WO2004068004A1 - Regelung für ein hydrostatisches getriebe - Google Patents

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WO2004068004A1
WO2004068004A1 PCT/EP2003/014615 EP0314615W WO2004068004A1 WO 2004068004 A1 WO2004068004 A1 WO 2004068004A1 EP 0314615 W EP0314615 W EP 0314615W WO 2004068004 A1 WO2004068004 A1 WO 2004068004A1
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main line
side main
motor
pump
valve
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PCT/EP2003/014615
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Jürgen MARKWART
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Brueninghaus Hydromatik Gmbh
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    • F16H61/46—Automatic regulation in accordance with output requirements
    • F16H61/472—Automatic regulation in accordance with output requirements for achieving a target output torque

Definitions

  • the invention relates to a control system for a hydrostatic transmission in an open circuit.
  • a hydraulic pump sucks pressure medium from a tank volume and delivers it under pressure via a main line to a hydraulic motor.
  • the hydraulic motor is used, for example, to drive a vehicle, the pressure medium flowing through the hydraulic motor flowing back into the tank volume through a further main line connected downstream to the hydraulic motor. If such a system is in overrun mode, the hydraulic motor begins to draw in pressure medium from the main line, which is depressed by the hydraulic pump, and in turn acts as a pump that conveys the pressure medium in the direction of the tank volume.
  • the hydraulic motor which acts as a pump in push mode, builds up pressure in its downstream main line due to this throttle point, which results in the intended braking effect.
  • two pressure limiting valves are provided, by means of which the two main lines are short-circuited by the pressure when a threshold value is exceeded.
  • the described system has the disadvantage that the brake valve is brought into its central position by the force of the returning springs and that no regulation takes place during the braking process. In this middle position, a certain throttle cross-section is set, which produces the braking effect.
  • the brake valve is actuated independently of the pressure conditions prevailing in the main lines on the side of the hydraulic motor, so that regulation with regard to the load of the hydraulic motor cannot take place.
  • Another disadvantage is that the two main lines are short-circuited to limit the pressure in the downstream main line. Part of the pressure medium that is circulating therefore does not flow through the tank volume and possibly additionally arranged filters and coolers.
  • a main line arranged downstream of the hydraulic motor is connected to a tank volume in push mode by a brake valve unit.
  • the connection is throttled, the throttling being dependent on how high the pressure is in the main line arranged downstream of the hydraulic motor.
  • a high pressure i.e. a strong pumping effect of the hydraulic motor
  • there is only a slight throttling At a high pressure, i.e. a strong pumping effect of the hydraulic motor, there is only a slight throttling.
  • Such a slight throttling is accordingly perceived only as a slight braking effect, so that the violent braking jerk, as occurs with constant throttling, is eliminated.
  • the brake valve unit such that, in addition to being acted upon by the pressure prevailing in the motor-side main line arranged downstream of the hydraulic motor, the delivery pressure of the hydraulic pump is also applied to it.
  • the motor-side main line arranged downstream of the hydraulic motor is also connected to the tank volume during normal driving.
  • a brake valve unit which has a rest position in which a flow of pressure medium coming from the hydraulic motor in the direction of the tank volume is not possible.
  • Such a complete interruption of the possibility of backflow prevents, for example, a vehicle which is on a slope from rolling off independently.
  • Direction valve has an idle position, it is also particularly advantageous if in the
  • FIG. 1 shows a first exemplary embodiment of a circuit diagram of a control according to the invention
  • FIG. 2 shows a second exemplary embodiment of a circuit diagram of a control according to the invention
  • FIG. 3 shows a third exemplary embodiment of a circuit diagram of a control according to the invention
  • FIG. 4 shows a fourth exemplary embodiment of a circuit diagram of a control according to the invention
  • FIG. 5 shows a fifth exemplary embodiment for a circuit diagram of a regulation of a hydrostatic transmission according to the invention
  • Fig. 5a shows a modified brake valve of the embodiment of Fig. 5,
  • Fig. 6 shows a sixth embodiment of a circuit diagram of a control according to the invention.
  • the hydrostatic transmission 1 shows a first exemplary embodiment of a circuit diagram of a regulation of a hydrostatic transmission 1 according to the invention.
  • the hydrostatic transmission 1 comprises a hydraulic pump 2 which can be operated with an adjustable delivery volume in the exemplary embodiment shown.
  • the pressure medium conveyed by the hydraulic pump 2 drives a hydraulic motor 3, the absorption volume of which is also adjustable.
  • the hydraulic pump 2 which is provided for delivery in only one direction, is connected via a directional valve 4 to a first pump-side main line 5a or a second pump-side main line 6a.
  • the first pump-side main line 5a is connected to the first motor-side main line 5b. If the first pump-side main line 5a is connected to the hydraulic pump 2 via the travel direction valve 4, as will be explained in detail later, the hydraulic pump 2 presses the first pump-side main line 5a and above that also the first motor-side main line 5b from the hydraulic pump 2.
  • the pressure medium drives the hydraulic motor 3 and flows back downstream of the hydraulic motor 3 via the second motor-side main line 6b and the second pump-side main line 6a in the direction of a tank volume 12.
  • an adjusting device 7 which essentially consists of a control valve 8 and an actuating unit 9.
  • the actuating unit 9 comprises a cylinder in which an actuating piston 10 is arranged, which divides the cylinder into a first pressure chamber 11a and a second pressure chamber 11b.
  • a shuttle valve 13 is arranged, through which the higher of the pressures prevailing in the pump-side main lines 5a, 6a is applied in a signal pressure line 14.
  • the signal pressure supply line 14 is connected to the second pressure chamber 11b.
  • the signal pressure supply line 14 with a Input of the control valve 8 connected.
  • the input of the control valve 8 is connected to the first pressure chamber 11a via a throttle 15 when the pressure in the control pressure supply line 14 increases. If the pressures in the first pressure chamber 11a and the second pressure chamber 11b are equalized, a resulting force acts on the actuating piston 10, since the piston area in the first pressure chamber 11a is larger than in the second pressure chamber 11b.
  • the control valve 8 is adjusted in the opposite direction by the force of a compression spring, which counteracts the pressure of the control pressure supply line 14, the first pressure chamber 11a being increasingly connected to the tank volume 12.
  • the pressure in the first pump-side main line 5a is reduced by the increasing speed of the vehicle after the starting process, the pressure in the control pressure supply line 14 also decreases. This decreasing pressure in the control pressure supply line 14 causes an adjustment of the control valve 8 and thus a relaxation of the first pressure chamber 11a into the tank volume 12, so that the hydraulic motor 3 is pivoted in the direction of the smaller swallowing volume until an equilibrium state is reached.
  • the hydraulic pump 2 conveys the pressure medium into a pressure line 16, the pressure line 16 being able to be connected via the directional valve 4 to the first pump-side main line 5a or the second pump-side main line 6a.
  • the directional valve 4 can be switched to a first or second switching position 20 or 21 for this purpose.
  • the resting position of the Directional valve 4 is determined by a first compression spring 22 and a second compression spring 23, which hold the directional valve 4 in a central position.
  • a first switching magnet 24 or a second switching magnet 25 is provided in order to connect the first pump-side main line 5a or the second pump-side main line 6a to the pressure line 16 with the corresponding pump-side main line 5a or 6a in accordance with the desired delivery direction.
  • the direction of travel valve 4 in the first switching position 20 connects the second pump-side main line 6a to a tank line 18, which connects the second pump-side main line 6a to the tank volume 12 via a spring-loaded check valve 26.
  • the brake valve unit 19 connects the first pump-side main line 5a to the first motor-side main line 5b via a first check valve 27.
  • the first check valve 27 is arranged such that it opens in the direction of the hydraulic motor 3.
  • a second check valve 28 is provided, which likewise opens in the direction of the hydraulic motor 3, and which is therefore in the closed position in the conveying direction described, so that a direct backflow of the pressure medium via the second motor-side main line 6b into the second pump-side main line 6a is not is possible.
  • a possibility of backflow of the pumped pressure medium from the second motor-side main line 6b in the direction of Tank volume 12 is made possible via a brake valve 29.
  • the brake valve 29 connects a first branch line 31 of the second engine-side main line 6b to a return connection line 32 in a first end position 30
  • Return connection line 32 is connected via a first return check valve 33 to the first pump-side main line 5a and via a second return check valve 34 to the second pump-side main line 6a.
  • the first return check valve 33 and the second return check valve 34 are each arranged so that they open in the direction of the first pump-side main line 5a and the second pump-side main line 6a.
  • a first measuring surface 35 of the brake valve 29 is connected to the second motor-side main line 6b via a first brake pressure line 36.
  • a hydraulic force thus acts on the first measuring surface 35, which is determined by the pressure prevailing in the second motor-side main line 6b.
  • the first measuring surface 35 is oriented such that the hydraulic force acting there deflects the brake valve 29 from its rest position against the force of a first centering spring 37 in the direction of the first end position 30.
  • a second measuring surface 38 is formed on the brake valve 29, which is connected to the first pump-side main line 5a by a first pressure tapping line 39.
  • the first measuring surface 35 and the second measuring surface 38 are formed in the same direction on the brake valve 29, so that both the hydraulic force acting on the first measuring surface 35 and the hydraulic force acting on the larger second measuring surface 38 move the brake valve 29 in the direction of its first end position 30 deflect.
  • the transition between the rest position of the brake valve 29 and the first end position 30 is continuous, so that Brake valve 29 forms an adjustable throttle as a function of the pressure applied to the first measuring surface 25 or the second measuring surface 38.
  • the first switching position 20 of the directional control valve 4 described during a normal driving situation in which a vehicle is accelerated or driven in the plane via the hydrostatic transmission 1, the first pump-side main line 5a and the first motor-side main line 5b are depressed, and the hydraulic motor 3 is activated driven.
  • the brake valve 29 is brought into its first end position 30 by the delivery pressure of the hydraulic pump 2 acting on the second measuring surface 38 via the first pressure tapping line 39 and thus connects the first branch line 1 to the return connection line 32.
  • the second return check valve 34 opens and thus gives the Flow path for the back-flowing pressure medium via the second pump-side main line 6a and the travel direction valve 4, the tank line 18 and the spring-loaded check valve 26 are free.
