EP2981458A1 - Rudermaschine - Google Patents

Rudermaschine

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EP2981458A1
EP2981458A1 EP14712692.4A EP14712692A EP2981458A1 EP 2981458 A1 EP2981458 A1 EP 2981458A1 EP 14712692 A EP14712692 A EP 14712692A EP 2981458 A1 EP2981458 A1 EP 2981458A1
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EP
European Patent Office
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hydraulic
cylinder
pump
chamber
rowing machine
Prior art date
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EP14712692.4A
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English (en)
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EP2981458B1 (de
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Roland Körner
Ulrich Stäuble
Swen Jörissen
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ThyssenKrupp Marine Systems GmbH
Original Assignee
ThyssenKrupp Marine Systems GmbH
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Publication date
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Publication of EP2981458B1 publication Critical patent/EP2981458B1/de
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    • F15B7/00—Systems in which the movement produced is definitely related to the output of a volumetric pump; Telemotors
    • F15B7/005—With rotary or crank input

Definitions

  • the invention relates to a steering machine with a hydraulic circuit and a compensation device for a hydraulic circuit.
  • both rowing machines are known, which are electrically driven and rowing machines, which are hydraulically driven.
  • Purely electrically operated rowing machines have an advantage in terms of energy efficiency compared to hydraulically operated rowing machines. However, they need a gear with high reduction or a drive with high torque.
  • a variable displacement pump for operation in an open hydraulic circuit of a steering gear is described, for example, in DE 1 036 088.
  • the invention has the object to increase the energy efficiency in a hydraulic circuit of a rowing machine.
  • a steering machine in particular for an underwater vehicle, is provided with a hydraulic circuit in which a pump is arranged, wherein the pump is a motor-driven reversible hydraulic pump and the hydraulic circuit is a closed circuit.
  • the steering machine according to the invention combines the advantages of the two types of drive described above, ie the advantages of energy efficiency, previously with electric drives could be achieved and the advantages of the high actuating forces that can be achieved with hydraulic drives.
  • a combination of electrically driven hydraulic pump in a closed hydraulic circuit is provided, which achieves an increased energy efficiency in a simple manner. Energy efficiency is essentially based on the use of a closed hydraulic circuit, so hydraulic power must be supplied only when the rudder is to be moved.
  • the basic idea of the solution according to the invention is thus, on the one hand, to provide a closed hydraulic circuit in order to minimize the energy to be expended and, on the other hand, to provide a re-variable pump in order to be able to travel in two directions while avoiding expensive valve controls, that is to say under use the same hydraulic circuit and without complex valve arrangements via a double-acting or two single-acting actuator cylinder to be able to move the rudder in one direction and optionally also in the other direction.
  • the hydraulic pump acts directly on a hydraulic cylinder arrangement, in particular on a double-acting cylinder of the same piston area and with double-sided piston rod.
  • the hydraulic pump is driven by a servomotor, in particular a servomotor operable in four-quadrant operation.
  • a servomotor operable in four-quadrant operation.
  • a delivered volume of the hydraulic pump is directly proportional to the cylinder stroke of the hydraulic cylinder assembly.
  • a such training is then the number of drive motor revolutions, which is in fixed proportion to the pivoting movement of the rudder and thus a very simple control is possible.
  • a rudder is connected via a coupling device, in particular via a connecting rod, with the hydraulic cylinder arrangement.
  • the movement of the rudder is controllable via the rotational movement of the servomotor, in particular the position of the rudder over the number of rotations of the servomotor adjustable.
  • valves for hydraulic locking of the rudder at pump standstill in the hydraulic circuit can also be provided valves for hydraulic locking of the rudder at pump standstill in the hydraulic circuit.
  • a hydraulic locking of the rotor is advantageous because then no provision must be made on the drive side in order to apply this counterforce, that is, no electrical or other energy is required at pump standstill.
  • a second pump is provided in the hydraulic circuit, which can be zuschalfbar in a second Leipsungs Grade, in particular in a high-performance area.
  • a pressure air operated motor driven hydraulic pump or a compressed air motor as an auxiliary drive for a hydraulic pump.
  • a pressure air operated motor driven hydraulic pump or a compressed air motor as an auxiliary drive for a hydraulic pump.
  • a compressed air motor is particularly advantageous because submarine side compressed air is available anyway and this is also available when other energy sources fail.
  • compressed air drives are inexpensive and easy to install, since no closed circuits and no return lines are required.
  • a balancing device for a closed hydraulic circuit in particular a rowing machine, in which a reversible hydraulic pump driven by a motor acts directly on a hydraulic cylinder arrangement for controlling a rudder, is provided, the balancing device providing a predetermined pressure in the hydraulic circuit is and comprises a tandem cylinder with double-sided piston rod and the same piston surfaces, wherein two effective in the same direction piston surfaces with a hydraulic accumulator and the other two piston surfaces are each in communication with one side of the hydraulic cylinder assembly.
  • the balancer sees in a simple and effective way the pressure required for the closed hydraulic necessary volume compensation, as is necessary to compensate for temperature-related volume fluctuations and leaks.
  • Temperature and leakage-related volume changes are compensated by means of the compensation device according to the invention in such a way that the overall system remains “hard” when driving the cylinder, in contrast to systems known from the prior art systems known from the prior art react "softly", which requires a complicated control of the piston stroke.
  • the balancing device according to the invention thus provides on the one hand for the required volume compensation, but on the other hand avoids the otherwise known from hydraulic accumulators spring effects.
  • the balancing device according to the invention can be used not only for a closed hydraulic circuit of a rudder system, but also in any other hydraulic circuits, preferably closed circuits, to achieve this effect.
  • the hydraulic cylinder arrangement comprises a working cylinder, in particular a double-acting working cylinder of the same piston area and with a piston rod on both sides.
  • the tandem cylinder has a first cylinder having a first chamber and a second chamber and a second cylinder having a first chamber and a second chamber
  • the working cylinder has a first chamber and a second chamber, the respective first chambers respectively on the one, z. B. the left side of the respective piston surfaces and the respective second chambers are on the respective other, then the right side of the respective piston surfaces, wherein the first chamber of the working cylinder is connected to the first chamber of the first cylinder and the second chamber of the Working cylinder is connected to the first chamber of the second cylinder, and wherein the second chamber of the first ⁇ s cylinder is connected to the hydraulic accumulator and the second chamber of the second cylinder is connected to the hydraulic accumulator.
