WO2005026559A1 - Hydrostatisches getriebe - Google Patents

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WO2005026559A1
WO2005026559A1 PCT/DE2004/001869 DE2004001869W WO2005026559A1 WO 2005026559 A1 WO2005026559 A1 WO 2005026559A1 DE 2004001869 W DE2004001869 W DE 2004001869W WO 2005026559 A1 WO2005026559 A1 WO 2005026559A1
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WO
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motor
pumps
pressure
hydrostatic transmission
transmission according
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PCT/DE2004/001869
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English (en)
French (fr)
Inventor
Ralf Bonefeld
Original Assignee
Bosch Rexroth Ag
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Publication date
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Priority to DE502004002922T priority patent/DE502004002922D1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • 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
    • F15B7/006—Rotary pump input
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/08—Characterised by the construction of the motor unit
    • F15B15/14—Characterised by the construction of the motor unit of the straight-cylinder type
    • F15B15/17—Characterised by the construction of the motor unit of the straight-cylinder type of differential-piston type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B7/00—Systems in which the movement produced is definitely related to the output of a volumetric pump; Telemotors
    • F15B7/06—Details
    • F15B7/10—Compensation of the liquid content in a system

Definitions

  • a hydrostatic transmission is understood to mean the combination of a hydraulic pump (primary part) with a hydraulic motor (secondary part), in the simplest case with a hydraulic cylinder, the displacement chambers of which are ideally connected without flow resistance during operation. Due to the external leakage of the hydraulic-mechanical converter (in particular pumps, hydraulic motors, to a lesser extent also hydraulic cylinders), such hydrostatic transmissions always require a device that realizes the supply of hydraulic fluid to the transmission in order to compensate for these losses and to maintain the functionality of the transmission , This device must in particular prevent cavitation phenomena from developing in the pressure chambers.
  • a transmission with double-sided clamping of the driven motor (secondary unit) has proven to be particularly advantageous. This clamping enables both the drive dynamics and the load rigidity to be significantly improved compared to conventional gears with open hydraulic circuits.
  • DE 40 08 792 AI shows a hydrostatic transmission in which a differential cylinder is supplied with pressure medium via two variable displacement pumps.
  • the variable displacement pumps are driven by a common motor, an annular space with a bottom-side cylinder space of the Cylinder is connected, while the other variable pump supplies the cylinder chamber with pressure medium from a tank.
  • variable pumps are controlled via a control unit such that, for example, when the hydraulic cylinder is extended, the cylinder space is supplied with a little more pressure medium than is required for the extension movement, while the annular space is supplied with an excess amount when the cylinder is retracted.
  • This control creates a counter pressure in the other pressure chamber, so that the piston is clamped on both sides.
  • the disadvantage of this solution is that the control and installation of the variable displacement pumps requires considerable outlay in terms of device technology.
  • a hydrostatic transmission is known from CA 605,046, in which the secondary unit is supplied with pressure medium via two constant pumps driven by a common motor. Pressure medium can be conveyed from one of the pressure chambers of the hydraulic cylinder into the respective other pressure chamber via one of the constant pumps, while the second pump of the primary part supplies the bottom-side cylinder chamber with pressure medium from a hydrostatic accumulator.
  • this hydrostatic accumulator can be connected to the pressure chambers of the hydraulic cylinder, so that leakage losses are compensated for and clamping on both sides takes place in accordance with the pressure in this accumulator.
  • the invention has for its object to provide a hydrostatic transmission, in which the clamping of the output motor is made possible with little outlay on equipment.
  • the hydrostatic transmission has a primary part with a pump, via which pressure chambers of an output motor can be supplied with pressure medium.
  • a charging device is provided according to the invention, which has two charging pumps driven by a common charging motor. These are each assigned to a pressure chamber of the output motor, so that the output motor can be clamped on both sides and the leakage compensated for by suitable regulation of the loading motor.
  • the charging device with the charging motor and the two charging pumps which are preferably designed as constant pumps, can be implemented with an extremely low expenditure on device technology, the clamping of the charging motor being very easy to adapt to different operating conditions by regulating the charging motor.
