EP2486308A1 - Vorrichtung zum variieren der hubvolumina einer ersten hydraulikmaschine und einer zweiten hydraulikmaschine - Google Patents

Vorrichtung zum variieren der hubvolumina einer ersten hydraulikmaschine und einer zweiten hydraulikmaschine

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Publication number
EP2486308A1
EP2486308A1 EP10752759A EP10752759A EP2486308A1 EP 2486308 A1 EP2486308 A1 EP 2486308A1 EP 10752759 A EP10752759 A EP 10752759A EP 10752759 A EP10752759 A EP 10752759A EP 2486308 A1 EP2486308 A1 EP 2486308A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
piston
control valve
valve unit
hydraulic
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP10752759A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Jürgen LEGNER
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of EP2486308A1 publication Critical patent/EP2486308A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity
    • F16H61/421—Motor capacity control by electro-hydraulic control means, e.g. using solenoid valves
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    • F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity
    • F16H61/431—Pump capacity control by electro-hydraulic control means, e.g. using solenoid valves
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    • F16H—GEARING
    • F16H39/00—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution
    • F16H2039/005—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution comprising arrangements or layout to change the capacity of the motor or pump by moving the hydraulic chamber of the motor or pump

Definitions

  • the invention relates to a device for varying the stroke volumes of a first hydraulic machine and a second hydraulic machine according to the closer defined in the preamble of claim 1.
  • the double yoke for adjusting the stroke volumes of the reciprocating engines interacts with the reciprocating engines such that the stroke volume of the first hydraulic piston engine corresponds to a minimum value in a first end position of the double yoke, while the stroke volume of the second hydraulic piston engine assumes a maximum value.
  • the stroke volume of the first hydraulic piston engine has a maximum value, while the stroke volume of the second hydraulic piston engine is minimal.
  • a double-acting piston-cylinder device which is operatively connected to adjustable axes of the piston engine or hydraulic machine.
  • the piston-cylinder device is operatively connected to the axes of the hydraulic machine via a piston rod coupled to a piston.
  • the piston-cylinder device is permanently loaded on the rod side with the high pressure acting in the area of the hydraulic machines.
  • the size of the bottom side of the piston of the piston-cylinder device is formed according to the necessary restoring force greater than the rod-side effective area of the piston.
  • the adjusting forces acting in the area of the piston-cylinder device result from the restoring forces acting in the area of the oblique axis units or the hydraulic machines.
  • the piston of the piston-cylinder device is acted upon by a valve device in the region of an effective surface delimiting a piston chamber with pressures corresponding to a hydraulic pressure present in the region of the hydraulic machines and acting in a first adjustment direction of the axes of the hydraulic machines.
  • valve means which in the present case comprises a position control valve unit and a high-pressure valve control unit, in addition to the hydraulic adjustment of the piston-cylinder device and thus the stroke volume of the two hydraulic machines also a pressure cut and a high pressure control in the hydraulic line system of the adjusting device feasible.
  • a valve slide of the high-pressure control valve unit is designed with two control surfaces.
  • a smaller control surface has the effect of the high pressure in the area of the hydraulic machines.
  • pressure in order to provide a controllable pressure cut-off function, over which the maximum system pressure in the area of the hydraulic machines can be limited essentially loss-free.
  • a control pressure generated via a proportional control pressure control valve is applied, by means of which the upper pressure limit of the system pressure present in the system can be changed as a function of the operating state or as required by the pressure cutoff function.
  • hydrounits actuated by the above-described adjusting device and comprising hydraulic machines are coupled with mechanical transmission devices and form so-called CVT (Continuously Variable Transmission) transmissions, which are increasingly carried out with more than one transmission range.
  • CVT Continuous Variable Transmission
  • the hydraulic machines are used several times during the representation of the various transmission ranges, and a first hydraulic machine is first operated as a pump and a second hydraulic machine is operated as a motor when the first gear ratio is engaged.
  • a second transmission range which is inserted in the CVT transmission and adjoins the first transmission range
  • the first hydraulic machine is operated as a motor and the second hydraulic machine as a pump.
  • the first hydraulic engine is again operated as a pump and the second hydraulic engine as a motor in the third transmission range, as is the case during the representation of the first transmission range. Further areas are possible. Use of hydraulic machines as described above.
  • high-pressure valve units are provided, in the area of which, however, power losses occur during a pressure limitation which cause undesired heating of the system.
  • the present invention is therefore an object of the invention to provide a device by means of a high-pressure control function in all areas of a CVT transmission without significant losses is feasible.
  • the device according to the invention for varying the stroke volumes of a first hydraulic machine and a second hydraulic machine which are designed as oblique-axis piston machines and their displacement in each case in dependence on pivot positions of a double-acting piston-cylinder device commonly adjustable axes of the hydraulic is at least one piston of the piston-cylinder device operatively connected to the axes of the hydraulic machines, in response to a driver-side power demand via a position control valve unit and a high-pressure control valve unit of a valve device in the range of a piston space limiting effective area with one in the range of hydraulic machines
  • the pressure acting in the region of the hydraulic machines via the position control valve unit adjustable adjustable and regulated via the high-pressure control valve unit of the valve device can be limited, the piston via the valve device in the region of a is corresponding hydraulic pressure and corresponding acting in a first adjustment direction of the axes of the hydraulic machines a further piston surface limiting further effective area with corresponding hydraulic pressure present in the hydraulic machines and in a second position Direction of the axes of the hydraulic machine
  • the pressure in the area of the hydraulic machines is thus state-dependent and conditionally limited in all translation ranges to the desired extent without appreciable losses via the valve device and not in the area of pressure-limiting valves. This is achieved by the fact that in the region of the piston-cylinder device on the active surfaces respectively acting pressures acting in the first direction of adjustment or in the second direction of adjustment of the axes of the hydraulic machines, via the valve means are variable and the operation of the position control valve unit in the area the high pressure control valve unit is reversible.
  • a high-pressure control or a regulated pressure cut-off function is independent of the respective operation of the hydraulic machines, ie a motor operation or a pump operation, feasible in all transmission ranges of a CVT transmission.
  • the high-pressure control valve unit in the region of a control surface of a valve spool can be acted upon by the pressure present in the area of the hydraulic machines, which counteracts a control force acting on the valve spool, preferably a spring force of a spring device, the pressure being present in the area of the hydraulic machines Pressure sets depending on the control force.
  • a proportional magnet is provided in advantageous embodiments of the device according to the invention, or the control force is generated by means of a proportional control pressure which can be applied to a further control surface of the valve spool of the high-pressure control valve unit.