  • a medium pressure to be set in the hydraulic circuit is equal to half the maximum pump pressure difference plus a pedestal pressure.
  • the steering machine is equipped with a compensation device, as described above.
  • FIG. 1 is a schematic representation of a closed hydraulic system according to an embodiment of the invention, a schematic representation of a closed hydraulic system with a compensation device according to a further embodiment of the invention, and
  • Fig. 3 is a hydraulic circuit diagram of a steering machine with balancing device according to another embodiment of the invention.
  • FIG. 1 is a schematic representation of a closed hydraulic circuit 1, in which a reversible hydraulic pump 4 operated by a servomotor 5 acts directly on a double-acting cylinder 2 with a piston rod 6 on both sides.
  • the two-sided piston rod diameter are the same size.
  • a rudder also not shown here is articulated to the piston rod 6 (see FIG. 3) and the rudder motion tion is controlled exclusively by the movement of the servomotor 5.
  • To reverse the direction of the servo motor 5 and the hydraulic pump 4 are stopped and started again in the opposite direction.
  • the hydraulic circuit 1 of this closed system is designed for a specific system pressure. If the hydraulic fluid in the hydraulic circuit 1 expands due to temperature, the system pressure may increase and exceed permissible pressures. On the other hand, if the system pressure decreases due to temperature and / or leakage, cavitation phenomena can occur on pumps and valves and the function of the system can no longer be fulfilled.
  • a hydraulic accumulator 3 is connected to both sides of a hydraulic working cylinder 2, which is biased by the system pressure.
  • the gas volume must not be too small, otherwise there will be large system pressure fluctuations as a result of temperature fluctuations.
  • FIG. 2 is a schematic representation of a closed hydraulic system with a hydraulic circuit 1 according to another embodiment of the invention, which, in contrast to the "soft" system shown in FIG. 1, is a “hard” system which also in the case of temperature and leakage-related volume changes.
  • a tandem cylinder 7 with a piston rod 8 on both sides and piston surfaces of equal size is arranged in the hydraulic circuit 1.
  • the tandem cylinder 7 has a first cylinder 9 with a first chamber 10 and a second chamber 10 'and a second cylinder 11 having a first chamber 12 and a second chamber 12'
  • the working cylinder 2 also has a first chamber 13 and a second chamber 13 ' Chambers, namely the first chamber 10 of the first cylinder 9, the first chamber 12 of the second cylinder 1 1 and the first chamber 13 of the working cylinder 2 are in the figure respectively on the left side of the respective piston surfaces 14, 15 and 1 6.
  • the second Chambers namely the second chamber 10 'of the first cylinder 9, the second chamber 12' of the second cylinder 1 1 and the second chamber 13 'of the working cylinder 2 li
  • the first chamber 13 of the working cylinder 2 is connected to the first chamber 10 of the first cylinder 9
  • the second chamber 13 'of the working cylinder 2 is connected to the first chamber 12 of the second cylinder 1 1 connected.
  • the second chamber 10 'of the first cylinder 9 is connected to a hydraulic accumulator 3 and the second chamber 12' of the second cylinder 1 1 is also connected to the hydraulic accumulator 3.
  • the chamber pressures push the tandem piston 8 to the right.
  • the piston forces add up.
  • the pressure of the hydraulic accumulator acts on the piston surfaces 14, 15.
  • the pressure in the hydraulic accumulator is therefore the arithmetic mean of the two chamber pressures of the working cylinder 2. If the hydraulic volume of the hydraulic circuit 1 increases due to an increase in temperature, the piston rod 8 shifts of the tandem cylinder 7 to the right and liquid from the two right chambers 10 ', 12' of the tandem cylinder 7 is pressed into the hydraulic accumulator 3.
  • the system pressure increases accordingly slightly suspend the displaced volume in the hydraulic accumulator.
  • hydraulic fluid from the hydraulic accumulator 3 in the hydraulic circuit 1 pushes the piston rod 8 of the tandem cylinder 7 to the left and the circulation volume is reduced.
  • the system pressure is maintained down to a minimum pressure drop.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram of a steering machine 17 with a balancer according to another embodiment of the invention.
  • a hydraulic pump 4 acts directly on a double-acting cylinder 2 with double-sided piston rod 6, wherein the piston rod diameter are the same size.
  • a coupling device 18, which is designed here as a connecting rod a rudder 19 is coupled motion with the working cylinder 2.
  • the hydraulic pump 4 is reversible and is driven by the servo motor 5. To reverse the direction of the servo motor 5 and the hydraulic pump 4 are stopped and in opposite Direction of rotation approached again.
  • the hydraulic pump 4 is designed here as a screw pump, since it has the advantage of pulsation poverty.
  • the pump 4 is designed to reach the nominal torque under nominal load for starting already. In addition, small numbers of revolutions should be realized for acoustic reasons. This can be achieved by so-called torque motors, designed as permanently excited synchronous motors. These have a starting torque in the amount of the rated torque. Since the rudder movement is controlled by the hydraulic pump 4, a motor controller 20 is provided, which is designed for the four-quadrant operation. The rudder movement is thus controlled exclusively by the rotational movement of the servomotor 5. If no rudder adjustment is required, the rudder 19 is hydraulically locked in its position by retaining valves 21, 21 '(check valves). As a result, no engine torque is applied at standstill and energy is saved. In addition to the pipe losses cause the holding valves 21, 21 'a loss. For low-loss operation, these are low-resistance in the open state.
  • pressure limiting valves 22, 22 ' are arranged in the hydraulic circuit 1 to protect the engine 5 and pump 4, which limit the oil pressure and thus the engine torque.
  • a cooler 23 is provided close to the pump 4.
  • a compensation device as already described in connection with FIG. 2, is also provided here.
  • This is again served by the Tandem cylinder 7 with double-sided piston rod 8 and the same piston surfaces.
  • the suction and pressure side of the working cylinder 2 are connected to the tandem cylinder 7 such that add the piston forces.
  • the connection of the individual chambers has already been described in detail in connection with FIG.
  • the pressure of the hydraulic accumulator 3. This pressure is exactly the arithmetic mean of the suction and pressure side of the working cylinder 2. If the volume expands, the piston rod 8 of the tandem cylinder 7 is moved in Fig.