  • the charging motor is torque-controlled.
  • Loading motor preferably regulated proportionally to the total pressure of the hydrostatic transmission.
  • the absorption volumes of the two charge pumps are of the same size.
  • the output motor can be a differential cylinder, but it is also possible to use other consumers, for example a hydraulic motor or a synchronous cylinder as a secondary part.
  • the primary part is designed with two pumps, one connecting the two pressure chambers to one another and the other connecting the larger pressure chamber to the tank.
  • the pumps of the circuit are preferably controlled in a speed-controlled manner.
  • the swallowing volumes must be adjusted to the consumer (hydraulic motor) so that the balance of the displacement volume flows is balanced.
  • FIG. 1 shows a hydraulic diagram of a hydrostatic transmission with a differential cylinder as a consumer
  • FIG. 2 shows an exemplary embodiment with a synchronous cylinder as a consumer
  • FIG. 1 shows a hydrostatic transmission 1 with a primary part 2, a secondary part 4 and a charging device 6.
  • the secondary part 4 is formed in the illustrated embodiment by a hydraulic cylinder 5, which is designed as a differential cylinder.
  • a differential piston 7 of the hydraulic cylinder divides the latter into a cylinder chamber 8 on the bottom side and a cylinder chamber 10 on the piston rod side.
  • a load L acts on a piston rod of the differential piston 7 in the direction of the arrow.
  • the primary part 2 has two pumps 12, 14 which are seated on a common drive shaft 16 of a speed-controlled motor 18. This is in the
  • Delivery direction of the two pumps 12, 14 is reversible.
  • the two connections of the pump 14 are via lines 20, 22 with the annular space 10 and the
  • Cylinder chamber 8 of the hydraulic cylinder 5 connected so that when this pump 14 is actuated by a pressure medium
  • a pressure connection of the further pump 12 is connected to the cylinder space 8 of the hydraulic cylinder 5 via a pressure line 24.
  • a suction line 26 leads to a tank, so that pressure medium can be conveyed from the tank into the cylinder space 8 or from there to the tank T.
  • the charging device 6 has two charging pumps 30, 32, which are driven by a common charging motor 34 and a shaft 28.
  • the loading motor 34 is designed as a synchronous machine in the exemplary embodiment shown, but in principle an asynchronous machine can also be used.
  • the pressure connections of the two charge pumps 30, 32 are connected via lines 36 and 38 to lines 20 and 22, respectively, which are connected to rooms 8, 10.
  • the two suction connections of the charging pumps 28, 30 are connected to the tank T via tank lines 40, 42, so that when the charging motor 34 is actuated, pressure medium from this tank T can be conveyed via the charging lines 26, 38 to the pressure chambers 8, 10 of the hydraulic cylinder 5, to compensate for leakage losses and / or to clamp the hydraulic cylinder 5 on both sides.
  • Differential cylinder 5 must then be 2: 1.
  • both charging pumps 28, 30 deliver pressure medium from the tank T into the two pressure chambers 8, 10 of the hydraulic cylinder 5.
  • the pressures P A and PB in the pressure chambers act in proportion to the delivery volume of the respective charging pump 30, 32 as load moments on the Drive shaft 28. Neglecting friction and acceleration moments, the moment balance on the shaft of the loading unit is then
  • PA x V 1 # A + p B V 1; B M ⁇ , where p is the pressures in the pressure chambers, V is the swallowing volume and M is the output torque of the motor 34 acting on the shaft 28 of the loading unit 6.
  • the total pressure of the transmission p SU m is calculated where ß are weighting factors, the derivation of which is explained in detail below.
  • ß are weighting factors, the derivation of which is explained in detail below.
  • the pressures in the pressure chambers 8, 10 are used as information about the state of charge of the transmission, but it is distinguished by the fact that, due to the compressibility of the pressure medium, pressure changes resulting from changes in the load state of the hydraulic cylinder 5 do not interact the charger.
  • the sum p su (see above) of the weighted pressures p should therefore remain constant and serve as a measure of the preload.