  • the piston chamber and the other piston chamber of the piston-cylinder device are alternately operable at a controllable with little control and development of the device according to the invention via the valve means with the pressure sides of the hydraulic machines or a region in combination whose pressure during operation of the hydraulic machines smaller is than in the area of the printed pages of the hydraulic machines.
  • the low control and regulation times are achieved by reducing the pressure force counteracting a desired adjustment of the piston by a short-term pressure reduction in the region of one of the piston chambers.
  • the effective areas of the piston are the same size.
  • a structurally simple and cost-effective embodiment of the device according to the invention has in the region of the position control valve unit to a proportional solenoid, via which the position control valve unit is designed to be adjustable against a spring means.
  • the spring force of the spring device varies at a operable with little control effort and development of the device according to the invention in response to a mechanical coupling of the spring means with the piston of the piston-cylinder device.
  • Structurally simple and cost and space-saving embodiments of the device according to the invention have a designed as a 4/2-way valve position control valve unit and / or designed as a 4/2-way valve high-pressure control valve unit.
  • pressure limiting valves are provided in the region between the position control valve unit and the hydraulic machines, by means of which a defined high pressure level is adjustable. Inadmissible high pressure values can thus be avoided in the area of the hydraulic machines even with a functional failure of the high-pressure control valve unit with little constructive effort.
  • Fig. 1 is a simplified hydraulic diagram of a first embodiment of the device according to the invention.
  • Fig. 2 is a representation corresponding to Fig. 1 of a second embodiment of the device according to the invention.
  • a device 1 for varying the stroke volumes of a first hydraulic machine 2 and a second hydraulic machine 3 is shown, which are designed as oblique-axis piston engines and their displacement in each case in dependence on pivot positions of a double-acting piston-cylinder device 4 in common adjustable axes 5, 6 of the hydraulic machines 2, 3 is.
  • a piston 7 of the piston-cylinder device 4 is operatively connected via a piston rod 8 with the axes 5, 6 of the hydraulic machines 2, 3.
  • the hydraulic machines 2, 3 constitute a hydrostatic device, which forms a region of a CVT transmission over which a part of a torque applied by a drive machine of a vehicle drive train can be hydrostatically guided in the direction of an output.
  • the hydrostatic unit is coupled as the first power branch of a CVT transmission usually with a mechanical device which forms a second power branch of a CVT transmission, via which in turn the other part of the torque of the prime mover between a transmission input and a transmission output is feasible.
  • the two power branches are preferably connected via a planetary gear device in operative connection.
  • Such CVT transmissions are preferably designed with several driving ranges for forward and reverse travel, which can be engaged and disengaged via at least one switching element to be switched off and at least one switching element to be switched on and within which a ratio of the CVT transmission can be changed by changing the stroke volumes of the hydraulic machines 2, 3 students is infinitely variable.
  • the two hydraulic machines 2 and 3 are each operable both as a pump and as a motor.
  • the function of the device 1 will be described in connection with a CVT transmission, by means of which in each case three driving ranges for forward and reverse travel can be displayed. Further areas are possible.
  • the device 1 When inserted in the CVT transmission first driving range and at the same time stationary vehicle, the device 1 is in a so-called rest position and the first hydraulic machine 2 is operated as a pump, while the second hydraulic machine 3 is in engine operation.
  • the displacement of the first hydraulic machine 2 is minimal in this operating state and the delivery volume of the second hydraulic machine 3 is maximum, the axes 5 and 6 of the two hydraulic machines 2 and 3 each having the pivot position shown in FIG.
  • the piston-cylinder device 4 is associated with a valve device 9 which comprises a position control valve unit 10 and a high-pressure control valve unit 11.
  • a valve device 9 which comprises a position control valve unit 10 and a high-pressure control valve unit 11.
  • the valve device 9 both in the area of the position control valve unit 10 and in the area of the high-pressure control valve unit 1 1, there is a respective hydraulic pressure acting in the area of the hydraulic machines 2 and 3, which with appropriate actuation of the valve device 9 in a first piston chamber 12A and in a second piston chamber 13A of the piston-cylinder device 4 on active surfaces 7A and 7B of the piston 7 can be applied.
  • the position control valve unit 10 and the high-pressure control valve unit 1 1 are presently designed as 4/2-way valves and 4/2-control valves and the high-pressure control valve unit 1 1 is connected downstream with respect to the hydraulic machines 2 and 3 of the position control valve unit 10 and counteracts the position control valve unit 10.
  • the position control valve unit 10 is actuated via a proportional solenoid 12, wherein the control of the position control valve unit 10 can also be effected via a proportionally adjustable control pressure valve.
  • the actuating force of the proportional solenoid 12 counteracts a spring force of a spring device 13 whose spring force varies in dependence on a mechanical coupling of the spring device 13 with the piston 7 of the piston-cylinder device 4. Via the mechanical coupling 14, the position of the piston 7 of the piston-cylinder device 4 is reported back to the position control valve unit 10 and carried out the operation of the two hydraulic machines 2 and 3 regulated.
  • the pressure or high pressure prevailing in the area of the hydraulic machines 2, 3 is in the position of the high-pressure control valve unit 11 shown in FIG the second piston chamber 13A of the piston-cylinder device 4, while hydraulic fluid from the first piston chamber 12A is discharged via the position control valve unit 10 in a non-pressurized area 15 and a tank.
  • the piston 7, starting from the position shown in FIG. 1, is displaced together with the piston rod 8 and the volume of the first piston chamber 12A is reduced and the volume of the second piston chamber 13A is increased.
  • the adjustment of the piston rod 8 causes the delivery volume of the first hydraulic machine 2 operated as a pump to be increased and the delivery volume of the second hydraulic machine 3 operated as a motor to be correspondingly reduced.
  • the position of the piston 7 is adjusted.
  • the respective position of the adjustment of the piston-cylinder device 4 in each case determines the transmission ratio between the displacement volumes of the respective hydraulic pump 2 or 3 and the hydraulic motor 3 or 2 operated as a motor.
  • the first function is a so-called pressure cut
  • the second function is a continuous high-pressure control over the entire operating range with appropriate control of the high-pressure control valve unit 1 1.
  • the high-pressure control valve unit 1 1 is formed with two control surfaces 1 and 6, wherein the smaller control surface 17 of the high pressure of the hydraulic machines 2 and 3 acts, while at the larger control surface 1 6, the present case via a control pressure control valve not shown is proportional actuated, a control pressure can be applied, which counteracts a spring force of a spring means 18 of the high-pressure control valve unit 1 1.