  • the mean system pressure rises slightly. Reduces the hydraulic volume in the hydraulic circuit 1 due to cooling, pushes the hydraulic accumulator 3 hydraulic fluid in the tandem cylinder 7, which then moves in Fig. 3 to the left and reduces the circulation volume, so that the system pressure drops slightly.
  • the medium pressure to be set is thus equal to half the maximum pump pressure difference plus a pedestal pressure to avoid cavitation on pumps and valves.
  • the diving pressure In underwater vehicles, it is customary to guide the piston rod 6 of the working cylinder 2 through a pressure body 24. Thus, the diving pressure additionally acts on the piston rod 6. In order to act on the cylinder 2, regardless of the depth no forces other than the rudder, the diving pressure is also performed on the opposite side 25 of the piston rod 6, whereby lower actuating forces and pump pressures and thus lower Loss of the pump 4 due to internal leakage can be realized.
  • the maximum required pump power can also be divided into two units of different delivery capacity.
  • small rudder deflections are sufficient at low adjustment speeds.
  • z. B. for port maneuvers large adjustment speeds required.
  • the ⁇ a pump with a higher delivery capacity is connected in parallel. Since a smaller pump unit less leakage losses, less friction and the power controller of a smaller motor has lower electrical losses compared to a large electric motor, the steering machine 1 7 can be operated even more efficient. In addition, there is redundancy.
  • a pneumatic motor 26 which drives the pump 4 in the event of failure of the servomotor 5 or the control.
  • compressed air is readily and instantaneously available to an underwater vehicle from compressed air tanks 27.
  • the pneumatic motor 26 is, however, usefully only then connected to the pump 4, which is indicated by the dashed line 28 when the compressed air motor 26 is acted upon by compressed air.
  • This circuit is known from compressed air starters for diesel engines.
  • the rudder 19 is then set either manually or electrically via a 3/4-way valve 29.
  • the control of the steering machine 19 is performed as follows.
  • the desired rudder angle or the travel s of the working cylinder 2 is predetermined.
  • a controller 30 for the path specification 31 determines the deviation from the actual value and specifies the direction of rotation and rotational speed of the motor 5.
  • the controller 30 has the task of avoiding a swing around the setpoint.
  • the working cylinder 2 is equipped with a displacement sensor 32 for measuring distance.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Rudermaschine, insbesondere für ein Unterwasserfahrzeug, mit einem Hydraulikkreislauf (1), in welchem eine Pumpe (4) angeordnet ist, wobei die Pumpe (4) eine motorbetriebene reversierbare Hydraulikpumpe (4) ist, und dass der Hydraulikkreislauf (1) ein geschlossener Kreislauf ist. Es ist eine Ausgleichseinrichtung für einen geschlossenen Hydraulikkreislauf, insbesondere einer Rudermaschine vorgesehen, in welchem eine durch einen Motor (5) angetriebene reversierbare Hydraulikpumpe (4) direkt auf eine Hydraulikzylinderanordnung zur Steuerung eines Ruders wirkt, wobei die Ausgleichseinrichtung zum Konstanthalten eines vorbestimmten Drucks in dem Hydraulikkreislauf (1) vorgesehen ist und einen Tandemzylinder (7) mit beidseitiger Kolbenstange (8) und gleichen Kolbenflächen umfasst, wobei zwei in dieselbe Richtung wirksame Kolbenflächen mit einem Hydrospeicher (3) und die anderen beiden Kolbenflächen jeweils mit einer Seite der Hydraulikzylinderanordnung in Verbindung stehen.

Description

Rudermaschine
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine Rudermaschine mit einem Hydraulikkreislauf und eine Ausgleichseinrichtung für einen Hydraulikkreislauf.
Im Stand der Technik sind sowohl Rudermaschinen bekannt, die elektrisch angetrieben werden als auch Rudermaschinen, die hydraulisch angetrieben werden.
Rein elektrisch betriebene Rudermaschinen haben im Hinblick auf die Energieeffizienz gegenüber hydraulisch betriebenen Rudermaschinen einen Vorteil. Allerdings benötigen sie ein Getriebe mit hoher Untersetzung oder einen Antrieb mit hohem Drehmoment.
Bei größeren Stellkräften werden fast ausschließlich hydraulische Antriebe eingesetzt. Als Stellantrieb werden dabei beispielsweise Plungerzy- linder, doppeltwirkende Hydraulikzylinder oder Drehkolbenzylinder verwendet, die in einem offenen hydraulischen Kreislauf betrieben werden. Dabei stellt eine Hydraulikpumpe den benötigten Hydraulikdruck zur Verfügung. Die Ansteuerung der Stellantriebe erfolgt meist über Stetigventile. Die Hydraulikpumpen werden entweder dauernd betrieben, oder aber, um Energie einzusparen, zeitweise abgestellt, wobei dann die erforderliche Hydraulikenergie zuvor aufgeladenen Speichern entnommen wird.
Um Energie zu sparen, ist der Einsatz von verstellbaren Hydraulikpumpen (Schrägachsenmaschinen) und die Drehzahlregelung der Pumpenan- triebe bekannt. Allerdings muss auch bei kleinen Drehzahlen ein ausreichendes Moment vorhanden sein.
Wegen der Ansteuerung mittels Hydraulikventilen und den damit ver- bundenen Strömungsverlusten ist eine derartige Ruderanlage wenig energieeffizient.
Eine regelbare Verstellpumpe zum Betrieb in einem offenen Hydraulikkreislauf einer Ruderanlage ist beispielsweise in DE 1 036 088 beschrie- ben.
Vor diesem Stand der Technik liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die Energieeffizienz in einem hydraulischen Kreislauf einer Rudermaschine zu erhöhen.
Diese Aufgabe wird gemäß der Erfindung durch eine Rudermaschine mit den in Anspruch 1 angegebenen Merkmalen sowie durch eine Ausgleichseinrichtung mit den in Anspruch 13 angegebenen Merkmalen gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den jewei- ligen abhängigen Ansprüchen definiert. Hierbei können gemäß der Erfindung die in den Unteransprüchen und der Beschreibung angegebenen Merkmale jeweils für sich aber auch in geeigneter Kombination die erfindungsgemäße Lösung gemäß Anspruch 1 bzw. gemäß Anspruch 13 weiterbilden.