  • the change in the pressures p A , pg due to an external load L must be determined in the determination of the weight factors ß A and ß ß come in. These depend on the area ratio ⁇ and the hydraulic capacities of the cylinder chambers and thus on the current piston position. Assuming a constant compression module, the dependence on the hydraulic capacities can be traced back to a consideration of the length of the two oil columns.
  • Equation k) the weighting factors according to equations k) and 1), which allow a summation from the pressures p A and p ß , for which an influence of the load conditions is eliminated and which makes the desired information about the preload of the transmission accessible.
  • the parameters required for calculating the weighting factors can be found in equations f) and e).
  • the pressure changes occurring in the pressure chambers 8, 10 as a function of a load can be determined using equations c) and d).
  • Equation i) stands for the sum pressure in the case in which no load acts.
  • the total pressure in the load case is calculated according to equation j).
  • the weighting factors ⁇ A and ⁇ g can be determined by a suitable choice of the swallowing volumes V ] _ A and V ] _ g of the two charge pumps 30, 32 in order to determine the required weighting of the pressures in the pressure chambers 8, 10 when the sum is formed to achieve the resulting load moments.
  • the ratio of the swallowing volume is then given by:
  • the driven motor is formed by a differential cylinder (5) which is supplied with pressure medium via the charging device (6) and the pump arrangement (2) with the two speed-controlled pumps (12, 14).
  • FIG. 2 above it is also indicated that another consumer, for example a hydraulic motor 50, can also be used instead of the synchronous cylinder 44. Otherwise, the circuit from FIG. 2 corresponds to the exemplary embodiment described above, so that further explanations are unnecessary.
  • variable pumps could also be used, although this would be a more precise control or
  • hydrostatic transmission with an output motor which is supplied with pressure medium via a pump driven by a motor.
  • the hydrostatic transmission is designed with a charging device which, according to the invention, has two charging pumps driven by a common charging motor, via which a pressure chamber of the output motor can be supplied with pressure medium.

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Abstract

Offenbart ist ein hydrostatisches Getriebe mit einem Abtriebsmotor (5), der über eine von einem Motor (18) angetriebene Pumpe (14) mit Druckmittel versorgt ist. Zum Ausgleich von Leckagen und zur Einspannung des Abtriebsmotors ist das hydrostatische Getriebe mit einer Ladeeinrichtung (6) ausgeführt, die erfindungsgemäss zwei von einem gemeinsamen Lademotor (3) angetriebene Ladepumpen (30, 32) hat, über die jeweils ein Druckraum (10, 8) des Abtriebsmotors mit Druckmittel versorgbar ist.

Description

Beschreibung Hydrostatisches Getriebe
Die Erfindung betrifft ein hydrostatisches Getriebe gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1. Unter einem hydrostatischen Getriebe versteht man die Kombination einer Hydropumpe (Primärteil) mit einem Hydromotor (Sekundärteil) , im einfachsten Fall mit einem Hydrozylinder deren Verdrängerräume im Betrieb idealerweise strömungswiderstandsfrei verbunden sind. Derartige hydrostatische Getriebe bedürfen aufgrund der externen Leckagen der hydraulisch-mechanischen Wandler (insbesondere Pumpen, Hydromotoren, in geringerem Umfang auch Hydrozylinder) stets einer Einrichtung, die die Zuführung von Druckflüssigkeit in das Getriebe realisiert, um diese Verluste auszugleichen und die Funktionsfähigkeit des Getriebes zu erhalten. Durch diese Einrichtung muss insbesondere verhindert werden, dass sich in den Druckräumen Kavitationserscheinungen ausbilden. Als besonders vorteilhaft erweist sich ein Getriebe mit beidseitiger Einspannung des Abtriebsmotors (Sekundäreinheit) . Durch diese Einspannung kann sowohl die Antriebsdynamik als auch die Laststeifigkeit gegenüber herkömmlichen Getrieben mit offenen Hydraulikkreisläufen wesentlich verbessert werden.
In der DE 40 08 792 AI ist ein hydrostatisches Getriebe dargestellt, bei dem ein Differentialzylinder über zwei Verstellpumpen mit Druckmittel versorgt wird. Die Verstellpumpen werden von einem gemeinsamen Motor angetrieben, wobei über eine der Verstellpumpen ein Ringraum mit einem bodenseitigen Zylinderraum des Zylinders verbunden ist, während die andere Verstellpumpe den Zylinderraum aus einem Tank mit Druckmittel versorgt.