  • the check valve 26 ensures a low residual pressure in the line system.
  • Measuring surface 35 continues and there in turn acts against the first centering spring 37. Since the surface of the first
  • Measuring area 35 is smaller than the area of the second measuring area 38, only a throttled connection between the first branch line 31 and the
  • Hydromotor 3 perform work to convey the pressure medium in the direction of the tank volume 12, whereby the desired braking effect is achieved.
  • the throttling that is carried out in the brake valve 29 is dependent on the level of the pressure applied to the first measuring surface 35, not only is an improvement in comfort during braking achieved, but the use of additional pressure limiting valves is also superfluous. They can also be used for security reasons. This function is also already taken over by the brake valve 29, since with increasing pressure in the second motor-side main line 6b located downstream of the hydraulic motor 3, a larger cross-section through which the brake valve 29 can flow is released.
  • a corresponding design of the spring rate of the first centering spring 37 and the size of the first measuring surface 35 enables the connection between the first branch line 31 and the return connection line 32 as long as a certain threshold value for the pressure in the second motor-side main line 6b is not exceeded is completely interrupted.
  • This enables z. B. a parking of the vehicle on a slope, so that it can not move automatically in contrast to a fixed throttle, since the hydraulic motor 3 working as a pump is blocked due to the line interruption.
  • a second branch line 31 ′ of the first motor-side main line 5b is connected to the return connection line 32, if that Brake valve 29 is in its second end position 32.
  • the connection is almost unthrottled.
  • the first motor-side main line 5b is connected to the fourth measuring surface 35' via a second brake pressure line 36 '.
  • FIG. 2 shows a further exemplary embodiment with an alternative embodiment of a brake valve unit 19 '.
  • the construction of the hydrostatic transmission 1 essentially corresponds to the construction of the hydrostatic transmission shown in FIG. 1, so that the same elements are provided with the same reference numerals.
  • the brake valve 29 is not pressurized at its first measuring surface 35 and its fourth measuring surface 35 'directly from the second motor-side main line 6b or the first motor-side main line 6a.
  • a pilot valve 45 is used which has a first outlet 46 which is connected to the first measuring surface 35' via a first brake pressure line section 47.
  • a second outlet 46 'of the pilot valve 45 is connected to the fourth measuring surface 35' via a second brake pressure line section 47 '.
  • the pilot valve 45 is held in its rest position by two return springs 48, 48 ', in which the first and second outputs 46 and 46' are separate from an input 49 of the pilot valve 45.
  • the input 49 of the pilot valve 45 is connected via a shuttle valve 50 to the first engine-side main line 5b and the second engine-side main line 6b, so that the higher of the pressures of the first engine-side main line 5b and the second engine-side main line 6b prevails at the input 49.
  • the directional valve 4 is in its first switching position 20, the driven vehicle being in the push mode, then, as has already been explained with reference to FIG. 1, the first check valve 27 is open due to the delivery pressure of the hydraulic pump 2, whereas the second Check valve 28 is closed. Because of the pushing operation and the hydraulic motor 3, which therefore acts as a pump, the pressure in the second motor-side main line 6b increases and the shuttle valve 50 is in its position shown in FIG. 2. The increased pressure of the second motor-side main line 6b therefore acts at the inlet 49 of the pilot valve 45.
  • a first brake pressure sensing surface 52 is 45 acted upon the pilot control valve with a hydraulic force corresponding to the engine side in the second main pipe 6b prevailing pressure over a 1 first brake pressure measuring conduit section 51 so that the pilot valve 45 from its rest position towards a first control position 53 is deflected.
  • the pilot valve 45 continuously opens a flow-through connection from the inlet 49 to the first outlet 46.
  • the connection is completely opened, so that the pressure of the second motor-side main line 6b is present on the first measuring surface 35 of the brake valve 29.
  • the pilot valve 45 is in turn constructed symmetrically, so that it has an analog function when the flow direction is reversed.
  • a second brake pressure measuring surface 52 ' is formed on the pilot valve 45, which is connected to the first engine-side main line 5b via a second brake pressure measuring line section 51'. If, in the opposite direction of flow, the pressure in the first motor-side main line 5b exceeds the pressure in the second motor-side main line 6b, the input 49 of the pilot valve 45 is connected to the first motor-side main line 5b via the shuttle valve 50.
  • the function and structure of the brake valve 29 is identical to the function and structure of the brake valve 29 from FIG. 1. However, by using the pilot valve 45, it is possible to influence the brake pressure applied to the measuring surfaces 35 and 35 '.
  • the time profile can advantageously be adapted to the respective operating conditions of the vehicle and the vehicle itself.
  • a modified brake valve 129 can also be used particularly advantageously in both exemplary embodiments.
  • the modified brake valve 129 is shown in Fig. 2a. If the modified brake valve 129 is in its rest position, the first branch line 31 is connected to the second branch line 31 ′ in a throttled manner. The throttled connection improves the control stability of the system.
  • Another embodiment of the control according to the invention is shown in the hydraulic circuit diagram of FIG. 3.
  • a brake valve unit 60 provided therein essentially consists of a first brake valve 61 and a second brake valve 61 '.
  • the following explanations, which relate only to the first brake valve 61 also apply in an analogous manner to the second brake valve 61 ', corresponding reference symbols being used as apostrophied reference symbols in connection with the second brake valve 61'.
  • the first brake valve 61 has a first connection 62 and a second connection 63, which have no flow-through connection in the rest position of the first brake valve 61.
  • the first brake valve 61 is held in the rest position by a spring 64, as long as there is no pressure on its first measuring surface 65 or its larger second measuring surface 66, which deflects the brake valve 61 from its rest position towards an end position 67 against the force of the spring 64.
  • the first pump-side main line 5a is connected to the first motor-side main line 5b via a first check valve 27, which is arranged in a bypass line 68.
  • the hydraulic pump 2 presses the first pump-side main line 5a, the pressure passing through the bypass line 68 and the first check valve 27 opening in the direction of the hydraulic motor 3 to the first motor-side main line 5b continues.
  • the pressure prevailing in the first pump-side main line 5a acts on the second measuring surface 66 'of the second brake valve 61', for which purpose the second measuring surface 66 'of the second, brake valve 61' is connected to the first motor-side main line 5a via a third pressure tapping line 39 '.
  • the delivery pressure of the hydraulic pump 2 acting on the second measuring surface 66 'of the second brake valve 61' directs the valve against the Force of the spring 64 'from its rest position towards its end position 67'.
  • the second motor-side main line 6b is connected to the second pump-side main line 6a and, despite the closed second check valve 28, the
  • Bypass line 68 ' is a return flow through the
  • Hydraulic motor 3 pumped pressure medium in the direction of the tank volume 12 possible.
  • the pressure in the first pump-side main line 5a drops. Accordingly, there is a greater throttling by the second brake valve 61 ', which is adjusted in the direction of its rest position by the spring 64' against the decreasing hydraulic force which acts on the second measuring surface 66 '.
  • the greater throttling simultaneously causes an increase in pressure in the second main line 6b on the engine side.
  • the increased pressure in the second motor-side main line 6b is passed on to the first measuring surface 65 'of the second brake valve 61' via a brake line section 70 '.
  • the brake line section 70 ' is connected via a connecting line 71 to a removal line 73', in which a check valve 72 'opening in the direction of the second brake valve 61' is arranged.
  • the simultaneous change in the pressures applied to the measuring surfaces is used particularly advantageously to enable the braking process to be initiated smoothly.
  • the ratios of the areas and the spring rate of the oppositely acting spring are matched to one another in all the brake valves used.
  • the hydraulic force thus acting on the first measuring surface 65 'of the second brake valve 61' deflects the brake valve 61 'from its rest position in the direction of the end position 67', so that between the second engine-side main line 6b and the second pump-side main line 6a a throttled connection is established.
  • the pumping hydraulic motor 3 does work at the throttle point, the intensity of the throttling being dependent on the pressure prevailing in the second motor-side main line 6b.
  • An excessive increase in the pressure in the second motor-side main line 6b is prevented since an increase in pressure also causes an 'increase in hydraulic force at the first measuring surface 65' of the brake valve 61 'and, consequently, the flow area is increased.
  • FIG. 4 shows a similar exemplary embodiment in which a first brake valve 61 and a second brake valve 61 'are provided.
  • the first measuring surfaces 65 and 65 ' are not connected to the first or second motor-side main line 5b or 6b via check valves. Instead, the first measuring surface 65 is connected directly to the first motor-side main line 5b via a connecting line 75 and the first measuring surface 65 'of the second brake valve 61' is connected directly to the second motor-side main line 6b via a second connecting line 75 '.
  • the brake valve unit 80 comprises a brake valve 81.
  • the brake valve 81 has a first connection 82, to which the first pump-side main line 5a is connected.
  • a second connection 83 of the brake valve 81 is connected to the first motor-side main line 5b.
  • a third connection 84 and a fourth connection 85 are connected to the second pump-side main line 6a and the second motor-side main line 6b, respectively. If the brake valve 81 is in its central position 86, then the connections 82 to 85 have no connection through the brake valve 81.
  • the delivery pressure of the hydraulic pump 2 is passed on to a second measuring surface 87 via the pressure tapping line 39.
  • the force acting there deflects the brake valve 81 against the force of the compression spring 88 in the direction of a first end position 89.
  • the brake valve 81 can assume any intermediate position. As with the other brake valves of the exemplary embodiments in FIGS. 1 to 4, a continuous adjustment of the throttling is possible.
  • the first pump-side main line 5a is pressurized by the hydraulic pump 2, this in turn connects both the first pump-side main line 5a to the first motor-side main line 5b and the second motor-side main line 6b to the second pump-side main line 6a, due to which on the larger second measuring surface 87 acting force, the brake valve 81 is deflected to its end position 89, in which throttling is negligible.
  • the pressure acting on the second measuring surface 87 is reduced and the pressure acting on a first measuring surface 90 is increased.
  • the first measuring surface 90 is connected to the second motor-side main line 6b via a connecting line 91.
  • the hydraulic force acting on the first measuring surface 90 acts against a further compression spring 92 and adjusts the brake valve 81 in the direction of its second end position 93.