Erfindungsgemäß wird eine Rudermaschine, insbesondere für ein Unterwasserfahrzeug, mit einem Hydraulikkreislauf bereitgestellt, in welchem eine Pumpe angeordnet ist, wobei die Pumpe eine motorbetriebene reversierbare Hydraulikpumpe ist und der Hydraulikkreislauf ein geschlossener Kreislauf ist. Die erfindungsgemäße Rudermaschine vereint die Vorteile der beiden oben beschriebenen Antriebsarten, d. h. die Vorteile der Energieeffizienz, die bisher mit elektrischen Antrieben erzielt werden konnten und die Vorteile der hohen Stellkräfte, die mit hydraulischen Antrieben erzielbar sind. Es wird eine Kombination von elektrisch angetriebener Hydraulikpumpe in einem geschlossenen Hydraulikkreislauf vorgesehen, welche eine erhöhte Energieeffizienz auf ein- fache Weise erzielt. Die Energieeffizienz beruht im Wesentlichen darauf, dass ein geschlossener hydraulischer Kreislauf Verwendung findet, sodass hydraulische Energie nur dann zugeführt werden muss, wenn das Ruder bewegt werden soll. Grundgedanke der erfindungsgemäßen Lösung ist es somit, einerseits einen geschlossenen hydraulischen Kreislauf vorzusehen, um die aufzuwendende Energie möglichst gering zu halten, andererseits eine rever- sierbare Pumpe vorzusehen, um unter Vermeidung aufwendiger Ventilsteuerungen in zwei Richtungen fahren zu können, das heißt unter Ver- wendung desselben hydraulischen Kreislaufes und ohne aufwändige Ventilanordnungen über einen doppeltwirkenden oder zwei einfach wirkende Stellzylinder das Ruder in die eine Richtung und wahlweise auch in die andere Richtung bewegen zu können. Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform wirkt die Hydraulikpumpe direkt auf eine Hydraulikzylinderanordnung, insbesondere auf einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder gleicher Kolbenfläche und mit beidseitiger Kolbenstange. Gemäß noch einer bevorzugten Ausführungsform ist die Hydraulikpumpe durch einen Servomotor, insbesondere einen im Vierquadrantenbetrieb betreibbarer Servomotor, angetrieben. Ein solcher Antrieb hat den Vorteil, dass die Ruderstellung direkt durch den Elektromotor steuerbar ist und keine Wegaufnehmer oder dergleichen erforderlich sind.
Vorzugsweise ist ein gefördertes Volumen der Hydraulikpumpe direkt proportional zu dem Zylinderhub der Hydraulikzylinderanordnung. Eine solche Ausbildung ist dann die Anzahl der Antriebsmotorumdrehungen, die im festen Verhältnis zur Schwenkbewegung des Ruders steht und somit eine sehr einfache Steuerung möglich ist. Darüber hinaus ist es bevorzugt, wenn ein Ruder über eine Koppeleinrichtung, insbesondere über eine Pleuelstange, mit der Hydraulikzylinderanordnung verbunden ist.
Gemäß noch einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die Be- wegung des Ruders über die Drehbewegung des Servomotors steuerbar, insbesondere die Stellung des Ruders über die Anzahl der Drehungen des Servomotors einstellbar.
Es können weiterhin Ventile zum hydraulischen Verriegeln des Ruders bei Pumpenstillstand im Hydraulikkreislauf vorgesehen sein. Eine hydraulische Verriegelung des Rotors ist vorteilhaft, da dann antriebsseitig keine Vorkehrungen getroffen werden müssen, um diese Gegenkraft aufbringen zu müssen, das heißt bei Pumpenstillstand auch keine elektrische oder sonstige Energie erforderlich ist.
Auch ist es vorteilhaft, wenn Druckbegrenzungsventile im hydraulischen Kreislauf vorgesehen sind.
Bei einseitiger Beaufschlagung einer Kolbenstange der Hydraulikzylin- deranordnung mit Tiefendruck ist es von Vorteil, wenn ein abgewandt gegenüberliegendes Ende der Kolbenstange ebenfalls mit Tiefendruck beaufschlagbar ist. Eine solche Ausgestaltung hat den Vorteil, dass die Kolbenstange hinsichtlich des Tiefendrucks stets druckausgeglichen ist, das heißt unabhängig von der Tauchtiefe stets die gleichen Kräfte zur Bewegung des Ruders erforderlich sind. In einer Zuleitung der Hydraulikpumpe können Kühler zum Abführen von Verlusfwärme angeordnet sein. Eine solche Kühlung der Hydraulikflüssigkeit in der Zuleitung der Hydraulikpumpe ist besonders wirksam um Kavitation zu vermeiden.
Gemäß noch einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist in dem Hydraulikkreislauf eine zweite Pumpe vorgesehen, welche in einem zweiten Leisfungsbereich, insbesondere in einem Hochleistungsbereich, zuschalfbar ist.
Vorzugsweise ist in dem Hydraulikkreislauf zusätzlich eine von einem druckluffbetriebenen Motor angetriebene Hydraulikpumpe oder ein Druckluftmotor als Hilfsantrieb für eine Hydraulikpumpe vorgesehen. Als Hilfsantrieb einen Druckluftmotor einzusetzen, ist besonders vorteilhaft, da unterseebootseitig Druckluft ohnehin zur Verfügung steht und diese auch verfügbar ist, wenn andere Energiequellen ausfallen. Darüber hinaus sind Druckluftantriebe kostengünstig und einfach zu installieren, da keine geschlossenen Kreisläufe und keine Rückführleitungen erforderlich sind.
