EP2542779A1 - Regelungsvorrichtung und verfahren zur regelung eines drehmoments einer triebwelle einer hydrostatischen maschine - Google Patents

Regelungsvorrichtung und verfahren zur regelung eines drehmoments einer triebwelle einer hydrostatischen maschine

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EP2542779A1
EP2542779A1 EP11703821A EP11703821A EP2542779A1 EP 2542779 A1 EP2542779 A1 EP 2542779A1 EP 11703821 A EP11703821 A EP 11703821A EP 11703821 A EP11703821 A EP 11703821A EP 2542779 A1 EP2542779 A1 EP 2542779A1
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EP
European Patent Office
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control
pressure
force
torque
valve
Prior art date
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EP11703821A
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English (en)
French (fr)
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EP2542779B1 (de
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Michael Brand
Karl-Heinz Vogl
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
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Application granted granted Critical
Publication of EP2542779B1 publication Critical patent/EP2542779B1/de
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/26—Control
    • F04B1/30—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks
    • F04B1/32—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B1/328—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block by changing the inclination of the axis of the cylinder barrel relative to the swash plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/12—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00 by varying the length of stroke of the working members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2201/00—Pump parameters
    • F04B2201/12—Parameters of driving or driven means
    • F04B2201/1202—Torque on the axis

Definitions

  • the invention relates to a control device and a method for controlling a torque of a drive shaft of a hydrostatic machine.
  • a variable in its stroke volume hydrostatic machine is arranged in an open circuit.
  • the hydrostatic machine can be driven in pump mode via a drive shaft
  • Hydraulic fluid from a tank or a
  • the hydrostatic machine is operated with pressure medium from the high-pressure accumulator as a motor and the
  • the delivery or displacement volume of the hydrostatic machine should always be adjusted so that given a pressure of the high-pressure accumulator, a predeterminable braking or acceleration torque is present on the drive shaft of the hydrostatic machine.
  • Torque of the shaft of the hydrostatic machine the high pressure of the high pressure accumulator is detected by a sensor and given to a control device.
  • Control device calculated from a requested
  • hydrostatic machine is adjusted by means of a control piston of a control device.
  • the volume flows in and out of the actuator are on a
  • Control valve set The control valve is this, so controlled by a control signal that at the hydrostatic machine sets the calculated delivery volume.
  • a control signal that at the hydrostatic machine sets the calculated delivery volume.
  • the object of the invention is to eliminate the disadvantages of the prior art.
  • it is an object of the invention, a control method and a
  • control device for controlling the present at the drive shaft of the hydrostatic machine torque that do not require the operation of a high pressure sensor and / or their functionality even in case of failure
  • monitoring high-pressure sensor is further ensured.
  • the method according to the invention regulates the torque of a drive shaft of a hydrostatic machine.
  • Hydrostatic machine has an adjusting device for adjusting the stroke volume of the hydrostatic machine.
  • the method comprises the following steps: First, a setpoint torque is specified and a set stroke volume of the hydrostatic machine is detected. to
  • Control of the torque of the drive shaft is a
  • volume flow in or out of the actuator by means regulated by a control valve.
  • the volume flow is based on a force difference between a
  • Control force and an opposite to the control force acting on the control valve acting force regulated.
  • the acting force is generated by the pressure applied to the high pressure side of the hydrostatic machine high pressure and counteracts the control force.
  • the size of the control force is set as a function of the detected stroke volume and the predetermined and detected setpoint torque.
  • control device is a control device.
  • the control device has a control valve for controlling a volume flow in or out of the
  • Adjusting device e.g. a control pressure chamber of
  • Actuator for adjusting the stroke volume.
  • control device has a
  • a target torque setting device for setting a target torque and a Hubvolumener upsetsvorraum for detecting a set stroke volume
  • the volume flow through the control valve is adjustable with respect to the direction and preferably also the height on the basis of a force difference between a control force and a force acting in the opposite direction to the control valve force.
  • a control surface of one side of the control valve is for
  • the control device further has a control device which is suitable for specifying the magnitude of the control force as a function of the detected stroke volume and the predetermined setpoint torque.
  • An advantage of the solution according to the invention is that the stroke volume of the hydrostatic machine automatically to the High pressure, which drives the hydrostatic machine or against which promotes the hydrostatic machine, is adjusted so that the target torque of the drive shaft of the hydrostatic machine remains virtually unchanged.
  • Control force will automatically adjust the stroke volume to the
  • preset setpoint torque is set by feedback of the currently set stroke volume of the hydrostatic machine.
  • the pressure of the high pressure side goes through the direct admission of the control valve in the
  • Control without having to measure the high pressure by vulnerable sensors.
  • the target torque is given and the set stroke volume as a control variable easy to capture.
  • such a control has the advantage that e.g. existing, pressure-controlled pumps by the control of the invention for torque control can be used.
  • control force e.g. a spring force acting in the same direction with the control force on the control valve to simultaneously ensure a defined rest position of the control valve.
  • the control force then consists of an adjustable component and a fixed
  • Control force is generated by the setting of an opening pressure of a pressure relief valve.
  • predetermined target torque generated to the detected displacement By such a ratio of given Target torque and the detected stroke volume a negative feedback of desired torque to displacement is achieved. Thereby, when the desired torque is changed, and thus when the control force is changed, it is achieved that the control force is adjusted in the opposite direction as a result of the resulting change in the stroke volume and the feedback of this stroke volume.
  • the first mode of operation could be, for example, the pump mode and the second mode of operation could be the motor mode of the hydrostatic machine.
  • an adjustable component of the control force for example the hydraulic component of the control force, in a first operating mode proportional to the ratio of the predefined setpoint torque to the detected stroke volume.
  • control device is suitable for specifying the control force in a first operating mode proportional to the ratio of the preset setpoint torque to the detected displacement. So will at one
  • Component of the control force in turn has two shares in a second mode of operation.
  • the first share is indirectly proportional to the absolute amount of the
  • Ratio of preset target torque to the recorded stroke volume depends on the difference between the setpoint torque and the actual torque of the drive shaft.
  • the second portion is direct
  • Control device is suitable, the control force
  • Zero-stroke volume (defined here as the neutral position of the hydrostatic machine) towards a maximum
  • hydrostatic machine for a given displacement and setpoint torque in engine operation is controlled only by the second, superimposed share on the exact adjusted stroke volume value of the hydrostatic motor.
  • hydrostatic machine prevailing high pressure is determined. It is also advantageous to estimate the high pressure based on the control force or the adjustable component of the control force, for example, a hydraulic control pressure of the control force.
  • the control device is suitable for the actual torque and the high pressure
  • the actual torque can be calculated by the set stroke volume and the prevailing high pressure. Instead of the high pressure directly to
  • control pressure which counteracts the high pressure on the control valve.
  • the control pressure is directly proportional to that
  • High pressure as the control signal always following the high pressure is regulated.
  • the high pressure is estimated with a filtered control pressure.
  • the control device is suitable, the
  • control device is suitable for monitoring the control force or the control pressure of the hydraulic part of the control force on the basis of a high pressure measured with a pressure sensor.
  • Attack direction of the control force and the opposing force on the control valve is reversed.
  • this may e.g. be achieved by a shuttle valve.
  • By such a reversal of the control direction in the second operating mode i.
  • the engine operation of the hydrostatic machine can be the same in both operating modes
  • Control system can be used for the control signal.
  • the control signal and thus the predetermined control force is always direct
  • control valve has a first connection connected to a high-pressure side of the hydrostatic machine, a second connection connected to a low-pressure accumulator or tank, and a third having a control pressure chamber
  • the Control valve is preferably continuously between a first, the first port connecting to the third port position and a second, the second
  • Control surface of the control valve is connected to a control pressure line and this component of the control force on the control pressure by the control device is adjustable.
  • Control pressure line for adjusting the control pressure is connected to a pressure relief valve whose
  • Opening pressure is adjustable by the control device. It is particularly easy and failsafe that
  • Control force at least partially, for example, in addition to the additional component of a spring force through which
  • control pressure line is connected via a throttle directly to the high pressure side of the hydrostatic machine.
  • a control valve having a first and a second control surface and a shuttle valve, wherein in a first position of the shuttle valve, the first control surface of the control valve with the high pressure side of the hydrostatic machine and the second,
  • control valve opposite acting control surface of the control valve is connected to the control pressure line.
  • second control surface of the control valve is connected to the high pressure side of
  • control device is suitable for
  • Control algorithm can be maintained for the control force in the second operating mode as well as in the first operating mode. As described above in connection with the first mode of operation, is the predefined
  • the control device is also for
  • Power controller which adapt the torque of the drive shaft of a hydrostatic machine to the load pressure, advantageous.
  • Fig. 1 is a schematic representation
  • Fig. 2 is a simplified sectional view of the
  • Fig. 3 is a block diagram of the control device of
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the generation of a control pressure generation signal
  • Fig. 5A is a time chart of the target and actual torque of the drive shaft of the hydrostatic machine, which is controlled by the control method according to the invention
  • FIG. 5B shows an associated time profile of the high pressure and the control pressure of a control valve
  • Fig. 5C also a corresponding time course of the
  • FIG. 6 shows a process flow diagram of the method according to the invention for controlling the torque of the shaft of the hydrostatic machine.
  • Fig. 1 shows a regenerative drive system 1 according to a first embodiment.
  • Drive system 1 has an axial piston machine 5, a high-pressure accumulator 3 and an inventive
  • Control device for controlling a torque of a drive shaft 4 of an axial piston machine 5.
  • the axial piston machine 5 is in an open circuit on a low pressure side via a first working line 6 with a tank volume 7 or alternatively with a
  • the axial piston machine 5 is connectable to the high-pressure accumulator 3 on the high-pressure side via a second working line 8. This arrangement ensures that the second
  • Working line 8 Always high-pressure in operation and the first working line 6 Always low-pressure in operation.
  • Axial piston machine unit 2 has the adjustable Axial piston machine 5 as one in its stroke volume
  • Adjusting device for adjusting the pivot angle of the axial piston machine 5 has in the first embodiment, two adjusting pistons 9 and 10, each in an actuating cylinder 11 and 12 in
  • Fig. 2 shows in the illustrated step, only the second actuating piston 10 and the second actuating cylinder 12.
  • the two adjusting pistons 9 and 10 are connected to the in the
  • the axial piston machine 5 is of hers
  • the swash plate 13 is adjustable from a minimum swivel angle of -18 ° to an absolute maximum same swivel angle of + 18 ° seen.
  • Axial piston machine 5 has no stable zero position and is held by the spring force of a spring 17 in a pressureless state at maximum positive pivoting angle.
  • the first actuating piston 9 and the first actuating cylinder 11 form a first actuating pressure chamber 14 and the second
  • Control piston 10 and the second actuating cylinder 12 form a second actuating pressure chamber 15.
  • an adjusting device with only one actuating piston, which limits two actuating pressure chambers in one actuating cylinder, could be used.
  • the actuator could so
  • the first and second control pressure chambers 14 and 15 of the first embodiment are each acted upon by a first and second control pressure line 23, 16 with a pressure.
  • the second adjusting pressure chamber 15 is permanently connected via the second actuating pressure line 16 to the second working line 8. Therefore, in the second actuating pressure chamber 15 during operation of the axial piston machine 5, the pressure of the high pressure side acts.
  • the second actuating piston 10 is acted upon in addition to a hydraulic force caused by the pressure in the second actuating chamber 15 by the rectified force of the spring 17.
  • the axial piston machine unit 2 is provided with a
  • Valve block 18 of the control device according to the invention connected.
  • the valve block 18 has a control valve 19 for controlling the volume flow in and out of the first
  • the control valve 19 is a 3/2-way valve. A first connection of the control valve 19 is connected via a first supply line 20 with a
  • High pressure line 21 is connected, which is connected to the high pressure leading second working line 8.
  • the first connection of the control valve 19 is thus with the high pressure side of the axial piston machine 5 and with the High-pressure accumulator 3 connected.
  • the second connection of the control valve 19 is connected via a tank line 22 with the
  • Tank volume 7 of the axial piston machine unit 2 connected.
  • the third connection of the control valve 19 is connected via the first control pressure line 23 via a first throttle 24 to the first control pressure chamber 14.
  • Throttle 24 limits the possible volume flow and thus the adjustment speed.
  • a control valve piston of the control valve 19 can be brought into two end positions.
  • the control valve 19 is continuously adjustable from the first end position to a second end position of the control piston. In the first end position, the first port is the third port of the
  • Control valve 19 connected. In this position, the first actuating pressure chamber 14 is connected to the high-pressure leading first working line 8. In the second position, the second port is the third port
  • Control valve 19 acts on a first hydraulic force and the second control surface of the control piston in
  • a second hydraulic force as the first adjustable component of the control force.
  • the first control surface is connected via a second supply line 29 to the high-pressure line 21, so that there always the high pressure of the second working line 8 acts.
  • Control valve 19 acts on the force of a spring 25 adjustable in its bias of the control valve 19 plus the second hydraulic force as adjustable component.
  • the second hydraulic force plus the spring force form the force acting on the second control surface of the control valve piston
  • control valve 19 goes to the second position.