Die beiden Verstellpumpen werden über eine Steuereinheit derart angesteuert, dass beispielsweise beim Ausfahren des Hydrozylinders der Zylinderraum mit etwas mehr Druckmittel versorgt wird als zur Ausfahrbewegung erforderlich ist, während beim Einfahren des Zylinders der Ringraum mit einer Überschussmenge versorgt wird. Durch diese Steuerung wird im jeweils anderen Druckraum ein Gegenhaltedruck aufgebaut, so dass der Kolben beidseitig eingespannt ist. Nachteilig bei dieser Lösung ist, dass die Ansteuerung und Installation der Verstellpumpen einen erheblichen vorrichtungstechnischen Aufwand erfordert.
Aus der CA 605,046 ist ein hydrostatisches Getriebe bekannt, bei der die Sekundäreinheit über zwei von einem gemeinsamen Motor angetriebene Konstantpumpen mit Druckmittel versorgt wird. Über eine der Konstantpumpen kann Druckmittel aus einem der Druckräume des Hydrozylinders in den jeweils anderen Druckraum gefördert werden, während die zweite Pumpe des Primärteils den bodenseitigen Zylinderraum mit Druckmittel aus einem hydrostatischen Speicher versorgt. Dieser hydrostatische Speicher ist bei Umgehung der beiden Pumpen mit den Druckräumen des Hydrozylinders verbindbar, so dass Leckageverluste ausgeglichen werden und auch entsprechend des Drucks in diesem Speicher eine beidseitige Einspannung erfolgt.
Nachteilig bei beiden Lösungen ist, dass die
Einspannung der Sekundäreinheit (Abtriebsmotor) nur äußerst schwierig an unterschiedliche Betriebsbedingungen anpassbar ist. Des weiteren erfordern beide vorbeschriebenen bekannten Varianten einen hohen Aufwand zur Ansteuerung der beiden Pumpen des Primärteils.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein hydrostatisches Getriebe zu schaffen, bei dem die Einspannung des Abtriebsmotors mit geringem vorrichtungstechnischen Aufwand ermöglicht ist .
Diese Aufgabe wird durch ein hydrostatisches Getriebe mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.
Erfindungsgemäß hat das hydrostatische Getriebe einen Primärteil mit einer Pumpe, über die Druckräume eines Abtriebsmotors mit Druckmittel versorgbar sind. Zum Ausgleich von Leckagen und gegebenenfalls zum Einspannen des Abtriebsmotors (Sekundärteil) ist erfindungsgemäß eine Ladeeinrichtung vorgesehen, die zwei von einem gemeinsamen Lademotor angetriebene Ladepumpen hat . Diese sind jeweils einem Druckraum des Abtriebsmotors zugeordnet, so dass durch geeignete Regelung des Lademotors eine beidseitige Einspannung des Abtriebsmotors und der Ausgleich von Leckagen durchführbar ist . Die Ladeeinrichtung mit dem Lademotor und den beiden vorzugsweise als Konstantpumpen ausgeführten Ladepumpen lässt sich mit einem äußerst geringen vorrichtungstechnischen Aufwand realisieren, wobei durch Regelung des Lademotors die Einspannung sehr einfach an unterschiedliche Betriebsbedingungen anpassbar ist.
Dabei wird es bevorzugt, wenn der Lademotor momentengeregelt ist. Dabei wird das Antriebsmoment des
Lademotors vorzugsweise proportional zum Summendruck des hydrostatischen Getriebes geregelt. Diese Abhängigkeit des Antriebsmoments M^ lässt sich nach der Gleichung MA = 1A X PA + V1B x PB berechnen, wobei die V die Schluckvolumina der beiden Ladepumpen und p die Drücke in den beiden Druckräumen des Abtriebsmotors sind.
Bei einer bevorzugten Variante der Erfindung sind die Schluckvolumina der beiden Ladepumpen gleich groß.