Erfindungsgemäß wird darüber hinaus eine Ausgleichseinrichtung für einen geschlossenen Hydraulikkreislauf, insbesondere einer Rudermaschine, in welchem eine durch einen Motor angetriebene reversierbare Hydraulikpumpe direkt auf eine Hydraulikzylinderanordnung zur Steue- rung eines Ruders wirkt, bereitgestellt, wobei die Ausgleichseinrichtung zum Konstanthalten eines vorbestimmten Drucks in dem Hydraulikkreislauf vorgesehen ist und einen Tandemzylinder mit beidseitiger Kolbenstange und gleichen Kolbenflächen umfasst, wobei zwei in dieselbe Richtung wirksame Kolbenflächen mit einem Hydrospeicher und die anderen beiden Kolbenflächen jeweils mit einer Seite der Hydraulikzylinderanordnung in Verbindung stehen. Die Ausgleichseinrichtung sieht auf einfache und effektive Weise den für den geschlossenen Hydraulik- kreislauf notwendigen Volumenausgleich vor, wie er zum Ausgleich von temperaturbedingten Volumenschwankungen und Leckagen erforderlich ist. Temperatur- und leckagebedingte Volumenänderungen werden mittels der erfindungsgemäßen Ausgleichseinrichtung derart aus- geglichen, dass das Gesamtsystem beim Fahren des Zylinders im Gegensatz zu aus dem Stand der Technik bekannten Systemen „hart" bleibt. Aus dem Stand der Technik bekannte Systeme reagieren dagegen „weich", was eine aufwändige Regelung des Kolbenhubs erfordert. Die erfindungsgemäße Ausgleichseinrichtung sorgt also einerseits für den erforderlichen Volumenausgleich, vermeidet jedoch andererseits die von hydraulischen Speichern sonst bekannten Federwirkungen. Die erfindungsgemäße Ausgleichseinrichtung ist nicht nur für einen geschlossenen Hydraulikkreislauf einer Ruderanlage einsetzbar, sondern auch in beliebigen anderen hydraulischen Kreisläufen, vorzugsweise geschlossenen Kreisläufen, um diesen Effekt zu erzielen.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform umfasst die Hydraulikzylinderanordnung einen Arbeitszylinder, insbesondere einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder gleicher Kolbenfläche und mit beidseitiger Kol- benstange.
Vorzugsweise weist der Tandemzylinder einen ersten Zylinder mit einer ersten Kammer und einer zweiten Kammer und einen zweiten Zylinder mit einer ersten Kammer und einer zweiten Kammer auf, und der Ar- beitszylinder weist eine erste Kammer und eine zweite Kammer auf, wobei die jeweiligen ersten Kammern jeweils auf der einen, z. B. der linken Seite der jeweiligen Kolbenflächen liegen und die jeweiligen zweiten Kammern auf der jeweiligen anderen, dann der rechten Seite der jeweiligen Kolbenflächen liegen, wobei die erste Kammer des Ar- beitszylinders mit der ersten Kammer des ersten Zylinders verbunden ist und die zweite Kammer des Arbeitszylinders mit der ersten Kammer des zweiten Zylinders verbunden ist, und wobei die zweite Kammer des ers- †en Zylinders mit dem Hydrospeicher verbunden ist und die zweite Kammer des zweiten Zylinders mit dem Hydrospeicher verbunden ist.
Weiterhin ist es bevorzugt, wenn ein einzustellender Mitteldruck in dem Hydraulikkreislauf gleich einer halben maximalen Pumpendruckdifferenz plus einem Sockeldruck ist.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die Rudermaschine mit einer Ausgleichseinrichtung, wie oben beschrieben, ausge- stattet.
Die Erfindung ist nachfolgend anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigen Fig. 1 eine schematische Darstellung eines geschlossenes hydraulisches System gemäß einer Ausführungsform der Erfindung, eine schematische Darstellung eines geschlossenes hydraulisches Systems mit einer Ausgleichseinrichtung gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung, und
Fig. 3 ein Hydraulikschaltplan einer Rudermaschine mit Ausgleichseinrichtung gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 1 ist eine schematische Darstellung eines geschlossenen Hydraulikkreislaufs 1 , in welchem eine durch einen Servomotor 5 betriebene re- versierbare Hydraulikpumpe 4 direkt auf einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder 2 mit beidseitiger Kolbenstange 6 wirkt. Die beidseitigen Kolbenstangendurchmesser sind dabei gleich groß. Über eine hier nicht dargestellte Pleuelstange ist ein ebenfalls hier nicht dargestelltes Ruder an die Kolbenstange 6 angelenkt (siehe Fig. 3) und die Ruderbewe- gung wird ausschließlich durch die Bewegung des Servomotors 5 gesteuert. Zur Richtungsumkehr werden der Servomotor 5 und die Hydraulikpumpe 4 gestoppt und in entgegengesetzter Richtung wieder angefahren.
Der Hydraulikkreislauf 1 dieses geschlossenen Systems ist für einen bestimmten Systemdruck ausgelegt. Dehnt sich temperaturbedingt die Hydraulikflüssigkeit in dem Hydraulikkreislauf 1 aus, kann sich der Systemdruck erhöhen und zulässige Drücke überschreiten. Verringert sich der Systemdruck dagegen temperaturbedingt und/oder in Folge von Leckagen, kann es zu Kavitationserscheinungen an Pumpen und Ventilen kommen und die Funktion des Systems nicht mehr erfüllt werden. Um den Druck in diesem System daher möglichst konstant zu halten, ist an beide Seiten eines hydraulischen Arbeitszylinders 2 jeweils ein Hydro- Speicher 3 angeschlossen, der mit dem Systemdruck vorgespannt ist. Hierbei darf das Gasvolumen nicht zu klein bemessen sein, da es ansonsten in Folge von Temperaturschwankungen zu großen Systemdruckschwankungen kommt. Bei der hier dargestellten Ausführungsform handelt es sich um ein„weiches" System. Bei einer äußeren Belastung gibt der Kolben des Arbeitszylinders 2 nach. Druckseitig fließt Hydraulikflüssigkeit in den Hydrospeicher 3, während der saugseitige Hydrospei- cher 3 sich entspannt. Eine neue Gleichgewichtslage wird erreicht. Wird der Kolben des Arbeitszylinders 2 von der Hydraulikpumpe 4 angetrieben, so ist ein zusätzliches Volumen zu fördern und zusätzliche Kompres- sionsarbeit zu leisten, was durch eine Regelung des Kolbenhubs einzustellen ist.