  • the transmitted volume flow at given pressure conditions at the ports in the first and second position depends on the force difference between the first hydraulic force and the
  • a third supply line 26 connects to generate the second hydraulic force, the second control surface of the control valve piston of the control valve 19 with a
  • Control pressure line 27 The control pressure line 27 is connected via a second throttle 28 to the high pressure line 21st
  • the first and the second supply line 20 and 29 are connected upstream of the second throttle 28 with the high-pressure line 21.
  • control pressure line 27 is a
  • Pressure relief valve 30 is arranged. On a
  • Control surface of the pressure relief valve 30 acts a dependent of the control pressure as a first component of the control force third hydraulic force.
  • the force of an adjustable in its bias spring 31 of the pressure relief valve 30 acts in the closing direction.
  • Pressure relief valve 30 set opening pressure, so opens the pressure relief valve 30. So is the
  • Control pressure in the control pressure line 27 upstream of the pressure relief valve 30 depending on the set opening pressure of the pressure relief valve 30 is set.
  • This opening pressure is predetermined by the bias of the spring 31 of the pressure relief valve 30 and the opposing force of an electromagnet 32.
  • the opening pressure and thus the set control pressure in the control pressure line 27 can be reduced by increasing the energization of the electromagnet 32.
  • Control valve 19 is connected via a connecting line 33 to the tank line 22.
  • the connecting line 33 has a third throttle 34.
  • a check valve 35 for separating the high-pressure accumulator 3 from the high-pressure line 21, the second setting pressure chamber 15 and the axial piston machine 5 is arranged to prevent leakage.
  • Shut-off valve 35 is for this purpose by energizing or non-energizing another solenoid 36 of the
  • Lock valve 35 to open or close.
  • the regenerative drive system 1 a further pressure relief valve 37, a Nachsaugventil 38 and a storage discharge valve 39.
  • the further pressure relief valve 37 a further pressure relief valve 37, a Nachsaugventil 38 and a storage discharge valve 39.
  • Pressure limiting valve 37 opens when exceeding a maximum allowable pressure through the high pressure in the second working line 8 to the tank volume 7 out.
  • About the suction valve 38 is in the case of an empty
  • the storage discharge valve 39 empties the high-pressure accumulator 3 as a result of an electrical discharge signal.
  • the control device further includes
  • Electromagnet 36 of the check valve 35 and a third control connection 43 is connected to the storage discharge valve 39. Furthermore, the control unit 40 via a fourth control connection 44 with a
  • Target torque setting device 45 for example, connected to an accelerator pedal or a drive lever.
  • the Sollcardmomentvorgabevorides 45 gives that at the
  • Drive shaft 4 to be set torque as an electrical signal to the control unit 40.
  • the torque to be set on the drive shaft 4 is also referred to below as the desired torque.
  • the controller 40 is connected via a fifth control link 46 to a swing angle detector as a stroke volume detecting device.
  • Swivel angle detector detects the set
  • Axial piston machine 5 and outputs this as an electrical signal to the controller 40th
  • the swivel angle detector is shown in Fig. 2 and designated there by "47.”
  • the set swivel angle a is tapped on the second actuating piston 10 in the illustrated embodiment
  • Control piston 10 a sensor element 48 of the
  • Pivoting angle detector 47 mounted, which moves with the second actuating piston 10 in the longitudinal direction thereof. In the range of motion of the sensor element 48 is a
  • Position detecting device 49 fixedly attached to the housing of the axial piston machine unit 2.
  • Position detecting device 49 detects contactless the position of the sensor element 48 and thus the position of the second element connected to the sensor element 48
  • the position detection device 49 converts the detected position of the second control piston 10 in a set the pivot angle a of
  • FIG. 3 shows a block diagram of the control 50 of the control device according to the invention.
  • the controller 50 has the swing angle detector 47, the
  • the controller 40 includes a
  • Operation mode detector 51 determines whether the
  • Operating mode is located. This may be in the first one
  • Embodiment for example, be determined from the sign of the swivel angle a or if the
  • Swivel angle a to zero is the sign of the setpoint torque T to be set.
  • Operating mode detector 51 is suitable to receive via the input 54 of the control unit 40, the pivot angle a and the input 55, a signal representing the target torque T signal.
  • the operation mode detector 51 is connected to both control pressure command sections 52 and 53 and to a check valve control 62.
  • Operation mode detector 51 is adapted to the target torque T and the pivot angle a to the first
  • Axial piston machine 5 is in pumping operation or to give the second control pressure specification section 53 when the axial piston machine 5 is in engine operation.
  • the operation mode detector 51 is adapted to notify the particular operation mode of the check valve controller 62, i. to drive the electromagnet 36.
  • the first or second control pressure setting section 52 and 53 calculates a control pressure and converts the calculated control pressure into a control pressure signal including the control pressure signal
  • the control pressure signal is applied to the output 56 of the controller 40 from either the first or the second control pressure setting section 52 or 53 and applied to the solenoid 32 via the first control connection 41.
  • the control pressure signal (or the calculated, underlying control pressure) takes into account the proportion of the spring 25 to the control force. For simplicity, the force of the spring 25 is neglected below and only the adjustable component of the control force, so considered the control pressure.
  • the first control pressure setting section 52 is at
  • Operating mode detector 51 is active and calculates a
  • Control pressure p which is directly proportional to the ratio of target torque T to pivot angle a.
  • Control pressure p of the first control pressure setting section 52 is calculated to be
  • the second control pressure specification step 53 is active in the second operating mode and described in more detail in FIG. 4.
  • the output control signal is calculated from a first pressure component p x and a second pressure component p 2 .
  • the first component p i is directly proportional to the absolute value of the ratio of the swivel angle a to the desired torque T. Should the moment T of the drive shaft be negative for the motor operation and positive for the pump operation, then the absolute value is also unnecessary, since in motor operation the tilt angle
  • the first component p x is in a Vorsignalregelung 57 to
  • K 2 is a second constant.
  • the second component p 2 regulates the first component.
  • a difference between the setpoint torque T and the actual torque 7 to is determined in a differential element 58, amplified in an amplifier 59 and added to the first component p x .
  • control pressure p Since the control pressure p deviates from the high pressure briefly in the event of a rapid change in the setpoint torque T, the control pressure p in the correction device 61 undergoes filtering or smoothing before processing in the actual torque estimation 60.
  • Correction device 61 may further or alternatively include logic used in borderline cases, e.g. when the actuator is at the stop, the control pressure p is correctly evaluated.
  • the first component p of the control pressure p can also be controlled by more complex regulators, e.g. a PI controller, be readjusted.
  • the control unit 40 also has the
  • Lock valve control 62 which in the operation of the
  • Block valve 35 energized via the second control connection 42 to the high-pressure accumulator 3 with the second
  • Lock valve control 62 suitable to close the check valve 35 when the operation mode detector 51 detects neither a pump nor a motor operation and the
  • Axial piston machine 5 is set to zero displacement.
  • the controller 40 also includes a
  • Emptying signal generator 63 for example, in the maintenance or repair case via the third control connection 43 can give a signal to the storage discharge valve 39 to empty the high-pressure accumulator 3.
  • FIGS. 5A, 5B and 5C show an exemplary time course of essential quantities of FIG Control method of the regenerative drive system 1.
  • Fig. 5A shows the time course of the target torque T as a solid curve as given for example by a driver and the actual torque T bl as a dashed curve.
  • Fig. 5B shows the pressure-time diagram of the control pressure p as a solid line and the high pressure in the high-pressure accumulator 3 and at
  • Working pressure line 8 as a dashed line. 5C shows the time course of the set and detected pivot angle a of the axial piston machine 5.
  • the inventive method is based on the exemplary time course shown in FIG. 5 in connection with the method steps for regulating the torque on the drive shaft 4 of the axial piston machine 5 of FIG
  • the axial piston machine 5 is set to the pivoting angle 0 °. This is realized, for example, by closing the check valve 35 and controlling the actuator by a state machine not shown in FIG. Since the check valve 35 is closed, there is no high pressure in the second working line 8.
  • the high-pressure accumulator 3, however, is biased for example to 100 bar.
  • the target torque setting device 45 outputs, in a first step Sl, a brake torque of the drive shaft 4, i. a positive setpoint torque.
  • step S2 the standing at about 0 ° swivel angle of
  • Operating mode detector 51 detects in a third
  • Step S3 the operation mode. Since the swivel angle is almost 0 °, the operating mode of the
  • the axial piston machine 5 is to be operated in pumping mode, ie in the first operating mode.
  • the check valve 35 is energized to connect the high-pressure accumulator 3 now with the second working line 8 when a pump or engine operation is detected. Otherwise, in an idle state, when the axial piston machine 5 is at zero stroke volume or should be adjusted, the energization of the electromagnet 36 of the check valve 35 is interrupted.
  • the operation mode detector 51 outputs the target torque T and the pivot angle a to the first control pressure setting section 52 when the
  • Operation mode detector 51 the first operating mode
  • the first control pressure setting section 52 sets a control pressure p in a step S5, which is proportional to the ratio of the target torque T and the swing angle ⁇ .
  • the control pressure p is initially almost infinitely large due to the finite setpoint torque and almost vanishing pivot angle a in the denominator.
  • the control pressure p is therefore limited and set to a predefined maximum value.
  • the calculated control pressure p is converted into a control pressure signal and given to the output 56 of the controller 40.
  • step S7 the control pressure signal via the first control connection 41 to the electromagnet 32 of the
  • Opening pressure of the pressure limiting valve 30 is set to the calculated maximum control pressure.
  • step S8 the volume flow into or out of the first control pressure chamber 14 the pressure conditions and thus the force difference on both sides of
  • Control valve piston of the control valve 19 adapted. By the opening of the check valve 35 is located on the first side of the control valve piston of the high pressure of
  • Opening pressure of the pressure limiting valve 30 is a maximum control pressure on the second side of the
  • Actuator 11 is pressed and the axial piston machine 5 is adjusted in the direction of larger positive pivot angle, i. in the direction of larger production volume.
  • control steps S1 to S5 or S6 are repeated as long as the control is in operation.
  • a loop duration is much shorter than the adjustment of the
  • Axial piston machine 5 e.g. 100 milliseconds and the
  • the loop duration is an order of magnitude below the adjustment time of the
  • Adjusting pressure chamber 14 adapted to the high pressure and the control pressure.
  • Control pressure p is readjusted to the high pressure, so that there is a balance between the first hydraulic force and the control force.
  • the predetermined setpoint torque T is steadily raised, so that the control pressure p remains greater than the high pressure.
  • the setpoint torque T is set constant with about 120 Nm until time t ⁇ .
  • the high pressure continues to increase during pumping. Due to the increasing high pressure in the high pressure line 21, the control valve 19 is moved in the direction of the first position and by a pressure medium flow into the first control pressure chamber 14 into the pivot angle a is reduced. Due to the constant adaptation of the pivot angle a to the increasing high pressure and the feedback of the changed pivot angle a, this steadily decreases.
  • the control pressure p increases due to the further increasing setpoint torque T on.
  • Control valve 19 moves in the direction of the second position and the first actuating pressure chamber 14 with the tank. 7
  • the setpoint torque T is kept constant at about 330 Nm until the time ⁇ ⁇ .
  • Control pressure p stabilizes at about 280 bar and the high pressure continues to rise until time t 6 until it reaches the control pressure p.
  • the high pressure acting in the high pressure line 21 presses the control valve 19 in the direction of the first position and causes a volume flow in the first control pressure chamber. 1
  • the swivel angle a is smaller, whereby the regulated in dependence of the swivel angle a control pressure p increases again and so the
  • the control pressure p is controlled below the high pressure.
  • the high pressure reaches the opening pressure of the pressure limiting valve 37, which is why the high pressure does not rise further despite the further pumping operation.
  • the target torque is reduced more slowly.
  • the swivel angle a also slows down to 0 °.
  • the setpoint torque T reaches a minimum setpoint torque, below which no control of the torque of the drive shaft 4 takes place any more and the setpoint torque T is suddenly increased to zero.
  • T are very small tilt angle a at the
  • Axial piston machine 5 and small pivot angle a lead by the inverse relationship to very large control pressures. Therefore, the regulation for small target torques would tend to oscillate.
  • the control is to absolute target torques T greater than one to limiting the minimum nominal torque.
  • Such a minimum nominal torque could also be used to detect a rest position of the axial piston machine 5. At the time t 10 , the rest position is detected and the check valve 35 is closed. The swivel angle a is held at 0 ° by a state machine.
  • Steps Sl to S4 the swivel angle a are detected, the setpoint torque is read in, the operating mode is established and the check valve 35 is opened.
  • step S6 the second control pressure generation 53 calculates the control pressure p and outputs a control pressure p adjusting signal to the electromagnet 32 of the pressure relief valve 30.
  • the predetermined acceleration torque results in the first portion p x of the control pressure to zero, since the pivot angle a is still is at zero and a second portion of the control pressure greater than zero, since the actual torque is still at zero and a target torque is less than zero specified. This reduces the
  • Control pressure p and the axial piston machine 5 is in
  • the target torque T is set constant until about the time t 13 at about -150 Nm. Due to the slowly falling high pressure, the control valve 19 is displaced in the direction of the second position and the first actuating pressure chamber 14 is connected to the tank 7. Thereupon, the swivel angle a changes in the direction of a smaller absorption volume, although the swivel angle a would have to be adjusted in the direction of the maximum absorption volume. By the readjustment of the control pressure p over the second portion p 2 , this is corrected and the pivot angle a in
  • control pressure p is reduced, so that the control pressure p is set below the high pressure.