Der Abtriebsmotor kann ein Dif erentialzylinder sein, es ist jedoch auch möglich andere Verbraucher, beispielsweise einen Hydromotor oder einen Gleichgangzylinder als Sekundärteil zu verwenden. Bei Verwendung eines DifferentialZylinders als Abtriebsmotor wird der Primärteil mit zwei Pumpen ausgeführt, wobei eine die beiden Druckräume miteinander und die andere den größeren Druckraum mit dem Tank verbindet . Die Pumpen der Schaltung werden vorzugsweise drehzahlgeregelt angesteuert. Die Schluckvolumina sind dem Verbraucher (Hydromotor) so anzupassen, dass die Bilanz der Verschiebevolumenströme ausgeglichen ist. Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand weiterer Unteransprüche.
Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen: Fig.l ein Hydraulik-Schaubild eines hydrostatischen Getriebes mit einem Differentialzylinder als Verbraucher und Fig.2 ein Ausführungsbeispiel mit einem Gleichgangzylinder als Verbraucher. In Figur 1 ist ein hydrostatisches Getriebe 1 mit einem Primärteil 2, einem Sekundärteil 4 sowie einer Ladeeinrichtung 6 dargestellt. Das Sekundärteil 4 ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel durch einen Hydrozylinder 5 ausgebildet, der als Differentialzylinder ausgeführt ist. Ein Differentialkolben 7 des Hydrozylinders unterteilt diesen in einen bodenseitigen Zylinderraum 8 sowie einen kolbenstangenseitigen Zylinderraum 10. An einer Kolbenstange des Differentialkolbens 7 greift eine Last L in Pfeilrichtung an.
Das Primärteil 2 hat zwei Pumpen 12, 14, die auf einer gemeinsamen Antriebswelle 16 eines drehzahlgeregelten Motors 18 sitzen. Dieser ist in der
Drehrichtung umkehrbar, so dass entsprechend auch die
Förderrichtung der beiden Pumpen 12, 14 umkehrbar ist.
Die beiden Anschlüsse der Pumpe 14 sind über Leitungen 20, 22 mit dem Ringraum 10 bzw. dem
Zylinderraum 8 des Hydrozylinders 5 verbunden, so dass bei Betätigung dieser Pumpe 14 Druckmittel von einem
Druckraum in den anderen Druckraum gefördert werden kann. Ein Druckanschluss der weiteren Pumpe 12 ist über eine Druckleitung 24 mit dem Zylinderraum 8 des Hydrozylinders 5 verbunden. Eine Saugleitung 26 führt zu einem Tank, so dass Druckmittel vom Tank in den Zylinderraum 8 oder von diesem zum Tank T förderbar ist.
Die Ladeeinrichtung 6 hat zwei Ladepumpen 30, 32, die über einen gemeinsamen Lademotor 34 und eine Welle 28 angetrieben werden. Der Lademotor 34 ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel als Synchronmaschine ausgeführt, prinzipiell kann jedoch auch eine Asynchronmaschine verwendet werden. Die Druckanschlüsse der beiden Ladepumpen 30, 32 sind über Ladeleitungen 36 und 38 mit den Leitungen 20 bzw. 22 verbunden, die mit den Räumen 8, 10 verbunden sind. Die beiden Sauganschlüsse der Ladepumpen 28, 30 sind über Tankleitungen 40, 42 mit dem Tank T verbunden, so dass bei Ansteuerung des Lademotors 34 Druckmittel aus diesem Tank T über die Ladeleitungen 26, 38 zu den Druckräumen 8, 10 des Hydrozylinders 5 förderbar ist, um Leckageverluste auszugleichen und/oder eine beidseitige Einspannung des Hydrozylinders 5 vorzunehmen.
Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Schluckvolumina der beiden Pumpen 12, 14 und die
Schluckvolumina der beiden Ladepumpen 28, 30 jeweils gleich ausgeführt. Das Flächenverhältnis α des
Differentialzylinders 5 muss dann 2:1 betragen.