  • the first engine-side main line 5b is also connected to the connected to the first pump-side main line 5a and the second motor-side main line 6b to the second pump-side main line 6a. Due to the area ratios of the second measuring surface 87 and the first measuring surface 90, the deflection in the direction of the second end position 93 is less when the pressure is reversed, so that only a throttled connection is generated between the second motor-side main line 6b and the second pump-side main line 6a, which the desired Braking effect caused.
  • a smaller measuring surface 94 is provided, oriented in the same direction as the second measuring surface 87, which is connected to the first motor-side main line 5b via a further connecting line 95.
  • a third measuring surface 96 is provided, which is pressurized with pressure medium from the second pump-side main line 6a via a second pressure tapping line 39 ' ,
  • FIG. 5a again shows a modified brake valve 181, which can be used instead of the brake valve 81 in the exemplary embodiment in FIG. 5.
  • the second connection 83 and the fourth connection 85 are throttled together in the rest position of the brake valve 181.
  • the throttled connection improves control stability.
  • the invention also includes possible combinations of the hydraulic circuit diagrams shown in the individual exemplary embodiments in FIGS. 1 to 5.
  • all versions of the brake valve unit to carry out the application of the respectively smaller measuring areas via a pilot valve.
  • the one in the tank volume 12 returned pressure medium flow is preferably passed through a cooler, not shown, by which it is ensured, even with high braking power, that the pressure medium does not heat up to a critical temperature.
  • the drive of the hydraulic pump 2 shown in the figures takes place via a drive shaft 2 'by means of a drive motor, not shown.
  • a downstream mechanical transmission of a vehicle to be driven can, for example, be connected to a drive shaft 3 'of the hydraulic motor 3.
  • FIG. 6 The embodiment shown in FIG. 6 is based on the embodiment of FIG. 2 which has already been explained in detail.
  • the inlet 49 of the pilot valve 45 is now not directly connected to the shuttle valve 50. Instead, a brake pressure control valve 120 is arranged between the shuttle valve 50 and the inlet 49 of the pilot valve 45.
  • the brake pressure control valve 120 is a 3/2 way valve. A hydraulic force acts on a measuring surface 121 of the brake pressure control valve 120 in the direction of its first end position.
  • the measuring surface 121 of the brake pressure control valve 120 is connected via a measuring line 122 to an outlet 123 of the shuttle valve 50.
  • a first input 124 of the brake pressure control valve 120 is also connected to the output 123 of the shuttle valve 50.
  • a second input 125 is connected to the tank volume 12.
  • the brake pressure control valve 120 also has an outlet 126 which is connected to the inlet 49 of the pilot valve 45. Depending on the forces acting on the brake pressure control valve 120, a control position of the brake pressure control valve 120 is established with a balance of forces.
  • the brake pressure control valve 120 can be any position between the first End position in which the first input 124 is connected to the output 126 and the second end position in which the second input 125 is connected to the output 126. While there is always a hydraulic force acting on the measuring surface 121 of the brake pressure control valve 120, which is proportional to the higher pressure prevailing in the first motor-side main line 5b or in the second motor-side main line 6b, the opposite force acting on the brake pressure control valve 120 can be set.
  • the pressure acting on the inlet 49 of the pilot valve 45 can thus be adjusted continuously between the pressure of the tank volume 12 and the higher of the pressures prevailing in the engine-side main lines 5b and 6b.
  • the brake pressure control valve 120 is acted upon by the hydraulic force on the measuring surface 121 of the brake pressure control valve 120 such that the output 126 is increasingly connected to the first input 124.
  • the force of an adjusting spring 127 acts in the opposite direction.
  • the force opposing the hydraulic force on the measuring surface 121 of the brake pressure control valve 120 will either be generated hydraulically on a second measuring surface 128 of the brake pressure control valve 120 or electrically, for example by means of a proportional magnet 131.
  • the brake pressure control valve 120 reduces the pressure which is present at the inlet 49 of the pilot valve 45 compared to a direct connection of the inlet 49 to the shuttle valve 50. This reduction in pressure also reduces the force acting on the first measuring surface 35 or the fourth measuring surface 35 'of the brake valve 29. A reduction in the force acting on the measuring surfaces 35 or 35 'results in an increase in the braking power, since, as is already the case with the exemplary embodiment in FIGS. 1 and 2 was explained, with increasing pressure on the first measuring surface 35 or the fourth measuring surface 35 'of the brake valve 29, the throttling effect of the brake valve 29 is reduced and vice versa.
  • the braking power can therefore be increased via the brake pressure control valve 120, either by supplying either the corresponding control pressure or an electrical control signal to the second measuring surface 128 or the proportional magnet 131 via a corresponding signal line 130.
  • This control pressure or the control signal can, for. B. depending on the actuation of a brake pedal, not shown, or on an inclination detected by an inclination sensor.
  • the brake pressure control valve 120 is preferably set via a proportional magnet 131 with the aid of an electrical signal generated by the inclination sensor.
  • control pressure used to shift a gear stage can be used during the shifting process in order to generate an adapted brake pressure by means of the brake pressure control valve 120.
  • the advantage of the exemplary embodiment according to FIG. 6 lies in the possibility of continuously varying the braking power and taking into account the respective driving situation.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Regelung für ein hydrostatisches Getriebe, das eine Hydropumpe (2) umfasst, die zur Förderung in einer erste pumpenseitige Hauptleitung (5a) oder eine zweite pumpenseitige Hauptleitung (6a) vorgesehen ist. Das hydrostatische Getriebe umfasst weiterhin einen Hydromotor (3), der mit einer ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) und einer zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) verbunden ist. Die erste pumpenseitige Hauptleitung (5a) und die zweite pumpenseitige Hauptleitung (6a) sind mit der ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) bzw. der zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) über eine Bremsventileinheit (19) verbindbar. Mittels der Bremsventileinheit (19) ist die stromabwärts des Hydromotors (3) gelegene erste motorseitige Hauptleitung (5b) oder die zweite motorseitige Hauptleitung (6b) in Abhängigkeit von dem darin herrschenden Druck mit einem Tankvolumen (12) gedrosselt verbindbar.

Description

Regelung für ein hydrostatisches Getriebe
Die Erfindung betrifft eine Regelung für ein hydrostatisches Getriebe in einem offenen Kreislauf.
In einem offenen Kreislauf saugt eine Hydropumpe aus einem Tankvolumen Druckmittel an und fördert es unter Druck über eine Hauptleitung zu einem Hydromotor. Der Hydromotor dient dabei beispielsweise zum Antrieb eines Fahrzeugs, wobei das Druckmittel, welches durch den Hydromotor strömt durch eine stromabwärts an dem Hydromotor angeschlossene weitere Hauptleitung zurück in das Tankvolumen fließt. Befindet sich ein solches System im Schiebebetrieb, so beginnt der Hydromotor aus der durch die Hydropumpe bedrückten Hauptleitung Druckmittel anzusaugen und wirkt nun seinerseits als Pumpe, die das Druckmittel in Richtung des Tankvolumens fördert .
Um bei einer solchen Anordnung zu verhindern, dass beispielsweise ein von dem hydrostatischen Getriebe angetriebenes Fahrzeug in einen ungebremsten Fahrzustand gerät, ist es z. B. aus der DE 41 29 667 AI bekannt, ein Bremsventil zu verwenden, durch welches der Ruckfluss von dem als Pumpe wirkenden Hydromotor gedrosselt erfolgt. Während des normalem Fahrbetriebs wird das Bremsventil entgegen einer Federkraft von dem Fδrderdruck der Hydropumpe in eine Schaltposition gebracht, in der ein Rücklauf des Druckmittels durch das Bremsventil ungedrosselt erfolgen kann. Beim Übergang zum Schiebebetrieb sinkt der Förderdruck der Hydropumpe stark ab, so dass das Bremsventil in seine Ausgangsstellung zurückgekehrt. In dieser Ausgangsstellung ist die stromabwärts des Hydromotors angeordnete Hauptleitung über eine Drosselstelle mit dem Tankvolumen verbunden.
Der im Schiebebetrieb als Pumpe wirkende Hydromotor baut aufgrund dieser Drosselstelle einen Druck in seiner stromabwärts gelegenen Hauptleitung auf, wodurch sich die beabsichtigte Bremswirkung ergibt. Die Rückkehr des Bremsventils in seine Neutralstellung, in der die als Rücklaufleitung fungierende stromabwärtige Hauptleitung über eine Drosselstelle mit dem Tankvolumen verbunden ist, erfolgt allein auf Grund zweier Druckfedern, welche den Kolben des Bremsventils in eine Mittelstellung bringen.
Um bei einer starken Druckerhöhung in der stromabwärtigen Hauptleitung zu verhindern, dass der Druck in der Hauptleitung einen kritischen Druck übersteigt, sind zwei Druckbegrenzungsventile vorgesehen, über die die beiden Hauptleitungen beim Übersteigen eines Schwellwerts durch den Druck kurzgeschlossen werden.
Das beschriebene System hat den Nachteil, dass das Bremsventil durch die Kraft der rücktreibenden Federn in seine Mittelstellung gebracht wird und beim Bremsvorgang keine Regelung erfolgt . In dieser Mittelstellung ist ein bestimmter Drosselquerschnitt fest eingestellt, der die Bremswirkung erzeugt. Die Betätigung des Bremsventils erfolgt unabhängig von den in den Hauptleitungen auf Seiten des Hydromotors herrschenden Druckverhältnissen, so dass eine Regelung bezüglich der Last des Hydromotors nicht erfolgen kann.
Ein weiterer Nachteil ist, das zum Begrenzen des Drucks in der stromabwärtigen Hauptleitung ein Kurzschließen der beiden Hauptleitungen durchgeführt wird. Ein Teil des Druckmittels, das sich dabei im Umlauf befindet, durchströmt daher nicht das Tankvolumen und eventuell zusätzlich angeordnete Filter und Kühler.
Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Regelung für ein hydrostatisches Getriebe in einem offenen Kreislauf zu schaffen, bei dem eine Bremswirkung in Abhängigkeit von dem von dem Hydromotor in seiner stromabwärtigen Hauptleitung erzeugten Druck bewirkt wird.