  • the deviation between the control pressure p and the high pressure is greater in engine operation than in
  • Torque T increases again and the proportion p of the control cam and thus the control pressure p decreases.
  • the available high pressure is no longer sufficient to apply the target torque T and the
  • the swivel angle a not fast enough to maximum displacement.
  • the amount of the swivel angle a is increased until the axial piston machine 5 reaches the stop at maximum absorption volume at the time t 15 .
  • the amount of the actual torque T bl drops and the control pressure p drops rapidly due to the large difference between the setpoint torque and the actual torque.
  • the target torque T is slowly back to zero
  • Pivoting angle a kept at 0 °.
  • the axial piston machine 5 pivots via the spring force 17 via neutral into pumping operation.
  • the then rebuilt pressure allows the use of the state machine.
  • the invention is not limited to that described
  • the first and the second operating mode could alternatively also by the
  • inventive method and the control device according to the invention are not limited to the
  • Torque is to be specified according to the invention.
  • the invention is also applicable to power regulators, which are torque regulators per se, when a torque is to be specified.
  • power regulators which are torque regulators per se, when a torque is to be specified.
  • Pressure in the high-pressure accumulator can then occur the pressure caused by a hydraulic resistance, such as the load pressure in a load moved by a hydraulic cylinder or by a connected one
  • Pressure relief valve specific pressure Furthermore, it is also possible to control hydrostatic machines whose high pressure side changes. Here only has to change the respective high pressure working line with a
  • Control surface of the control valve 19 are connected.
  • the first operating mode could also include the motor operation in the reverse direction of the shaft 4, if the hydrostatic machine, for example, in a
  • Switching between the working lines could be done through a shuttle valve, which automatically opens a
  • the second mode of operation could also be the Pumping operation in the reverse direction of the drive shaft 4 include.
  • Such an embodiment would suggest that
  • the invention finds in a start / stop automatic a particularly advantageous application.
  • regenerative drive system 1 is given a starting torque to the control device according to the invention and the setting angle of the axial piston machine 5 is automatically set to the correct position for generating the
  • a fan could be driven by an inventively controlled hydraulic motor, which is supplied from a pressure line with pressure medium.
  • the pressure line is supplied by a constant motor and so a certain pressure, which can vary, maintained.
  • Pressure line could still be connected to a hydraulic accumulator.
  • the invention is applicable to all hydrostatic machines.
  • the control of the control pressure can at each rest position of the actuator in the unpressurized state, such as a central rest position at a
  • the occurrence of the disturbance variable can also be further processed and transmitted at an early point in time as information for a diesel engine as the drive motor of the regenerative drive system 1. This can happen, for example, via a bus connection.
  • the diesel drive can adjust to the disturbance and it does not have the dead time to the occurrence of a
  • a disturbance is, for example, a change in the

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Regelung eines Drehmoments einer Triebwelle (4) einer hydrostatischen Maschine (5). Die hydrostatische Maschine (5) weist eine Stellvorrichtung zur Einstellung des Hubvolumens der hydrostatischen Maschine (5) auf. Das Verfahren weist folgende Schritte auf : Ein Soll -Drehmoment wird vorgegeben und ein eingestelltes Hubvolumen der hydrostatischen Maschine (5) erfasst. Ein Volumenstrom in die oder aus der Stellvorrichtung wird mittels eines Regelventils (19) zum Einstellen des Hubvolumens auf der Basis einer Kraftdifferenz zwischen einer Steuerkraft und einer in entgegengesetzter Richtung an dem Regelventil (19) angreifenden Kraft geregelt. Die Steuerkraft wird in Abhängigkeit des erfassten Hubvolumens und des erfassten Soll -Drehmoments bestimmt. Die in entgegengesetzter Richtung an dem Regelventil (19) angreifende Kraft ist eine hydraulische Kraft, die durch den an der Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine (5) anliegenden Druck erzeugt wird.

Description

Regelungsvorrichtung und Verfahren zur Regelung eines Drehmoments einer Triebwelle einer hydrostatischen
Maschine
Die Erfindung betrifft eine Regelungsvorrichtung und ein Verfahren zur Regelung eines Drehmoments einer Triebwelle einer hydrostatischen Maschine.
In einem regenerativen Antriebssystem ist eine in ihrem Hubvolumen verstellbare hydrostatische Maschine in einem offenen Kreislauf angeordnet. Die hydrostatische Maschine kann im Pumpbetrieb über eine Triebwelle angetrieben
Hydraulikflüssigkeit aus einem Tank oder einem
Niederdruckspeicher in einen Hochdruckspeicher fördern. Wird in dem regenerativen Antriebssystem Energie benötigt, so wird die hydrostatische Maschine mit Druckmittel aus dem Hochdruckspeicher als Motor betrieben und die
Triebwelle angetrieben. Das Förder- oder Schluckvolumen der hydrostatischen Maschine soll immer so eingestellt werden, dass bei gegebenem Druck des Hochdruckspeichers ein vorgegebbares Brems- oder Beschleunigungsdrehmoment an der Triebwelle der hydrostatischen Maschine vorliegt.
In der deutschen Offenlegungsschrift DE 10 2006 058 357 AI ist eine Regelungsvorrichtung für ein regeneratives
Antriebssystem beschrieben. Zur Einstellung des
Drehmoments der Welle der hydrostatischen Maschine wird der Hochdruck des Hochdruckspeichers über einen Sensor erfasst und an eine Steuervorrichtung gegeben. Die
Steuervorrichtung errechnet aus einem angeforderten
Bremsmoment und dem erfassten Hochdruck das einzustellende Fördervolumen der Pumpe . Das Hubvolumen der
hydrostatischen Maschine wird mittels eines Stellkolbens einer Stellvorrichtung eingestellt. Die Volumenströme in die und aus der Stellvorrichtung werden über ein
Regelventil eingestellt. Das Regelventil wird hierzu, so durch ein Steuersignal angesteuert, dass sich an der hydrostatischen Maschine das berechnete Fördervolumen einstellt. Solche sogenannten elektroproportionalen
Steuerungen, die den gemessenen Hochdruck des Systems berücksichtigen, sind generell bekannt.
Eine solche elektroproportionale Verstellung in
Abhängigkeit eines gemessenen Hochdrucks und des
angeforderten Bremsmoments hat den Nachteil, dass teure Hochdrucksensoren zur Anwendung kommen müssen. Weiterhin ist es bei einem Ausfall des Hochdrucksensors nicht mehr möglich, das angeforderte Bremsmoment an der
hydrostatischen Maschine einzustellen. Deshalb müssen teure und ausfallsichere Hochdrucksensoren oder aber wenigstens ein redundanter Hochdrucksensor verwendet werden.
Die Aufgabe der Erfindung ist es, die Nachteile des Stands der Technik zu beseitigen. Insbesondere ist es Aufgabe der Erfindung, ein Regelverfahren und eine
Regelungsvorrichtung zur Regelung des an der Triebwelle der hydrostatischen Maschine vorliegenden Drehmoments zu finden, die zum Betrieb keinen Hochdrucksensor benötigen und/oder deren Funktionalität auch bei Ausfall des
beispielsweise überwachenden Hochdrucksensors weiter gewährleistet ist.
Die Aufgabe wird durch das erfindungsgemäße Verfahren nach Anspruch 1 und durch die erfindungsgemäße
Regelungsvorrichtung nach Anspruch 11 gelöst.
Das erfindungsgemäße Verfahren regelt das Drehmoment einer Triebwelle einer hydrostatischen Maschine. Die
hydrostatische Maschine weist eine Stellvorrichtung zur Einstellung des Hubvolumens der hydrostatischen Maschine auf. Das Verfahren umfasst die folgenden Schritte: Zuerst wird ein Soll-Drehmoment vorgegeben und ein eingestelltes Hubvolumen der hydrostatischen Maschine erfasst. Zur
Regelung des Drehmoments der Triebwelle wird ein
Volumenstrom in die oder aus der Stellvorrichtung mittels eines Regelventils geregelt. Der Volumenstrom wird dabei auf der Basis einer Kraftdifferenz zwischen einer
Steuerkraft und einer entgegengesetzt zur Steuerkraft wirkenden an dem Regelventil angreifenden Kraft geregelt. Die entgegengesetzt wirkende, an dem Regelventil
angreifende Kraft wird durch den an der Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine anliegenden Hochdruck erzeugt und wirkt entgegen der Steuerkraft. Die Größe der Steuerkraft wird in Abhängigkeit des erfassten Hubvolumens und des vorgegebenen und erfassten Soll -Drehmoments eingestellt.
Die erfindungsgemäße Regelungsvorrichtung ist
grundsätzlich zur Regelung eines Drehmoments einer
Triebwelle einer hydrostatischen Maschine geeignet, wobei das Hubvolumen der hydrostatischen Maschine mittels einer druckmittelbeaufschlagten Stellvorrichtung eingestellt wird. Die Regelungsvorrichtung weist ein Regelventil zum Regeln eines Volumenstroms in die oder aus der
Stellvorrichtung, z.B. einer Stelldruckkammer der
Stellvorrichtung, zum Einstellen des Hubvolumens auf.
Weiterhin weist die Regelungsvorrichtung eine
Solldrehmomentvorgabevorrichtung zum Vorgeben eines Soll- Drehmoments und eine Hubvolumenerfassungsvorrichtung zum Erfassen eines eingestellten Hubvolumens der
hydrostatischen Maschine auf. Der Volumenstrom durch das Regelventil ist hinsichtlich der Richtung und vorzugsweise auch der Höhe nach auf der Basis einer Kraftdifferenz zwischen einer Steuerkraft und einer in entgegengesetzte Richtung an dem Regelventil angreifenden Kraft regelbar. Eine Steuerfläche einer Seite des Regelventils ist zur
Erzeugung der in entgegengesetzte Richtung wirkenden Kraft mit der Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine verbunden. Die Regelungsvorrichtung weist weiterhin eine Steuervorrichtung auf, die geeignet ist, die Größe der Steuerkraft in Abhängigkeit des erfassten Hubvolumens und des vorgegebenen Soll-Drehmoments vorzugeben.
Ein Vorteil der erfindungsgemäßen Lösung ist es, dass das Hubvolumen der hydrostatischen Maschine automatisch an den Hochdruck, der die hydrostatische Maschine antreibt oder gegen den die hydrostatische Maschine fördert, angepasst wird, sodass das Soll -Drehmoment der Triebwelle der hydrostatischen Maschine praktisch unverändert bleibt.
Durch die Berücksichtigung des Soll-Drehmoments und des eingestellten Hubvolumens bei der Ermittlung der
Steuerkraft wird das Hubvolumen automatisch an das
vorgegebene Soll -Drehmoment unter Rückkopplung des aktuell eingestellten Hubvolumens der hydrostatischen Maschine eingestellt. Dabei geht der Druck der Hochdruckseite durch die direkte Beaufschlagung des Regelventils in die
Regelung ein, ohne den Hochdruck durch anfällige Sensoren messen zu müssen. Zusätzlich ist das Soll-Drehmoment gegeben und das eingestellte Hubvolumen als Steuergröße einfach zu erfassen. Zusätzlich hat eine solche Regelung den Vorteil, dass z.B. existierende, druckgeregelte Pumpen durch die erfindungsgemäße Regelung zur Drehmomentregelung verwendbar werden. Die abhängigen Ansprüche betreffen vorteilhafte
Weiterbildungen der Erfindung.
Es ist besonders vorteilhaft, dass die Steuerkraft
wenigstens teilweise eine hydraulische Kraft ist. Zur Unterstützung der Steuerkraft könnte z.B. eine Federkraft gleichsinnig mit der Steuerkraft auf das Regelventil wirken, um gleichzeitig eine definierte Ruheposition des Regelventils sicherzustellen. Die Steuerkraft besteht dann aus einer einstellbaren Komponente und einer fest
vorgegebenen Komponente, die durch die Feder erzeugt wird. Insbesondere ist es dabei vorteilhaft, dass die
hydraulische Kraft als einstellbare Komponente der
Steuerkraft durch die Einstellung eines Öffnungsdrucks eines Druckbegrenzungsventils erzeugt wird.
In einem bevorzugten Ausführungsbeispiel wird die
Steuerkraft in Abhängigkeit von dem Verhältnis aus
vorgegebenen Soll -Drehmoment zu dem erfassten Hubvolumen erzeugt. Durch ein solches Verhältnis aus vorgegebenen Soll -Drehmoment und dem erfassten Hubvolumen wird eine Gegenkopplung von Soll-Drehmoment zu Hubvolumen erreicht. Dadurch wird bei einer Änderung des Soll-Drehmoments und damit bei einer Änderung der Steuerkraft erreicht, dass die Steuerkraft infolge der sich ergebenden Änderung des Hubvolumens und der Rückkopplung dieses Hubvolumens die Steuerkraft in entgegengesetzte Richtung angepasst wird.