Bei Ansteuerung des Lademotors 34 fördern beide Ladepumpen 28, 30 Druckmittel aus dem Tank T in die beiden Druckräume 8, 10 des Hydrozylinders 5. Die Drücke PA und PB in den Druckkammern wirken proportional zum Fördervolumen der jeweiligen Ladepumpe 30, 32 als Lastmomente auf die Antriebswelle 28. Unter Vernachlässigung von Reib- und Beschleunigungsmomenten lautet dann die Momentenbilanz an der Welle der Ladeeinheit
PA x V1#A + pB V1;B = M^, wobei p die Drücke in den Druckräumen, V die Schluckvolumina und M das auf die Welle 28 der Ladeeinheit 6 wirkende Abtriebsmoment des Motors 34 ist.
Der Summendruck des Getriebes pSUm berechnet sich nach
Figure imgf000009_0001
wobei ß Gewichtungsfaktoren sind, deren Herleitung im folgenden ausführlich erläutert wird. Bei dem erfindungsgemäßen Konzept werden die Drücke in den Druckräumen 8, 10 als Information über den Ladezustand des Getriebes genutzt, es zeichnet sich jedoch dadurch aus, das aufgrund der Kompressibilität des Druckmediums sich aus Änderungen des Belastungszustandes des Hydrozylinders 5 ergebende Druckänderungen nicht zu einer Wechselwirkung mit der Ladeeinrichtung führen.
Wie sich aus den beiden vorbeschriebenen Gleichungen zur Berechnung von M^ und psu.m ergibt, findet an der Welle 28 der Ladeeinrichtung eine Summenbildung der Abtriebsmomente statt, welche proportional zur Summendruckbildung (Psum) ist, wenn das Verhältnis der Schluckvolumina V]_ A, V]_ ß der beiden Ladepumpen 30, 32 gleich dem Verhältnis der Gewichtungsfaktoren ßA, ßß ist. Die Vorgabe des Summendrucks kann gesteuert über das
Antriebsmoment . erfolgen. Jede Änderung des Ist- Summendrucks verursacht eine Änderung der Drehzahl, so dass das Gleichgewicht wieder hergestellt wird, indem der erforderliche Ladevolumenstrom bereitgestellt wird.
Mit einfachen Worten gesagt, bei Ansteuerung des Lademotors 34 wird über die beiden Ladepumpen 30, 32 Druckmittel in die beiden Druckräume 8, 10 gefördert, so dass der Hydrozylinder 5 beidseitig eingespannt wird. Es baut sich in den Druckräumen jeweils ein Druck pA, pg auf, der in einem auf die Welle 28 der Ladeeinrichtung 6 wirkenden Rückstellmoment resultiert. Diese Rückstellmoment wirkt dem Antriebsmoment der Ladepumpen 30, 28 entgegen. Über die Momentensteuerung des Lademotors 34 wird der Motorstrom so eingestellt, dass das gesteuerte oder geregelte Antriebsmoment dem erzeug- ten Rückstellmoment entspricht. Für den Fall, dass keinerlei Leckage des hydrostatischen Getriebes auftritt, bleibt dieses Rückstellmoment dann im wesentlichen konstant, wenn keine Änderung der Vorspannung vorgenommen werden soll.
Demgemäß kommt die erfindungsgemäße Lösung mit einem
Minimum an Sensorik aus, da beispielsweise die Drücke in den Druckräumen nicht erfasst werden müssen, wie dies beispielsweise in der Lösung gemäß der DE 40 08 792 AI der Fall ist.
Anhand der beigefügten Tabelle seien im folgenden zum besseren Verständnis noch einige theoretische Betrachtungen zur Wahl der Gewichtungsfaktoren ßA und ßß erläutert.