Fig. 2 ist eine schematische Darstellung eines geschlossenen hydraulischen Systems mit einem Hydraulikkreislauf 1 gemäß einer weiteren Aus- führungsform der Erfindung, wobei es sich hier im Gegensatz zu dem in Fig. 1 dargestellten„weichen" System um ein„hartes" System handelt, welches auch bei Temperatur- und Leckagebedingten Volumenände- rungen im Hydraulikkreislauf 1 beim Bewegen des Zylinders„hart" bleibt. Um dies zu erreichen, ist in der hier dargestellten Ausführungsform ein Tandemzylinder 7 mit beidseitiger Kolbenstange 8 und gleich großen Kolbenflächen in dem Hydraulikkreislauf 1 angeordnet. Der Tandemzy- linder 7 weist einen ersten Zylinder 9 mit einer ersten Kammer 10 und einer zweiten Kammer 10' und einen zweiten Zylinder 1 1 mit einer ersten Kammer 12 und einer zweiten Kammer 12' auf. Der Arbeitszylinder 2 weist ebenfalls eine erste Kammer 13 und eine zweite Kammer 13' auf. Die ersten Kammern, nämlich die erste Kammer 10 des ersten Zylinders 9, die erste Kammer 12 des zweiten Zylinders 1 1 und die erste Kammer 13 des Arbeitszylinders 2 liegen in der Figur jeweils auf der linken Seite der jeweiligen Kolbenflächen 14, 15 und 1 6. Die zweiten Kammern, nämlich die zweite Kammer 10' des ersten Zylinders 9, die zweite Kammer 12' des zweiten Zylinders 1 1 und die zweite Kammer 13' des Ar- beitszylinders 2 liegen dagegen auf der jeweiligen rechten Seite der jeweiligen Kolbenflächen 14, 15 und 16. Ferner ist die erste Kammer 13 des Arbeitszylinders 2 mit der ersten Kammer 10 des ersten Zylinders 9 verbunden, und die zweite Kammer 13' des Arbeitszylinders 2 ist mit der ersten Kammer 12 des zweiten Zylinders 1 1 verbunden. Die zweite Kammer 10' des ersten Zylinders 9 ist mit einem Hydrospeicher 3 verbunden und die zweite Kammer 12' des zweiten Zylinders 1 1 ist ebenfalls mit dem Hydrospeicher 3 verbunden. Durch die so in Fluidkommu- nikation stehenden Kammernl 0, 10', 12, 12', 13, 13' der Zylinder 2, 9 und 1 1 drücken die Kammerdrücke den Tandemkolben 8 nach rechts. Die Kolbenkräfte addieren sich. In entgegengesetzter Richtung nach links wirkt der Druck des Hydrospeichers auf die Kolbenflächen 14, 15. Der Druck im Hydrospeicher ist folglich das arithmetische Mittel der beiden Kammerdrücke des Arbeitszylinders 2. Erhöht sich das Hydraulikvolumen des Hydraulikkreislaufs 1 durch einen Temperaturanstieg, so verschiebt sich die Kolbenstange 8 des Tandemzylinders 7 nach rechts und Flüssigkeit aus den beiden rechten Kammern 10', 12' des Tandemzylinders 7 wird in den Hydrospeicher 3 gedrückt. Der Systemdruck steigt entspre- chend dem verdrängten Volumen im Hydrospeicher leicht an. Vermindert sich das Hydraulikvolumen im Hydraulikkreislauf 1 infolge einer Abkühlung oder einer Leckage, schiebt Hydraulikflüssigkeit aus dem Hydrospeicher 3 im Hydrokreislauf 1 die Kolbenstange 8 des Tandemzylin- ders 7 nach links und das Kreislaufvolumen wird verringert. Der Systemdruck bleibt bis auf eine minimale Druckabsenkung erhalten.
Wirkt bei verschlossener Pumpe 4 eine Kraft F auf die Kolbenstange 6 des Arbeitszylinders 2, so entlastet sich die der Kraftrichtung zugewand- te Kolbenkammer um Δρ während die andere Kammer um Δρ belastet wird. Auf den Tandemzylinder 7 wirkt wieder das arithmetische Mittel, welches dem Systemdruck, vorgegeben durch den Gasdruck im Hydrospeicher 3, entspricht. Die Kolbenstange 6 wird sich nicht bewegen. Der einzustellende Systemdruck ist damit gleich der halben zulässigen Pumpendruckdifferenz plus einem Sockeldruck. Dieser ist notwendig, um Kavitation auszuschließen. Die Volumina von Tandemkolben 8 und Hydrospeicher 3 sind so bemessen, dass der geforderte Dichte- bzw. Temperaturbereich mit ausreichender Sicherheit ausgeglichen werden kann und auch für angenommene Leckagen ausreichend Flüssigkeit vorhanden ist.
Fig. 3 ist ein Hydraulikschaltplan einer Rudermaschine 17 mit einer Ausgleichseinrichtung gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung. Wie hier ebenfalls erkennbar ist, handelt es sich um einen ge- schlossenen Hydraulikkreislauf 1 , in welchem eine Hydraulikpumpe 4 direkt auf einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder 2 mit beidseitiger Kolbenstange 6 wirkt, wobei die Kolbenstangendurchmesser gleich groß sind. Über eine Koppeleinrichtung 18, welche hier als Pleuelstange ausgebildet ist, ist ein Ruder 19 mit dem Arbeitszylinder 2 bewegungs- gekoppelt. Die Hydraulikpumpe 4 ist reversierbar und wird durch den Servomotor 5 angetrieben. Zur Richtungsumkehr werden der Servomotor 5 und die Hydraulikpumpe 4 gestoppt und in entgegengesetzter Drehrichtung wieder angefahren. Die Hydraulikpumpe 4 ist hier als Schraubenspindelpumpe ausgeführt, da sie den Vorteil der Pulsations- armut aufweist. Weiterhin ist die Pumpe 4 ausgelegt, um unter Nennlast zum Anlauf bereits das Nennmoment zu erreichen. Außerdem sollten aus akustischen Gründen kleine Drehzahlen realisiert werden. Dies kann durch so genannte Torque-Motoren, ausgeführt als permanent erregte Synchronmotoren, erreicht werden. Diese haben ein Anfahrmoment in der Höhe des Nennmomentes. Da die Ruderbewegung über die Hydraulikpumpe 4 gesteuert wird, ist ein Motorsteller 20 vorgesehen, welcher für den Vier-Quadranten- Betrieb ausgelegt ist. Die Ruderbewegung wird damit ausschließlich über die Drehbewegung des Servomotors 5 gesteuert. Wird keine Ruderverstellung gefordert, wird das Ruder 19 in seiner Stellung durch Hal- teventile 21 , 21 ' (Rückschlagventile) hydraulisch verriegelt. Dadurch ist kein Motormoment im Stillstand aufzubringen und es wird Energie gespart. Neben den Rohrleitungsverlusten bewirken die Halteventile 21 , 21 ' einen Verlust. Für einen verlustarmen Betrieb sind diese im geöffneten Zustand widerstandsarm ausgeführt.
