unter Bezug auf Fig. 34 beschrieben. In Fig. 34 werden die gleichen Bauteile, wie in den Fig. 21 und 31 mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet. Während in der sechsten Ausführungsform der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT aus dem Förderdruck Pp und der in Fig. 25 gezeigten Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments f(Pp) bestimmt wird, wird in dieser Ausführungsform auch eine Abweichung DeltaN der Drehzahl des Motors 263 zur Bestimmung des Eingangsdrehmomenten- Sollneigungsbegrenzungswinkels QT verwendet.
Unter Bezug auf Fig. 34 ist ein Block 450 ein Addierblock zum Vergleich der vom Potentiometer 267 erfaßten der Drehzahl NΘ oder des im Block 413 bestimmten Drehzahlbefehlswerts Ny mit der Istdrehzahl Nr, die durch einen Drehzahlsensor 280 erfaßt wird, der durch eine unterbrochene Linie in Fig. 21 angegeben ist, um die Drehzahlabweichung DeltaN zu berechnen. Der durch den Drucksensor 214 erfaßte Pumpendruck Pp und die im Addierblock 450 berechnete Drehzahlabweichung DeltaN werden einer Sollneigungswinkelrecheneinheit 451 zugeführt. Der Block 451 nimmt eine Voreinstellung der Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmoments f1 (Pp, DeltaN) vor, wobei der Pumpenförderdruck Pp und die Drehzahldifferenz DeltaN, wie gezeigt, Zustandsgrößen sind. Die Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmomentes f1(Pp, DeltaN) wird derart eingestellt, daß wenn die Drehzahldifferenz DeltaN zunimmt, das Produkt aus Sollauströmmenge QT und Förderdruck Pp kleiner wird. Im Block 451 wird der Neigungsbegrenzungswinkel QT aus der Begrenzungsfunktion des Eingangsdrehmomente f1(Pp, DeltaN) berechnet. Die Anordnung ist ansonsten die gleiche, wie diejenige des in Fig. 31 gezeigten Regelteils 240A.
Mit Hilfe dieser Ausführungsform wird die Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments der Hydraulikpumpe 201 derart ausgeführt, daß das Produkt aus Sollausströmmenge QT und Förderdruck Pp mit einem Anstieg der Drehzahlabweichung DeltaN kleiner wird; die Ausgangspferdestärke des Motors 263 kann maximal genutzt werden.

SIEBTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine siebte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf Fig. 35 bis 37 beschrieben. In diesen Zeichnungen sind die gleichen Bauteile oder Schritte, wie in den Fig. 21 bis 31 mit den gleichen Bezugsziffern oder -zeichen bezeichnet.
Unter Bezug auf Fig. 35 ist ein Drucksensor 262 auf der Auslaßseite des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 angeordnet, um einen Fahrvorsteuerdruck und somit eine Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 abzufragen. Ein Abfragesignal des Drucksensors 262 wird dem A/D-Wandler 240a (s. Fig. 23) als einem Eingangsteil des Reglers 300 zugeführt. Die übrige Hardware-Anordnung ist die gleiche, wie in der in Fig. 21 gezeigten Ausführungsform.
Fig. 36 ist ein Ablaufdiagramm, das das im Speicher des Reglers 300 gespeicherte Regelprogramm zeigt. Für eine leichtere Darstellung umfaßt Fig. 36, außer dem auf die Lasterfassungsregelung der Hydaulikpumpe 201 bezogenenen Ablauf und der Regelung der Druckausgleichsventile 206, 207 nur den auf die Motorregelung bezogenen Ablauf.
In Fig. 36 wird zusätzlich zum Drucksignal Pp, dem Neigungswinkelsignal QΘ, dem Differenzdrucksignal DeltaPLS, dem Istdrehzahlsignal NΘ und dem Solldrehzahlsignal Nx in Schritt S100B ein Signal ausgelesen, das die Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 angibt, das vom Drucksensor 262 abgefragt wurde. Das folgende Verfahren von Schritt S101 bis Schritt S107 ist das gleiche, wie in der sechsten, in Fig. 24 gezeigten Ausführungsform. Im einzelnen wird im Schritt S103 die Neigungswinkeldifferenz DeltaQ, im Schritt S105 oder S106 wird der Neigungswinkelbefehlswert Qo und im Schritt S107 wird die Solldrehzahl Nns berechnet.
Im Schritt S170 wird dann beurteilt, ob die vom Drucksensor 262 angefragte Eingangsgröße xp größer als ein vorgegebener Wert xk ist. Wenn festgestellt wird, daß die Eingangsgröße xp gleich oder größer als der vorgegebene Wert xk ist, geht der Regelablauf zu Schritt S108, S109, S110 über, wie das auch in der sechsten Ausführungsform geschieht. Wenn somit die Solldrehzahl Nns gleich oder größer als die Solldrehzahl Ns ist, die von der Drehzahleinstellvorrichtung 268 eingestellt worden ist, wird sie zur Durchzuführung der Drehzahlanstiegsregelung als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt. Wenn festgestellt wird, daß die Eingangsgröße xp kleiner als der im Schritt S170 vorgegebene Wert xk ist, geht der Regelablauf zu Schritt S110 über, in dem die Einstellsolldrehzhal Nx als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt wird.
Fig. 37 ist ein Regelblockdiagramm, das eine Funktion des obigen Ablaufdiagramms zeigt, die in den auf Schritt S170 folgenden Schritten wirksam wird. In Fig. 37 sind die in ihren Funktionen gleichen Blöcke, wie in Fig. 31 mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet. Wenn die vom Drucksensor 262 abgefragte Eingangsgröße xp gleich oder größer als der vorgegebene Wert xk ist, gibt ein Block 420 ein Signal ß des Pegels 1 aus, das einem Schalter 421 zugeführt wird. Wenn kein Signal β vorhanden ist, wird der Schalter 421 geöffnet, um die Übertragung der Solldrehzahl Nns zu einem Höchstwert-Auswahlblock 413 zu unterbrechen. Wird das Signal β erzeugt, wird der Schalter 421 geschlossen, um die Solldrehzahl Nns zum Höchstwert-Auswahlblock 413 zu übertragen.
Wenn die Ausführungsform derart angeordnet ist, wird der Schalter 421 in einem Bereich, in dem der Vorsteuerdruck, das heißt, die Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, nicht kleiner als der vorgegebene Wert xk ist, geschlossen, so daß die gleiche Blockanordnung, wie die in Fig. 31 gezeigte Anordnung des Motorregelteils 340B angegeben ist. Wenn die Eingangsgröße xp kleiner als der vorgegebene Wert xk ist, wird der Schalter 421 geöffnet, um die Blockanordnung zu erzeugen, die die Funktion des Berechnens der durch den Motorregler (Fig. 31) angegebenen Solldrehzahl Nns nicht aufweist. Daher wird der Drehzahlbefehlswert Ny nur durch die Solldrehzahl Nx bestimmt, und es wird die Drehzahl erhalten, die von dem durch die Drehzahleinstellvorrichtung 258 eingestellten Wert abhängig ist. Mit anderen Worten, die Motordrehzahl wird so lange nicht schwanken, wie die Drehzahleinstellvorrichtung 258 nicht betrieben wird.
Daher können, außer daß im wesentlichen die gleiche vorteilhafte Wirkung wie in der sechsten Ausführungsform erzielt wird, Schwankungen der Motordrehzahl bei dieser Ausführungsform verhindert werden, und die Funktionalität wird verbessert, wenn das Fahrzeug mit einer sehr niedrigen Geschwindigkeit fährt, wobei das Vorsteuerdruck-Reduzierventil 58 auf der kleinen Eingangsgröße gehalten wird, da die Motordrehzahl sogar dann nicht angehoben wird, wenn die Last zeitweise zunimmt, und die Hydraulikpumpe 102 daher zeitweise der Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments unterworfen wird. Außerdem ist, da die Motordrehzahl während der Fahrt mit einer sehr niedrigen Geschwindigkeit nicht schwankt, der Betrieb nicht laut oder störend für das Ohr und es kann verhindert werden, daß der Kraftstoffverbrauch wegen häufiger Schwankungen der Motordrehzahl zunimmt. Des weiteren wird der Motor, wenn die Eingangsgröße xp den vorgegebenen Wert xk übersteigt, der Drehzahlanstiegsregelung unterworfen, so daß der Antriebszustand des Motors mit der Absicht der Bedienungsperson übereinstimmt, wodurch die Bedienungsperson ein gutes Gefühl beim Betrieb hat.

ACHTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine achte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf die Fig. 38 und 39 beschrieben. In diesen Zeichnungen werden die gleichen Bauteile oder Schritte wie in den Fig. 21 bis 31 und Fig. 35 bis 37 mit den gleichen Bezugsziffern oder -zeichen bezeichnet.
Fig. 38 ist ein Ablaufplan des Regelprogramms dieser Ausführungsform. Wie unter Bezug auf Fig. 36, zeigt auch Fig. 38 nur den die Motorregelung betreffenden Regelablauf.
In Fig. 38 ist der Ablauf in den Schritten S100B bis S107 der gleiche, wie in der siebten Ausführungsform von Fig. 36. Dann wird auf der Basis der Funktion Nt = f(xp) zwischen der Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck- Reduzierventils 58 und der dritten Solldrehzahl Nt, die vorher gespeichert wurde, im Schritt S171 die Solldrehzahl Nt berechnet, die in Abhängigkeit von der Eingangsgröße xp zunimmt. Hier wird ein Höchstwert Ntmax der Solldrehzahl Nt unter der höchsten Drehzahl eingestellt, die der Motor 263 als Solldrehzahl Nx erzeugen kann. Infolgedessen ist der Höchstwert Nnsmax der Solldrehzahl Nns größer als die zwei Höchstwerte Nxmax, Ntmax der Solldrehzahlen Nx und Nt.
Dann wird zu Schritt S170 übergegangen, in dem festgestellt wird, ob die vom Drucksensor 262 abgefragte Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 größer als der vorgegebene Wert xk ist. Wenn festgestellt wird, daß die Eingangsgröße xp gleich oder größer als der vorgegebene Wert xk ist, wird zu Schritt S172 übergegangen, in dem festgestellt wird, ob die Solldrehzahl Nns größer als die Solldrehzahl Nt ist, die im Schritt S171 berechnet wurde. Wird im Schritt S172 festgestellt, daß Nns ≥ Nt, wird, wie in der sechsten Ausführungsform, zu den Schritten S108, S109, S110 übergegangen. Wird die Solldrehzahl Nns größer als die Solldrehzahl Nx, wird erstere zum Regeln des Anstiegs der Motordrehzahl als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt.
Wenn festgestellt wird, daß die Eingangsgröße xp kleiner als der vorgegebene Wert xk im Schritt S170 ist, oder wenn festgestellt wird, daß die Solldrehzahl Nns kleiner als die Solldrehzahl Nt ist, geht der Regelablauf zu Schritt S173 über, um festzustellen, ob die Solldrehzahl Nt größer als die Solldrehzahl Nx ist. Wird festgestellt, daß Nt < Nx, geht er zum oben angegebenen Schritt S110 über, in dem die Solldrehzahl Nx als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt wird, um die normale Drehzahlregelung des Motors 263 auf der Basis von Nx durchzuführen. Wird im Schritt S173 festgestellt, daß Nt ≥ Nx, geht er zum Schritt S174 über, in dem die zweite Solldrehzahl Nt als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt wird, um die Drehzahlanstiegsregelung des Motors 263 auf der Basis von Nt durchzuführen.
Fig. 39 ist ein Regelblockdiagramm, das eine Funktion des obigen Auflaufschemas zeigt, die auf den Schritt S171 folgt. In Fig. 39 sind die gleichen Blöcke wie in den Fig. 31 und 37 mit den gleichen Bezugszeichen gekennzeichnet. Ein Block 423 ist ein Block zum Empfang der Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, die vom Drucksensor 262 abgefragt wurde, und zum anschließenden Berechnen der Solldrehzahl Nt aus der Funktion Nt = f(xp), die in Abhängigkeit von der Eingangsgröße xp zunimmt. Die im Block 423 berechnete Solldrehzahl Nt wird zusammen mit einem Ausgangssignal des Schalters 421 einem Höchstwertauswahlblock 424 übertragen. Der größere Wert aus diesen Werten wird vom Block 424 gewählt und an den Höchstwertauswahlblock 413 ausgegeben.
Wenn die Ausführungsform derart angeordnet ist, wird der Schalter 421 in einem Bereich, in dem der Vorsteuerdruck, das heißt, die Eingangsgröße xp des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, nicht kleiner als der vorgegebene Wert xk ist, geschlossen, so daß der Höchstwert aus den Solldrehzahlen Nx, Nns, Nt als Drehzahlbefehlswert Ny ausgegeben wird. Wenn daher die Auströmmenge der Hydraulikpumpe 2 beinahe in Sättigung übergeht, wird die Solldrehzahl Nns als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt, wodurch der Motor 263 automatisch der Drehzahlanstiegsregelung unterworfen wird. Das obige Regelverfahren kann auch in dem Fall angewendet werden, in dem die Solldrehzahl Nx oder Nt wegen der Beziehungen Npmax > Nxmax > und Npmax > Ntmax den Höchstwert aufweist.
Tritt bei der Auströmmenge der Hydraulikpumpe 201 keine Sättigung ein, wird ein größerer Wert zwischen den Solldrehzahlen Nx und Nt als Drehzahlbefehlswert Ny gewählt. Daher wird die Motordrehzahl sogar dann, wenn die Solldrehzahl Nx auf einen Wert unter Nxmax eingestellt ist, mit einem Anstieg des Drehzahlbefehlswerts Ny angehoben, wenn die Preßgröße, das heißt, die Eingangsgröße xp, des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 derart ansteigt, daß die Solldrehzahl Nt größer als die Solldrehzahl Nx wird. Anders ausgedrückt, in einem Bereich, in dem die Solldrehzahl Nt größer als die Solldrehzahl Nx ist, wird die Motordrehzahl in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 geregelt.
Wenn die Eingangsgröße xp kleiner als der vorgegebene Wert xk ist, wird der Schalter 421 geöffnet, so daß die Solldrehzahl Nns nicht ausgegeben wird. Wenn daher die Solldrehzahl Nt kleiner als die Solldrehzahl Nx eingestellt wird, wird der Drehzahlbefehlswert Ny nun nur durch die Solldrehzahl Nx bestimmt, weshalb die Motordrehzahl keinerlei Schwankungen ausgesetzt ist. Im Ergebnis ist es, wie in der siebten Ausführungsform möglich, zufriedenstellend mit einer sehr niedrigen Geschwindigkeit zu fahren.
Daher kann, außer daß im wesentlichen die gleiche vorteilhafte Wirkung wie in der siebten Ausführungsform erzielt wird, bei dieser Ausführungsform zur Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs die Solldrehzahl Nx auf einen niedrigeren Wert eingestellt werden, der Bedienungsperson, wegen einer proportionalen Beziehung zur Eingangsgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, das Gefühl eines kraftvollen Betriebes vermittelt und die Funktionalität verbessert werden, wie das in der in JP-A-63-239327 offenbarten Erfindung der Fall ist, die vom Anmelder früher eingereicht wurde und in Japan veröffentlicht worden ist, und die die Betriebsbedingung aufweist, daß die Eingangsgröße des Vorsteuerdruck- Reduzierventils 58 gleich oder größer als der vorgegebene Wert xk ist und die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 201 keiner Sättigung unterworfen wird, da die Motordrehzahl in Abhängigkeit von der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 in einem Bereich geregelt wird, in dem die Solldrehzahl Nt über der Solldrehzahl Nx liegt.

NEUNTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine neunte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf die Fig. 40 beschrieben. In Fig. 40 werden die gleichen Bauteile wie in den Fig. 21 und 31 usw. mit den gleichen Bezugsziffern bezeichnet. In dieser Ausführungsform ist beabsichtigt, eine Interferenz zwischen der Lasterfassungsregelung und der Motordrehzahlanstiegsregelung dadurch zu verhindern, daß die Auströmmenge der Hydraulikpumpe während der Motordrehzahlanstiegsregelung auf dem Sollneigungsbegrenzungswinkel QT gehalten wird.
Im einzelnen wird bei den Ausführungsformen der Fig. 21 und 31, wenn die Pumpenausströmmenge in Sättigung übergeht und der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap größer als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT ist, die Hydraulikpumpe 201 auf dem Sollneigungsbegrenzungswinkel QT gehalten, und die Pumpenausströmmenge wird mit der Regelung des Motors 263 auf der Basis der Solldrehzahl Nns erhöht, wodurch die Sättigung beseitigt oder verhindert wird.
Andererseits wird, wenn der Hub des Pedals des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58 zurückgenommen wird, um die Eingangsgröße xp unter dem Einfluß der Motordrehzahlanstiegsregelung auf der Basis der Solldrehzahl Nns zu verringern, der Durchsatz der Hydraulikflüssigkeit durch das Regelventil 204 derart verringert, daß ein Wert als Sollneigungsbegrenzungswinkel QT berechnet wird, der größer als der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap ist, wodurch die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 201 auf der Basis des Differenzdruck-Sollneigungswinkels QDeltap geregelt wird, um die Pumpenausströmmenge zu verringern. Bei den Anordnungen der vorhergehenen Ausführungsformen nehmen jedoch der Wert der Solldrehzahl Nns und die Drehzal des Motors 263 zum selben Zeitpunkt ab. Bei diesem Verfahren wird, wenn die Ausströmmenge der Hydraulikpumpe 201 dabei ist, kleiner als die Fördermenge der Hydraulikflüssigkeit zu werden, die durch das Regelventil 204 strömt, der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap wieder so erhöht, daß er größer als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT ist, wodurch bei der Hydraulikpumpe 201 die Begrenzungsregelung des Eingangsdrehmoments durchgeführt wird und die Solldrehzahl Nns ebenfalls wieder vergrößert wird, um die Motordrehzahl zu steigern. Durch die Wiederholung des obigen Verfahrens können die Lasterfassungsregelung und die Motordrehzahlanstiegsregelung einander stören und Pendeln verursachen.
Es ist beabsichtigt, mit Hilfe dieser Ausführungsform das Enstehen eines derartigen Pendelns zu verhindern.
Unter Bezug auf Fig. 40 dient ein Block 500 in einem Motorregelteil 301B der Beurteilung, ob die Motordrehzahlanstiegsregelung durchgeführt wurde oder nicht und der Einstellung einer Markierung FNns, wenn festgestellt wird, daß diese Regelung in Betrieb ist. Diese Beurteilung erfolgt auf der Basis der Solldrehzahl Qns. Im einzelnen wird festgestellt, daß die Motordrehzahlanstiegsregelung nicht erfolgt ist, wenn Nns kleiner als ein vorgegebener Wert Nnsa nahe 0 ist, und daß sie erfolgt ist, wenn Nns gleich oder größer als der vorgegebene Wert Nnsa ist. Die Markierung FNns wird bei der Motordrehzahlanstiegsregelung auf 1 gesetzt, ansonsten wird sie auf 0 gesetzt.
Ein Block 404A in einem gemeinsamen Regelteil 301A ist ein Block zur Beurteilung, welcher der Differenzdruck- Sollneigungswinkel QDeltap und Sollneigungsbegrenzungswinkel QT größer ist und zur daran anschließenden Auswahl des kleineren Wertes aus diesen Werten, um ihn, wie mit dem Block 404 in Fig. 31, als Sollneigungswinkel Qor auszugeben.
Ein Block 501 in einem Pumpenregelteil 301C stellt einen Wahlschalter des Neigungswinkelsollwerts für die Hydraulikpumpe 201 dar. Wenn der Schalter 501 die Markierung FNns für die Solldrehzahl Nns erhalten hat, wählt er den durch den Minimalwertauswahlvlock 404A gewählten Neigungswinkelsollwert Qor, wenn FNns 0 ist, und den Sollneigungsbegrenzungswinkel QT, wenn FNns 1 ist, wonach die Ausgabe des gewählten Wertes als Neigungswinkelbefehlswert Qo folgt. Die übrigen Blöcke sind die gleichen wie in Fig. 31.
Der Betrieb dieser Ausführungsform wird im folgenden beschrieben. Wenn der von den Regelventilen 204, 205 geforderte Durchsatz geringer als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT ist, ist der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap kleiner als QT, und somit wählt der Block 404A den Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap als Neigungswinkelsollwert Qor. Gleichzeitig wird die Solldrehzahl Nns 0. Weil zu diesem Zeitpunkt die Markierung FNns auf 0 zurückgesetzt wird, wählt der Wahlschalter des Neigungswinkelsollwerts 501 den Neigungswinkelsollwert Qor als Neigungswinkelbefehlswert Qo. Infolgedessen wird die Hydraulikpumpe 201 auf der Basis des Differenzdruck-Sollneigungswinkels QDeltap geregelt.
Wenn der von den Regelventilen 204, 205 geforderte Durchsatz, nach einem Anstieg der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, größer als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT ist, wird beispielweise der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap größer als QT, und somit wählt der Block 404A nun QT als Neigungswinkelsollwert Qor. Gleichzeitig wird die Differenz DeltaQ positiv (+) und die Solldrehzahl nimmt zu. Wenn zu diesem Zeitpunkt die Solldrehzahl Nns größer als der vorgegebene Wert Nnsa ist, wird die Markierung FNns auf 1 gesetzt, wodurch der Wahlschalter des Neigungswinkelsollwerts 501 den Sollneigungswinkelbegrenzungswert QT als Neigungswinkelbefehlswert Qo wählt. Infolgedessen wird die Hydraulikpumpe 201 auf der Basis des Sollneigungsbegrenzungswinkels QT geregelt. Darüberhinaus wird die Drehzahl des Motors 263 auf der Basis der Solldrehzahl Nns zur Beseitigung oder Vermeidung der Sättigung derart geregelt, daß sie ansteigt. Insoweit arbeitet das System, wie in der Ausführungsform von Fig. 31.
Wenn danach der von den Regelventilen 204, 205 geforderte Durchsatz, zum Beispiel nach einer Verringerung der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, reduziert wird, wird der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap verringert, so daß er kleiner als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT wird. Dadurch wird der Block 404A veranlaßt, den Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap als Neigungswinkelsollwert Qor zu wählen. Zu diesem Zeitpunkt wird die Differenz DeltaQ negativ (-). Die Solldrehzahl Nns bleibt jedoch vorübergehend positiv (+), da sie allmählich verringert wird, und die Markierung FNns wird solange auf 1 gehalten, wie die Solldrehzahl Nns nicht kleiner als der vorgegebene Wert Nnsa wird. Daher wählt der Wahlschalter des Neigungswinkelsollwerts 501 den Sollneigungsbegrenzungswinkel QT als Neigungswinkelbefehlswert Qo, wodurch bei der Hydraulikpumpe 201 die Bedingung aufrechterhalten wird, daß sie auf der Basis von QT geregelt wird. Das setzt sich solange fort, bis die Solldrehzahl Nns auf den vorgegebenen Wert Nnsa gesenkt wird, und die Drehzahl des Motors 263 ebenfalls entsprechend verringert wird, so daß der Durchsatz der Hydraulikflüssigkeit durch die Regelventile 204, 205 mit QT übereinstimmt. Dadurch kann verhindert werden, daß die Hydraulikpumpe 201 mit dem Sollneigungswinkel geregelt werden kann und daß die Lasterfassungsregelung sich, wie oben erwähnt, mit der Motordrehzahlanstiegsregelung überschneidet.
Wenn die Solldrehzahl Nns auf den vorgegebenen Wert Nnsa abfällt und die Markierung FNns auf 0 gesetzt wird, wählt der Wahlschalter des Neigungswinkelsollwerts 501 nun den Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap als Neigungswinkelbefehlswert Qo. Danach wird der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap so geregelt, daß er mit dem von den Regelventilen 204, 205 benötigten Durchsatz übereinstimmt.
Daher können, außer der vorteilhaften Wirkung der sechsten Ausführungsform, bei dieser Ausführungsform Interferenzen zwischen der Motordrehzahlanstiegsregelung und der Lasterfassungsregelung der Hydraulikpumpe verhindert werden, und es kann somit auch dann eine stabilere Regelung erzielt werden, wenn der erforderliche Durchsatz durch Verringerung der Betriebsgröße der Regeleinrichtung im Anschluß an die Motordrehzahlanstiegsregelung verringert wird.

ZEHNTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine zehnte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf Fig. 41 beschrieben. In dieser Ausführungsform ist die Berechnungsart des Sollneigungswinkels nicht das Proportionalverfahren, wie in der in Fig. 40 gezeigten Ausführungsform, sondern das Integralverfahren.
Unter Bezug auf Fig. 41 ist ein Block 600 im gemeinsamen Regelteil 302A ist ein Sollförderdruck-Rechenblock, der den Neigungswinkelbefehlswert Q0-1 im letzten oder vorhergehenden Regelzyklus erhalten hat und den zum gegenwärtigen Zeitpunkt zulässigen Sollförderdruck Pr aus der voreingestellten Eingangsdrehmomentbegrenzung der Hydraulikpumpe 201 berechnet. Der Sollförderdruck Pr wird einem Differenzdruck-Rechenblock 601 zugeführt, in dem der Sollförderdruck Pr mit dem Istförderdruck Pp verglichen wird, um einen Differenzdruck DeltaPLS zu berechnen. Der Differenzdruck DeltaPLS wird mit einer Integralausbeute KIp in einem Inkrementrechner des Sollneigungswinkels 602 verglichen, um ein Inkrement DeltaQps des Sollneigungswinkels für eine Regelzykluszeit zu berechnen.
Das Inkrement DeltaQps wird zusammen mit dem Inkrement des Sollneigungswinkels DeltaQDeltap einem Minimalwert- Auswahlblock 404B zum Vergleich der Werte übertragen. Der Block 404B gibt den kleineren Wert als ein Inkrement DeltaQor aus.
Ein Wahlschalter 501 im Pumpenregelteil 302C erhält auf der Basis der Solldrehzahl Nns die vom Block 500 im Motorregelteil 302B ausgegebene Markierung FNns, um das Inkrement DeltaQor, das durch den Minimalwert-Auswahlblock 404B gewählt wurde, wenn FNns auf 0 steht, und um das Inkrement DeltaQps auszuwählen, wenn FNns auf 1 steht, und um dadurch das gewählte Inkrement als das Inkrement DeltaQo auszugeben.
Das vom Wahlschalter 501A gewählte Inkrement DeltaQo wird in einem Block 603 zum im letzten Regelzyklus berechneten Neigungswinkelbefehlswert Qo-1 addiert, um einen Istneigungswinkelbefehlswert Qo zu berechnen.
Die zwei Inkremente DeltaQps, DeltaQDeltap werden auch zur Berechnung einer Differenz DeltaQ zwischen ihnen, und zur Erzeugung eines Differenzsignals einem Block 405A im Motorregelteil 302B zugeführt. Die übrige Anordnung ist die gleiche, wie in Fig. 31.
In Fig. 41 ist der Steuerfluß durch die Blöcke 401, 402, 404B, 501A, 603 gleich, wie der Steuerfluß durch die Blöcke 401, 402, 403, 404A, 501 in Fig. 40 zur Berechnung des Sollneigungswinkels unter der Lasterfassungsregelung. Andererseits wurde der Steuerfluß durch die Blöcke 600, 601, 602, 404B, 501A, 603 anstelle des Steuerflusses durch die Blöcke 400 404A, 501 in Fig. 40 zur Berechnung des Sollneigungsbegrenzungswinkels gewählt.
Während in der Ausführungsform von Fig. 40 die Regelung vom Proportionaltyp einer direkten Berechnung des Sollneigungsbegrenzungswinkels QT aus dem Ausströmdruck Pp der Hydraulikpumpe 201 erfolgt, erfolgt im einzelnen in der Ausführungsform von Fig. 41 die Regelung vom Integraltyp mit der Berechnung des Inkrements DeltaQps, das auf den Sollausströmdruck Pr zu regeln ist, der aus dem Eingangsbegrenzungsdrehmoment der Hydraulikpumpe 201 berechnet wird, und dem Addieren des Inkrements zum Neigungswinkelsollwert im letzten Regelzyklus, wodurch der Eingangsbegrenzungssollwert berechnet wird. Es ist anzumerken, daß der Minimalwert-Auswahlblock 404B und der Wahlschalter 501A im Blockdiagramm von Fig. 41 derart angeordnet sind, daß sie aufgrund des Neigungswinkelinkrements arbeiten. Der Grund ist der folgende.
Wenn angenommen wird, daß die Sollfördermenge in dieser Ausführungsform auf eine ähnliche Weise, wie in der Ausführungsform von Fig. 40 berechnet wird, ergeben sich die folgenden zwei Gleichungen:
Qt = Qo-1 + ΔQps (5)
QΔp = Qo-1 + ΔQΔp (6).
Da
Qo = Wähle(Min(QT, QΔp), QT),
bedeutet, ergibt sich, wenn die Gleichungen (5), (6) in diese Gleichung aufgenommen werden:
Qo = Qo-1 + Wähle(Min(ΔQps, ΔQΔp), ΔQps).
Somit führen beide Ausführungsformen der Figuren 40 und 41 die gleiche Funktion aus. Im einzelnen wird bei der Lasterfassungsregelung von Fig. 41 das Inkrement des Sollneigungswinkels, das von der Differenzdruckregelung berechnet wird, immer mit dem Inkrement des Sollneigungswinkels verglichen, das aus dem Grenzdrehmoment berechnet wird, und der kleinere Wert zwischen den zwei Inkrementen wird zur Istausströmmenge der Pumpe hinzuaddiert, wodurch jederzeit beurteilt werden kann, mit welchem der zwei Inkremente die Pumpenausströmmenge geregelt werden soll.
Wenn weiter angenommen wird, daß die Sollneigungswinkel, die im Differenzrechnerblock 405A verwendet wurden, durch Sollneigungswinkel ersetzt werden, die im Block 405 von Fig. 40 verwendet werden, lautet die Gleichung wie folgt:
ΔQ = QΔp - QT.
Wenn die obigen Gleichungen (5), (6) in diese Gleichung aufgenommen werden, ergibt sich:
ΔQ = (Qo-1 + ΔQΔp) - (Qo-1 + ΔQps) = ΔQΔp - ΔQps .
Somit ist der Block 405A von Fig. 41 der gleiche, wie der Block 405 von Fig. 40. Der Regelablauf nach dem Block 406 ist genau der gleiche, wie in Fig. 40.
Was die Grundfunktion der Bestimmung der Solldrehzahl Nns aus der Differenz DeltaQ zwischen dem Sollneigungsbegrenzungswinkel der Hydraulikpumpe und dem Differenzdruck-Sollneigungswinkel und das Regelverfahren zum Anstieg der Motordrehzahl auf der Basis von Nns angeht, wodurch die Sättigung der Hydraulikpumpe aufgehoben oder vermieden wird, ist diese Ausführungsform mit der Ausführungsform von Fig. 40 identisch. Sie sind auch in der Hinsicht gleich, daß verhindert wird, daß die Hydraulikpumpe 201 unter der Bedingung mit dem Differenzdruck-Sollneigungswinkel geregelt wird, in der der Motor 263 zum Anstieg der Drehzahl geregelt wird und bei der sich die Lasterfassungsregelung mit der Motordrehzahlanstiegsregelung überschneiden könnte.
In dieser Ausführungsform jedoch, da der Sollneigungswinkel durch das Integralverfahren berechnet wird, und die neue Sollausströmmenge Qo immer vom letzten Neigungswinkelbefehlswert Qo-1 berechnet wird, ist es möglich, stoßfrei von einer Bedingung, in der die Hydraulikpumpe auf der Grundlage des Differenzdruck- Sollneigungswinkels geregelt wird, zur anderen Bedingung zu wechseln, in der sie auf der Grundlage des Sollneigungsbegrenzungswinkels, oder umgekehrt geregelt wird. Daher ist die Hydraulikpumpe weniger anfällig für abrupte Bewegungen, wenn der Regelbetrieb geändert wird, wodurch die Regelung insgesamt stabiler wird.