Die Aufgabe wird durch die erfindungsgemäße Regelung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst . Erfindungsgemäß wird durch eine Bremsventileinheit eine stromabwärts des Hydromotors angeordnete Hauptleitung im Schiebebetrieb mit einem Tankvolumen verbunden. Die Verbindung erfolgt gedrosselt, wobei die Drosselung abhängig davon ist, wie hoch der Druck in der stromabwärts des Hydromotors angeordneten Hauptleitung ist. Bei einem hohen Druck, also einer starken Pumpwirkung des Hydromotors, erfolgt eine lediglich leichte Drosselung. Eine solche leichte Drosselung wird dementsprechend nur als geringe Bremswirkung empfunden, so dass der heftige Bremsruck, wie er bei einer konstanten Drosselung auftritt, entfällt.
Die Unteransprüche betreffen vorteilhafte Weiterbildungen des erfindungsgemäßen hydrostatischen Getriebes.
Besonders vorteilhaft ist es dabei, die Bremsventileinheit so auszubilden, dass sie zusätzlich zu der Beaufschlagung durch den in der stromabwärts des Hydromotors angeordneten motorseitigen Hauptleitung herrschenden Druck auch mit dem Förderdruck der Hydropumpe beaufschlagt wird. Dadurch wird während des normalem Fahrbetriebs die stromabwärts des Hydromotors angeordnete motorseitige Hauptleitung ebenfalls mit dem Tankvolumen verbunden. Durch eine entsprechende Wahl der mit Druck beaufschlagten Messflächen ist es dabei möglich, für den normalem Fahrbetrieb einen nahezu ungedrosselten Rücklauf des Druckmittels zum Tankvolumen hin zu ermöglichen.
Besonders vorteilhaft ist es weiterhin, eine Bremsventileinheit vorzusehen, die eine Ruheposition aufweist, in der eine Strömung von Druckmittel vom Hydromotor her kommend in Richtung des Tankvolumens nicht möglich ist. Durch eine solche vollständige Unterbrechung der Möglichkeit des Rückströmens wird beispielsweise ein Fahrzeug, welches an einem Hang steht, daran gehindert, selbständig loszurollen. Für einen hydrostatischen Antrieb, dessen
Fahrtrichtungsventil eine Leerlaufposition aufweist, ist es weiterhin besonders vorteilhaft, wenn in der
Leerlaufposition sowohl die Hauptleitung stromaufwärts des Hydromotors als auch die Hauptleitung stromabwärts des Hydromotors mit dem Tankvolumen verbunden sind.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der erfindungsgemäßen Regelung für ein hydrostatisches Getriebe sind in der Zeichnung dargestellten und werden anhand der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein erstes Ausführungsbeispiel für einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Regelung,
Fig. 2 ein zweites Ausführungsbeispiel für einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Regelung,
Fig. 2a ein modifiziertes Bremsventil,
Fig. 3 ein drittes Ausführungsbeispiel für einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Regelung,
Fig. 4 ein viertes Ausführungsbeispiel für einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Regelung,
Fig. 5 ein fünftes Ausführungsbeispiel für einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Regelung eines hydrostatischen Getriebes,
Fig. 5a ein modifiziertes Bremsventil des Ausführungsbeispiels aus Fig. 5, und
Fig. 6 ein sechstes Ausführungsbeispiel für einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Regelung.
Fig. 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel für einen Schaltplan einer erfindungsgemäßen Regelung eines hydrostatischen Getriebes 1. Das hydrostati-sche Getriebe 1 umfasst eine Hydropumpe 2, welche im dargestellten Ausführungsbeispiel mit einem einstellbaren Fördervolumen betrieben werden kann. Das von der Hydropumpe 2 geförderte Druckmittel treibt einen Hydromotor 3 an, dessen Schluckvolumen ebenfalls einstellbar ist.
Zur Bestimmung der Drehrichtung des Hydromotors 3 ist die Hydropumpe 2, die für die Förderung lediglich in einer Richtung vorgesehen ist, über ein Fahrtrichtungsventil 4 mit einer ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a oder einer zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a verbunden. Abhängig von der jeweiligen Fahrsituation wird die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b verbunden. Wird die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a über das Fahrtrichtungsventil 4 mit der Hydropumpe 2 verbunden, wie dies später noch detailliert ausgeführt wird, so wird durch die Hydropumpe 2 die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a und darüber auch die erste motorseitige Hauptleitung 5b von der Hydropumpe 2 bedrückt . Das Druckmittel treibt infolgedessen den Hydromotor 3 an und strömt stromabwärts des Hydromotors 3 über die zweite motorseitige Hauptleitung 6b und die zweite pumpenseitige Hauptleitung 6a in Richtung eines Tankvolumens 12 zurück.
Zum Einstellen des veränderlichen Schluckvolumens des Hydromotors 3 ist eine Versteilvorrichtung 7 vorgesehen, welche im wesentlichen aus einem Stellventil 8 und einer Stelleinheit 9 besteht. Die Stelleinheit 9 umfasst einen Zylinder, in dem ein Stellkolben 10 angeordnet ist, der den Zylinder in einem ersten Druckraum 11a und einen zweiten Druckraum 11b unterteilt. Zwischen der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a und der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a ist ein Wechselventil 13 angeordnet, durch das in einer Stelldruckzuleitung 14 jeweils der höhere der in den pumpenseitigen Hauptleitungen 5a, 6a herrschenden Drücke anliegt. Die Stelldruckzuleitung 14 ist mit dem zweiten Druckraum 11b verbunden. Zudem ist die Stelldruckzuleitung 14 mit einem Eingang des Stellventils 8 verbunden. Der Eingang des Stellventils 8 wird bei größer werdendem Druck in der Stelldruckzuleitung 14 über eine Drossel 15 mit dem ersten Druckraum 11a verbunden. Sind die Drücke in dem ersten Druckraum 11a und dem zweiten Druckraum 11b angeglichen, so wirkt auf den Stellkolben 10 eine resultierende Kraft, da die Kolbenfläche in dem ersten Druckraum 11a größer ist als in dem zweiten Druckraum 11b.
Sinkt der Druck in der Stelldruckzuleitung 14 dagegen ab, so wird das Stellventil 8 in entgegengesetzter Richtung durch die Kraft einer Druckfeder, welche dem Druck der Stelldruckzuleitung 14 entgegengerichtet wirkt, verstellt, wobei der erste Druckraum 11a zunehmend mit dem Tankvolumen 12 verbunden wird. Während des normalen Betriebs bedeutet dies, dass zum Beispiel während des Anfahrvorgangs, während dem der in der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a herrschende Druck stark erhöht ist, der Hydromotor 3 in Richtung maximalen Schluckvolumens und damit maximalen Drehmoments verstellt wird. Reduziert sich durch zunehmende Geschwindigkeit des Fahrzeugs nach dem Anfahrvorgang der Druck in der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a, so sinkt damit auch der Druck in der Stelldruckzuleitung 14. Dieser abnehmende Druck in der Stelldruckzuleitung 14 bewirkt eine Verstellung des Stellventils 8 und damit eine Entspannung des ersten Druckraums 11a in das Tankvolumen 12, so dass der Hydromotor 3 in Richtung kleineren Schluckvolumens verschwenkt wird bis sich ein Gleichgewichtszustand einstellt.
Die Hydropumpe 2 fördert das Druckmittel in eine Druckleitung 16, wobei die Druckleitung 16 über das Fahrtrichtungsventil 4 mit der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a oder der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a verbunden werden kann. Ausgehend von der in der Fig. 1 dargestellten Ruheposition ist das Fahrtrichtungsventil 4 hierzu in eine erste oder zweite Schaltposition 20 bzw. 21 schaltbar. Die Ruheposition des Fahrtrichtungsventils 4 wird durch eine erste Druckfeder 22 und eine zweite Druckfeder 23 bestimmt, die das Fahrtrichtungsventil 4 in einer Mittelstellung halten. Um entsprechend der gewünschten Förderrichtung die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a oder die zweite pumpenseitige Hauptleitung 6a die Druckleitung 16 mit der entsprechenden pumpenseitigen Hauptleitung 5a oder 6a zu verbinden, ist ein erster Schaltmagnet 24 bzw. ein zweiter Schaltmagnet 25 vorgesehen. Für die weiteren Ausführungen zur Funktion einer Bremsventileinheit 19 sei angenommen, dass sich das Fahrtrichtungsventil 4 in seiner ersten Schaltposition 20 befindet, in der die Druckleitung 16, in die die Hydropumpe 2 das über eine Saugleitung 17 aus dem Tankvolumen 12 angesaugte Druckmittel pumpt, mit der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a verbindet.
Gleichzeitig wird durch das Fahrtrichtungsventil 4 in der ersten Schaltposition 20 die zweite pumpenseitige Hauptleitung 6a mit einer Tankleitung 18 verbunden, welche die zweite pumpenseitige Hauptleitung 6a über ein federbelastetes Rückschlagventil 26 mit dem Tankvolumen 12 verbindet .
In dem dargestellten ersten Ausführungsbeispiel in Fig. 1 wird durch die Bremsventileinheit 19 die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b über ein erstes Rückschlagventil 27 verbunden. Das erste Rückschlagventil 27 ist so angeordnet, dass es in Richtung des Hydromotors 3 öffnet. Weiterhin ist ein zweites Rückschlagventil 28 vorgesehen, welches ebenfalls in Richtung des Hydromotors 3 öffnet, und welches daher bei der beschriebenen Förderrichtung in seiner geschlossenen Position ist, so dass ein direktes Zurückfließen des Druckmittels über die zweite motorseitige Hauptleitung 6b in die zweite pumpenseitige Hauptleitung 6a nicht möglich ist.
Eine Rückflussmöglichkeit des geförderten Druckmittels aus der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b in Richtung des Tankvolumens 12 wird über ein Bremsventil 29 ermöglicht. Das Bremsventil 29 verbindet hierzu in einer ersten Endposition 30 eine erste Zweigleitung 31 der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b mit einer RücklaufVerbindungsleitung 32. Die
Rücklaufverbindungsleitung 32 ist über ein erstes Rücklaufrückschlagventil 33 mit der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a und über ein zweites Rücklaufrückschlagventil 34 mit der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a verbunden. Das erste Rücklaufrückschlagventil 33 und das zweite Rücklaufrückschlagventil 34 sind jeweils so angeordnet, dass sie in Richtung der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a bzw. der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a öffnen.