  • the aim of the Druckabschneidefunktion is that the pressure limit is limited only in emergencies in the range of high pressure relief valves 20 and 21 and hydraulic fluid in the range of the high pressure relief valves 20 and 21 from the high pressure side to the low pressure side.
  • power losses occur, which consist of the two hydraulic machines 2 and 3 Hydrostatic transmission overheat very quickly and unnecessarily increase the fuel consumption of a preferably designed as an internal combustion engine prime mover running with the CVT transmission vehicle drive train.
  • the high-pressure relief valves 20 and 21 are provided primarily for system protection during highly dynamic load changes, since they are designed with a shorter response time than the valve device 9 and the high-pressure control valve unit 1 1. This avoids unwanted damage in the hydraulic system of the device 1, which can not be prevented by the valve device 9 alone due to the slower response.
  • a maximum pressure in the area of the hydraulic machines 2 and 3 is to be limited to a lower pressure level than the opening pressure of the high-pressure limiting valves 20, 21 via the pressure-cutoff function of the high-pressure control valve unit 11.
  • the high-pressure small control surface 17 is preferably designed such that the spring means 18 of the high-pressure control valve unit 1 1 is suppressed at about 460 bar and thus the hydraulic fluid from the piston chamber 12A or from the Piston space 13A, at which each of the high pressure is applied, is discharged in the direction of the tank 15.
  • the output speed of each operated as a motor hydraulic machine 2 or 3 is reduced or increases its absorption volume.
  • the delivery volume of each operated as a pump hydraulic machine 3 or 2 is reduced, thus reducing the power consumption.
  • the pressure cutoff is made available via the device 1 over the entire operating range of a CVT transmission, ie over all driving ranges, whereby the pressure in the area of the hydraulic machines 2, 3 or in the entire system as well without additional control of the high-pressure control valve unit 1 1 in the region of the larger control surface 1 6 or without actuation via the proportional magnet 19 is limited to the maximum value of 460 bar.
  • the proportional control pressure that can be applied in the area of the larger control surface 16 of the high-pressure control valve unit 11 is superimposed on the high pressure of the hydraulic machines 2 and 3 applied to the smaller control surface 17, the beginning of the high-pressure control valve unit 1 1 being operationally variable and variable according to requirements System maximum achievable high pressure controlled adjustable.
  • the aim of this high pressure control is a continuously variable high pressure setting in the system, with which a vehicle with a stepless tension adjustment is operable.

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Abstract

Es wird eine Vorrichtung (1 ) zum Variieren der Hubvolumina einer ersten Hydraulikmaschine (2) und einer zweiten Hydraulikmaschine (3) beschrieben. Wenigstens ein Kolben (7) einer Kolben-Zylinder-Einrichtung (4) ist mit Achsen (5, 6) der Hydraulikmaschinen (2, 3) wirkverbunden. Der Kolben (7) ist in Abhängigkeit einer fahrerseitigen Leistungsanforderung über eine Positionsregelventileinheit (10) und eine Hochdruckregelventileinheit (11) einer Ventileinrichtung (9) im Bereich von einer einen Kolbenraum (12A) begrenzenden Wirkfläche (7A) mit zu einem im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) vorliegenden hydraulischen Druck korrespondierenden und in eine erste Stellrichtung der Achsen (5, 6) der Hydraulikmaschinen (2, 3) wirkenden Drücken beaufschlagbar. Der Druck im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) ist über die Positionsregelventileinheit (10) geregelt einstellbar und über die Hochdruckregelventileinheit (11) geregelt begrenzbar. Der Kolben (7) ist über die Ventileinrichtung (9) im Bereich einer einen weiteren Kolbenraum (13A) begrenzenden weiteren Wirkfläche (7B) mit im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) vorliegenden hydraulischen Druck korrespondierenden und in eine zweite Stellrichtung der Achsen der Hydraulikmaschinen (2, 3) wirkenden Drücken beaufschlagbar, wobei die Wirkungsweise der Positionsregelventileinheit (10) im Bereich der Hochdruckregelventileinheit (11) umkehrbar ist.

Description

Vorrichtung zum Variieren der Hubvolumina einer ersten Hvdraulikmaschine und einer zweiten Hvdraulikmaschine
Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum Variieren der Hubvolumina einer ersten Hydraulikmaschine und einer zweiten Hydraulikmaschine gemäß der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 näher definierten Art.
Aus der WO 2009/047041 A1 ist eine Versteilvorrichtung zum Variieren des Hubvolumens von hydraulischen Kolbenmaschinen in Schrägachsen- Bauart bekannt. Die beiden Kolbenmaschinen sind benachbart zueinander angeordnet und über ein so genanntes Doppeljoch gemeinsam betätigbar, um deren Hubvolumen zu variieren. Des Weiteren sind die Kolbenmaschinen über Arbeitsleitungen eines geschlossenen hydraulischen Kreislaufes miteinander verbunden und als Pumpe oder Motor betreibbar.
Das Doppeljoch zum Verstellen der Hubvolumina der Kolbenmaschinen wirkt derart mit den Kolbenmaschinen zusammen, dass das Hubvolumen der ersten hydraulischen Kolbenmaschine in einer ersten Endstellung des Doppeljochs einem Minimalwert entspricht, während das Hubvolumen der zweiten hydraulischen Kolbenmaschine einen Maximalwert einnimmt.
In einer zweiten Endstellung des Doppeljochs weist das Hubvolumen der ersten hydraulischen Kolbenmaschine einen Maximalwert auf, während das Hubvolumen der zweiten hydraulischen Kolbenmaschine minimal ist.
Zur Verstellung des Doppeljochs ist eine doppelt wirkende Kolben- Zylinder-Einrichtung vorgesehen, die mit verstellbaren Achsen der Kolbenmaschine bzw. Hydraulikmaschine in Wirkverbindung steht. Die Kolben-Zylinder- Einrichtung ist über eine mit einem Kolben gekoppelte Kolbenstange mit den Achsen der Hydraulikmaschine wirkverbunden. Die Kolben-Zylinder-Einrichtung ist stangenseitig permanent mit dem im Bereich der Hydraulikmaschinen wirkenden Hochdruck beaufschlagt. Die Größe der Bodenseite des Kolbens der Kolben-Zylinder-Einrichtung ist entsprechend der notwendigen Rückstellkraft größer als die stangenseitige Wirkfläche des Kolbens ausgebildet. Die im Bereich der Kolben-Zylinder-Einrichtung wirkenden Verstell kräfte ergeben sich aus den im Bereich der Schrägachseneinheiten bzw. der Hydraulikmaschinen wirkenden Rückstellkräften. So besteht im Bereich einer als Pumpe betriebenen Hydraulikmaschine das Bestreben, dem wirkenden Hochdruck auszuweichen und sich selbsttätig zu kleineren Schluckvolumina hin zu verstellen. Im Bereich einer als Motor betriebenen Hydraulikmaschine besteht ebenfalls das Bestreben, dem vorliegenden Hochdruck auszuweichen und das Hubvolumen in Richtung eines größeren Schluckvolumens zu verändern.