Die Drücke in den Druckräumen 8, 10 können zur Ableitung des Ladezustands des hydrostatischen Getriebes 1 genutzt werden. Diese Drücke werden aber auch durch die Größe der Last bestimmt. Im Zustand ohne Last (L = 0) werden die Drücke p zum einen durch das Flächenverhältnis α (siehe Gleichung a) der Tabelle) bestimmt und zeigen zum anderen die Vorspannung des hydrostatischen Getriebes an. Wird der Hydrozylinder 5 als leckagefrei angenommen und die Leitungsanschlüsse des Hydrozylinders 5 hermetisch abgeschlossen, so bleibt die einmal eingestellte Vorspannung erhalten und die Kammerdrücke PA' PB ändern sich nur in Abhängigkeit von der Last L. Dabei steigt ein Kammerdruck, während der zweite sinkt. Die Summe psu (siehe oben) der gewichteten Drücke p sollte daher konstant bleiben und als Maß für die Vorspannung dienen können. Die Änderung der Drücke pA, pg aufgrund einer äußeren Last L muss in die Bestimmung der Gewichtsfaktoren ßA und ßß eingehen. Diese hängen vom Flächenverhältnis α und den hydraulischen Kapazitäten der Zylinderräume und damit von der aktuellen Kolbenposition ab. Unter Annahme eines konstanten Kompressionsmoduls lässt sich die Abhängigkeit von den hydraulischen Kapazitäten auf eine Betrachtung der Länge der beiden Ölsäulen zurückführen. Wird der Ursprung der Bewegungskoordinaten bei einem Hub x in der Mittenposition des Differentialkolbens 7 gewählt, so ist V A = VA#tot + <h/2 + χ) x AA = (^ + X) AA, wobei L = V tot / AA + n 2 • Entsprechendes gilt für das Volumen VB, mit negativen Vorzeichen für die Auslenkung aus der Mittenposition. Kennzeichnend für den Einfluss der hydraulischen Kapazitäten auf die gegenläufige Änderung der Drücke pA, pß in den Druckräumen 8, 10 unter Last L ist das Verhältnis γ (siehe Gleichung g) in der Tabelle) der Länge der Ölsäulen. In der angesprochenen Tabelle sind diese Überlegungen in mathematischer Form zusammenge asst . Als Ergebnis liegen die Gewichtungsfaktoren gemäß den Gleichungen k) und 1) vor, welche eine Summenbildung aus den Drücken pA und pß erlauben, für die ein Einfluss der Lastverhältnisse eliminiert ist und die die gewünschte Information über die Vorspannung des Getriebes zugänglich macht . In der Tabelle sind die zur Berechnung der Gewichtungsfaktoren erforderlichen Parameter den Gleichungen f) und e) entnehmbar. Anhand der Gleichungen c) und d) können die in Abhängigkeit von einer Last auftretenden Druckänderungen in den Druckräumen 8, 10 ermittelt werden. Die Gleichung i) steht für den Summendruck in dem Fall, in dem keine Last wirkt. Nach Gleichung j) wird der Summendruck im Lastfall berechnet. TABELLE
Figure imgf000012_0001
Bei dem erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiel können die Gewichtungsfaktoren ßA und ßg durch geeignete Wahl der Schluckvolumina V]_ A und V]_ g der beiden Ladepumpen 30, 32 bestimmt werden, um die erforderliche Gewichtung der Drücke in den Druckräumen 8, 10 bei der Summenbildung der aus ihnen resultierenden Lastmomente zu erreichen. Das Verhältnis der Schluckvolumina ist dann gegeben durch:
Vl,A / i B = ßA / ßB = Y = (LA + X) / (LB - x)
(siehe Tabelle) .
Für den praxisrelevanten Fall konstanter Schluckvolumina V muss auf einen Arbeitspunkt ausgelegt werden. Wählt man beispielsweise als Arbeitspunkt die Mittenposition des Kolbens 7, so ist in diesem Fall der Hub x = 0 und somit das erforderliche Verhältnis der Schluckvolumina γ = LA / Lß = 1 • D.h. bei Auslegung der Ladeeinrichtung auf diesen Arbeitspunkt können dann erfindungsgemäß baugleiche Ladepumpen mit identischem Hubvolumen eingesetzt werden. Bei Auslegung der Ladeeinrichtung auf einen anderen Arbeitspunkt müssen dann entsprechend die Hubvolumina der Ladepumpen gemäß den in der Tabelle aufgeführten Gleichungen angepasst werden, um den vorbeschriebenen Leckageausgleich und die Einspannung des Sekundärteils 4 vorzunehmen.