Es ist vorteilhaft, die Steuerkraft in einem ersten
Betriebsmodus und einem zweiten Betriebsmodus jeweils unterschiedlich zu regeln. Der erste Betriebsmodus könnte zum Beispiel der Pumpbetrieb und der zweite Betriebsmodus der Motorbetrieb der hydrostatischen Maschine sein.
Dadurch kann die Regelung auf unterschiedliche
Anforderungen der Regelung für den ersten und zweiten Betriebsmodus eingehen.
So ist es besonders vorteilhaft, eine einstellbare Komponente der Steuerkraft, zum Beispiel den hydraulischen An- teil der Steuerkraft, in einem ersten Betriebsmodus proportional zu dem Verhältnis aus vorgegebenem Soll- Drehmoment zu dem erfassten Hubvolumen vorzugeben.
Entsprechend ist die Steuervorrichtung geeignet, die Steuerkraft in einem ersten Betriebsmodus proportional zu dem Verhältnis aus vorgegebenem Soll-Drehmoment zu dem erfassten Hubvolumen vorzugeben. So wird bei einer
Vergrößerung des vorgegebenen Soll-Drehmoments im
Pumpbetrieb und der damit einhergehenden Vergrößerung des Hubvolumens die Steuerkraft durch die Gegenkopplung des sich vergrößernden Hubvolumens wieder verkleinert. Durch die indirekte Proportionalität der Steuerkraft zu dem erfassten Hubvolumen wird eine Gegenkopplung der
Steuerkraft mit dem eingestellten Hubvolumen erreicht. Es ist weiterhin vorteilhaft, dass die einstellbare
Komponente der Steuerkraft in einem zweiten Betriebsmodus ihrerseits zwei Anteile aufweist. Der erste Anteil ist indirekt proportional zu dem Absolutbetrag des
Verhältnisses aus vorgegebenem Soll-Drehmoment zu dem erfassten Hubvolumen. Der zweite Anteil ist abhängig von der Differenz aus Soll -Drehmoment und Ist-Drehmoment der Triebwelle. Bevorzugt ist der zweite Anteil direkt
proportional zu der besagten Differenz. Die
Steuervorrichtung ist geeignet, die Steuerkraft
entsprechend der zwei Anteile vorzugeben. Durch den ersten Anteil wird zur Vorsteuerung erreicht, dass auch bei
Durchschwenken der hydrostatischen Maschine über das
Nullhubvolumen (hier definiert als Neutralstellung der hydrostatischen Maschine) hin zu einem maximalen
Schluckvolumen der hydrostatischen Maschine im
Motorbetrieb bei einer Änderung des Soll -Drehmoments bereits in die richtige Richtung verstellt wird. Es wird auch durch den ersten Anteil weiterhin eine Rückkopplung des aktuell eingestellten Hubvolumens der hydrostatischen Maschine gewährleistet. Da der erste Anteil allerdings nur eine qualitative Einstellung des Hubvolumens der
hydrostatischen Maschine bei vorgegebenem Hubvolumen und Soll-Drehmoment im Motorbetrieb ermöglicht, wird erst durch den zweiten, überlagerten Anteil auf den genauen einzustellenden Hubvolumenwert des hydrostatischen Motors geregelt .
Dabei ist es insbesondere von Vorteil, dass das Ist- Drehmoment der Triebwelle der hydrostatischen Maschine aus dem Hubvolumen und dem auf der Hochdruckseite der
hydrostatischen Maschine herrschenden Hochdruck ermittelt wird. Es ist weiterhin vorteilhaft, den Hochdruck auf Basis der Steuerkraft bzw. die einstellbare Komponente der Steuerkraft, zum Beispiel einen hydraulischen Steuerdrucks der Steuerkraft abzuschätzen. Die Steuervorrichtung ist geeignet, das Ist -Drehmoment und den Hochdruck wie
beschrieben zu bestimmen. Das Ist-Drehmoment kann durch das eingestellte Hubvolumen und den herrschenden Hochdruck berechnet werden. Anstatt den Hochdruck direkt zu
vermessen, wird dieser mit dem Steuerdruck abgeschätzt, der dem Hochdruck an dem Regelventil entgegen wirkt. Der Steuerdruck ist dabei direkt proportional zu dem
Hochdruck, da das Steuersignal immer dem Hochdruck folgend geregelt wird. Um dem kurzfristigen Unterschied zwischen dem Ist-Drehmoment und dem Sol1-Drehmoment , der bei einer Änderung des Soll -Drehmoments entsteht, gerecht zu werden, wird der Hochdruck mit einem gefilterten Steuerdruck abgeschätzt. Die Steuervorrichtung ist geeignet, den
Hochdruck durch einen gefilterten Steuerdruck
abzuschätzen. Durch eine solche Berechnung der Steuerkraft ist das Messen des Hochdrucks nicht notwendig. Es ist weiterhin vorteilhaft, den Hochdruck zusätzlich durch einen einfachen Drucksensor zu erfassen und das Steuersignal zur Vorgabe der Steuerkraft anhand des erfassten Hochdrucks zu überwachen. Die Steuervorrichtung ist geeignet, die Steuerkraft bzw. den Steuerdruck des hydraulischen Anteils der Steuerkraft anhand eines mit einem Drucksensor gemessenen Hochdrucks zu überwachen.
Es ist weiterhin vorteilhaft, dass in dem ersten
Betriebsmodus und in dem zweiten Betriebsmodus die
Angriffsrichtung der Steuerkraft und der entgegengesetzt wirkenden Kraft an dem Regelventil vertauscht wird. Unter Verzicht auf die mit dem Steuerdruck wirkende Feder kann dies z.B. durch ein Wechselventil erreicht werden. Durch eine solche Umkehrung der Regelungsrichtung in dem zweiten Betriebsmodus, d.h. dem Motorbetrieb der hydrostatischen Maschine, kann in beiden Betriebsmodi die gleiche
Regelungssystematik für das Steuersignal verwendet werden. In einem solchen Ausführungsbeispiel ist das Steuersignal und damit die vorgegebene Steuerkraft immer direkt
proportional zu dem einzustellenden Drehmoment und
indirekt proportional zu dem erfassten Hubvolumen oder zu deren jeweiligen Absolutbeträgen.
In einer bevorzugten Ausführungsform weist das Regelventil einen ersten, mit einer Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine verbundenen Anschluss, einen zweiten mit einem Niederdruckspeicher oder Tank verbundenen Anschluss und einen dritten mit einer Stelldruckkammer der
Stellvorrichtung verbundenen Anschluss auf. Das Regelventil ist vorzugsweise kontinuierlich zwischen einer ersten, den ersten Anschluss mit dem dritten Anschluss verbindenden Stellung und einer zweiten, den zweiten
Anschluss mit dem dritten Anschluss verbindenden Stellung verschiebbar. Ein solches Regelventil erlaubt eine
einfache Steuerung des Volumenstroms in die und aus der Stellvorrichtung auf der Basis einer Kraftdifferenz.
Es ist weiterhin vorteilhaft, dass zur Erzeugung
wenigstens einer Komponente der Steuerkraft eine
Steuerfläche des Regelventils mit einer Steuerdruckleitung verbunden ist und diese Komponente der Steuerkraft über den Steuerdruck durch die Steuervorrichtung einstellbar ist. Insbesondere ist es vorteilhaft, dass die
Steuerdruckleitung zur Einstellung des Steuerdrucks mit einem Druckbegrenzungsventil verbunden ist, dessen
Öffnungsdruck durch die Steuervorrichtung einstellbar ist. Es ist besonders einfach und ausfallsicher, die
Steuerkraft wenigstens teilweise, zum Beispiel neben der zusätzlichen Komponente einer Federkraft, durch die
Einstellung eines Steuerdrucks an einem Ende des
Regelventils einzustellen. Dabei ist es weiterhin
vorteilhaft, dass die Steuerdruckleitung über eine Drossel direkt mit der Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine verbunden ist.
Es ist weiterhin vorteilhaft, dass die
Regelungsvorrichtung ein Regelventil mit einer ersten und einer zweiten Steuerfläche und ein Wechselventil aufweist, wobei in einer ersten Stellung des Wechselventils die erste Steuerfläche des Regelventils mit der Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine und die zweite,
entgegengesetzt wirkende Steuerfläche des Regelventils mit der Steuerdruckleitung verbunden ist. In einer zweiten Stellung des Wechselventils die zweite Steuerfläche des Regelventils ist mit der Hochdruckseite der
hydrostatischen Maschine und die erste Steuerfläche des Regelventils mit der Steuerdruckleitung verbunden. Mit einem solchen Wechselventil kann die Volumenstromrichtung der Regelung bei identischer Kraftdifferenz zwischen hochdruckabhängiger Kraft und Steuerkraft vertauscht werden. Die Steuervorrichtung ist dazu geeignet, das
Wechselventil in dem ersten Betriebsmodus in die erste Stellung und in dem zweiten Betriebsmodus in die zweite Stellung zu bringen. Dies hat den Vorteil, dass der
Regelungsalgorithmus für die Steuerkraft in dem zweiten Betriebsmodus genauso wie in dem ersten Betriebsmodus beibehalten werden kann. Wie zuvor in Zusammenhang mit dem ersten Betriebsmodus beschrieben, ist die vorzugebende
Steuerkraft also proportional zu dem Quotienten aus Soll- Drehmoment und eingestelltem Hubvolumen.
Die erfindungsgemäße Regelungsvorrichtung ist insbesondere für regenerative Antriebssysteme vorteilhaft, die die
Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine mit einem
Hochdruckspeicher verbinden und in denen eine
durchschwenkbare hydrostatische Maschine eingesetzt ist.
Die Regelungsvorrichtung ist aber auch für
Leistungsregler, die das Drehmoment der Triebwelle einer hydrostatischen Maschine an den Lastdruck anpassen, vorteilhaft .
Im Folgenden wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand der Zeichnung beschrieben. Die Zeichnung zeigt:
Fig. 1 einen schematische Darstellung
hydraulischen Schaltplans eines
Ausführungsbeispiels eines regenerativen
Bremssystems mit der erfindungsgemäßen Regelungsvorrichtung ;
Fig . 2 eine vereinfachte Schnittzeichnung der
verstellbaren hydrostatischen Maschine nach dem ersten Ausführungsbeispiel;
Fig. 3 ein Blockschaltbild der Steuervorrichtung des
Ausführungsbeispiels ; Fig. 4 ein Diagramm zur Erläuterung der Erzeugung eines Signals zur Steuerdruckerzeugung;
Fig. 5A einen Zeitverlauf des Soll- und Ist-Drehmoments der Triebwelle der hydrostatischen Maschine, die nach dem erfindungsgemäßen Regelungsverfahren geregelt wird;
Fig. 5B einen dazugehörenden Zeitverlauf des Hochdrucks und des Steuerdrucks eines Regelventils;
Fig. 5C einen ebenfalls dazugehörenden Zeitverlauf des
Schwenkwinkels der hydrostatischen Maschine; und Fig. 6 ein Verfahrensablaufdiagramm des erfindungsgemäßen Verfahrens zur Regelung des Drehmoments der Welle der hydrostatischen Maschine.
Fig. 1 zeigt ein regeneratives Antriebssystem 1 nach einem ersten Ausführungsbeispiel. Das regenerative
Antriebssystem 1 weist eine Axialkolbenmaschine 5, einen Hochdruckspeicher 3 und eine erfindungsgemäße
Regelungsvorrichtung zur Regelung eines Drehmoments einer Triebwelle 4 einer Axialkolbenmaschine 5 auf.
Die Axialkolbenmaschine 5 ist in einem offenen Kreislauf auf einer Niederdruckseite über eine erste Arbeitsleitung 6 mit einem Tankvolumen 7 oder alternativ mit einem
Niederdruckspeicher verbunden. Die Axialkolbenmaschine 5 ist auf der Hochdruckseite über eine zweite Arbeitsleitung 8 mit dem Hochdruckspeicher 3 verbindbar verbunden. Durch diese Anordnung ist sichergestellt, dass die zweite
Arbeitsleitung 8 im Betrieb immer Hochdruck führend und die erste Arbeitsleitung 6 im Betrieb immer Niederdruck führend ist .
Eine beispielhafte konstruktive Realisierung einer
Axialkolbenmaschineneinheit 2 in Fig. 2 gezeigt. Die
Axialkolbenmaschineneinheit 2 weist die verstellbare Axialkolbenmaschine 5 als eine in ihrem Hubvolumen
verstellbare hydrostatische Maschine und eine
Stellvorrichtung zur Einstellung des Schwenkwinkels der Axialkolbenmaschine 5 auf. Die Stellvorrichtung weist in dem ersten Ausführungsbeispiel zwei Stellkolben 9 und 10 auf, die jeweils in einem Stellzylinder 11 und 12 in
Längsrichtung bewegbar geführt sind.