Eine erste Messfläche 35 des Bremsventils 29 ist über eine erste Bremsdruckleitung 36 mit der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b verbunden. Auf die erste Messfläche 35 wirkt damit eine hydraulische Kraft, welche durch den Druck, der in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b herrscht, bestimmt ist. Die erste Messfläche 35 ist so orientiert, dass die dort wirkende hydraulische Kraft das Bremsventil 29 aus seiner Ruheposition entgegen der Kraft einer ersten Zentrierfeder 37 in Richtung der ersten Endposition 30 auslenkt.
Zusätzlich ist an dem Bremsventil 29 eine zweite Messfläche 38 ausgebildet, die durch eine erste Druckentnahmeleitung 39 mit der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a verbunden ist. Die erste Messfläche 35 und die zweite Messfläche 38 sind gleichsinnig an dem Bremsventil 29 ausgebildet, so dass sowohl die an der ersten Messfläche 35 wirkende hydraulische Kraft als auch die an der größeren zweiten Messfläche 38 wirkende hydraulische Kraft das Bremsventil 29 in Richtung seiner ersten Endposition 30 auslenken. Der Übergang zwischen der Ruheposition des Bremsventils 29 und der ersten Endposition 30 ist dabei kontinuierlich, so dass das Bremsventil 29 in Abhängigkeit von dem an der ersten Messfläche 25 bzw. der zweiten Messfläche 38 anliegenden Druck eine einstellbare Drossel bildet.
In der Ruheposition des Bremsventils 29 ist die Verbindung zwischen der ersten Zweigleitung 31 der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b und der RücklaufVerbindungsleitung 32 vollständig unterbrochen, während in der ersten Endposition 30 des Bremsventils 29 eine nahezu ungedrosselte Verbindung aus der ersten Zweigleitung 31 in die RücklaufVerbindungsleitung 32 erfolgt .
In der beschriebenen ersten Schaltposition 20 des Fahrtrichtungsventils 4 ist während einer normalen Fahrsituation, in der ein Fahrzeug über das hydrostatische Getriebe 1 beschleunigt oder in der Ebene gefahren wird, die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a sowie die erste motorseitige Hauptleitung 5b bedrückt, und der Hydromotor 3 wird angetrieben. Die stromabwärts des Hydromotors 3 angeordnete zweite motorseitige Hauptleitung 6b wird dagegen . über das Bremsventil 29 in Richtung des Tankvolumens 12 entspannt. Hierzu ist das Bremsventil 29 durch den über die erste Druckentnahmeleitung 39 auf die zweite Messfläche 38 wirkenden Förderdruck der Hydropumpe 2 in seine erste Endposition 30 gebracht und verbindet so die erste Zweigleitung 1 mit der Rücklaufverbindungsleitung 32. Infolgedessen öffnet das zweite Rücklaufrückschlagventil 34 und gibt somit den Strömungsweg für das zurückströmende Druckmittel über die zweite pumpenseitige Hauptleitung 6a sowie das Fahrtrichtungsventil 4, die Tankleitung 18 und dass federbelastete Rückschlagventil 26 frei. Das Rückschlagventil 26 stellt dabei einen geringen Restdruck im Leitungssystem sicher.
Ergibt sich nun eine Fahrsituation, beispielsweise bei einer Bergabfahrt oder beim Bremsen, in der das Fahrzeug nicht durch den Hydromotor 3 angetrieben wird, sondern umgekehrt das Fahrzeug den Hydromotor 3 im Sinne einer Pumpe betreibt, so sinkt der Druck in der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a. Mit dem in der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a sinkenden Druck sinkt gleichzeitig auch die hydraulische Kraft, die an der zweiten Messfläche 38 auf das Bremsventil 29 wirkt, so dass das Bremsventil 29 durch die Kraft der ersten Zentrierfeder 37 in Richtung seiner Ruheposition bewegt wird. Durch das Verstellen des Bremsventils 29 in Richtung seiner Ruheposition wird Verbindung der ersten Zweigleitung 31 zu der RücklaufVerbindungsleitung 32 zunehmend gedrosselt . Diese zunehmende Drosselung setzt dem zurückströmenden Druckmittel einen immer größer werdenden Strömungswiderstand entgegen, der folglich zu einer Erhöhung des Drucks in der stromabwärts des Hydromotors 3 gelegenen zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b führt.
Dieser mit zunehmender Drosselung höher werdende Druck in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b setzt sich über die erste Bremsdruckleitung 36 bis zu der ersten
Messfläche 35 fort und wirkt dort wiederum entgegen der ersten Zentrierfeder 37. Da die Fläche der ersten
Messfläche 35 kleiner ist als die Fläche der zweiten Messfläche 38, wird lediglich eine gedrosselte Verbindung zwischen der ersten Zweigleitung 31 und der
Rücklaufverbindungsleitung 32 geöffnet. Durch diese gedrosselte Verbindung muss der als Pumpe betriebene
Hydromotor 3 Arbeit verrichten, um das Druckmittel in Richtung des Tankvolumens 12 zu befördern, wodurch die erwünschte Bremswirkung erreicht wird.
Da die Drosselung, die in dem Bremsventil 29 durchgeführt wird, abhängig von der Höhe des an der ersten Messfläche 35 anliegenden Drucks ist, wird nicht nur eine Verbesserung des Komforts während des Bremsens erreicht, sondern auch die Verwendung zusätzlicher Druckbegrenzungsventile überflüssig. Ihre Verwendung kann allenfalls aus Sicherheitsgründen zusätzlich erfolgen. Diese Funktion wird ebenfalls bereits durch das Bremsventil 29 übernommen, da mit steigendem Druck in der stromabwärts des Hydromotors 3 gelegenen zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b ein größerer durchströmbarer Querschnitt durch das Bremsventil 29 freigegeben wird.
Darüber hinaus ermöglicht eine entsprechende Auslegung der Federrate der ersten Zentrierfeder 37 und der Größe der ersten Messfläche 35, dass, solange ein bestimmter Schwellwert für den Druck in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b nicht überschritten wird, die Verbindung zwischen der ersten Zweigleitung 31 und der RücklaufVerbindungsleitung 32 vollständig unterbrochen ist. Dies ermöglicht z. B. ein Abstellen des Fahrzeugs an einem Hang, so dass es sich im Gegensatz zu einer fest eingestellten Drossel nicht selbsttätig in Bewegung setzen kann, da der als Pumpe arbeitende Hydromotor 3 auf Grund der Leitungsunterbrechung blockiert ist.
Die vorstehenden Ausführungen zu einer Strömungsrichtung aus der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a über die erste motorseitige Hauptleitung 5b durch den Hydromotor 3 und zurück über die zweite motorseitige Hauptleitung 6b und die zweite pumpenseitige Hauptleitung 6a in das Tankvolumen 12 treffen in analoger Weise auch auf eine umgekehrte Förderrichtung zu, wie sie bei Umkehr der Fahrtrichtung auftritt . Das Fahrtrichtungsventil 4 ist dabei durch den zweiten Schaltmagnet 25 in seine zweite Schaltposition 21 gebracht. In diesem Fall strömt während des normalen Fahrbetriebs das Druckmittel über das zweite Rückschlagventil 28 zu dem Hydromotor 3 hin, wobei über die zweite Druckentnahmeleitung 39' eine dritte Messfläche 38' des Bremsventils 29 entgegen einer zweiten Zentrierfeder 37' mit einer hydraulischen Kraft beaufschlagt wird. Durch die resultierende Auslenkung des Bremsventils 29 wird eine zweite Zweigleitung 31' der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b mit der Rücklaufverbindungsleitung 32 verbunden, wenn sich das Bremsventil 29 in seiner zweiten Endposition 32 befindet. Die Verbindung erfolgt nahezu ungedrosselt .
Gerät das Fahrzeug bei der zuletzt beschriebenen Förderrichtung in den Schiebebetrieb, so wird eine vierte Messfläche 35' des Bremsventils 29, die kleiner ist als die dritte Meßläche 38', mit dem entsprechend gestiegenen Druck in der nunmehr stromabwärts der Hydropumpe 3 gelegenen ersten motorseitigen Hauptleitung 5b beaufschlagt, so dass das Bremsventil 29 wiederum einen gedrosselten Querschnitt in Richtung des Tankvolumens 12 freigibt, über den ein Rücklauf des Druckmittels aus der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b über die zweite Zweigleitung 31' erfolgt. Zum Beaufschlagen der vierten Messfläche 35' mit einem Druck ist die erste motorseitige Hauptleitung 5b über eine zweite Bremsdruckleitung 36' mit der vierten Messfläche 35' verbunden.
In Fig. 2 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel mit einer alternativen Ausführung einer Bremsventileinheit 19' dargestellt . Der Aufbau des hydrostatischen Getriebes 1 entspricht im wesentlichen dem Aufbau des in Fig. 1 dargestellten hydrostatischen Getriebes, so dass gleiche Elemente mit gleichen Bezugszeichen versehen sind. Im Unterschied zu der in Fig. 1 erläuterten Ausfuhrungsform wird jedoch das Bremsventil 29 an seiner ersten Messfläche 35 sowie seiner vierten Messfläche 35' nicht direkt aus der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b bzw. der ersten motorseitigen Hauptleitung 6a mit einem Druck beaufschlagt. Zum Steuern des an der ersten Messfläche 35 und der vierten Messfläche 35 ' herrschenden Drucks dient hier ein Vorsteuerventil 45, welches einen ersten Ausgang 46 aufweist, der mit der ersten Messfläche 35' über einen ersten Bremsdruckleitungsabschnitt 47 verbunden ist. Mit der vierten Messfläche 35' ist ein zweiter Ausgang 46' des Vorsteuerventils 45 über einen zweiten Bremsdruckleitungsabschnitt 47' verbunden. Das Vorsteuerventil 45 wird durch zwei Rückstellfedern 48, 48 ' in seiner Ruhestellung gehalten, in der der erste und zweite Ausgang 46 und 46' getrennt von einem Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 sind. Der Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 ist über ein Wechselventil 50 mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b und der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b verbunden, so dass an dem Eingang 49 jeweils der Höhere der Drücke der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b und der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b herrscht.