Fährt der Arbeitszylinder 2 in eine Endlage und der Motor 5 schaltet sich aus, sind zum Schutz von Motor 5 und Pumpe 4 Druckbegrenzungsventile 22, 22' in dem Hydraulikkreislauf 1 angeordnet, die den Öldruck und damit das Motormoment begrenzen. Um Verlustwärme abzuführen die überwiegend durch Reibungsverluste in der Pumpe 4 entsteht ist nahe an der Pumpe 4 ein Kühler 23 vorgesehen.
Da der geschlossene Hydraulikkreislauf 1 einen Volumenausgleich benötigt, um Volumenänderungen infolge von Temperaturänderungen aufzunehmen bzw. den mittleren Druck im System konstant zu halten, ist auch hier eine Ausgleichseinrichtung, wie in Zusammenhang mit Fig. 2 bereits beschrieben wurde, vorgesehen. Hierzu dient wiederum der Tandemzylinder 7 mit beidseitiger Kolbenstange 8 und gleichen Kolbenflächen. Die Saug- und Druckseite des Arbeitszylinders 2 sind mit dem Tandemzylinder 7 derartig verbunden, dass sich die Kolbenkräfte addieren. Die Verbindung der einzelnen Kammern wurde bereits in Zusam- menhang mit Figur 2 eingehend beschrieben. In entgegengesetzter Richtung wirkt der Druck des Hydrospeichers 3. Dieser Druck ist genau das arithmetische Mittel der Saug- und Druckseite des Arbeitszylinders 2. Dehnt sich das Volumen aus, so wird die Kolbenstange 8 des Tandemzylinders 7 in Fig. 3 nach rechts verschoben und Flüssigkeit in den Hydro- Speicher 3 gedrückt. Der mittlere Systemdruck steigt leicht an. Vermindert sich das Hydraulikvolumen im Hydraulikkreislauf 1 infolge einer Abkühlung, schiebt der Hydrospeicher 3 Hydraulikflüssigkeit in den Tandemzylinder 7, der sich dann in Fig. 3 nach links bewegt und das Kreislaufvolumen verringert, so dass der Systemdruck leicht sinkt. Der einzu- stellende Mitteldruck ist damit gleich der halben maximalen Pumpen- druckdifferenz plus einem Sockeldruck zur Vermeidung von Kavitation an Pumpen und Ventilen.
Bei Unterwasserfahrzeugen ist es üblich, die Kolbenstange 6 des Arbeits- Zylinders 2 durch einen Druckkörper 24 zu führen. Dadurch wirkt der Tauchdruck zusätzlich auf die Kolbenstange 6. Damit auf den Arbeitszylinder 2 unabhängig von der Tiefe keine weiteren Kräfte als das Rudermoment wirken, wird der Tauchdruck auch auf die entgegengesetzte Seite 25 der Kolbenstange 6 geführt, wodurch geringere Stellkräfte und Pumpendrücke und damit auch geringere Verluste der Pumpe 4 infolge innerer Leckage realisiert werden können.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform kann die maximal benötigte Pumpenleistung auch auf zwei Aggregate unterschiedlicher Förderka- pazität aufgeteilt werden. Für die überwiegende Betriebszeit reichen kleine Ruderausschläge bei geringen Verstellgeschwindigkeiten aus. Werden z. B. für Hafenmanöver große Verstellgeschwindigkeiten gefor- der†, wird eine Pumpe mit höherer Förderkapazität parallel dazu geschaltet. Da ein kleineres Pumpenaggregat weniger Leckageverluste, weniger Reibung und auch der Stromsteller eines kleineren Motors geringere elektrische Verluste gegenüber einem großen Elektromotor hat, kann die Rudermaschine 1 7 noch effizienter betrieben werden. Zusätzlich ist eine Redundanz vorhanden.
Weiterhin ist ein Druckluftmotor 26 vorgesehen, der bei Ausfall des Servomotors 5 oder der Regelung die Pumpe 4 antreibt. Druckluft steht beispielsweise einem Unterwasserfahrzeug aus Drucklufttanks 27 ausreichend und instantan zur Verfügung. Der Druckluftmotor 26 wird allerdings sinnvollerweise erst dann mit der Pumpe 4 verbunden, was durch die gestrichelte Linie 28 angedeutet ist, wenn der Druckluftmotor 26 mit Druckluft beaufschlagt wird. Diese Schaltung ist von Druckluftanlassern für Dieselmotoren bekannt. Das Ruder 19 wird dann entweder manuell oder elektrisch über ein 3/4-Wegeventil 29 gestellt.
Die Regelung der Rudermaschine 19 wird wie folgt durchgeführt. Vorgegeben ist der Soll-Ruderwinkel bzw. der Weg s des Arbeitszylinders 2. Ein Regler 30 für die Wegvorgabe 31 ermittelt die Abweichung zum Ist- Wert und gibt die Drehrichtung und Drehgeschwindigkeit des Motors 5 vor. Der Regler 30 hat die Aufgabe, ein Schwingen um den Sollwert zu vermeiden. Der Arbeitszylinder 2 ist dazu mit einem Wegsensor 32 zur Wegmessung ausgestattet.