Fig. 2 zeigt dabei im dargestellten Schritt nur den zweiten Stellkolben 10 und den zweiten Stellzylinder 12. Die beiden Stellkolben 9 und 10 sind mit der in dem
Gehäuse der hydrostatischen Maschine 5 drehbar gelagerten Schrägscheibe 13 der Axialkolbenmaschine 5 gekoppelt. Die Position der Stellkolben 9 und 10 bestimmt den Schwenkwin- kel der Schrägscheibe 13 und damit das eingestellte
Hubvolumen. Die Axialkolbenmaschine 5 ist von ihrer
Neutralstellung (Hubvolumen = 0) ausgehend stufenlos in positiver und negativer Richtung verstellbar, so dass die Axialkolbenmaschine 5 sowohl bei positiven Schwenkwinkeln im Pumpbetrieb als auch bei negativen Schwenkwinkeln im Motorbetrieb einsetzbar ist. In dem Ausführungsbeispiel ist die Schrägscheibe 13 von einem minimalen Schwenkwinkel von -18° bis zu einem absolut gesehen gleichen maximalen Schwenkwinkel von +18° verstellbar. Die
Axialkolbenmaschine 5 hat keine stabile Nulllage und wird durch die Federkraft einer Feder 17 in drucklosem Zustand auf maximalem positiven Schwenkwinkel gehalten.
Der erste Stellkolben 9 und der erste Stellzylinder 11 bilden eine erste Stelldruckkammer 14 und der zweite
Stellkolben 10 und der zweite Stellzylinder 12 bilden eine zweite Stelldruckkammer 15 aus. Alternativ könnte eine Stellvorrichtung mit nur einem Stellkolben, der in einem Stellzylinder zwei Stelldruckkammern begrenzt, verwendet werden. Desweiteren könnte die Stellvorrichtung so
ausgebildet sein, dass die Axialkolbenmaschine 5 im drucklosen Zustand in der Nullhubstellung oder einer sonstigen Ruhestellung steht. Die erste und die zweite Stelldruckkammer 14 und 15 des ersten Ausführungsbeispiels sind jeweils über eine erste und zweite Stelldruckleitung 23, 16 mit einem Druck beaufschlagbar. Die zweite Stelldruckkammer 15 ist über die zweite Stelldruckleitung 16 permanent mit der zweiten Arbeitsleitung 8 verbunden. Deshalb wirkt in der zweiten Stelldruckkammer 15 im Betrieb der Axialkolbenmaschine 5 der Druck der Hochdruckseite. Der zweite Stellkolben 10 wird zusätzlich zu einer durch den Druck in der zweiten Stellkammer 15 verursachten hydraulischen Stellkraft durch die gleichgerichtete Kraft der Feder 17 beaufschlagt.
Solange die Stelldruckkammern 14 und 15 drucklos sind, wird der zweite Stellkolben 10 in Richtung aus dem zweiten Stellzylinder 12 heraus geschoben und zwingt so die
Schrägscheibe 13 in einen maximal einstellbaren positiven Schwenkwinkel. Der Querschnitt des ersten Stellzylinders 11 und damit die mit Druck beaufschlagte Fläche des ersten Stellkolbens 9 in der ersten Stelldruckkammer 14 ist größer als der Querschnitt des zweiten Stellzylinders 12. Das Flächenverhältnis ist so gewählt, dass bei den im Betrieb in der zweiten Arbeitsleitung 8 herrschenden
Hochdrücken und bei gleichem Druck in der ersten
Stelldruckkammer 14, die hydraulische Kraft auf den ersten Stellkolben 9 in jeder Stellposition größer als die hydraulische Kraft plus die Federkraft auf den zweiten Stellkolben 10 ist und die Axialkolbenmaschine 5 in
Richtung des maximal negativen Schwenkwinkels verschwenkt.
Die Axialkolbenmaschineneinheit 2 ist mit einem
Ventilblock 18 der erfindungsgemäßen Regelungsvorrichtung verbunden. Der Ventilblock 18 weist ein Regelventil 19 zur Regelung des Volumenstroms in die und aus der ersten
Stelldruckkammer 14 auf. Das Regelventil 19 ist ein 3/2- Wegeventil. Ein erster Anschluss des Regelventils 19 ist über eine erste Zuführleitung 20 mit einer
Hochdruckleitung 21 verbunden, die mit der Hochdruck führenden zweiten Arbeitsleitung 8 verbunden ist. Der erste Anschluss des Regelventils 19 ist somit mit der Hochdruckseite der Axialkolbenmaschine 5 und mit dem Hochdruckspeicher 3 verbunden. Der zweite Anschluss des Regelventils 19 ist über eine Tankleitung 22 mit dem
Tankvolumen 7 der Axialkolbenmaschineneinheit 2 verbunden. Der dritte Anschluss des Regelventils 19 ist über die erste Stelldruckleitung 23 über eine erste Drossel 24 mit der ersten Stelldruckkammer 14 verbunden. Die erste
Drossel 24 begrenzt den möglichen Volumenstrom und damit die Verstellgeschwindigkeit. Ein Regelventilkolben des Regelventils 19 kann in zwei Endstellungen gebracht werden. Das Regelventil 19 ist kontinuierlich von der ersten Endstellung bis zu einer zweiten Endstellung des Regelkolbens verstellbar. In der ersten Endstellung ist der erste Anschluss mit dem dritten Anschluss des
Regelventils 19 verbunden. In dieser Stellung wird die erste Stelldruckkammer 14 mit der Hochdruck führenden ersten Arbeitsleitung 8 verbunden. In der zweiten Stellung ist der zweite Anschluss mit dem dritten Anschluss
verbunden. In dieser Stellung wird die erste
Stelldruckkammer 14 mit dem Tank 7 verbunden und die erste Stelldruckkammer 14 in das Tankvolumen entspannt.
Auf eine erste Steuerfläche des Regelkolbens des
Regelventils 19 wirkt eine erste hydraulische Kraft und auf die zweite Steuerfläche des Regelkolbens in
entgegengesetzter Richtung eine zweite hydraulische Kraft als erste, einstellbare Komponente der Steuerkraft. Hierzu ist die erste Steuerfläche über eine zweite Zuführleitung 29 mit der Hochdruckleitung 21 verbunden, so dass dort immer der Hochdruck der zweiten Arbeitsleitung 8 wirkt. Auf die zweite Seite des Regelventilkolbens des
Regelventils 19 wirkt die Kraft einer in ihrer Vorspannung einstellbaren Feder 25 des Regelventils 19 plus die zweite hydraulische Kraft als einstellbare Komponente. Die zweite hydraulische Kraft plus die Federkraft bilden die auf die zweite Steuerfläche des Regelventilkolbens wirkende
Steuerkraft. Die Vorspannung der Feder 25 des Regelventils 19 bleibt im Betrieb konstant, so dass im Betrieb die Steuerkraft nur durch die Änderung der zweiten
hydraulischen Kraft also des Steuerdrucks eingestellt wird. Ist die erste hydraulische Kraft größer als die Steuerkraft, so geht das Regelventil 19 in die erste
Stellung. Ist die Steuerkraft größer als die erste
hydraulische Kraft, so geht das Regelventil 19 in die zweite Stellung. Der durchgelassene Volumenstrom bei gegebenen Druckverhältnissen an den Anschlüssen in der ersten und zweiten Stellung hängt von der Kraftdifferenz zwischen der ersten hydraulischen Kraft und der
Steuerkraft ab.
Eine dritte Zuführleitung 26 verbindet zur Erzeugung der zweiten hydraulischen Kraft die zweite Steuerfläche des Regelventilkolbens des Regelventils 19 mit einer
Steuerdruckleitung 27. Die Steuerdruckleitung 27 ist über eine zweite Drossel 28 mit der Hochdruckleitung 21
verbunden und mündet an ihrem davon abgewandten Ende in die Tankleitung 22. Die erste und die zweite Zuführleitung 20 und 29 sind stromaufwärts der zweiten Drossel 28 mit der Steuerhochdruckleitung 21 verbunden.
In der Steuerdruckleitung 27 ist ein
Druckbegrenzungsventil 30 angeordnet. Auf eine
Steuerfläche des Druckbegrenzungsventils 30 wirkt eine von dem Steuerdruck als erster Komponente der Steuerkraft abhängige dritte hydraulische Kraft. In entgegengesetzter Richtung 30 wirkt die Kraft einer in ihrer Vorspannung einstellbaren Feder 31 des Druckbegrenzungsventils 30 in Schließrichtung. Überschreitet bei verschwindender
Ansteuerung der Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 27 den durch die Vorspannung der Feder 31 des
Druckbegrenzungsventils 30 eingestellten Öffnungsdruck, so öffnet das Druckbegrenzungsventil 30. So wird der
Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 27 stromaufwärts des Druckbegrenzungsventils 30 abhängig vom eingestellten Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils 30 eingestellt. Dieser Öffnungsdruck wird durch die Vorspannung der Feder 31 des Druckbegrenzungsventils 30 und die entgegengesetzt wirkende Kraft eines Elektromagneten 32 vorgegeben. Der Öffnungsdruck und damit der eingestellte Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 27 ist durch zunehmende Bestromung des Elektromagneten 32 reduzierbar.
Weiterhin ist die erste Stelldruckleitung 23 zwischen der ersten Drossel 24 und dem dritten Anschluss des
Regelventils 19 über eine Verbindungsleitung 33 mit der Tankleitung 22 verbunden. Die Verbindungsleitung 33 weist eine dritte Drossel 34 auf. In der zweiten Arbeitsleitung 8 ist ein Sperrventil 35 zur Trennung des Hochdruckspeichers 3 von der Hochdruckleitung 21, der zweiten Stelldruckkammer 15 und der Axialkolbenmaschine 5 angeordnet, um Leckage zu verhindern. Das
Sperrventil 35 ist dazu durch Bestromung oder Nicht- Bestromung eines weiteren Elektromagneten 36 des
Sperrventils 35 zu öffnen oder zu schließen.
Weiterhin weist das regenerative Antriebssystem 1 ein weiteres Druckbegrenzungsventil 37, ein Nachsaugventil 38 und ein Speicherentladeventil 39 auf. Das weitere
Druckbegrenzungsventil 37 öffnet bei Überschreiten eines maximal zulässigen Drucks durch den Hochdruck in der zweiten Arbeitsleitung 8 zum Tankvolumen 7 hin. Über das Nachsaugventil 38 wird im Falle eines leeren
Hochdruckspeichers 3 im Motorbetrieb aus dem Tank 7 nachgesagt. Das Speicherentladeventil 39 leert in Folge eines elektrischen Entladesignals den Hochdruckspeicher 3.
Die Regelungsvorrichtung weist weiterhin ein
elektronisches Steuergerät 40 als Steuervorrichtung auf, das über eine erste Steuerverbindung 41 mit dem
Elektromagneten 32 des Druckbegrenzungsventils 30 und über eine zweite Steuerverbindung 42 mit dem weiteren
Elektromagneten 36 des Sperrventils 35 und über eine dritte Steuerverbindung 43 mit dem Speicherentladeventil 39 verbunden ist. Weiterhin ist das Steuergerät 40 über eine vierte Steuerverbindung 44 mit einer
Solldrehmomentvorgabevorrichtung 45, zum Beispiel einem Gaspedal oder einem Fahrhebel verbunden. Die Solldrehmomentvorgabevorrichtung 45 gibt das an der
Triebwelle 4 einzustellende Drehmoment als elektrisches Signal an das Steuergerät 40. Das an der Triebwelle 4 einzustellende Drehmoment wird im Folgenden auch als Soll- Drehmoment bezeichnet. Das Steuergerät 40 ist über eine fünfte Steuerverbindung 46 mit einem Schwenkwinkeldetektor als Hubvolumenerfassungsvorrichtung verbunden. Der
Schwenkwinkeldetektor erfasst den eingestellten
Schwenkwinkel a der Schrägscheibe 13 der
Axialkolbenmaschine 5 und gibt diesen als elektrisches Signal an das Steuergerät 40.
Der Schwenkwinkeldetektor ist in Fig. 2 gezeigt und dort mit „47" bezeichnet. Der eingestellte Schwenkwinkel a wird im dargestellten Ausführungsbeispiel an dem zweiten Stellkolben 10 abgegriffen. Dazu ist an dem zweiten
Stellkolben 10 ein Sensorelement 48 des
Schwenkwinkeldetektors 47 angebracht, das sich mit dem zweiten Stellkolben 10 in dessen Längsrichtung bewegt. Im Bewegungsbereich des Sensorelements 48 ist eine
Positionserfassungsvorrichtung 49 fest an dem Gehäuse der Axialkolbenmaschineneinheit 2 angebracht. Die
Positionserfassungsvorrichtung 49 erfasst berührungslos die Position des Sensorelements 48 und damit die Position des mit dem Sensorelement 48 verbundenen zweiten
Stellkolbens 10. Die Positionserfassungsvorrichtung 49 wandelt die erfasste Position des zweiten Stellkolbens 10 in ein den eingestellten Schwenkwinkel a der
Schrägscheibe angebendes Signal um und sendet dieses über die fünfte Steuerverbindung 46 an das Steuergerät 40. Die Erfindung ist nicht auf die hier beschriebene
Hubvolumenerfassung beschränkt. Vielmehr ist jede andere mechanische, magnetische, elektrische oder optische
Hubvolumenerfassung der Axialkolbenmaschine 5 ebenfalls möglich.