Befindet sich das Fahrtrichtungsventil 4 in seiner ersten Schaltposition 20, wobei das angetriebene Fahrzeug sich im Schiebebetrieb befindet, so ist, wie dies unter Bezugnahme auf Fig. 1 bereits ausgeführt wurde, das erste Rückschlagventil 27 aufgrund des Förderdrucks der Hydropumpe 2 geöffnet, wohingegen das zweite Rückschlagventil 28 geschlossen ist. Wegen des Schiebebetriebs und des deshalb als Pumpe wirkenden Hydromotors 3 steigt der Druck in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b an und das Wechselventil 50 befindet sich in seiner in der Fig. 2 dargestellten Position. An dem Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 wirkt daher der erhöhte Druck der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b.
Gleichzeitig wird über einen1 ersten Bremsdruckmessleitungsabschnitt 51 eine erste Bremsdruckmessfläche 52 des Vorsteuerventils 45 mit einer hydraulischen Kraft entsprechend dem in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b herrschenden Druck beaufschlagt, so dass das Vorsteuerventil 45 aus seiner Ruheposition in Richtung einer ersten Steuerposition 53 ausgelenkt wird. In Abhängigkeit von der hydraulischen Kraft an der ersten Bremsdruckmessfläche 52 sowie der entgegengerichteten Kraft der ersten Rückstellfeder 48 öffnet das Vorsteuerventil 45 kontinuierlich eine durchströmbare Verbindung von dem Eingang 49 zu dem ersten Ausgang 46. Erreicht das Vorsteuerventil 45 seine erste Steuerpositon 53, so ist die Verbindung vollkommen geöffnet, so dass an der ersten Messfläche 35 des Bremsventils 29 der Druck der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b anliegt.
Das Vorsteuerventil 45 ist wiederum symmetrisch aufgebaut, so dass es bei umgekehrter Strömungsrichtung eine analoge Funktion aufweist. Hierzu ist an dem Vorsteuerventil 45 eine zweite Bremsdruckmessfläche 52' ausgebildet, welche mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b über einen zweiten Bremsdruckmessleitungsabschnitt 51' verbunden ist. Übersteigt bei entgegengesetzter Strömungsrichtung der Druck in der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b den Druck in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b, so ist der Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 über das Wechselventil 50 mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b verbunden.
Die Funktion und der Aufbau des Bremsventils 29 ist identisch mit der Funktion und dem Aufbau des Bremsventils 29 aus Fig. 1. Durch die Verwendung des Vorsteuerventils 45 ist es jedoch möglich, den an den Messflächen 35 und 35' anliegenden Bremsdruck zu beeinflussen. Insbesondere kann vorteilhaft der zeitliche Verlauf an die jeweiligen Einsatzbedingungen des Fahrzeugs und das Fahrzeug selbst angepasst werden.
An Stelle des Bremsventils 29, wie es in den Ausführungsbeispielen der Fig. 1 und Fig. 2 beschrieben ist, kann in beiden Ausführungsbeispielen besonders vorteilhaft auch ein modifiziertes Bremsventil 129 verwendet werden. Das modifizierte Bremsventil 129 ist in Fig. 2a dargestellt. Befindet sich das modifizierte Bremsventil 129 in seiner Ruheposition, so ist die erste Zweigleitung 31 gedrosselt mit der zweiten Zweigleitung 31' verbunden. Durch die gedrosselte Verbindung wird die Regelstabilität des Systems verbessert. Eine weitere Ausfuhrungsform der erfindungsgemäßen Regelung ist in dem hydraulischen Schaltplan der Fig. 3 dargestellt. Eine darin vorgesehene Bremsventileinheit 60 besteht im wesentlichen aus einem ersten Bremsventil 61 sowie einem zweiten Bremsventil 61 ' . Die nachfolgenden, lediglich auf das erste Bremsventil 61 bezogenen Ausführungen treffen in analoger Weise auch auf das zweite Bremsventil 61' zu, wobei sich entsprechende Bezugszeichen als apostrophierte Bezugszeichen in Zusammenhang mit dem zweiten Bremsventil 61' verwendet werden.
Das erste Bremsventil 61 besitzt einen ersten Anschluss 62 sowie einen zweiten Anschluss 63 auf, die in der Ruheposition des ersten Bremsventils 61 keine durchstömbare Verbindung haben. Das erste Bremsventil 61 wird durch eine Feder 64 in der Ruheposition gehalten, solange an seiner ersten Messfläche 65 oder seiner größeren zweiten Messfläche 66 kein Druck anliegt, der das Bremsventil 61 entgegen der Kraft der Feder 64 aus seiner Ruheposition in Richtung einer Endposition 67 auslenkt . Die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a ist über ein erstes Rückschlagventil 27, welches in einer Bypassleitung 68 angeordnet ist, mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b verbunden. Befindet sich das Fahrtrichtungsventil 4 in seiner bereits erläuterten ersten Schaltposition 20, so wird von der Hydropumpe 2 die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a bedrückt, wobei sich der Druck über die Bypassleitung 68 und das in Richtung des Hydromotors 3 öffnende erste Rückschlagventil 27 zu der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b fortsetzt.
Der in der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a herrschende Druck wirkt auf die zweite Messfläche 66 ' des zweiten Bremsventils 61', wozu die zweite Messfläche 66' des zweiten, Bremsventils 61' über eine dritte Druckentnahmeleitung 39' mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5a verbunden ist. Der auf die zweite Messfläche 66' des zweiten Bremsventils 61' wirkende Förderdruck der Hydropumpe 2 lenkt das Ventil entgegen der Kraft der Feder 64 ' aus seiner Ruheposition in Richtung seiner Endposition 67' aus.
In der Endposition 67 ' des zweiten Bremsventils 61 ' ist die zweite motorseitige Hauptleitung 6b mit der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a verbunden und trotz des geschlossenen zweiten Rückschlagventils 28 der
Bypassleitung 68 ' ist ein Ruckfluss des durch den
Hydromotor 3 geförderten Druckmittels in Richtung des Tankvolumens 12 möglich.
Gerät das hydrostatische Getriebe 1 auf Grund eines Bremsvorgangs in den Schiebebetrieb, in dem der Hydromotor 3 als Pumpe wirkt, so sinkt der Druck in der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a. Dementsprechend erfolgt eine stärkere Drosselung durch das zweite Bremsventil 61 ' , welches entgegen der nachlassenden hydraulischen Kraft, die auf die zweite Messfläche 66' wirkt, durch die Feder 64' in Richtung seiner Ruheposition verstellt wird. Die stärkere Drosselung bewirkt gleichzeitig einem Druckanstieg in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b. Der gestiegene Druck in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b wird über einen Bremsleitungsabschnitt 70' an die erste Messfläche 65' des zweiten Bremsventils 61' weitergeleitet. Hierzu ist der Bremsleitungsabschnitt 70' über eine Verbindungsleitung 71 mit einer Entnahmeleitung 73 ' verbunden, in der ein in Richtung des zweiten Bremsventils 61' öffnendes Rückschlagventil 72' angeordnet ist. Die gleichzeitige Änderung der an den Messflächen anliegenden Drücke wird besonders vorteilhaft verwendet, um ein sanftes Einleiten des Bremsvorgangs zu ermöglichen. Hierzu werden die Verhältnisse der Flächen und die Federrate der entgegengesetzt wirkenden Feder bei allen verwendeten Bremsventilen aufeinander abgestimmt.
Die somit auf die erste Messfläche 65 ' des zweiten Bremsventils 61 ' wirkende hydraulische Kraft lenkt das Bremsventil 61 ' aus seiner Ruheposition in Richtung der Endposition 67' aus, so dass zwischen der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b und der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a eine gedrosselte Verbindung hergestellt wird. Der pumpende Hydromotor 3 verrichtet an der Drosselstelle Arbeit, wobei die Intensität der Drosselung von dem in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b herrschenden Druck abhängig ist. Ein zu starker Anstieg des Drucks in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b wird verhindert, da eine Druckerhöhung auch eine' Erhöhung der hydraulischen Kraft an der ersten Messfläche 65' des Bremsventils 61' bewirkt und infolgedessen der Strömungsquerschnitt vergrößert wird.
In Fig. 4 ist ein ähnliches Ausführungsbeispiel dargestellt, bei dem ein erstes Bremsventil 61 und ein zweites Bremsventil 61' vorgesehen sind. Im Unterschied zu dem Ausführungsbeispiel der Fig. 3 sind hier jedoch die ersten Messflächen 65 und 65 ' nicht über Rückschlagventile mit der ersten bzw. zweiten motorseitigen Hauptleitung 5b bzw. 6b verbunden. Stattdessen sind die erste Messfläche 65 über eine Verbindungsleitung 75 direkt mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b und die erste Messfläche 65 ' des zweiten Bremsventils 61 ' über eine zweite Verbindungsleitung 75 ' direkt mit der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b verbunden.
Ein hydraulischer Schaltplan für ein fünftes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Regelung ist in Fig. 5 dargestellt. In dieser Ausfuhrungsform umfasst die Bremsventileinheit 80 ein Bremsventil 81. Das Bremsventil 81 weist einen ersten Anschluss 82 auf, an dem die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a angeschlossen ist. Ein zweiter Anschluss 83 des Bremsventils 81 ist mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b verbunden. Entsprechend ist ein dritter Anschluss 84 und ein vierter Anschluss 85 mit der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a bzw. der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b verbunden. Befindet sich das Bremsventil 81 in seiner Mittelstellung 86, so weisen die Anschlüsse 82 bis 85 keine Verbindung durch das Bremsventil 81 auf. Wird durch die Hydropumpe 2 und das Fahrtrichtungsventil 4 die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a bedrückt, so wird der Förderdruck der Hydropumpe 2 über die Druckentnahmeleitung 39 an eine zweite Messfläche 87 weitergeleitet . Die dort wirkende Kraft lenkt das Bremsventil 81 entgegen der Kraft der Druckfeder 88 in Richtung einer ersten Endposition 89 aus. In Abhängigkeit von der resultierenden Kraft der Druckfeder 88 und der entgegengesetzt gerichteten hydraulischen Kraft kann das Bremsventil 81 jede beliebige Zwischenposition einnehmen. Wie bei den anderen Bremsventilen der Ausführungsbeispiele der Figuren 1 bis 4 ist damit eine kontinuierliche Verstellung der Drosselung möglich.