Bezugszeichenliste
1 - Hydraulikkreislauf
2 - Arbeitszylinder
3 - Hydrospeicher
4 - Pumpe
5 - Motor
6 - Kolbenstange des Arbeitszylinders
7 - Tandemzylinder
8 - Kolbenstange des Tandemzylinders
9 - erster Zylinder des Tandemzylinders
10, 10' - erste und zweite Kammer des ersten Zylinders
1 1 - zweiter Zylinder des Tandemzylinders
12, 12' - erste und zweite Kammer des zweiten Zylinders 13, 13' - erste und zweite Kammer des Arbeitszylinders
14 - Kolbenfläche des ersten Zylinders
15 - Kolbenfläche des zweiten Zylinders
1 6 - Kolbenfläche des Arbeitszylinders
1 7 - Rudermaschine
18 - Koppeleinrichtung
19 - Ruder
20 - Motorsteller
21 , 21 ' - Halteventile
22, 22' - Druckbegrenzungsventile
23 - Kühler
24 - Druckkörper
25 - entgegengesetzte Seite der Kolbenstange 6
26 - Druckluftmotor
27 - Drucklufttank
28 - gestrichelte Linie
29 - 3/4-Wege-Ventil
30 - Regler - Weg vorgäbe - Wegsensor

Claims

Ansprüche
Rudermaschine (17), insbesondere für ein Unferwasserfahrzeug, mit einem Hydraulikkreislauf (1 ), in welchem eine Pumpe (4) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe (4) eine motorbetriebene reversierbare Hydraulikpumpe (4) ist, und dass der Hydraulikkreislauf (1 ) ein geschlossener Kreislauf ist.
Rudermaschine (17) gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (4) direkt auf eine Hydraulikzylinderanordnung, insbesondere auf einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder (2) gleicher Kolbenfläche (16) und mit beidseitiger Kolbenstange (6), wirkt.
Rudermaschine (17) gemäß Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (4) durch einen Servomotor (5), insbesondere einen im Vierquadrantenbetrieb betreibbarer Servomotor (5), angetrieben ist.
Rudermaschine (17) gemäß Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass ein gefördertes Volumen der Hydraulikpumpe (4) direkt proportional zu dem Zylinderhub der Hydraulikzylinderanordnung ist.
Rudermaschine (1 7) gemäß einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass ein Ruder (19) über eine Koppeleinrichtung (18), insbesondere über eine Pleuelstange, mit der Hydraulikzylinderanordnung verbunden ist. Rudermaschine (1 7) gemäß Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Bewegung des Ruders (19) über die Drehbewegung des Servomotors (5) steuerbar ist, insbesondere die Stellung des Ruders (19) über die Anzahl der Drehungen des Servomotors (5) einstellbar ist.
7. Rudermaschine (17) gemäß einem der Ansprüche 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass Ventile (21 , 21 ') zum hydraulischen Verriegeln des Ruders (19) bei Pumpenstillstand im Hydraulikkreislauf (1 ) vorgesehen sind.
Rudermaschine (1 7) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass Druckbegrenzungsventile (22, 22') im hydraulischen Kreislauf (1 ) vorgesehen sind.
Rudermaschine (1 7) gemäß einem der Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass bei einseitiger Beaufschlagung einer Kolbenstange (6) der Hydraulikzylinderanordnung mit Tiefendruck ein abgewandt gegenüberliegendes Ende der Kolbenstange (6) ebenfalls mit Tiefendruck beaufschlagbar ist.
Rudermaschine (1 7) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass in einer Zuleitung der Hydraulikpumpe (4) zumindest ein Kühler (23) zum Abführen von Verlustwärme angeordnet ist.
Rudermaschine (17) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Hydraulikkreislauf (1 ) eine zweite Pumpe vorgesehen ist, welche in einem zweiten Leistungsbereich, insbesondere in einem Hochleistungsbereich, zuschaltbar ist. Rudermaschine (17) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass in dem Hydraulikkreislauf (1 ) zusätzlich eine von einem druckluftbetriebenen Motor angetriebene Hydraulikpumpe oder ein Druckluftmotor (26) als Hilfsantrieb für eine Hydraulikpumpe (4) vorgesehen ist.
Ausgleichseinrichtung für einen geschlossenen Hydraulikkreislauf (1 ), insbesondere einer Rudermaschine (17), in welchem eine durch einen Motor (5) angetriebene reversierbare Hydraulikpumpe (4) direkt auf eine Hydraulikzylinderanordnung zur Steuerung eines Ruders (19) wirkt, wobei die Ausgleichseinrichtung zum Konstanthalten eines vorbestimmten Drucks in dem Hydraulikkreislauf (1 ) vorgesehen ist und einen Tandemzylinder (7) mit beidseitiger Kolbenstange (8) und gleichen Kolbenflächen (14, 15) umfasst, wobei zwei in dieselbe Richtung wirksame Kolbenflächen (14, 15) mit einem Hydrospeicher (3) und die anderen beiden Kolbenflächen (14, 15) jeweils mit einer Seite der Hydraulikzylinderanordnung in Verbindung stehen.
Ausgleichseinrichtung gemäß Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikzylinderanordnung einen Arbeitszylinder (2), insbesondere einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder (2) gleicher Kolbenfläche (16) und mit beidseitiger Kolbenstange (6), umfasst.
Ausgleichseinrichtung gemäß Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Tandemzylinder (7) einen ersten Zylinder (9) mit einer ersten Kammer (10) und einer zweiten Kammer (10') und einen zweiten Zylinder (1 1 ) mit einer ersten Kammer (12) und einer zweiten Kammer (12') aufweist, und der Arbeitszylinder (2) eine erste Kammer (13) und eine zweite Kammer (13') aufweist, wobei die jeweiligen ersten Kammern (10, 12, 13) jeweils auf der linken Seite der jeweiligen Kolbenflächen (14, 15, 16) liegen und die jeweiligen zweiten Kammern (10', 12', 13') auf der jeweiligen rechten Seite der jeweiligen Kolbenflächen (14, 15, 1 6) liegen, wobei die erste Kammer (13) des Arbeitszylinders (2) mit der ersten Kammer (10) des ersten Zylinders (9) verbunden ist und die zweite Kammer (13') des Arbeitszylinders (2) mit der ersten Kammer (12) des zweiten Zylinders (1 1 ) verbunden ist, und wobei die zweite Kammer (10) des ersten Zylinders (9) mit dem Hydrospeicher (3) verbunden ist und die zweite Kammer (10') des zweiten Zylinders (10) mit dem Hydro- Speicher (3) verbunden ist.
16. Ausgleichseinrichtung gemäß einem der Ansprüche 13 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass ein einzustellender Mitteldruck in dem Hydraulikkreislauf (1 ) gleich einer halben maximalen Pumpendruckdifferenz plus einem Sockeldruck ist. 17. Rudermaschine (17) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Rudermaschine (17) eine Ausgleichseinrichtung gemäß den Ansprüchen 13 bis 1 6 umfasst.
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