In Abhängigkeit einer fahrerseitigen Leistungsanforderung wird der Kolben der Kolben-Zylinder-Einrichtung über eine Ventileinrichtung im Bereich von einer einen Kolbenraum begrenzenden Wirkfläche mit zu einem im Bereich der Hydraulikmaschinen vorliegenden hydraulischen Druck korrespondierenden und in eine erste Stellrichtung der Achsen der Hydraulikmaschinen wirkenden Drücken beaufschlagt.
Über die Ventileinrichtung, die vorliegend eine Positionsregelventileinheit und eine Hochdruckventilregeleinheit umfasst, ist neben der hydraulischen Verstellung der Kolben-Zylinder-Einrichtung und damit des Hubvolumens der beiden Hydraulikmaschinen auch eine Druckabschneidung sowie eine Hochdruckregelung im hydraulischen Leitungssystem der Versteilvorrichtung durchführbar.
Um die Funktionalität der Hochdruckregelung über die Hochdruckregelventileinheit zur Verfügung stellen zu können, ist ein Ventilschieber der Hochdruckregelventileinheit mit zwei Steuerflächen ausgebildet. Auf eine kleinere Steuerfläche wirkt der im Bereich der Hydraulikmaschinen vorliegende Hoch- druck, um eine regelbare Druckabschneidefunktion zur Verfügung stellen zu können, über die der maximale Systemdruck im Bereich der Hydraulikmaschinen im Wesentlichen verlustfrei begrenzbar ist. Im Bereich einer größeren Steuerfläche des Ventilschiebers der Hochdruckregelventileinheit wird ein über ein Proportionalsteuerdruckregelventil erzeugter Steuerdruck angelegt, mittels dem die über die Druckabschneidefunktion definierte Druckobergrenze des im System vorliegenden Systemdrucks betriebszustandsabhängig bzw. anforderungsgemäß veränderbar ist.
In der Praxis werden von der vorbeschriebenen Versteilvorrichtung betätigte und Hydraulikmaschinen umfassende Hydroeinheiten mit mechanischen Getriebeeinrichtungen gekoppelt und bilden so genannte CVT-Getriebe (Conti- nuously-Variable-Transmission) aus, die zunehmend mit mehr als einem Übersetzungsbereich ausgeführt werden. Zwischen den Übersetzungsbereichen, innerhalb welchen die Übersetzung jeweils zwischen einer oberen Übersetzung und einer unteren Übersetzung stufenlos veränderbar ist, wird vorzugsweise in synchronen Betriebszuständen der beteiligten Bereiche der CVT-Getriebe gewechselt.
Die Hydraulikmaschinen werden während der Darstellung der verschiedenen Übersetzungsbereiche mehrfach verwendet und eine erste Hydraulikmaschine wird bei eingelegtem erstem Übersetzungsbereich zunächst als Pumpe und eine zweite Hydraulikmaschine wird als Motor betrieben. Bei einem im CVT-Getriebe eingelegten und sich an den ersten Übersetzungsbereich anschließenden zweiten Übersetzungsbereich wird die erste Hydraulikmaschine als Motor und die zweite Hydraulikmaschine als Pumpe betrieben. Ist in dem CVT-Getriebe zusätzlich ein sich an den zweiten Übersetzungsbereich anschließender dritter Übersetzungsbereich vorgesehen, wird die erste Hydraulikmaschine im dritten Übersetzungsbereich wiederum als Pumpe und die zweite Hydraulikmaschine als Motor betrieben, wie dies während der Darstellung des ersten Übersetzungsbereiches der Fall ist. Weitere Bereiche sind möglich. Verwendung der Hydraulikmaschinen gemäß obiger Beschreibung. Diese Betriebsweise der Hydraulikmaschinen führt während der Darstellung des zweiten Übersetzungsbereiches jedoch dazu, dass ein zum Begrenzen des Drucks im Bereich der Hydraulikmaschinen vorgesehenes Öffnen der Hochdruckregelventileinheit bei der aus dem Stand der Technik bekannten Versteilvorrichtung das Fördervolumen der als Pumpe betriebenen zweiten Hydraulikmaschine vergrößert, anstatt dieses während der Regelung des Drucks im Bereich der Hydraulikmaschinen zu verringern, was jedoch nicht erwünscht ist.
Aus diesem Grund ist die Funktionalität der Hochdruckeinstellung der Hochdruckregelventileinheit bei der vorbeschriebenen Versteilvorrichtung bei einem Übergang vom ersten Übersetzungsbereich in einen zweiten Übersetzungsbereich zu deaktivieren.
Um dennoch unzulässig hohe Systemdrücke im System vermeiden zu können, sind Hochdruckventileinheiten vorgesehen, in deren Bereich während einer Druckbegrenzung jedoch wiederum Leistungsverluste auftreten, die eine unerwünschte Erwärmung des Systems verursachen.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zur Verfügung zu stellen, mittels der eine Hochdruckregelfunktion in allen Bereichen eines CVT-Getriebes ohne nennenswerte Verluste durchführbar ist.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe mit einer Vorrichtung mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.
Bei der erfindungsgemäßen Vorrichtung zum Variieren der Hubvolumina einer ersten Hydraulikmaschine und einer zweiten Hydraulikmaschine, die als Schrägachsen-Kolbenmaschinen ausgebildet sind und deren Hubvolumen jeweils in Abhängigkeit von Schwenkstellungen von über eine doppeltwirkende Kolben-Zylinder-Einrichtung gemeinsam verstellbaren Achsen der Hydraulik- maschinen steht, wobei wenigstens ein Kolben der Kolben-Zylinder-Einrichtung mit den Achsen der Hydraulikmaschinen wirkverbunden ist, der in Abhängigkeit einer fahrerseitigen Leistungsanforderung über eine Positionsregelventileinheit und eine Hochdruckregelventileinheit einer Ventileinrichtung im Bereich von einer einen Kolbenraum begrenzenden Wirkfläche mit zu einem im Bereich der Hydraulikmaschinen vorliegenden hydraulischen Druck korrespondierenden und in eine erste Stellrichtung der Achsen der Hydraulikmaschinen wirkenden Drücken beaufschlagbar ist, und wobei der Druck im Bereich der Hydraulikmaschinen über die Positionsregelventileinheit geregelt einstellbar und über die Hochdruckregelventileinheit der Ventileinrichtung geregelt begrenzbar ist, ist der Kolben über die Ventileinrichtung im Bereich einer einen weiteren Kolbenraum begrenzenden weiteren Wirkfläche mit im Bereich der Hydraulikmaschinen vorliegenden hydraulischen Druck korrespondierenden und in eine zweite Stellrichtung der Achsen der Hydraulikmaschinen wirkenden Drücken beaufschlagbar, wobei die Wirkungsweise der Positionsregelventileinheit im Bereich der Hochdruckregelventileinheit umkehrbar ist.