Fig. 3 zeigt ein Blockschaltbild der Regelung 50 der erfindungsgemäßen Regelungsvorrichtung. Die Regelung 50 weist den Schwenkwinkeldetektor 47, die
Solldrehmomentvorgabevorrichtung 45 und das Steuergerät 40 auf. Das Steuergerät 40 umfasst einen
Betriebsmodusdetektor 51 und einen ersten und einen zweiten Steuerdruckvorgabeabschnitt 52 und 53. Der
Betriebsmodusdetektor 51 bestimmt, ob sich die
Axialkolbenmaschine 5 im Pumpbetrieb als ersten
Betriebsmodus oder im Motorbetrieb als zweiten
Betriebsmodus befindet. Dies kann in dem ersten
Ausführungsbeispiel zum Beispiel aus dem Vorzeichen des Schwenkwinkels a bestimmt werden oder falls der
Schwenkwinkel a auf Null steht aus dem Vorzeichen des einzustellenden Soll-Drehmoments T . Der
Betriebsmodusdetektor 51 ist geeignet, über den Eingang 54 des Steuergeräts 40 ein den Schwenkwinkel a und über den Eingang 55 ein das Soll -Drehmoment T repräsentierendes Signal zu empfangen. Der Betriebsmodusdetektor 51 ist mit beiden Steuerdruckvorgabeabschnitten 52 und 53 und mit einer Sperrventilsteuerung 62 verbunden. Der
Betriebsmodusdetektor 51 ist geeignet, das Soll -Drehmoment T und den Schwenkwinkel a an den ersten
Steuerdruckvorgabeabschnitt 52 zu geben, wenn die
Axialkolbenmaschine 5 im Pumpbetrieb ist oder an den zweiten Steuerdruckvorgabeabschnitt 53 zu geben, wenn die Axialkolbenmaschine 5 sich im Motorbetrieb befindet.
Weiterhin ist der Betriebsmodusdetektor 51 geeignet, den bestimmten Betriebsmodus der Sperrventilsteuerung 62 mitzuteilen, d.h. den Elektromagneten 36 anzusteuern. Der erste oder der zweite Steuerdruckvorgabeabschnitt 52 und 53 berechnet einen Steuerdruck und wandelt den berechneten Steuerdruck in ein Steuerdrucksignal um, das den
berechneten Steuerdruck mittels Einstellung des
Öffnungsdrucks an dem Druckbegrenzungsventil 30 einstellt. Das Steuerdrucksignal wird entweder von dem ersten oder von dem zweiten Steuerdruckvorgabeabschnitt 52 oder 53 an den Ausgang 56 des Steuergeräts 40 gegeben und über die erste Steuerverbindung 41 an den Elektromagneten 32 angelegt. Das Steuerdrucksignal (bzw. der berechnete, zugrundeliegende Steuerdruck) berücksichtigt dabei den Anteil der Feder 25 an der Steuerkraft. Zur Vereinfachung wird nachfolgend die Kraft der Feder 25 vernachlässigt und lediglich die einstellbare Komponente der Steuerkraft, also der Steuerdruck betrachtet.
Der erste Steuerdruckvorgabeabschnitt 52 ist bei
Bestimmung des ersten Betriebsmodus durch den
Betriebsmodusdetektor 51 aktiv und berechnet einen
Steuerdruck p, der direkt proportional zu dem Verhältnis aus Soll-Drehmoment T zu Schwenkwinkel a ist. Der
Steuerdruck p des ersten Steuerdruckvorgabeabschnitts 52 berechnet sich zu
T
Ρ = Κ — ,
a
wobei K, eine erste Konstante ist
Der zweite Steuerdruckvorgabeschritt 53 ist im zweiten Betriebsmodus aktiv und in Fig. 4 näher beschrieben. Das ausgegebene Steuersignal berechnet sich dabei aus einem ersten Druckanteil px und einem zweiten Druckanteil p2. Der erste Anteil pi ist dabei direkt proportional zu dem Absolutbetrag des Verhältnisses des Schwenkwinkels a zu dem Soll-Drehmoment T . Sollte das Moment T der Triebwelle für den Motorbetrieb negativ und für den Pumpbetrieb positiv definiert sein, so ist der Absolutbetrag auch entbehrlich, da im Motorbetrieb der Schwenkwinkel
ebenfalls negativ ist. Die erste Komponente px wird in einer Vorsignalregelung 57 zu
berechnet, wobei K2 eine zweite Konstante ist. Die zweite Komponente p2 regelt die erste Komponente ?, nach. Dazu wird eine Differenz zwischen Soll -Drehmoment T und Ist- Drehmoment 7to in einem Differenzglied 58 ermittelt, in einem Verstärker 59 verstärkt und zu der ersten Komponente px addiert. Das Ist-Drehmoment Tbl berechnet sich in der Ist-Drehmomentabschätzung 60 aus dem Schwenkwinkel a und dem die Axialkolbenmaschine 5 antreibenden Hochdruck. Da der Steuerdruck p immer so geregelt wird, dass er dem Hochdruck der Hochdruckleitung 21 etwa entspricht oder zumindest unmittelbar folgt, kann der Hochdruck mit dem vorgegebenen Steuerdruck p = pl + p2 abgeschätzt werden.
Damit berechnet sich das Ist-Drehmoment Tbt in der Ist- Drehmomentabschätzung 60 zu
Tht = ^3 a' Pm ·
Da der Steuerdruck p bei einer schnellen Änderung des Soll-Drehmoments T kurzzeitig von dem Hochdruck abweicht, durchläuft der Steuerdruck p vor der Verarbeitung in der Ist-Drehmomentabschätzung 60 in der Korrekturvorrichtung 61 eine Filterung oder eine Glättung. Die
Korrekturvorrichtung 61 kann weiterhin oder alternativ eine Logik enthalten, die in den Grenzfällen, z.B. wenn die Stellvorrichtung am Anschlag ist, den Steuerdruck p richtig bewertet. Die erste Komponente p des Steuerdrucks p kann auch durch komplexere Regler, wie z.B. einen PI- Regler, nachgeregelt werden.
Das Steuergerät 40 weist weiterhin die
Sperrventilsteuerung 62 auf, die im Betrieb des
Antriebssystems 1 zum Füllen oder Entleeren des
Hochdruckspeichers 3 den Elektromagneten 36 des
Sperrventils 35 über die zweite Steuerverbindung 42 bestromt, um den Hochdruckspeicher 3 mit der zweiten
Arbeitsleitung 8 zu verbinden. Weiterhin ist die
Sperrventilsteuerung 62 geeignet, das Sperrventil 35 zu schließen, wenn der Betriebsmodusdetektor 51 weder einen Pump- noch einen Motorbetrieb ermittelt und die
Axialkolbenmaschine 5 auf Null-Hubvolumen gestellt ist. Das Steuergerät 40 umfasst auch einen
Entleerungssignalgeber 63 der zum Beispiel im Wartungsoder Reparaturfall über die dritte Steuerverbindung 43 ein Signal an das Speicherentladeventil 39 geben kann, um den Hochdruckspeicher 3 zu entleeren.
Die Figuren 5A, 5B und 5C zeigen einen beispielhaften Zeitverlauf von wesentlichen Größen des Regelungsverfahrens des regenerativen Antriebssystems 1. Fig. 5A zeigt den Zeitverlauf des Soll-Drehmoments T als durchgezogene Kurve wie er beispielsweise durch einen Fahrzeugführer vorgegeben wird und des Ist -Drehmoments Tbl als gestrichelte Kurve. Fig. 5B zeigt das Druck-Zeit- Diagramm des Steuerdrucks p als durchgezogene Linie und den Hochdruck in dem Hochdruckspeicher 3 bzw. bei
geöffnetem Sperrventil 35 in der zweiten
Arbeitsdruckleitung 8 als gestrichelte Linie. Fig. 5C zeigt den Zeitverlauf des eingestellten und erfassten Schwenkwinkels a der Axialkolbenmaschine 5.
Das erfindungsgemäße Verfahren wird an dem in Fig. 5 gezeigten, beispielhaften Zeitverlauf in Zusammenhang mit den Verfahrensschritten zur Regelung des Drehmoments an der Triebwelle 4 der Axialkolbenmaschine 5 des
Antriebssystems 1 in Fig. 6 beschrieben.
Zu dem Zeitpunkt t0 ist die Axialkolbenmaschine 5 auf den Schwenkwinkel 0 ° gestellt. Dies wird zum Beispiel durch das Schließen des Sperrventils 35 und durch das Regeln der Stellvorrichtung durch einen in Fig. 1 nicht gezeigten Zustandsautomaten realisiert. Da das Sperrventil 35 geschlossen ist, herrscht in der zweiten Arbeitsleitung 8 kein Hochdruck. Der Hochdruckspeicher 3 ist dagegen z.B. auf 100 bar vorgespannt.
Zu dem Zeitpunkt t, soll mit dem Antriebssystem 1 gebremst werden. Die Solldrehmomentvorgabevorrichtung 45 gibt in einem ersten Schritt Sl ein Bremsdrehmoment der Triebwelle 4 vor, d.h. ein positives Soll -Drehmoment . In Schritt S2 wird der bei ca. 0° stehende Schwenkwinkel der
Schrägscheibe 13 erfasst. Der erfasste Schwenkwinkel a und das erfasste Soll-Drehmoment T werden an den
Betriebsmodusdetektor 51 übergeben. Der
Betriebsmodusdetektor 51 detektiert in einem dritten
Schritt S3 den Betriebsmodus. Da der Schwenkwinkel auf nahezu 0° steht, wird der Betriebsmodus aus dem
zukünftigen Betriebsmodus, d.h. aus dem Vorzeichen des Soll -Drehmoments T ermittelt. Da das Soll -Drehmoment T im Beispiel hier positiv ist, soll die Axialkolbenmaschine 5 im Pumpbetrieb, d.h. im ersten Betriebsmodus, betrieben werden. In einem vierten Schritt S4 wird das Sperrventil 35 bestromt, um den Hochdruckspeicher 3 nun mit der zweiten Arbeitsleitung 8 zu verbinden, wenn ein Pump- oder Motorbetrieb festgestellt wird. Andernfalls, in einem Ruhezustand, wenn die Axialkolbenmaschine 5 auf Null- Hubvolumen steht oder eingestellt werden soll, wird die Bestromung des Elektromagneten 36 des Sperrventils 35 unterbrochen .
In Folge der Verbindung steigt der Hochdruck in der zweiten Arbeitsleitung 8 auf die 100 bar des
Hochdruckspeichers 3. Der Betriebsmodusdetektor 51 gibt das Soll -Drehmoment T und den Schwenkwinkel a an den ersten Steuerdruckvorgabeabschnitt 52 , wenn der
Betriebsmodusdetektor 51 den ersten Betriebsmodus
feststellt. Der erste Steuerdruckvorgabeabschnitt 52 gibt wie beschrieben in einem Schritt S5 einen Steuerdruck p vor, welcher proportional zu dem Verhältnis aus Soll- Drehmoment T und Schwenkwinkel a ist. Der Steuerdruck p ist zunächst aufgrund des endlichen Soll-Drehmoments und nahezu verschwindenden Schwenkwinkels a im Nenner nahezu unendlich groß. Der Steuerdruck p wird deshalb begrenzt und auf einen vordefinierten Maximalwert gesetzt. Der berechnete Steuerdruck p wird in ein Steuerdrucksignal umgewandelt und an den Ausgang 56 des Steuergeräts 40 gegeben.
In Schritt S7 wird das Steuerdrucksignal über die erste Steuerverbindung 41 an den Elektromagneten 32 des
Druckbegrenzungsventils 30 übermittelt, wodurch der
Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils 30 auf den berechneten maximalen Steuerdruck eingestellt wird. In Schritt S8 wird der Volumenstrom in die oder aus der ersten Stelldruckkammer 14 den Druckverhältnissen und damit der Kraftdifferenz an beiden Seiten des
Regelventilkolbens des Regelventils 19 angepasst. Durch die Öffnung des Sperrventils 35 liegt an der ersten Seite des Regelventilkolbens der Hochdruck des
Hochdruckspeichers 3 an. Durch die Einstellung des
Öffnungsdrucks des Druckbegrenzungsventils 30 liegt ein maximaler Steuerdruck auf der zweiten Seite des
Regelkolbens an. Daraufhin wird der Regelventilkolben aus der Neutralstellung in Richtung der zweiten Stellung verschoben. Die erste Stelldruckkammer 14 wird mit dem Tankvolumen 7 verbunden und Hydraulikflüssigkeit strömt aus der ersten Stelldruckkammer 14 in den Tank 7 ab.
Deshalb wird der erste Stellkolben 9 in den ersten
Stellzylinder 11 gedrückt und die Axialkolbenmaschine 5 verstellt in Richtung größerer positiver Schwenkwinkel, d.h. in Richtung größeren Fördervolumens.
Die Regelschritte Sl bis S5 oder S6 werden, solange die Regelung im Betrieb ist, wiederholt. Eine Schleifendauer ist dabei wesentlich kürzer als die Verstellzeit der
Schrägscheibe 13 der Axialkolbenmaschine 5. So beträgt in dem ersten Ausführungsbeispiel die Verstellung der
Axialkolbenmaschine 5 z.B. 100 Millisekunden und die
Schleifendauer 5 Millisekunden. Die Schleife wird
innerhalb der Verstellzeit der Axialkolbenmaschine 5 von einem minimalen Schwenkwinkel zu einem maximalen
Schwenkwinkel 20 -mal durchlaufen. Die Schleifendauer ist eine Größenordnung unter der Verstellzeit der
Axialkolbenmaschine 5. Gleichzeitig wird in den Schritten S7 und S8 der Volumenstrom in oder aus der ersten
Stelldruckkammer 14 an den Hochdruck und den Steuerdruck angepasst .