ELFTE AUSFÜHRUNGSFORM

Eine elfte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden unter Bezug auf Fig. 42 beschrieben. In Fig. 42 werden zur Bezeichnung der gleichen Bauteile, wie in Fig. 31 die gleichen Bezugsziffern verwendet. Diese Ausführungsform unterscheidet sich von den vorhergehenden Ausführungsformen durch die Anordnung zum Berechnen der Solldrehzahl Nns.
Im einzelnen ist ein Block 701 im Motorregelteil 303B ein Halbwellengleichrichter, der die Differenzdruckabweichung DeltaPA = DeltaPo - DeltaPLS erhält, die vom Addierer 401 im gemeinsamen Regler 303A berechnet wurde, um DeltaPB = 0 auszugeben, wenn gilt: DeltaPA > 0 und DeltaPB = DeltaPA auszugeben, wenn gilt: DeltaPA < 0. Das Ausgangssignal DeltaPB des Halbwellengleichrichters 701 und die Differenzdruckabweichung DeltaPA werden einem Wahlschalter 702 zugeführt. Der Wahlschalter 702 erhält das Ausgangssignal DeltaQ eines Addierers 405, um den Wert DeltaPA auszuwählen, wenn DeltaQ positiv ist, das heißt, wenn der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap ≥ als der Sollneigungsbegrenzungswinkel QT ist, und um den Wert DeltaPB auszuwählen, wenn DeltaQ negativ ist, das heißt, wenn gilt: QDeltap < QT, wonach die Ausgabe des ausgewählten Werts als ein Inkrement DeltaN'ns folgt. Dieses Inkrement DeltaN'ns wird im letzten Regelzyklus im Addierer 407 zum Ausgangswert Nns-1 addiert, um einen Zwischenwert N'ns zu erhalten. Dieser Wert N'ns wird einem Begrenzer 408 zugeleitet. Der Begrenzer 408 gibt den Wert N'ns als Solldrehzahl Nns aus, wobei er so begrenzt wurde, daß er den Höchstwert nicht überschreitet.
Bei dieser Anordnung wählt der Wahlschalter 702, wenn der Differenzdruck-Sollneigungswinkel QDeltap größer als der Sollneigungsgrenzwinkel QT ist, und eine Regelung zum Anstieg der Motordrehzahl erforderlich ist, DeltaPA (> 0) als Zwischenwert N'ns und der Motor 263 wird zum Anstieg der Drehzahl auf der Basis der Solldrehzahl Nns geregelt, die aus dem positiven Wert DeltaPA gewonnen wurde. Andererseits wird, wenn QDeltaP < QT, und die Drehzahlanstiegsregelung erforderlich ist, wobei der positive Bereich von DeltaPB durch den Halbwellengleichrichter 701 abgetrennt wurde, DeltaPB als Inkrement DeltaN'ns vom Wahlschalter 702 auch dann gewählt, wenn der Differenzdruck DeltaPLS infolge einer Ansprechverzögerung der Lasterfassungsregelung für die Hydraulikpumpe reduziert wurde. Daher erfolgt keine Regelung zum Anstieg der Drehzahl des Motor 263, da N'ns = Nns = 0. Inzwischen wird, wenn bei der Hydraulikpumpe 201 auf der Grundlage des Differenzdruck-Sollneigungswinkels QDeltap durch Rücknahme oder Verringerung des Preßhubs oder der Preßgröße des Vorsteuerdruck-Reduzierventils 58, unter der Bedingung eine Regelung durchgeführt wird, daß beim Motor 263 die Drehzahlanstiegsregelung erfolgt, beispielsweise der Differenzdruck DeltaPLS erhöht, weshalb die Differenzdruckabweichung DeltaPA negativ wird. Daher wird der Wert DeltaPA nicht vom Halbwellengleichrichter 701 abgetrennt, so daß der Motor 263 mit der verkleinerten Solldrehzahl Nns geregelt wird, die vom negativen DeltaPA stammt, wodurch die Regelung in Richtung einer Aufhebung der Drehzahlanstiegsregelung erfolgt. Somit kann auch diese Ausführungsform die gleiche Funktion, wie die sechste Ausführungsform angeben.
Es ist anzumerken, daß die Solldrehzahl in dieser Ausführungsform zwar mit Hilfe des Integralregelverfahrens berechnet wird, bei dem der Addierer 407 und der Begrenzer 408 verwendet werden, sie kann aber auch mit Hilfe des Proportionalregelverfahrens berechnet werden.

ANDERE AUSFÜHRUNGSFORMEN

In der oben beschriebenen sechsten bis elften Ausführungsform wird die Solldrehzahl Nns unter Verwendung der Differenz DeltaQ berechnet, und Nns wird als Drehzahlbefehlswert Ny anstelle der Solldrehzahl Nx gewählt, die von der Drehzahleinstellvorrichtung 268 eingestellt wurde, wenn Nns ≥ Nx. Wie auch bei der Modifizierung der ersten Ausführungsform, die in Fig. 5 gezeigt wird, kann auch diese Ausführungsform so geändert werden, daß die Änderungsdrehzahl alpha unter Verwendung der Differenz DeltaQ berechnet und dann zur Solldrehzahl Nx hinzuaddiert wird, um zur Durchführung der Drehzahlanstiegsregelung den Drehzahlbefehlswert Ny zu erzeugen.
Obwohl in allen vorhergehenden Ausführungsformen die Verstellhydraulikpumpe vom Taumelscheibentyp verwendet worden ist, können auch andere geeignete Hydraulikpumpen, wie beispielsweise vom Taumelwellentyp, verwendet werden. Des weiteren ist anzumerken, daß zwar der Schwingmotor und der Auslegerzylinder als die Stellglieder 202 bzw. 203 gezeigt wurden, daß aber jedes andere geeignete Stellglied ebenfalls verwendet werden kann.

INDUSTRIELLE ANWENDBARKEIT

Erfindungsgemäß kann, da die Drehzahl der Antriebsmaschine automatisch zur Vergrößerung der Pumpenausströmmenge angehoben wird, wenn die Pumpenausströmmenge der Hydraulikpumpe in Sättigung übergeht, die durch den herkömmlichen Steuerhebel bestimmte Solldrehzahl auf einen niedrigeren Wert eingestellt werden, wodurch sowohl der Kraftstoffverbrauch als auch die Lärmentwicklung verringert werden kann, und somit die Lebensdauer der Ausrüstung verlängert werden kann. Ebenso ist es auch möglich, eine Absenkung der Stellglieddrehzahl und eine Verschlechterung der Funktionsfähigkeit während des kombinierten Betriebes, die sonst durch die Sättigung der Pumpenausströmmenge verursacht werden würde, zu verhindern, wodurch eine hervorragende Funktionsfähigkeit gewährleistet ist. Des weiteren können durch die Einstellung der durch den Steuerhebel bestimmten Solldrehzahl auf einen höhren Wert häufige Schwankungen der Drehzahl der Antriebsmaschine unterdrückt werden, was ebenfalls dazu beiträgt, sowohl den Kraftstoffverbrauch als auch den Geräuschpegel zu senken.