Der Druck im Bereich der Hydraulikmaschinen ist somit in allen Übersetzungsbereichen in gewünschtem Umfang ohne nennenswerte Verluste über die Ventileinrichtung und nicht im Bereich von Druckbegrenzungsventilen betriebs- zustandsabhängig und anforderungsgemäß begrenzbar. Dies wird dadurch erreicht, dass die im Bereich der Kolben-Zylinder-Einrichtung an den Wirkflächen jeweils angreifenden Drücke, die in die erste Stellrichtung oder in die zweite Stellrichtung der Achsen der Hydraulikmaschinen wirken, über die Ventileinrichtung variierbar sind und die Wirkungsweise der Positionsregelventileinheit im Bereich der Hochdruckregelventileinheit umkehrbar ist.
Eine Hochdruckregelung bzw. eine geregelte Druckabschneidefunktion ist unabhängig von der jeweiligen Betriebsweise der Hydraulikmaschinen, d. h. einem motorischen Betrieb oder einem Pumpenbetrieb, in allen Übersetzungsbereichen eines CVT-Getriebes durchführbar. Bei einer einfach betreibbaren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vorrichtung ist die Hochdruckregelventileinheit im Bereich einer Steuerfläche eines Ventilschiebers mit dem im Bereich der Hydraulikmaschinen vorliegenden Druck beaufschlagbar, der einer an dem Ventilschieber angreifenden Steuerkraft, vorzugsweise einer Federkraft einer Federeinrichtung, entgegenwirkt, wobei der im Bereich der Hydraulikmaschinen vorliegende Druck sich in Abhängigkeit der Steuerkraft einstellt.
Zum Anlegen der Steuerkraft ist bei vorteilhaften Ausführungsformen der erfindungsgemäßen Vorrichtung ein Proportionalmagnet vorgesehen oder die Steuerkraft wird mittels eines an einer weiteren Steuerfläche des Ventilschiebers der Hochdruckregelventileinheit anlegbaren proportionalen Steuerdrucks generiert.
Der Kolbenraum und der weitere Kolbenraum der Kolben-Zylinder- Einrichtung sind bei einer mit geringen Steuer- und Regelzeiten betreibbaren Weiterbildung der erfindungsgemäßen Vorrichtung über die Ventileinrichtung wechselweise mit den Druckseiten der Hydraulikmaschinen oder jeweils einem Bereich in Verbindung bringbar, dessen Druck im Betrieb der Hydraulikmaschinen kleiner ist als im Bereich der Druckseiten der Hydraulikmaschinen. Die geringen Steuer- und Regelzeiten werden dadurch erzielt, dass die einer gewünschten Verstellung des Kolbens entgegenwirkende Druckkraft durch einen kurzfristigen Druckabbau im Bereich einer der Kolbenräume reduziert wird.
Bei einer einfach betreibbaren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vorrichtung sind die Wirkflächen des Kolbens gleich groß.
Eine konstruktiv einfache und kostengünstige Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vorrichtung weist im Bereich der Positionsregelventileinheit einen Proportionalmagnet auf, über den die Positionsregelventileinheit gegen eine Federeinrichtung verstellbar ausgebildet ist. Die Federkraft der Federeinrichtung variiert bei einer mit geringem Steuer- und Regelaufwand betreibbaren Weiterbildung der erfindungsgemäßen Vorrichtung in Abhängigkeit einer mechanischen Kopplung der Federeinrichtung mit dem Kolben der Kolben-Zylinder-Einrichtung.
Konstruktiv einfach ausgebildete sowie kosten- und bauraumgünstige Ausführungsformen der erfindungsgemäßen Vorrichtung weisen eine als 4/2- Wegeventil ausgebildete Positionsregelventileinheit und/oder eine als 4/2- Wegeventil ausgebildete Hochdruckregelventileinheit auf.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vorrichtung sind im Bereich zwischen der Positionsregelventileinheit und den Hydraulikmaschinen Druckbegrenzungsventile vorgesehen, mittels denen ein definiertes Hochdruckniveau einstellbar ist. Damit sind im Bereich der Hydraulikmaschinen unzulässig hohe Druckwerte selbst bei einem Funktionsausfall der Hochdruckregelventileinheit mit geringem konstruktivem Aufwand vermeidbar.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausführungsformen des erfindungsgemäßen Gegenstandes ergeben sich aus den Patentansprüchen und den nachfolgend anhand der Zeichnung beschriebenen Ausführungsbeispielen, wobei in der Beschreibung der verschiedenen Ausführungsbeispielen zugunsten der Übersichtlichkeit für bau- und funktionsgleiche Bauteile dieselben Bezugszeichen verwendet werden.
Sowohl die in den Unteransprüchen angegebenen Merkmale als auch die in den nachfolgenden Ausführungsbeispielen der erfindungsgemäßen Vorrichtung angegebenen Merkmale sind jeweils für sich alleine oder in beliebiger Kombination miteinander geeignet, den erfindungsgemäßen Gegenstand weiterzubilden. Die jeweiligen Merkmalskombinationen stellen hinsichtlich der Weiterbildung des Gegenstandes nach der Erfindung keine Einschränkung dar, sondern weisen im Wesentlichen lediglich beispielhaften Charakter auf. Es zeigt:
Fig. 1 ein vereinfachtes Hydraulikschema eines ersten Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Vorrichtung; und
Fig. 2 eine Fig. 1 entsprechende Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Vorrichtung.
In Fig. 1 ist eine Vorrichtung 1 zum Variieren der Hubvolumina einer ersten Hydraulikmaschine 2 und einer zweiten Hydraulikmaschine 3 gezeigt, die als Schrägachsen-Kolbenmaschinen ausgebildet sind und deren Hubvolumen jeweils in Abhängigkeit von Schwenkstellungen von über eine doppelt wirkende Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 gemeinsam verstellbaren Achsen 5, 6 der Hydraulikmaschinen 2, 3 steht. Ein Kolben 7 der Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 ist über eine Kolbenstange 8 mit den Achsen 5, 6 der Hydraulikmaschinen 2, 3 wirkverbunden.