Nachdem nun der Schwenkwinkel der Axialkolbenmaschine 5 in
Richtung größerer positiver Schwenkwinkel verstellt ist, wird in den Schritten Sl bis S5 der Steuerdruck an den
T
geänderten Schwenkwinkel gemäß ρ = Κι·— angepasst. Durch a
den größeren Schwenkwinkel a sinkt der Steuerdruck p bis die Steuerkraft der ersten hydraulischen Kraft entspricht und das Ist-Drehmoment Tbl das Soll -Drehmoment T erreicht hat. Sobald der Schwenkwinkel a positiv ist, fördert die Axialkolbenmaschine 5 Hydraulikflüssigkeit in den
Hochdruckspeicher 3 und erhöht so stetig den in der zweiten Arbeitsleitung 8 herrschenden Hochdruck. Der
Steuerdruck p wird dem Hochdruck nachgeregelt, so dass ein Gleichgewicht zwischen der ersten hydraulischen Kraft und der Steuerkraft besteht. In dem gezeigten Beispiel wird das vorgegebene Soll -Drehmoment T stetig angehoben, so dass der Steuerdruck p größer als der Hochdruck bleibt.
Zum Zeitpunkt t2 wird das Soll -Drehmoment T mit ca. 120 Nm bis zum Zeitpunkt t} konstant vorgegeben. Der Hochdruck steigt im Pumpbetrieb aber weiter an. Durch den steigenden Hochdruck in der Hochdruckleitung 21 wird das Regelventil 19 in Richtung der ersten Stellung verschoben und durch einen Druckmittelfluss in die erste Stelldruckkammer 14 hinein wird der Schwenkwinkel a verkleinert. Durch die stetige Anpassung des Schwenkwinkels a an den sich erhöhenden Hochdruck und die Rückkoppelung des veränderten Schwenkwinkels a sinkt dieser stetig. Durch die
Rückkoppelung des Schwenkwinkels a bei der Ermittlung des Steuerdrucks p stabilisiert sich der Steuerdruck p unterhalb des wachsenden Hochdrucks . Zu dem Zeitpunkt t3 wird begonnen das Soll -Drehmoment T wieder stetig zu erhöhen. Daraufhin steigt ebenfalls der Schwenkwinkel a der Axialkolbenmaschine 5 stetig an und der Steuerdruck p wird oberhalb des Hochdrucks
eingeregelt. Zu dem Zeitpunkt t4 fährt die
Axialkolbenmaschine 5 bei dem maximalen Schwenkwinkel a gegen einen Anschlag. Der Steuerdruck p steigt aufgrund des weiter steigenden Soll -Drehmoments T weiter an.
Aufgrund des konstanten maximalen Schwenkwinkels a steigt der Steuerdruck p direkt proportional zu dem Soll- Drehmoment T an und wird nicht mehr an den Hochdruck angepasst. Deshalb wird der Regelventilkolben des
Regelventils 19 in Richtung der zweiten Stellung bewegt und die erste Stelldruckkammer 14 mit dem Tank 7
verbunden. Der Hochdruck in dem Hochdruckspeicher 3 steigt nun durch die ständige Pumptätigkeit weiter an und folgt langsam dem steigenden Steuerdruck p .
Zu dem Zeitpunkt ts wird das Soll -Drehmoment T bei ca. 330 Nm bis zu dem Zeitpunkt ίΊ konstant gehalten. Der
Steuerdruck p stabilisiert sich bei ca. 280 bar und der Hochdruck steigt weiter bis zu dem Zeitpunkt t6 an, bis er den Steuerdruck p erreicht. Durch die weitere Erhöhung des Hochdrucks im Hochdruckspeicher 3 bei konstantem Soll- Drehmoment T drückt der in der Hochdruckleitung 21 wirkende Hochdruck das Regelventil 19 in Richtung der ersten Stellung und veranlasst einen Volumenstrom in die erste Stelldruckkammer 1 . Der Schwenkwinkel a wird kleiner, wodurch der in Abhängigkeit des Schwenkwinkels a geregelte Steuerdruck p wieder ansteigt und so dem
Hochdruck folgt .
Ab dem Zeitpunkt t7 wird das Soll -Drehmoment T wieder stetig reduziert. Dadurch sinkt der Steuerdruck p und der Schwenkwinkel a reduziert sich weiter. Durch die
Rückkopplung des sinkenden Schwenkwinkels a regelt sich der Steuerdruck p unterhalb des Hochdrucks ein. Zu dem Zeitpunkt t8 erreicht der Hochdruck den Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils 37, weshalb der Hochdruck trotz des weiteren Pumpbetriebs nicht weiter steigt.
Ab dem Zeitpunkt t9 wird das Soll -Drehmoment langsamer reduziert. Der Schwenkwinkel a fährt ebenfalls langsamer gegen 0° zurück. Zu dem Zeitpunkt t10 erreicht das Soll- Drehmoment T ein minimales Soll-Drehmoment , unterhalb welchem keine Regelung des Drehmoments der Triebwelle 4 mehr stattfindet und das Soll-Drehmoment T sprunghaft auf null gefahren wird. Für sehr kleine Soll-Drehmomente T stellen sich sehr kleine Schwenkwinkel a an der
Axialkolbenmaschine 5 ein und kleine Schwenkwinkel a führen durch den inversen Zusammenhang zu sehr großen Steuerdrücken. Deshalb würde die Regelung für kleine Soll- Drehmomente zu Schwingungen neigen. Die Regelung ist auf absolute Soll -Drehmomente T größer als ein zu bestimmendes Minimal-Soll-Drehmoment begrenzt. Ein solches Minimal-Soll-Drehmoment könnte auch zur Erfassung einer Ruhestellung der Axialkolbenmaschine 5 verwendet werden. Zu dem Zeitpunkt t10 wird die Ruhestellung erfasst und das Sperrventil 35 geschlossen. Der Schwenkwinkel a wird durch einen Zustandsautomaten auf 0° gehalten.
Zu dem Zeitpunkt tu wird ein Beschleunigungsmoment, d.h. ein negatives Soll-Drehmoment T , vorgegeben. In den
Schritten Sl bis S4 werden der Schwenkwinkel a erfasst, das Soll-Drehmoment eingelesen, der Betriebsmodus festgestellt und das Sperrventil 35 geöffnet. Der
Zustandsautomat wird bei Feststellen eines Motor- oder Pumpbetriebes ausgeschaltet. Die Axialkolbenmaschine 5 soll nun im Motorbetrieb betrieben werden. Demzufolge gibt der Betriebsmodusdetektor 51 das Soll-Drehmoment T und den Schwenkwinkel a an den zweiten
Steuerdruckvorgabeabschnitt 53, der im Zusammenhang mit Fig. 4 beschrieben wurde. In Schritt S6 berechnet die zweite Steuerdruckerzeugung 53 den Steuerdruck p und gibt ein diesen Steuerdruck p einstellendes Signal an den Elektromagneten 32 des Druckbegrenzungsventils 30. In Folge des vorgegebenen Beschleunigungsdrehmoments ergibt sich der erste Anteil px des Steuerdrucks zu Null, da der Schwenkwinkel a immer noch auf Null steht und einen zweiten Anteil des Steuerdrucks größer Null, da das Ist-Drehmoment noch auf Null steht und ein Soll-Drehmoment kleiner Null vorgegeben wird. Dadurch sinkt der
Steuerdruck p und die Axialkolbenmaschine 5 wird in
Richtung negativer Schwenkwinkel a ausgeschwenkt bis das Ist-Drehmoment 7^, sich um das Soll-Drehmoment T
eingeregelt hat. Um das weiter fallende Soll-Drehmoment T an der Triebwelle 4 einzustellen, stellt sich der
Steuerdruck p unterhalb des Hochdrucks ein und fährt den Schwenkwinkel a weiter in Richtung größeren
Schluckvolumens . Durch den Motorbetrieb kommt es zu einer stetigen Entladung des Hochdruckspeichers 3, wodurch der die Axialkolbenmaschine 5 antreibende Hochdruck sinkt.
Ab dem Zeitpunkt tn wird das Soll -Drehmoment T bis zu dem Zeitpunkt t13 bei ca. -150 Nm konstant vorgegeben. Durch den langsam fallenden Hochdruck wird das Regelventil 19 in Richtung der zweiten Stellung verschoben und die erste Stelldruckkammer 14 mit dem Tank 7 verbunden. Daraufhin verändert sich der Schwenkwinkel a in Richtung kleineren Schluckvolumens, obwohl der Schwenkwinkel a in Richtung maximalen Schluckvolumens verstellen müsste. Durch die Nachregelung des Steuerdrucks p über den zweiten Anteil p2 wird dies korrigiert und der Schwenkwinkel a in
Richtung maximales Schluckvolumens verändert .
Ab dem Zeitpunkt t13 sinkt der Betrag des vorgegebenen Soll-Drehmoments T wieder stetig bis zu dem Zeitpunkt t14. Dadurch steigt der Steuerdruck p durch den größeren ersten Anteil pl an und die Axialkolbenmaschine 5
verschwenkt in Richtung kleineren Schluckvolumens, d.h. in Richtung Neutralstellung. Durch den kleineren
Schwenkwinkel a wird der Steuerdruck p verkleinert, so dass sich der Steuerdruck p unterhalb des Hochdrucks einstellt. Die Abweichung zwischen dem Steuerdruck p und dem Hochdruck ist im Motorbetrieb größer als im
Pumpbetrieb, da bei den negativen Stellwinkeln die Feder 17 mehr zusammengedrückt wird und so eine größere
Gegenkraft auf die Stellvorrichtung erzeugt. Ab dem Zeitpunkt t wird das der Betrag des Soll-
Drehmoments T wieder vergrößert und der Anteil p des Steuerdurcks und somit der Steuerdruck p verkleinert sich. Der verfügbare Hochdruck reicht nicht mehr aus, um das Soll -Drehmoment T aufzubringen und die
Axialkolbenmaschine 5 verstellt aufgrund der ersten
Drossel 24 und des niedrigen Hochdrucks den Schwenkwinkel a nicht schnell genug zu maximalem Schluckvolumen hin. Der Betrag des Schwenkwinkels a wird vergrößert, bis die Axialkolbenmaschine 5 zu dem Zeitpunkt t15 den Anschlag bei maximalem Schluckvolumen erreicht. Daraufhin fällt der Betrag des Ist-Drehmoments Tbl ab und der Steuerdruck p fällt aufgrund der großen Differenz von Soll-Drehmoment und Ist-Drehmoment schnell ab. Zu dem Zeitpunkt t]6 wird das Soll -Drehmoment T wieder langsam auf Null
zurückgefahren und der erste Anteil des Steuerdrucks ?, steigt aufgrund des kleiner werdenden absoluten Soll- Drehmoments T und der zweite Anteil des Steuerdrucks p2 steigt aufgrund der kleiner werdenden Differenz zwischen Soll- und Ist-Drehmoment T , Tbl . Daraufhin steigt der Steuerdruck p an und fährt so den Schwenkwinkel a in Richtung Null zurück. Bei Annäherung des Soll-Drehmoments T an das Ist-Drehmoment Tbt zu dem Zeitpunkt t17
stabilisiert sich der Steuerdruck p und das Ist- Drehmoment Tbl nimmt mit dem Soll-Drehmoment T auf Null ab. Zu dem Zeitpunkt t18 ist der Hochdruckspeicher 3 entleert und der Druck in der zweiten Arbeitsleitung 8 fällt plötzlich ab. Aufgrund des fehlenden Drucks in der Steuerdruckleitung 27 und der Hochdruckleitung 21
funktioniert die Volumenstromregelung des Regelventils 19 nicht mehr und die Axialkolbenmaschine 5 wird durch den bereits erwähnten Zustandsautomaten auf einen
Schwenkwinkel a von 0° gehalten. Zunächst verschwenkt die Axialkolbenmaschine 5 über die Federkraft 17 über Neutral in den Pumpbetrieb. Der dann wieder aufgebaute Druck ermöglicht den Einsatz des Zustandsautomaten. Die Erfindung ist nicht auf das beschriebene
Ausführungsbeispiel beschränkt. Der erste und der zweite Betriebsmodus könnten alternativ auch durch die
Vertauschung der Angriffsseite der Steuerkraft und der ersten hydraulischen Kraft auf das Regelventil 19 durch ein Wechselventil realisiert werden. Dadurch könnte der
Steuerdruck p in jedem Fall wie in dem ersten
Betriebsmodus des Ausführungsbeispiels beschrieben zu
T
ρ = Κι ·— berechnet werden.
a Das erfindungsgemäße Verfahren und die erfindungsgemäße Regelungsvorrichtung sind nicht beschränkt auf die
Verwendung in regenerativen Antriebssystemen. Vielmehr ist grundsätzlich jede hydrostatische Maschine, deren
Drehmoment vorgegeben werden soll, erfindungsgemäß
regelbar. So ist die Erfindung auch auf Leistungsregler, die an sich Drehmomentregler sind, anwendbar, wenn ein Drehmoment vorgegeben werden soll. An die Stelle des
Drucks im Hochdruckspeicher kann dann der durch einen hydraulischen Widerstand verursachte Druck treten, wie der Lastdruck bei einer durch einen Hydrozylinder bewegten Last oder ein durch ein angeschlossenes
Druckbegrenzungsventil bestimmter Druck. Weiterhin ist es möglich, auch hydrostatische Maschinen zu regeln, deren Hochdruckseite wechselt. Hier muss nur bei dem Wechsel die jeweils Hochdruck führende Arbeitsleitung mit einer
Steuerfläche des Regelventils 19 verbunden werden.