Claims

1. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine bestehend aus einer Antriebseinheit (1), einer hydraulischen Pumpe (2) mit verstellbarem Hubraum, die von der Antriebseinheit angetrieben wird, aus wenigstens einem hydraulischen Betätigungsglied, das von einer hydraulischen Flüssigkeit, die von der hydraulischen Pumpe geliefert wird, angetrieben wird, einem Steuerungsventil, das zwischen der hydraulischen Pumpe und dem Betätigungsglied angeschlossen ist zur Steuerung der Fließgeschwindigkeit der hydraulischen Flüssigkeit, die zum Betätigungsglied geliefert wird in Abhängigkeit vom Eingabebetrag eines Betriebsmittels (58), einem Pumpensteuerungsmittel (17; 15) zur Steuerung des Hubraums der hydraulischen Pumpe in Abhängigkeit vom Eingabebetrag des Betriebsmittels in der Weise, daß die Pumpenleistung der hydraulischen Pumpe bei einer Erhöhung des Eingabebetrags zunimmt, und einem Steuerungsmittel (29) für die Antriebseinheit aus einem ersten Steuerungsmittel (33, 36, 37) besteht zur Überwachung der Sättigung der Pumpenleistung der hydraulischen Pumpe (2) und zur Steuerung der Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit (1), um diese auf einem vorbestimmten Wert der Drehgeschwindigkeit zu halten, ehe die hydraulische Pumpe einen vorbestimmten Zustand erreicht, der die Sättigung betrifft, während die Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit so erhöht wird, daß eine Sättigung der Pumpe vermieden wird, wenn die hydraulische Pumpe diesen vorbestimmten, die Sättigung betreffenden Zustand erreicht, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel (33, 36, 37) eine Vorrichtung (33) zur Feststellung des Differenzdrucks (ΔPLS) zwischen dem Lieferdruck der hydraulischen Pumpe (2) und dem Lastdruck des Betätigungsgliedes (6) aufweist, wodurch das erste Steuerungsmittel feststellt, daß die hydraulische Pumpe den vorbestimmten Zustand erreicht hat, und daß die Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit erhöht, wenn der Differenzdruck kleiner als der vorbestimmte wird.

2. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine bestehend aus einer Antriebseinheit (1), einer hydraulischen Pumpe (2) mit verstellbarem Hubraum, die von der Antriebseinheit angetrieben wird aus wenigstens einem hydraulischen Betätigungsglied (6), das von einer hydraulischen Flüssigkeit, die von der hydraulischen Pumpe geliefert wird, angetrieben wird, einem Steuerungsventil, das zwischen der hydraulischen Pumpe und dem Betätigungsglied angeschlossen ist zur Steuerung der Fließgeschwindigkeit der hydraulischen Flüssigkeit, die zum Betätigungsglied geliefert wird in Abhängigkeit vom Eingabebetrag eines Betriebsmittels (58), einem Pumpensteuerungsmittel (17; 15) zur Steuerung des Hubraums der hydraulischen Pumpe in Abhängigkeit vom Eingabebetrag des Betätigungsmittels in der Weise, daß die Pumpenleistung der hydraulischen Pumpe bei einer Erhöhung des Eingabebetrags zunimmt, und einem Steuerungsmittel (29) für die Antriebseinheit zur Steuerung der Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit; worin das Steuerungsmittel (29) für die Antriebseinheit aus einem ersten Steuerungsmittel (70, 100, 240) besteht zur Überwachung der Sättigung der Pumpenleistung der hydraulischen Pumpe (2) und zur Steuerung der Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit (1), um diese auf einem vorbestimmten Wert der Drehgeschwindigkeit zu halten, ehe die hydraulische Pumpe einen vorbestimmten Zustand erreicht, der die Sättigung betrifft, während die Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit so erhöht wird, daß eine Sättigung der Pumpe vermieden wird, wenn die hydraulische Pumpe diesen vorbestimmten, die Sättigung betreffenden Zustand erreicht, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel (70, 100, 240) ein Mittel (70) zur Feststellung des Hubraums (θs, θL, θr, QΔp) der hydraulischen Pumpe (2, 201) aufweist, sowie Mittel zur Berechnung eines Grenzwertes (θp, θA, QT) des Hubraums und Mittel zur Berechnung einer Differenz (Δθ,ΔQ) zwischen dem Hubraum und dem Grenzwert, wodurch das erste Steuerungsmittel beurteilt, daß die hydraulische Pumpe den vorbestimmten Zustand erreicht hat und daß das erste Steuerungsmittel die Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit (1) erhöht, wenn die Differenz den vorbestimmten Wert erreicht hat.

3. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel zur Berechnung des Grenzwertes des Hubraums aus einem Mittel zur Berechnung des Soll-Hubraums (θp, θA, QT) (im folgenden als Ziel-Hubraum bezeichnet) für die Eingangs-Drehmomentbegrenzungssteuerung aus wenigstens dem Abgabedruck besteht, der auf einer vorbestimmten Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion basiert, und das den Ziel-Hubraum als den Grenzwert verwendet.

4. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel zur Berechnung der Differenz zwischen dem Hubraum und dem Grenzwert aus einem Mittel zur Berechnung der Differenz (Δθ) durch Herleitung des Hubraums aus dem Grenzwert besteht, wodurch das erste Steuerungsmittel (70, 100) feststellt, daß die hydraulische Pumpe (2) den vorbestimmten Zustand erreicht hat und dieses Mittel die Drehgeschwindigkeit der Antriebseinheit (1) erhöht, wenn die Differenz kleiner als ein vorbestimmter Wert wird.

5. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel zur Ermittlung des Hubraums der hydraulischen Pumpe ein Mittel zur Ermittlung des derzeitigen Hubraums (θs) der hydraulischen Pumpe (2) aufweist und daß das Mittel zur Berechnung der Differenz (Δθ) aus einem Mittel (102) zur Berechnung einer Differenz des augenblicklichen Hubraums aus diesem Grenzwert (θp) besteht.

6. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel (100) ferner ein Mittel (84, 87) zur Berechnung eines Ziel-Hubraums (θL, θr) der hydraulischen Pumpe (2) aufweist, daß das Mittel zur Ermittlung des Hubraums der hydraulischen Pumpe (2) Mittel zur Feststellung des Ziel-Hubraums der hydraulischen Pumpe aufweist und daß das Mittel zur Berechnung der Differenz aus einem Mittel zur Berechnung der Differenz zwischen dem Ziel-Hubraum und dem Grenzwert (θA) besteht.

7. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel (240) ferner ein Mittel (403) zur Berechnung eines Ziel-Hubraums (QΔp) aus einem Differentialdruck (ΔPLS) zwischen dem Lieferdruck der hydraulischen Pumpe (201) und dem Lastdruck des Betätigungsgliedes (202) aufweist, um diesen Differentialdruck konstant zu erhalten, daß das Mittel zur Ermittlung des Hubraums Mittel zur Berechnung des Zielhubraums aufweist, daß das Mittel zur Berechnung des Grenzwerts des Hubraums Mittel (400) zur Berechnung eines Ziel-Hubraums (QT) für die Eingangsdrehmoment- Begrenzungssteuerung aus wenigstens dem Lieferdruck der hydraulischen Pumpe besteht, der auf einer vorbestimmten Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion beruht, daß das Mittel zur Berechnung der Differenz zwischen dem Hubraum und dem Grenzwert Mittel (405) aufweist zur Berechnung der Differenz durch Herleitung des Hubraums aus dem Grenzwert, wodurch das erste Steuerungsmittel feststellt, daß die hydraulische Pumpe im vorbestimmten Zustand ist und die Drehgeschwindigkeit des Hauptantriebs (263) erhöht, wenn die Differenz größer als der vorbestimmte Wert wird.

8. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der vorbestimmte Wert gleich null ist.

9. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel Mittel (90, 262) zur Feststellung des Eingabebetrags (xp) des Betätigungsmittels (58) aufweist und die Drehgeschwindigkeit des Antriebssystem erhöht, wenn die hydraulische Pumpe (2, 201) den vorbestimmten Zustand erreicht und der Eingangsbetrag des Betätigungsmittels einen vorbestimmten Wert (xk) überschreitet.

10. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Antriebssystem ferner ein zweites Steuerungsmittel zur Feststellung des Eingabebetrags (xp) des Betätigungsmittels (58) aufweist und daß die Drehgeschwindigkeit des Antriebssystems (1, 263) erhöht, wenn der Eingabebetrag einen vorbestimmten Wert überschreitet.

11. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel Mittel (32, 268) zur Bereitstellung einer ersten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nx) für das Antriebssystem (1, 263) aufweist und Mittel (41, 44, 103, 104, 408) zur Bereitstellung einer zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Np, Nq, Nns) des Antriebssystems, die höher als die erste Ziel-Drehgeschwindigkeit ist, wodurch das erste Steuerungsmittel die erste Ziel- Drehgeschwindigkeit ausgibt, ehe die hydraulische Pumpe (2, 201) den vorbestimmten Zustand erreicht und die zweite Ziel-Drehgeschwindigkeit ausgibt, wenn die hydraulische Pumpe den vorbestimmten Zustand erreicht.

12. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Maximalwert (Npmax, Nqmax, Nnsmax) der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit höher angesetzt ist als der Maximalwert (Nxmax) der ersten Ziel-Drehgeschwindigkeit.

13. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner Mittel (42, 413) zur Auswahl des Wertes der größeren der ersten und zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeiten aufweist.

14. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein Mittel (44) zur Berechnung einer abgeänderten Drehgeschwindigkeit (α) des Antriebssystems (1) aufweist, wenn die hydraulische Pumpe (2) den vorbestimmten Zustand erreicht, und daß die Mittel zur Bereitstellung der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit ein Mittel (46) zur Addition der abgeänderten Drehgeschwindigkeit zur ersten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nx) aufweist.

15. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner aufweist Mittel (90, 262) zur Feststellung des Eingabebetrags (xp) des Betätigungsmittels (58), wodurch das erste Steuerungsmittel die erste Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nx) ausgibt, ehe die hydraulische Pumpe (2, 201) den vorbestimmten Zustand erreicht oder wenn der Eingabebetrag des Betätigungsmittels kleiner als ein vorbestimmter Wert (xk) ist, und die zweite Ziel-Drehgeschwindigkeit (Np, Nq, Nns) ausgibt, wenn die hydraulische Pumpe den vorbestimmten Zustand erreicht und der Eingabebetrag des Betätigungsmittels den vorbestimmten Wert überschreitet.

16. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerungsmittel für das Antriebssystem ferner ein zweites Steuerungsmittel aufweist, das aus einem Mittel (90, 262) zur Feststellung des Eingabebetrags (xp) des Betätigungsmittels (58) besteht und einem Mittel (93, 423) zur Bereitstellung einer dritten Ziel-Drehgeschwindigkeit für das Antriebssystem (1, 263), die vom Eingabebetrag des Betätigungsmittels abhängt, wodurch das erste Steuerungsmittel den größeren Wert von der ersten und zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nx, Nt) ausgibt, ehe die hydraulische Pumpe (2, 201) den vorbestimmten Zustand erreicht, und die zweite Ziel-Drehgeschwindigkeit (Np, Nq, Nns) ausgibt, wenn die hydraulische Pumpe den vorbestimmten Zustand erreicht.

17. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel den größeren Wert von der ersten und dritten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nx, Nt) ausgibt, ehe die hydraulische Pumpe (2, 201) den vorbestimmten Zustand erreicht oder der Eingabebetrag (xp) des Betätigungsmittels (58) kleiner als ein vorbestimmter Wert (xk) ist, und die zweite Ziel-Drehgeschwindigkeit (Np, Nq, Nns) ausgibt, ehe die hydraulische Pumpe den vorbestimmten Zustand erreicht und der Eingabebetrag des Steuerungsmittels den vorbestimmten Wert überschreitet.

13. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß ein Maximalwert (Npmax, Nqmax, Nnsmax) der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit auf einen höheren Wert gesetzt ist als die Maximalwerte (Nxmax, Ntmax) der ersten und dritten Ziel-Drehgeschwindigkeiten.

19. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein Mittel (33) zur Feststellung eines Differentialdrucks (ΔPLS) zwischen dem Lieferdruck der hydraulischen Pumpe (2) und dem Lastdruck des Betätigungsgliedes (6) aufweist und daß das Mittel zur Bereitstellung der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Np) ein Mittel (41) aufweist zur Berechnung der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit, die auf dem Differentialdruck basiert.

20. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein Mittel (33) zur Feststellung eines Differentialdrucks (ΔPLS) zwischen dem Lieferdruck der hydraulischen Pumpe (2) und dem Lastdruck des Betätigungsgliedes (6) aufweist und daß das Mittel zur Berechnung der abgeänderten Drehgeschwindigkeit (α) ein Mittel (44) zur Berechnung der abgeänderten Drehgeschwindigkeit, basierend auf dem Differentialdruck, aufweist.

21. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein Mittel (70) zur Feststellung eines Hubraums (θs) der hydraulischen Pumpe (2) aufweist, ein Mittel (101) zur Berechnung eines Grenzwertes (θp) des Hubraums und ein Mittel (102) zur Berechnung einer Differenz (Δθ) zwischen dem Hubraum und dem Grenzwert, und daß das Mittel zur Bereitstellung der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nq) ein Mittel (103) zur Berechnung der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit umfaßt, die auf der Differenz zwischen dem Hubraum und dem Grenzwert beruht.

22. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein Mittel (70) zur Feststellung eines Hubraums (θs) der hydraulischen Pumpe (2) aufweist, ein Mittel (101) zur Berechnung eines Grenzwert-Volumens (θp) des Hubraums und ein Mittel zur Berechnung einer Differenz (Δθ) zwischen dem Hubraum und dem Grenzwert, und daß das Mittel zur Berechnung der abgeänderten Drehgeschwindigkeit (α) ein Mittel (104) zur Berechnung der abgeänderten Drehgeschwindigkeit, basierend auf der Differenz zwischen dem Hubraum und dem Grenzwert, aufweist.

23. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel zur Berechnung des Grenzwerts des Hubraums aus einem Mittel (86) besteht zur Berechnung eines Ziel-Hubraums (θA) für die Eingangsdrehmoment-Begrenzungssteuerung aus wenigstens dem Lieferdruck der hydraulischen Pumpe, der auf einer vorgegebenen Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion basiert, und das den Ziel-Hubraum als Grenzwert verwendet.

24. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel zur Feststellung des Hubraums der hydraulischen Pumpe (2) besteht aus einem Mittel (70) zur Feststellung eines augenblicklich vorhandenen Hubraums (θs) der hydraulischen Pumpe und daß das Mittel zur Berechnung der Differenz aus einem Mittel (102) zur Berechnung einer Differenz des augenblicklichen Hubraums aus dem Grenzwert (θp) besteht.

25. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein Mittel (85, 87) aufweist zur Berechnung eines Ziel-Hubraums (θL, θr) der hydraulischen Pumpe (2), daß das Mittel zur Feststellung des Hubraums der hydraulischen Pumpe aus einem Mittel zur Feststellung des Ziel-Hubraums der hydraulischen Pumpe besteht und daß das Mittel zur Berechnung der Differenz ein Mittel (102) zur Berechnung einer Differenz dieses Ziel-Hubraums aus dem Grenzwert (θA) aufweist.

26. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel aufweist:

ein erstes Feststellungsmittel (243) zur Feststellung eines Differenzdrucks (ΔPLS) zwischen dem Lieferdruck der hydraulischen Pumpe (201) und dem Lastdruck des Betätigungsgliedes (202),

ein zweites Feststellungsmittel (214) zur Feststellung des Lieferdrucks (Pp) der hydraulischen Pumpe,

ein erstes Mittel (268) zum Festsetzen einer ersten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nx) des Antriebssystems (263),

ein zweites Mittel (203) zur Berechnung eines Ziel- Hubraums (QΔp) aus dem durch das erste Mittel festgestellten Differentialdruck, um diesen Differentialdruck konstant zu halten,

ein drittes Mittel (400) zur Berechnung eines zweiten Ziel-Hubraums (QT) für die Eingangsdrehmoment-Begrenzungssteuerung durch wenigstens der Inbetrachtziehung des Lieferpumpendrucks, festgestellt durch das zweite Feststellungsmittel und einer vorbestimmten Drehmomentbegrenzungsfunktion,

ein viertes Mittel (408) zur Berechnung einer zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nns) der Antriebseinheit, die höher als die erste Ziel-Drehgeschwindigkeit ist, die auf den ersten und zweiten Hubraum-Voluminas beruhen,

ein fünftes Mittel (405) zur Berechnung einer Differenz (θQ) zwischen dem ersten Ziel-Hubraum und dem zweiten Ziel-Hubraum, und

ein sechstes Mittel (413) zur Ausgabe der ersten Ziel-Drehgeschwindigkeit, wenn diese Differenz geringer als ein vorgegebener Wert ist, und zur Ausgabe der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit, wenn die Differenz größer als der vorgegebene Wert wird.

27. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß das vierte Mittel ein Mittel (408) enthält zur Berechnung der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nns) aus der Differenz (ΔQ) zwischen dem Ziel-Hubräumen, die durch das fünfte Mittel (405) berechnet sind.

28. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß das vierte Mittel ein Mittel (406) aufweist zur Berechnung eines Zuwachswertes (Inkrementwert, ΔNns) der Drehgeschwindigkeit aus der Differenz (ΔQ) zwischen den durch das fünfte Mittel (405) berechneten Hubräumen, um die Differenz zu null zu machen, und ein Mittel (407) zur Addition des Zuwachswertes zur zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nns-1), zuletzt berechnet, um eine neue zweite Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nns) zu berechnen.

29. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein siebtes Mittel (401) aufweist zur Berechnung einer Abweichung zwischen dem Differentialdruck (ΔPLS), festgestellt durch das erste Feststellungsmittel (243), und einem vorbestimmten Ziel-Differentialdruck (ΔPo), und daß das vierte Mittel ein Filtermittel (701) aufweist zur Verhinderung einer Ausgabe eines Wertes dieser Differentialdruckabweichung, wenn der Wert positiv ist, und Mittel (702) zur Auswahl eines Ausgangssignals des Filters, wenn die Differenz (ΔQ) zwischen den Ziel-Hubräumen, berechnet durch das fünfte Mittel (405), negativ ist, und zur Ausgabe des Wertes der Differentialdruckabweichung, wenn die Differenz (ΔQ) positiv ist, und Mittel (408) zur Berechnung der zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nns) aus dem ausgewählten Wert.

30. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß die Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion eine Funktion von zwei Werten ist, abgegeben durch den Lieferdruck der hydraulischen Pumpe (201) und dem zweiten Ziel-Hubraum (QT), und daß das dritte Mittel ein Mittel (400) aufweist zur Berechnung des zweiten Ziel-Hubraums aus dieser Funktion.

31. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Steuerungsmittel ferner ein achtes Mittel (450) aufweist zur Berechnung einer Abweichung (ΔN) zwischen einer ersten und zweiten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Ny), ausgewählt durch das sechste Mittel (413), und der aktuellen Drehgeschwindigkeit (Nx), wobei die Eingangsdrehmoment-Begrenzungsfunktion eine Funktion von drei Werten ist, gegeben durch den Lieferdruck der hydraulischen Pumpe (201), durch den zweiten Ziel-Hubraum (QT) und der Drehgeschwindigkeitsabweichung (ΔN), und daß das dritte Mittel ein Mittel (450) zur Berechnung des zweiten Ziel-Hubraums aus dieser Funktion aufweist.

32. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpensteuerungsmittel ferner ein neuntes Mittel (240A, 240C) aufweisen zur Auswahl des ersten und zweiten Hubraums (QΔp, QT) und zur Steuerung des Hubraums der hydraulischen Pumpe (201), damit dieser mit dem gewählten Ziel-Hubraum übereinstimmt.

33. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, daß das neunte Mittel ein Mittel (404) zur Auswahl des kleineren Hubraums aus dem ersten und zweiten Ziel-Hubraum aufweist.

34. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, daß das sechste Mittel ein Mittel (413) zur Ausgabe der ersten Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nx) aufweist, wenn der erste Ziel-Hubraum (QΔp) durch das neunte Mittel (404) ausgewählt wird, und daß die zweite Ziel-Drehgeschwindigkeit (Nns) ausgewählt wird, wenn der zweite Ziel- Hubraum (QT) durch das neunte Mittel ausgewählt wird.

35. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, daß das neunte Mittel ein Mittel (404A, 409) zur Auswahl des ersten Ziel-Hubraums (QΔp) aufweist, wenn die Ziel- Drehgeschwindigkeit (Nns), berechnet durch das dritte Mittel (408), kleiner als ein vorgegebener Wert (Nnsa) ist, und den zweiten Ziel-Hubraum (QT) ausgibt, wenn die zweite Drehgeschwindigkeit den vorbestimmten Wert (Nnsa) überschreitet.

36. Hydraulisches Antriebssystem für eine Baumaschine nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, daß

das zweite Mittel ein Mittel (410, 420) aufweist zur Berechnung eines Zuwachswertes (ΔQΔp) des Ziel-Hubraums aus dem Differentialdruck (ΔPLS), festgestellt durch das erste Feststellungsmittel (243), um den Differentialdruck konstant zu halten, und ein Mittel (603) zur Addition dieses Inkrementwertes zum ersten Ziel-Hubraum (Qo-1), zuletzt berechnet, um einen neuen Ziel-Hubraum (QΔp) zu berechnen,

daß das dritte Mittel ein Mittel (600) aufweist zur Berechnung eines Ziel-Lieferdrucks (Pr), basierend auf der Eingangsdrehmoment-Beschränkungsfunktion, ein Mittel (601, 602) zur Berechnung des Inkrementwertes (ΔQps) des Ziel-Hubraums sowie aus dem Pumpenlieferdruck (Pp), festgestellt durch das zweite Feststellungsmittel (214), als auch aus dem Ziel-Lieferdruck (Pr), um den Pumpendruck (Pp) in Übereinstimmung mit dem Ziel-Lieferdruck (Pr) zu halten, und ein Mittel (603) zur Addition des Inkrementwertes zum zweiten Ziel-Hubraum (Qo-1), zuletzt berechnet, um einen neuen zweiten Ziel- Hubraum (QT) zu berechnen, und

daß das neunte Mittel ein Mittel (404B) aufweist zur Auswahl von einem Inkrementwert (ΔQΔp) des ersten Ziel-Hubraums (QΔp) und dem Inkrementwert (ΔQps) des zweiten Ziel-Hubraums (QT).