Die Hydraulikmaschinen 2, 3 stellen eine Hydrostateinrichtung dar, die einen Bereich eines CVT-Getriebes bildet, über die ein Teil eines von einer Antriebsmaschine eines Fahrzeugantriebsstranges anliegenden Drehmomentes hydrostatisch in Richtung eines Abtriebes führbar ist. Die Hydrostateinheit ist als erster Leistungszweig eines CVT-Getriebes üblicherweise mit einer mechanischen Einrichtung gekoppelt, welche einen zweiten Leistungszweig eines CVT-Getriebes ausbildet, über den wiederum der jeweils andere Teil des Drehmomentes der Antriebsmaschine zwischen einem Getriebeeingang und einem Getriebeausgang führbar ist. Die beiden Leistungszweige stehen vorzugsweise über eine Planetengetriebeeinrichtung in Wirkverbindung. Derartige CVT-Getriebe sind vorzugsweise mit mehreren Fahrbereichen für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt ausgeführt, welche jeweils über wenigstens ein abzuschaltendes Schaltelement und wenigstens ein zuzuschaltendes Schaltelement ein- und auslegbar sind und innerhalb welchen eine Übersetzung des CVT- Getriebes durch verändern der Hubvolumina der Hydraulikmaschinen 2, 3 stu- fenlos variierbar ist. Um die Fahrbereichswechsel synchron durchführen zu können, sind die beiden Hydraulikmaschinen 2 und 3 jeweils sowohl als Pumpe als auch als Motor betreibbar.
Nachfolgend wird die Funktion der Vorrichtung 1 in Verbindung mit einem CVT-Getriebe beschrieben, mittels welchem jeweils drei Fahrbereiche für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt darstellbar sind. Weitere Bereiche sind möglich.
Bei im CVT-Getriebe eingelegtem ersten Fahrbereich und gleichzeitig stillstehendem Fahrzeug befindet sich die Vorrichtung 1 in einer so genannten Ruhestellung und die erste Hydraulikmaschine 2 wird als Pumpe betrieben, während sich die zweite Hydraulikmaschine 3 im Motorbetrieb befindet. Das Schluckvolumen der ersten Hydraulikmaschine 2 ist in diesem Betriebszustand minimal und das Fördervolumen der zweiten Hydraulikmaschine 3 ist maximal, wobei die Achsen 5 und 6 der beiden Hydraulikmaschinen 2 und 3 jeweils die in Fig. 1 dargestellte Schwenkposition aufweisen.
Der Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 ist vorliegend eine Ventileinrichtung 9 zugeordnet, die eine Positionsregelventileinheit 10 und eine Hochdruckregelventileinheit 1 1 umfasst. An der Ventileinrichtung 9 liegt sowohl im Bereich der Positionsregelventileinheit 10 als auch im Bereich der Hochdruckregelventileinheit 1 1 jeweils ein im Bereich der Hydraulikmaschinen 2 und 3 wirkender hydraulischer Druck an, der bei entsprechender Betätigung der Ventileinrichtung 9 in einem ersten Kolbenraum 12A und in einem zweiten Kolbenraum 13A der Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 an Wirkflächen 7A und 7B des Kolbens 7 anlegbar ist.
Die Positionsregelventileinheit 10 und die Hochdruckregelventileinheit 1 1 sind vorliegend als 4/2-Wegeventile bzw. 4/2-Regelventile ausgebildet und die Hochdruckregelventileinheit 1 1 ist in Bezug auf die Hydraulikmaschinen 2 und 3 der Positionsregelventileinheit 10 nachgeschaltet und wirkt der Positionsregelventileinheit 10 entgegen. Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Positionsregelventileinheit 10 über einen Proportionalmagneten 12 betätigt, wobei die Ansteuerung der Positionsregelventileinheit 10 auch über ein proportional verstellbares Steuerdruckventil erfolgen kann.
Der Betätigungskraft des Proportionalmagneten 12 wirkt eine Federkraft einer Federeinrichtung 13 entgegen, deren Federkraft in Abhängigkeit einer mechanischen Kopplung der Federeinrichtung 13 mit dem Kolben 7 der Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 variiert. Über die mechanische Kopplung 14 wird die Position des Kolbens 7 der Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 auf die Positionsregelventileinheit 10 zurückgemeldet und die Betätigung der beiden Hydraulikmaschinen 2 und 3 geregelt durchgeführt.
Ist die im Bereich des Proportionalmagneten 12 erzeugte Stellkraft größer als die am Ventilschieber der Positionsregelventileinheit 10 angreifende Federkraft der Federeinrichtung 13, wird der im Bereich der Hydraulikmaschinen 2, 3 vorliegende Druck bzw. Hochdruck in der in Fig. 1 gezeigten Stellung der Hochdruckregelventileinheit 1 1 in den zweiten Kolbenraum 13A der Kolben- Zylinder-Einrichtung 4 geführt, während Hydraulikfluid aus dem ersten Kolbenraum 12A über die Positionsregelventileinheit 10 in einen drucklosen Bereich 15 bzw. einen Tank abgelassen wird.
Dies führt dazu, dass der Kolben 7 ausgehend von der in Fig. 1 dargestellten Position gemeinsam mit der Kolbenstange 8 verschoben wird und das Volumen des ersten Kolbenraumes 12A verkleinert und das Volumen des zweiten Kolbenraumes 13A vergrößert wird. Die Verstellung der Kolbenstange 8 führt dazu, dass das Fördervolumen der als Pumpe betriebenen ersten Hydraulikmaschine 2 vergrößert wird und das Fördervolumen der als Motor betriebenen zweiten Hydraulikmaschine 3 entsprechend verringert wird. Entspricht die im Bereich des Proportionalmagneten 12 erzeugte Kraft der Federkraft der Federeinrichtung 13 ist die Position des Kolbens 7 eingeregelt. Die jeweilige Position der Verstellung der Kolben-Zylinder-Einrichtung 4 bestimmt jeweils das Übersetzungsverhältnis zwischen den Schluckvolumina der jeweils als Pumpe betriebenen Hydraulikmaschine 2 oder 3 und der jeweils als Motor betriebenen Hydraulikmaschine 3 oder 2. Ist die aus den beiden Hydraulikmaschinen 2 und 3 gebildete Hydrostateinrichtung an ein sekundär gekoppeltes Leistungsverzweigungsgetriebe angebaut, wird damit die Fahrgeschwindigkeit eines mit diesem Getriebe ausgeführten Fahrzeuges stufenlos verstellt bzw. geregelt.