In einer normalen Fahrsituation bei der z. B. die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a durch die Hydropumpe 2 bedrückt wird, wird damit wiederum sowohl die erste pumpenseitige Hauptleitung 5a mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b verbunden als auch die zweite motorseitige Hauptleitung 6b mit der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a, wobei auf Grund der auf die größere zweite Messfläche 87 wirkenden Kraft das Bremsventil 81 bis zu seiner Endposition 89 ausgelenkt wird, in der eine Drosselung vernachlässigbar ist.
Findet nun wiederum durch die Pumpwirkung des Hydromotors 3 eine Druckumkehr in den Hauptleitungen statt, so verringert sich der auf die zweite Messfläche 87 wirkende Druck und der auf eine erste Messfläche 90 wirkende Druck wird erhöht. Die erste Messfläche 90 ist hierzu über eine Verbindungsleitung 91 mit der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b verbunden. Die an der ersten Messfläche 90 angreifende hydraulische Kraft wirkt entgegen einer weiteren Druckfeder 92 und verstellt das Bremsventil 81 in Richtung seiner zweiten Endposition 93.
In der zweiten Endposition des Bremsventils 81 werden ebenfalls die erste motorseitige Hauptleitung 5b mit der ersten pumpenseitigen Hauptleitung 5a verbunden sowie die zweite motorseitige Hauptleitung 6b mit der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a. Auf Grund der Flächenverhältnisse der zweiten Messfläche 87 und der ersten Messfläche 90 ist die Auslenkung in Richtung der zweiten Endposition 93 bei Druckumkehr geringer, so dass lediglich eine gedrosselte Verbindung zwischen der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b und der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a erzeugt wird, welche die erwünschte Bremswirkung verursacht.
Zum Erzeugen einer Bremswirkung bei einer Umkehr der Strömungsrichtung in dem hydraulischen Kreislauf ist gleichsinnig orientiert zu der zweiten Messfläche 87 eine kleinere Messfläche 94 vorgesehen, welche über eine weitere Verbindungsleitung 95 mit der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b verbunden ist. Um das Bremsventil 81 in Richtung seiner zweiten Endposition 93 zu bewegen, wenn von der Hydropumpe 2 die erste pumpenseitige Hauptleitung 6a bedrückt wird, ist eine dritte Messfläche 96 vorgesehen, welche über eine zweite Druckentnahmeleitung 39' aus der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung 6a mit Druckmittel bedrückt wird.
Fig. 5a zeigt wiederum ein modifiziertes Bremsventil 181, welches in dem Ausführungsbeispiel der Fig. 5 anstelle des Bremsventils 81 einsetzbar ist. Bei dem modifizierten Bremsventil 181 sind der zweite Anschluss 83 und der vierte Anschluss 85 in der Ruhestellung des Bremsventils 181 gedrosselt miteinander verbunden. Die gedrosselte Verbindung bewirkt dabei eine Verbesserung der Regelstabilität .
Die Erfindung umfasst auch mögliche Kombinationen der in den einzelnen Ausführungsbeispielen in der Figuren 1 bis 5 dargestellten hydraulischen Schaltpläne. Insbesondere ist es für alle Ausführungen der Bremsventileinheit denkbar, die Beaufschlagung der jeweils kleineren Messflächen über ein Vorsteuerventil durchzuführen. Der in das Tankvolumen 12 zurückgeführte Druckmittelfluss wird vorzugsweise über einen nicht dargestellten Kühler geleitet, durch den auch bei großer Bremsleistung sichergestellt ist, dass sich das Druckmittel nicht bis zu einer kritischen Temperatur erwärmt. Der in den Figuren dargestellte Antrieb der Hydropumpe 2 erfolgt über eine Antriebswelle 2 ' mittels eines nicht dargestellten Antriebsmotors. An einer Antriebswelle 3 ' des Hydromotors 3 kann beispielsweise ein nachgeschaltetes mechanisches Getriebe eines anzutreibenden Fahrzeugs angeschlossen sein.
Das in der Fig. 6 dargestellte Ausführungsbeispiel basiert auf dem bereits ausführlich erläuterten Ausführungsbeispiel der Fig. 2. Um hinsichtlich der einzustellenden Bremsleistung eine erhöhte Flexibilität zu erreichen, ist der Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 nunmehr nicht direkt mit dem Wechselventil 50 verbunden. Statt dessen ist zwischen dem Wechselventil 50 und dem Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 ein Bremsdrucksteuerventil 120 angeordnet.
Das Bremsdrucksteuerventil 120 ist ein 3/2 -Wegeventil . In Richtung seiner ersten Endposition wirkt an einer Messfläche 121 des Bremsdrucksteuerventils 120 eine hydraulische Kraft. Die Messfläche 121 des Bremsdrucksteuerventils 120 ist über eine Messleitung 122 mit einem Ausgang 123 des Wechselventils 50 verbunden. Weiterhin ist ein erster Eingang 124 des Bremsdrucksteuerventils 120 ebenfalls mit dem Ausgang 123 des Wechselventils 50 verbunden. Ein zweiter Eingang 125 ist dagegen mit dem Tankvolumen 12 verbunden.
Das Bremsdrucksteuerventil 120 weist zudem einen Ausgang 126 auf, der mit dem Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 verbunden ist . In Abhängigkeit von den auf das Bremsdrucksteuerventil 120 wirkenden Kräften stellt sich eine Steuerposition des Bremsdrucksteuerventils 120 bei einem Kräftegleichgewicht ein. Das Bremsdrucksteuerventil 120 kann dabei beliebige Positionen zwischen der ersten Endposition, in der der erste Eingang 124 mit dem Ausgang 126 verbunden ist, und der zweiten Endposition, in der der zweite Eingang 125 mit dem Ausgang 126 verbunden ist, einnehmen. Während auf die Messfläche 121 des Bremsdrucksteuerventils 120 immer eine hydraulische Kraft wirkt, die proportional zu dem höheren in der ersten motorseitigen Hauptleitung 5b bzw. in der zweiten motorseitigen Hauptleitung 6b herrschenden Druck ist, kann die entgegengesetzt auf das Bremsdrucksteuerventil 120 wirkende Kraft eingestellt werden. Damit ist der an dem Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 wirkende Druck stufenlos zwischen dem Druck des Tankvolumens 12 und dem höheren der in den motorseitigen Hauptleitungen 5b und 6b herrschenden Drücke einstellbar.
Das Bremsdrucksteuerventil 120 wird durch die hydraulische Kraft an der Messfläche 121 des Bremsdrucksteuerventils 120 so beaufschlagt, dass der Ausgang 126 zunehmend mit dem ersten Eingang 124 verbunden wird. Im einfachsten Fall wirkt in entgegengesetzter Richtung die Kraft einer Einstellfeder 127. Soll dagegen der an dem Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 wirksame Druck besonders flexibel während des Betriebs einstellbar sein, so wird die der hydraulischen Kraft an der Messfläche 121 des Bremsdrucksteuerventils 120 entgegengesetzt gerichtete Kraft entweder hydraulisch an einer zweiten Messfläche 128 des Bremsdrucksteuerventils 120 oder elektrisch zum Beispiel mittels eines Proportionalmagneten 131 erzeugt.
Durch das Bremsdrucksteuerventil 120 wird der Druck, der an dem Eingang 49 des Vorsteuerventils 45 anliegt, gegenüber einer direkten Verbindung des Eingangs 49 mit dem Wechselventil 50 verringert. Durch diese Verringerung des Drucks wird auch die an der ersten Messfläche 35 bzw. der vierten Messfläche 35' des Bremsventils 29 wirkende Kraft reduziert. Eine Reduktion der auf die Messflächen 35 bzw. 35' wirkenden Kraft hat eine Erhöhung der Bremsleistung zur Folge, da, wie dies bei den Ausführungsbeispiel in der Fig. 1 bzw. Fig. 2 bereits erläutert wurde, mit zunehmendem Druck an der ersten Messfläche 35 bzw. der vierten Messfläche 35' des Bremsventils 29 die drosselnde Wirkung des Bremsventils 29 reduziert wird und umgekehrt.
Über das Bremsdrucksteuerventil 120 kann also die Bremsleistung erhöht werden, indem entweder der zweiten Messfläche 128 oder dem Proportionalmagneten 131 über eine entsprechende Signalleitung 130 entweder ein entsprechender Steuerdruck oder aber ein elektrisches Steuersignal zugeführt wird. Dieser Steuerdruck oder das Steuersignal können z. B. abhängig von der Betätigung eines nicht dargestellten Bremspedals oder aber von einer über einen Neigungssensor detektierten Neigung sein. Bei der Verwendung eines Neigungssensors wird vorzugsweise das Bremsdrucksteuerventil 120 über einen Proportionalmagneten 131 mit Hilfe eines elektrischen, von dem Neigungssensor erzeugten Signals eingestellt.
Eine weitere Anwendungsmöglichkeit ergibt sich bei der Verwendung eines 2 -Gang-Getriebes . Dabei kann beispielsweise während des Schaltvorgangs der zum Schalten einer Getriebestufe verwendete Steuerdruck eingesetzt werden, um mittels des Bremsdrucksteuerventils 120 einen angepassten Bremsdruck zu erzeugen.
Der Vorteil des Ausführungsbeispiels nach Fig. 6 liegt in der Möglichkeit, die Bremsleistung stufenlos zu variieren und dabei die jeweilige Fahrsituation zu berücksichtigen.

Claims

Ansprüche
1. Regelung für ein hydrostatisches Getriebe in einem offenen Kreislauf umfassend eine Hydropumpe (2), die zur
Förderung in eine erste pumpenseitige Hauptleitung (5a) oder eine zweite pumpenseitige Hauptleitung (6a) vorgesehen ist und einen Hydromotor (3), der mit einer ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) und zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) verbunden ist, und umfassend eine Bremsventileinheit (19, 19', 60, 60', 80) über die die erste pumpenseitige Hauptleitung (5a) mit der ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) und die zweite pumpenseitige Hauptleitung (6a) mit der zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) verbindbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass mittels der Bremsventileinheit (19, 19', 60, 60', 80) die stromabwärts des Hydromotors (3) gelegene erste motorseitige Hauptleitung (5b) oder zweite motorseitige Hauptleitung (6b) in Abhängigkeit von dem darin herrschenden Druck mit einem Tankvolumen (12) gedrosselt verbindbar ist.