Weiterhin kann die erfindungsgemäße nur einen
Betriebsmodus oder mehr als zwei Betriebsmodi vorsehen.
In dem beschriebenen Ausführungsbeispiel ist nur der
Motor- und Pumpbetrieb für eine Drehrichtung der
Triebwelle 4 bzw. eine Fahrtrichtung vorgesehen. So könnte der erste Betriebsmodus ebenfalls den Motorbetrieb in umgekehrter Drehrichtung der Welle 4 beinhalten, wenn die hydrostatische Maschine zum Beispiel in einem
geschlossenen Kreislauf angeordnet ist. Hierbei muss nur die Hochdruckleitung 21 mit der entsprechenden Hochdruck führenden Arbeitsleitung verbunden werden, so dass
innerhalb des ersten Betriebsmodus noch eine
Betriebsmodusfallunterscheidung stattfinden müsste, wobei die Steuerung des Steuerdrucks p gleich bliebe. Der
Wechsel zwischen den Arbeitsleitungen könnte durch ein Wechselventil geschehen, das automatisch eine
hochdruckseitige Arbeitsleitung mit der ersten Seite des Regelventils 19 verbindet. Evtl. müssten Vorzeichen des Soll-Drehmoments und des Schwenkwinkels so berücksichtigt werden, dass der Steuerdruck immer positiv bleibt.
Entsprechend könnte der zweite Betriebsmodus ebenfalls den Pumpbetrieb in umgekehrter Drehrichtung der Triebwelle 4 beinhalten. Ein solches Ausführungsbeispiel würde
insgesamt vier Betriebsmodi aufweisen, jedoch die
beschriebene Regelung im Grunde beibehalten.
Es wäre auch denkbar, die erfindungsgemäße Regelung auf das Abbremsen und Beschleunigen einer hydromotorisch angetriebenen Winde anzuwenden, z.B. das katapultartige Beschleunigen und Abbremsen der Fahrzeuge einer Achterbahn mit einer hydromotorisch angetriebenen Winde und einem Seil.
Weiterhin findet die Erfindung bei einer Start/Stopp- Automatik eine besonders vorteilhafte Anwendung. So kann beim Wiederanlassen eines Verbrennungsmotors des
regenerativen Antriebssystems 1 ein Anlassdrehmoment an die erfindungsgemäße Regelvorrichtung gegeben werden und der Stellwinkel der Axialkolbenmaschine 5 wird automatisch auf die richtige Position zur Erzeugung des
Anlassdrehmoments gestellt. So kann mit der Erfindung besonders einfach ein regenerativer hydraulischer Anlasser realisiert werden.
Ein Lüfter könnte durch einen erfindungsgemäß geregelten Hydromotor angetrieben werden, der aus einer Druckleitung mit Druckmittel versorgt wird. Die Druckleitung wird von einem Konstantmotor versorgt und so ein gewisser Druck, der auch schwanken kann, aufrechterhalten. An die
Druckleitung könnte noch ein Hydrospeicher angeschlossen sein.
Die Erfindung ist auf alle hydrostatischen Maschinen anwendbar. Die Regelung des Steuerdrucks kann an jede Ruhelage der Stellvorrichtung im drucklosen Zustand, wie zum Beispiel eine mittige Ruhelage bei einem
Nullhubvolumen, angepasst werden.
Wenn auf das regenerative Antriebssystem 1, das durch die Axialkolbenmaschine 5 angetrieben wird, eine Störgröße wirkt, ist die erste Veränderung in dem regenerativen Antriebssystem 1 eine Veränderung im hydraulischen Druck in der zweiten Arbeitsleitung 8. Durch diese Druckänderung wird das hydraulische Gleichgewicht an dem Regelventil 19 verändert und die Axialkolbenmaschine 5 beginnt zu
verschwenken. Dieser Vorgang wird elektronisch erfasst und wie beschrieben kompensiert. Vorteilhafterweise kann dadurch aber auch das Auftreten der Störgröße zu einem frühen Zeitpunkt als Information für einen Dieselmotor als Antriebsmotor des regenerativen Antriebssystems 1 weiter verarbeitet und übermittelt werden. Das kann beispielswies über eine Busverbindung geschehen. Somit kann sich die Dieselansteuerung auf die Störgröße einstellen und es muss nicht die Totzeit bis zum Auftreten einer
Drehzahlabweichung bedingt durch die Störgröße abgewartet werden. Dieser Zeitvorsprung ist besonders von Vorteil bei Dieselmotorverstellungen, die aufgrund engerer
Abgasgrenzen, nicht mehr so dynamisch reagieren können. Eine Störgröße ist zum Beispiel eine Änderung des
Lastmoments durch das Ändern einer zu bewältigenden
Steigung .
Die genannten Ausführungsbeispiele und vor allem deren Einzelaspekte können in vorteilhafter Weise miteinander kombiniert werden.

Claims

Ansprüche
1. Verfahren zur Regelung eines Drehmoments einer
Triebwelle (4) einer hydrostatischen Maschine (5) , wobei die hydrostatische Maschine (5) eine Stellvorrichtung zur Einstellung ihres Hubvolumens aufweist, das Verfahren die folgenden Schritte aufweisend:
- Erfassen eines vorgegebenen Soll -Drehmoments (Sl, Sil) ;
- Erfassen eines eingestellten Hubvolumens der
hydrostatischen Maschine (5) (S2, S12) ;
- Regeln eines Volumenstroms in die Stellvorrichtung hinein oder aus der Stellvorrichtung heraus mittels eines Regelventils (19) zum Einstellen des Hubvolumens auf der Basis einer Kraftdifferenz zwischen einer Steuerkraft und einer in entgegengesetzter Richtung an dem Regelventil (19) angreifenden Kraft (S9, S20) ;
dadurch gekennzeichnet,
dass die in entgegengesetzter Richtung zu der Steuerkraft an dem Regelventil (19) angreifende Kraft eine
hydraulische Kraft ist, die durch einen auf der
Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine (5)
herrschenden Druck erzeugt wird und entgegen der
Steuerkraft wirkt, wobei die Größe der Steuerkraft in Abhängigkeit des erfassten Hubvolumens und des erfassten Soll-Drehmoments eingestellt wird (S5, S6; S17) .
2. Verfahren nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Steuerkraft wenigstens teilweise eine
hydraulische Kraft ist.
3. Verfahren nach Anspruch 2 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die hydraulische Kraft als einstellbare Komponente der Steuerkraft durch die Einstellung eines Öffnungsdrucks eines Druckbegrenzungsventils (30) aus dem Druck der
Hochdruckseite erzeugt wird (S7, S18) .
4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet,
dass die Steuerkraft in Abhängigkeit von dem Verhältnis aus erfasstem vorgegebenem Soll-Drehmoment zu dem
erfassten Hubvolumen erzeugt wird.
5. Verfahren nach Anspruch 4 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Steuerkraft in einem ersten Betriebsmodus proportional zu dem Verhältnis aus erfasstem Soll- Drehmoment zu dem erfassten Hubvolumen ist (S5, S17) .
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet,
dass die einstellbare Komponente der Steuerkraft in einem zweiten Betriebsmodus wenigstens zwei Anteile aufweist
(S6) , wobei der erste Anteil indirekt proportional zu dem Absolutbetrag des Verhältnisses aus erfasstem Soll- Drehmoment zu dem erfassten Hubvolumen und der zweite Anteil von einer Differenz aus dem erfassten vorgegebenen Soll-Drehmoment und einem Ist-Drehmoment der Triebwelle (4) der hydrostatischen Maschine (5) abhängt .
7. Verfahren nach Anspruch 6 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Ist-Drehmoment der Triebwelle (4) der
hydrostatischen Maschine (5) aus einem auf der
Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine (5)
herrschenden Hochdruck und dem erfassten Hubvolumen berechnet wird.
8. Verfahren nach Anspruch 7 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Höhe des Drucks auf der Hochdruckseite auf Basis der Steuerkraft abgeschätzt wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Steuerkraft zur Abschätzung des Hochdrucks gefiltert oder geglättet wird.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
dadurch gekennzeichnet ,
dass in einem ersten Betriebsmodus und in einem zweiten Betriebsmodus die Angriffsrichtung der Steuerkraft und der entgegengesetzten Kraft gegeneinander vertauscht wird.
11. Eine Regelungsvorrichtung zur Regelung eines
Drehmoments einer Triebwelle (4) einer hydrostatischen Maschine (5) , die eine Stellvorrichtung zum Einstellen des Hubvolumens der hydrostatischen Maschine (5) aufweist, die Regelungsvorrichtung aufweisend ein Regelventil (19) zum Regeln eines Volumenstroms in die Stellvorrichtung hinein oder aus der Stellvorrichtung heraus zum Einstellen des Hubvolumens auf der Basis einer Kraftdifferenz zwischen einer Steuerkraft und einer in entgegengesetzter Richtung an dem Regelventil (19) angreifenden Kraft, eine
Drehmomentvorgabevorrichtung (45) zum Vorgeben eines Soll- Drehmoments der Triebwelle (4) und eine
Hubvolumenerfassungsvorrichtung (46) zum Erfassen eines eingestellten Hubvolumens der hydrostatischen Maschine (5) ,
dadurch gekennzeichnet ,
dass zur Erzeugung der in entgegengesetzter Richtung an dem Regelventil (19) angreifenden Kraft eine Seite des Regelventils (19) mit einer Hochdruckseite der
hydraulischen Maschine (5) verbunden ist und dass die Regelvorrichtung eine Steuervorrichtung (40, 66) aufweist, die geeignet ist, die Größe der Steuerkraft abhängig von dem erfassten Hubvolumen und dem erfassten Soll-Drehmoment vorzugeben .
12. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 11,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Regelventil (19) einen ersten mit einer
Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine (5)
verbundenen Anschluss, einen zweiten mit einem
Niederdruckspeicher oder Tank (7) verbundenen Anschluss und einen dritten mit einer Stelldruckkammer (14) der Stellvorrichtung verbundenen Anschluss aufweist und das Regelventil (19) zwischen einer ersten, den ersten
Anschluss mit dem dritten Anschluss verbindenden Stellung und einer zweiten, den zweiten Anschluss mit dem dritten Anschluss verbindenden Stellung einstellbar ist.
13. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 11 oder 12,
dadurch gekennzeichnet,
dass zur Einstellung der Steuerkraft eine Steuerfläche des Regelventils (19) mit einer Steuerdruckleitung (27) verbunden oder verbindbar ist und die Steuerkraft mittels der Höhe des dort wirkenden Steuerdrucks einstellbar ist.
14. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 13,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Steuerdruckleitung (27) zur Einstellung des
Steuerdrucks aus dem Druck der Hochdruckseite ein
Druckbegrenzungsventil (30) aufweist, dessen Öffnungsdruck einstellbar ist.
15. Regelungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 11 bis 14,
dadurch gekennzeichnet,
dass ein Wechselventil (64) vorgesehen ist, wobei in einer ersten Stellung des Wechselventils (64) eine Steuerfläche des Regelventils (19) mit einer Hochdruckseite der
hydrostatischen Maschine (5) und eine zweite,
entgegengesetzt wirkende Steuerfläche des Regelventils (19) mit der Steuerdruckleitung (27) verbunden ist und in einer zweiten Stellung des Wechselventils (64) die zweite Steuerfläche des Regelventils (19) mit der Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine (5) und die erste
Steuerfläche des Regelventils (19) mit der
Steuerdruckleitung (27) verbunden ist, wobei die
Steuervorrichtung (66) geeignet ist, den Steuerdruck der Steuerdruckleitung (27) vorzugeben.
16. Regelungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 11 bis 15, dadurch gekennzeichnet ,
dass die Steuervorrichtung (40, 66) zur Berechnung der Steuerkraft nach einem der Ansprüche 4 bis 9 eingerichtet ist .
17. Regelungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 11 bis 16,
dadurch gekennzeichnet ,
dass die Hochdruckseite der hydrostatischen Maschine (5) mit einem Hochdruckspeicher (3) verbunden ist und die hydrostatische Maschine (5) aus einer Neutralstellung in zwei gegengesetzte Richtungen verstellbar ist.
18. Regelungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 11 bis 17,
dadurch gekennzeichnet,
dass ein Drucksensor zur Erfassung des Hochdrucks zur Überwachung der Regelung der RegelVorrichtung vorgesehen
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