Über die der Positionsregelventileinheit 10 nachgeschaltete Hochdruckregelventileinheit 1 1 sind zwei Funktionen darstellbar. Die erste Funktion ist eine so genannte Druckabschneidung, während die zweite Funktion eine stufenlose Hochdruckregelung über den gesamten Betriebsbereich bei entsprechender Ansteuerung der Hochdruckregelventileinheit 1 1 ist. Zur Umsetzung der beiden Funktionen ist die Hochdruckregelventileinheit 1 1 mit zwei Steuerflächen 1 6 und 17 ausgebildet, wobei auf die kleinere Steuerfläche 17 der Hochdruck der Hydraulikmaschinen 2 und 3 wirkt, während an der größeren Steuerfläche 1 6, die vorliegend über ein nicht näher dargestelltes Steuerdruckregelventil proportional ansteuerbar ist, ein Steuerdruck anlegbar ist, der einer Federkraft einer Federeinrichtung 18 der Hochdruckregelventileinheit 1 1 entgegenwirkt.
Alternativ hierzu besteht jedoch auch die Möglichkeit, die Hochdruckregelventileinheit 1 1 über einen in Fig. 2 dargestellten Proportionalmagneten 19 in der nachfolgend näher beschriebenen Art und Weise zu betätigen.
Ziel der Druckabschneidefunktion ist es, dass die Druckbegrenzung nur in Notfällen im Bereich von Hochdruckbegrenzungsventilen 20 und 21 begrenzt wird und Hydraulikfluid im Bereich der Hochdruckbegrenzungsventile 20 und 21 von der Hochdruckseite zur Niederdruckseite abspritzt. Bei einer Druckbegrenzung über die Hochdruckbegrenzungsventile 20 und 21 treten Verlustleistungen auf, die das aus den beiden Hydraulikmaschinen 2 und 3 bestehende Hydrostatgetriebe sehr schnell überhitzen und die einen Kraftstoffverbrauch einer vorzugsweise als Brennkraftmaschine ausgeführten Antriebsmaschine eines mit dem CVT-Getriebe ausgeführten Fahrzeugantriebsstranges unnötig erhöhen.
Die Hochdruckbegrenzungsventile 20 und 21 sind in erster Linie zur Systemabsicherung während hochdynamischer Laständerungen vorgesehen, da diese mit einer kürzeren Ansprechzeit als die Ventileinrichtung 9 bzw. die Hochdruckregelventileinheit 1 1 ausgeführt sind. Damit werden unerwünschte Beschädigungen im hydraulischen System der Vorrichtung 1 vermieden, die durch die Ventileinrichtung 9 alleine aufgrund des langsameren Ansprechverhaltens nicht verhinderbar sind.
Über die Druckabschneidefunktion der Hochdruckregelventileinheit 1 1 soll ein maximaler Hochdruck im Bereich der Hydraulikmaschinen 2 und 3 auf ein geringeres Druckniveau als der Öffnungsdruck der Hochdruckbegrenzungsventile 20, 21 begrenzt werden. Liegt die Ansprechgrenze der Hochdruckbegrenzungsventile 20, 21 beispielsweise bei 500 bar, wird die mit Hochdruck beaufschlagte kleine Steuerfläche 17 vorzugsweise derart ausgelegt, dass die Federeinrichtung 18 der Hochdruckregelventileinheit 1 1 bei etwa 460 bar überdrückt wird und damit das Hydraulikfluid aus dem Kolbenraum 12A oder aus dem Kolbenraum 13A, an welchem jeweils der Hochdruck anliegt, in Richtung des Tanks 15 abgelassen wird.
Ab dem Ansprechzeitpunkt der Hochdruckregelventileinheit 1 1 wird die Abtriebsdrehzahl der jeweils als Motor betriebenen Hydraulikmaschine 2 oder 3 verringert bzw. dessen Schluckvolumen vergrößert. Gleichzeitig wird das Fördervolumen der jeweils als Pumpe betriebenen Hydraulikmaschine 3 oder 2 reduziert und damit die Leistungsaufnahme herabgesetzt. Die Druckabschnei- dung wird über die Vorrichtung 1 über den gesamten Betriebsbereich eines CVT-Getriebes, d. h. über alle Fahrbereiche, zur Verfügung gestellt, womit der Druck im Bereich der Hydraulikmaschinen 2, 3 bzw. im gesamten System auch ohne zusätzliche Ansteuerung der Hochdruckregelventileinheit 1 1 im Bereich der größeren Steuerfläche 1 6 oder ohne Betätigung über den Proportionalmagneten 19 auf den Maximalwert von 460 bar begrenzt wird.
Über den im Bereich der größeren Steuerfläche 1 6 der Hochdruckregelventileinheit 1 1 anlegbaren proportionalen Steuerdruck, der dem an der kleineren Steuerfläche 17 anliegenden Hochdruck der Hydraulikmaschinen 2 und 3 überlagert ist, ist der Öffnungsbeginn der Hochdruckregelventileinheit 1 1 be- triebszustandsabhängig und anforderungsgemäß variierbar und der im System maximal erreichbare Hochdruck geregelt einstellbar. Ziel dieser Hochdruckregelung ist eine stufenlose Hochdruckeinstellung im System, mit der ein Fahrzeug mit einer stufenlosen Zugkrafteinstellung betreibbar ist.
Entspricht das Flächenverhältnis zwischen den Steuerflächen 1 6 und 17 der Hochdruckregelventileinheit 1 1 etwa 100:3,9, entspricht ein Hochdruck von etwa 100 bar in etwa einem Steuerdruck im Bereich der größeren Steuerfläche 1 6 von 3,9 bar. Mit einem maximalen Steuerdruck von 18 bar im Bereich der größeren Steuerfläche 1 6 ist der Hochdruck im System über den gesamten Betriebsbereich der Vorrichtung 1 beeinflussbar, wobei der Maximalwert der Druckabschneidefunktion in drucklosem Zustand der größeren Steuerfläche 1 6 auf 460 bar eingestellt ist. Mit steigendem Steuerdruck im Bereich der größeren Steuerfläche 1 6 reduziert sich der Öffnungsbeginn der Hochdruckregelventileinheit 1 1 , wobei jeweils eine Erhöhung von etwa 3,9 bar des Steuerdruckes eine Reduzierung des Öffnungsbeginns der Hochdruckregelventileinheit 1 1 um ca. 100 bar zur Folge hat.