2. Regelung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Bremsventileinheit (19, 19', 60, 60', 80) ein Bremsventil (29, 61, 61', 81) mit einer ersten Messfläche (35, 65, 90) umfasst, und das Bremsventil (29, 61, 61', 81) an der ersten Messfläche (35, 65, 90) entgegen einer Federkraft mit einem Bremsdruck beaufschlagt ist, der von dem in der stromabwärts des Hydromotors (3) gelegenen ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) oder zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) herrschenden Druck abhängig ist .
3. Regelung nach Anspruch 2 , dadurch gekennzeichnet, dass zum Erzeugen des Bremsdrucks ein Vorsteuerventil (45) vorgesehen ist, dass ausgangsseitig mit der ersten Messfläche (35) des Bremsventils (29) verbunden ist.
4. Regelung nach Anspruch 3 , dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (45) eingangsseitig über ein Wechselventil (50) mit der ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) bzw. zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) verbunden ist.
5. Regelung nach Anspruch 3 oder 4 , dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (45) zur Steuerung des Bremsdrucks mit dem Druck beaufschlagt ist, der in der stromabwärts des Hydromotors (3) gelegenen ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) oder zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) herrscht.
6. Regelung nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Bremsventil (29, 61, 61') eine zweite Messfläche (38, 66, 66 ) aufweist, die gleichsinnig zu der ersten Messfläche (35, 65, 65') auf das Bremsventil (29, 61, 61') wirkt und die aus der stromaufwärts des Hydromotors (3) gelegenen ersten pumpenseitigen Hauptleitung (5a) oder zweiten pumpenseitigen Hauptleitung (6a) mit einer hydrostatischen Kraft beaufschlagt wird.
7. Regelung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydropumpe mit der ersten pumpenseitigen Hauptleitung (5a) oder der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung (6a) über ein Fahrtrichtungsventil (4) verbindbar ist.
8. Regelung nach Anspruch 7 , dadurch gekennzeichnet, dass für einen Betrieb des hydrostatischen Getriebes (1) mit wechselnder Strömungsrichtung die Bremsventileinheit (19, 19', 60, 60', 80) symmetrisch aufgebaut ist.
9. Regelung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Bremsventileinheit (60, 60') ein erstes Bremsventil (61) und ein zweites Bremsventil (61') umfasst, wobei mittels des ersten Bremsventils (61) die erste pumpenseitige Hauptleitung (5a) mit der ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) und mittels des zweiten
Bremsventils (61') die zweite pumpenseitige Hauptleitung
(6a) mit der zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) in
Abhängigkeit von dem in der stromabwärts des Hydromotors (3) gelegenen ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) bzw. zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) herrschenden Drucks gedrosselt verbindbar ist.
10. Regelung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die erste pumpenseitige Hauptleitung (5a) und die erste motorseitige Hauptleitung (5b) und/oder die zweite pumpenseitige Hauptleitung (6a) und die zweite motorseitige Hauptleitung (6b) jeweils mit einem in Richtung des Hydromotors (3) öffnenden Rückschlagventils (27, 28) miteinander verbunden sind.
11. Regelung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die erste pumpenseitige Hauptleitung (5a) und die erste motorseitige Hauptleitung (5b) bzw. die zweite pumpenseitige Hauptleitung (6a) und die zweite motorseitige Hauptleitung (6b) parallel über das Bremsventil (81) miteinander verbindbar sind.
12. Regelung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass in einer Ruheposition der Bremsventileinheit (19, 19', 60, 60', 80) der Strömungsweg aus der ersten motorseitigen Hauptleitung (5b) in Richtung der ersten pumpenseitigen Hauptleitung (5a) bzw. der zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) in Richtung der zweiten pumpenseitigen Hauptleitung (6a) unterbrochen ist.
13. Regelung nach einem der Ansprüche 1 bis 12 , dadurch gekennzeichnet, dass in einer Ruheposition der Bremsventileinheit (19, 19', 80) die erste motorseitige Hauptleitung (5b) mit der zweiten motorseitigen Hauptleitung (6b) gedrosselt verbunden ist.
14. Regelung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Verbindung zu dem Tankvolumen (12) über das Fahrtrichtungsventil (4) erfolgt.
15. Regelung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass das Fahrtrichtungsventil (4) eine Ruheposition aufweist, in der die erste pumpenseitigen Hauptleitung (5a) und die zweite pumpenseitige Hauptleitung (6a) mit dem Tankvolumen (12) verbunden sind.
16. Regelung nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der an dem Vorsteuerventil (45) eingangsseitig anliegende Druck über ein Bremsdrucksteuerventil (120) steuerbar ist.
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KR1020057004486A KR101048652B1 (ko) 2003-01-29 2003-12-19 정압 기어박스의 제어
US10/542,640 US7334403B2 (en) 2003-01-29 2003-12-19 Brake valve for a hydraulic transmission
DE50303148T DE50303148D1 (de) 2003-01-29 2003-12-19 Regelung für ein hydrostatisches getriebe
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WO (1) WO2004068004A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106762993A (zh) * 2016-12-22 2017-05-31 慎思（天津）科技股份有限公司 具有防冲击功能的电控的机电致动器

Families Citing this family (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE60223606T2 (de) * 2002-12-27 2008-10-23 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulisch betriebenes fahrzeug
JP4704938B2 (ja) * 2006-03-13 2011-06-22 株式会社クボタ 作業車
US9163724B1 (en) * 2011-10-24 2015-10-20 Hydro-Gear Limited Partnership Transaxle having dual brake system
DE102012003166A1 (de) 2012-02-17 2013-08-22 Robert Bosch Gmbh Druckbegrenzungsventil und hydrostatischer Fahrantrieb
US20130269329A1 (en) * 2012-04-17 2013-10-17 Caterpillar Global Mining Llc Hydraulic pressure system for a hydraulic vehicle
CN103183018B (zh) * 2012-05-22 2015-07-08 张万杰 液力缓速器
DE102012214374A1 (de) 2012-08-13 2014-02-13 Robert Bosch Gmbh Druckbegrenzungsventil und hydrostatischer Fahrantrieb
DE102013201864A1 (de) * 2013-02-05 2014-08-07 Robert Bosch Gmbh Bremsventil und hydrostatisches Antriebssystem hiermit
CN104141780B (zh) * 2013-05-10 2018-04-27 林德液压两合公司 用于对传动装置的换挡变速器进行换挡的方法
DE102014206461A1 (de) * 2014-04-03 2015-10-08 Thyssen Krupp Elevator Ag Aufzug mit einer Bremsvorrichtung
DE102014210407A1 (de) 2014-06-03 2015-12-03 Robert Bosch Gmbh Hydrostatischer Antrieb und damit ausgerüstete hydraulische Arbeitsmaschine
DE102015209074B3 (de) * 2015-05-18 2016-08-25 Danfoss Power Solutions Gmbh & Co. Ohg Vorrichtung und verfahren zum steuern einer hydraulikmaschine
CN105667473B (zh) * 2016-03-03 2018-07-24 淮阴工学院 静液传动轮式车辆自动驻车系统及控制方法
CN106523475A (zh) * 2016-12-22 2017-03-22 笃行（天津）科技股份有限公司 外部液控的机电致动器
CN106523452A (zh) * 2016-12-22 2017-03-22 笃行（天津）科技股份有限公司 机电致动器
CN106762990A (zh) * 2016-12-22 2017-05-31 明辨（天津）科技股份有限公司 外部电控的机电致动器
CN106594002A (zh) * 2016-12-22 2017-04-26 明辨（天津）科技股份有限公司 具有节流缓冲功能的机电致动器
DE102017200244A1 (de) 2017-01-10 2018-07-12 Robert Bosch Gmbh Hydrostatischer Axialkolbenmotor in Schrägachsenbauweise
CN110953338B (zh) * 2019-12-03 2021-04-20 航天重型工程装备有限公司 一种稳速控制系统
AU2022251678A1 (en) * 2021-03-31 2023-10-12 Inventio Ag Brake system for an elevator
DE102021207091A1 (de) * 2021-07-06 2023-01-12 Robert Bosch Gesellschaft mit beschränkter Haftung Hydrostatischer Fahrantrieb im offenen Kreis

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4000801C1 (de) * 1990-01-12 1991-02-21 Hydromatik Gmbh, 7915 Elchingen, De
DE4129667A1 (de) 1991-09-06 1993-03-18 Hydromatik Gmbh Hydrostatisches getriebe mit offenem kreislauf und bremsventil
US5765590A (en) * 1995-04-03 1998-06-16 Korea Institute Of Machinery & Materials Opposite way pressure detecting type shuttle relief valve

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4720975A (en) * 1986-05-15 1988-01-26 Ramsey Winch Company Control valve
YU150389A (sh) * 1988-08-11 1992-12-21 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag. Hidrostaticki pogon za vozila
DE4119333C2 (de) * 1991-06-12 2002-06-06 Linde Ag Hydrostatischer Antrieb mit einem im offenen Kreislauf angeordneten Hydromotor
CN1187867A (zh) * 1995-05-23 1998-07-15 株式会社小松制作所 液压驱动动力车的液压马达的容积控制装置
FR2778703B1 (fr) * 1998-05-13 2006-11-24 Poclain Hydraulics Ind Circuit de fluide hydraulique ayant un moteur hydraulique et un selecteur a trois positions pour selectionner la circulation de fluide

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4000801C1 (de) * 1990-01-12 1991-02-21 Hydromatik Gmbh, 7915 Elchingen, De
DE4129667A1 (de) 1991-09-06 1993-03-18 Hydromatik Gmbh Hydrostatisches getriebe mit offenem kreislauf und bremsventil
US5765590A (en) * 1995-04-03 1998-06-16 Korea Institute Of Machinery & Materials Opposite way pressure detecting type shuttle relief valve

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106762993A (zh) * 2016-12-22 2017-05-31 慎思（天津）科技股份有限公司 具有防冲击功能的电控的机电致动器

Also Published As

Publication number Publication date
EP1588077A1 (de) 2005-10-26
KR101048652B1 (ko) 2011-07-12
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