Sind beide proportionale Funktionen, d. h. die stufenlose Fördermengen und auch die Hochdruckregelung überlagert, ist damit die Leistungsaufnahme der die beiden Hydraulikmaschinen 2 und 3 umfassenden Hydrostateinrichtung einstellbar. Bei entsprechender proportionalmagnetseitiger Betätigung der Positions- regelventileinheit 10 wird in allen Übersetzungsbereichen des CVT-Getriebes jeweils die Fördermenge der als Pumpe betriebenen Hydraulikmaschine 2 oder 3 vergrößert. Wird die Hochdruckregelventileinheit 1 1 durch entsprechend hohe Steuerdrücke im Bereich der Steuerfläche 17 und der Steuerfläche 1 6 betätigt, d. h. der Ventilschieber der Hochdruckregelventileinheit 1 1 wirkt entgegen der Federkraft der Federeinrichtung 18 aus der in Fig. 1 und Fig. 2 dargestellten Position in Richtung seiner zweiten Endposition verstellt, verringert sich das Fördervolumen der als Pumpe betriebenen Hydraulikmaschine 2 oder 3. Aufgrund der kreuzenden Wirkungsweise der beiden Regelventile bzw. der Pum- penregelventileinheit 10 und der Hochdruckregelventileinheit 1 1 ist die Lage- und Druckregelung in allen Übersetzungsbereichen eines CVT-Getriebes ohne Einschränkung bei gleichzeitig geringen Verlusten durchführbar.
Bezuqszeichen
Vorrichtung
erste Hydraulikmaschine
zweite Hydraulikmaschine
Kolben-Zylinder-Einrichtung
, 6 Achse
Kolben
A Wirkfläche
B weitere Wirkfläche
Kolbenstange
Ventileinrichtung
0 Positionsregelventileinheit
1 Hochdruckregelventileinheit
2 Proportionalmagnet
2A erster Kolbenraum der Kolben-Zylinder-Einrichtung3 Federeinrichtung
3A zweiter Kolbenraum der Kolben-Zylinder-Einrichtung4 mechanische Kopplung
5 druckloser Bereich, Tank
6 größere Steuerfläche
7 kleinere Steuerfläche
8 Federeinrichtung
9 Proportionalmagnet
0, 21 Hochdruckbegrenzungsventil

Claims

Patentansprüche
1 . Vorrichtung (1 ) zum Variieren der Hubvolumina einer ersten Hydraulikmaschine (2) und einer zweiten Hydraulikmaschine (3), die als Schrägachsen-Kolbenmaschinen ausgebildet sind und deren Hubvolumen jeweils in Abhängigkeit von Schwenkstellungen von über eine doppeltwirkende Kolben- Zylinder-Einrichtung (4) gemeinsam verstellbaren Achsen (5, 6) der Hydraulikmaschinen (2, 3) steht, wobei wenigstens ein Kolben (7) der Kolben-Zylinder- Einrichtung (4) mit den Achsen (5, 6) der Hydraulikmaschinen (2, 3) wirkverbunden ist, der in Abhängigkeit einer fahrerseitigen Leistungsanforderung über eine Positionsregelventileinheit (10) und eine Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) einer Ventileinrichtung (9) im Bereich von einer einen Kolbenraum (12A) begrenzenden Wirkfläche (7A) mit zu einem im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) vorliegenden hydraulischen Druck korrespondierenden und in eine erste Stellrichtung der Achsen (5, 6) der Hydraulikmaschinen (2, 3) wirkenden Drücken beaufschlagbar ist, und wobei der Druck im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) über die Positionsregelventileinheit (10) geregelt einstellbar und über die Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) der Ventileinrichtung (9) geregelt begrenzbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (7) über die Ventileinrichtung (9) im Bereich einer einen weiteren Kolbenraum (13A) begrenzenden weiteren Wirkfläche (7B) mit im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) vorliegenden hydraulischen Druck korrespondierenden und in eine zweite Stellrichtung der Achsen (5, 6) der Hydraulikmaschinen (2, 3) wirkenden Drücken beaufschlagbar ist, wobei die Wirkungsweise der Positionsregelventileinheit (10) im Bereich der Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) umkehrbar ist.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) im Bereich einer Steuerfläche (17) eines Ventilschiebers mit dem im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) vorliegenden Druck beaufschlagbar ist, der einer an dem Ventilschieber angreifenden Steuerkraft, vorzugsweise einer Federkraft einer Federeinrichtung (13), entgegen- wirkt, wobei der im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) vorliegende Druck sich in Abhängigkeit der Steuerkraft einstellt.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) vorliegende Druck mittels einer an der Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) anlegbaren weiteren Steuerkraft variierbar ist, der an dem Ventilschieber der Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) angreifenden Federkraft entgegenwirkt.
4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die weitere Steuerkraft mittels eines Proportionalmagneten (19) zur Verfügung stellbar ist.
5. Vorrichtung nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass die weitere Steuerkraft mittels eines an einer weiteren Steuerfläche (1 6) des Ventilschiebers der Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) anlegbaren proportionalen Steuerdruckes generierbar ist.
6. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolbenraum (12A) und der weitere Kolbenraum (13A) der Kolben- Zylinder-Einrichtung (4) über die Ventileinrichtung (9) wechselweise mit den Druckseiten der Hydraulikmaschinen (2, 3) oder einem Bereich (15) in Verbindung bringbar sind, dessen Druck im Betrieb der Hydraulikmaschinen (2, 3) kleiner ist als im Bereich der Druckseiten der Hydraulikmaschinen (2, 3).
7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Wirkflächen (7A, 7B) des Kolbens (7) gleich groß sind.
8. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Positionsregelventileinheit (10) über einen Proportionalmagnet (12) gegen eine Federeinrichtung (13) verstellbar ausgebildet ist.
9. Vorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Federkraft der Federeinrichtung (13) der Positionsregelventileinheit (10) in Abhängigkeit einer mechanischen Kopplung (14) der Federeinrichtung (13) mit dem Kolben (7) der Kolben-Zylinder-Einrichtung (4) variiert.
10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Positionsregelventileinheit (10) als 4/2-Wegeventil ausgebildet ist.
1 1 . Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) der Ventileinrichtung (9) zwischen der Positionsregelventileinheit (10) und den Kolbenräumen (12A, 13A) der Kolben-Zylinder-Einrichtung (4) angeordnet ist.
12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Hochdruckregelventileinheit (1 1 ) als 4/2-Wegeventil ausgebildet ist.
13. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass im Bereich zwischen der Positionsregelventileinnchtung (10) und den Hydraulikmaschinen (2, 3) Druckbegrenzungsventile (20, 21 ) vorgesehen sind, mittels denen ein definiertes Hochdruckniveau im Bereich der Hydraulikmaschinen (2, 3) einstellbar ist.
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