Bei dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel ist der Abtriebsmotor durch einen Differentialzylinder (5) gebildet, der über die Ladeeinrichtung (6) und die Pumpenanordnung (2) mit den beiden drehzahlgeregelten Pumpen (12, 14) mit Druckmittel versorgt ist.
In Figur 2 ist ein Ausführungsbeispiel dargestellt, bei der an Stelle des Differentialzylinders ein Gleichgangzylinder (44) verwendet ist, bei dem in der dargestellten Mittelstellung die beiden Druckräume (46, 48) das gleiche Volumen aufweisen. Da bei einem Gleichgangzylinder (44) die beiden Druckräume (46, 48) mit dem gleichem Querschnitt ausgebildet sind, ist das Flächenverhältnis α = 1. Es kann dann auf die Pumpe 12 verzichtet werden, über die beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel Druckmittel aus dem Tank T in den größeren Zylinderraum (8) oder in umgekehrter Richtung von diesem Tank T gefördert werden kann, um die Verschiebevolumenströme auszugleichen. In Fig. 2 oben ist desweiteren angedeutet, dass anstelle des Gleichgangzylinders 44 auch ein anderer Verbraucher, beispielsweise ein Hydromotor 50 einsetzbar ist. Im übrigen entspricht die Schaltung aus Figur 2 dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel, so dass weitere Erläuterungen entbehrlich sind.
Anstelle der als Konstantpumpen ausgeführten Ladepumpen 30, 32 könnten auch Verstellpumpen eingesetzt werden, dies würde zwar eine genauere Steuerung oder
Regelung der Einspannung ermöglichen, würde jedoch die
Investitionskosten erhöhen. Offenbart ist ein hydrostatisches Getriebe mit einem Abtriebsmotor, der über eine von einem Motor angetriebene Pumpe mit Druckmittel versorgt ist. Zum Ausgleich von Leckagen und zur Einspannung des Abtriebsmotors ist das hydrostatische Getriebe mit einer Ladeeinrichtung ausgeführt, die erfindungsgemäß zwei von einem gemeinsamen Lademotor angetriebene Ladepumpen hat, über die jeweils ein Druckraum des Abtriebsmotors mit Druckmittel versorgbar ist. hydrostatisches Getriebe
Primärteil
Sekundärteil
Hydrozylinder
Ladeeinrichtung
Kolben
Zylinderräum
Ringraum
Pumpe
Pumpe
Antriebswelle
Motor
Leitung
Leitung
Druckleitung
Saugleitung
Welle
Ladepumpe
Ladepumpe
Lademotor
Ladeleitung
Ladeleitung
Tankleitung
Tankleitung
Gleichgangzylinder
Druckraum
Druckraum
Hydromotor

Claims

Patentansprüche
1. Hydrostatisches Getriebe mit einem Abtriebsmotor (5, 44) dessen Zulauf- und Rücklaufanschluss mit zumindest einer von einem Motor (18) angetriebenen Pumpe (14) verbunden sind, über die Druckmittel zwischen einem Druckraum (8, 10, 46, 48) und einem anderen Druckraum (10, 8, 46, 48) des Abtriebsmotors (5, 44) förderbar ist und mit einer Ladeeinrichtung (6) , über die der Abtriebsmotor (5, 44) beidseitig hydraulisch einspannbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Ladeeinrichtung (6) zwei von einem gemeinsamen, geregelten Lademotor (34) angetriebene Ladepumpen (30, 32) hat, über die jeweils ein Druckraum (8, 10, 46, 48) des Abtriebsmotors (5, 44) aus einem Tank (T) mit Druckmittel versorgbar ist, so dass Leckagen ausgleichbar und/oder die vorbestimmte Vorspannung des Abtriebsmotors (5) einstellbar ist.
2. Hydrostatisches Getriebe nach Patentanspruch 1, wobei der Lademotor (34) momentengeregelt ist.
3. Hydrostatisches Getriebe nach Patentanspruch 2 , wobei das geregelte Antriebsmoment (AM) des Lademotors (34) in Abhängigkeit von: 1,A x PA + V1,B x PB
einstellbar ist, wobei
v l A v l B : Schluckvolumina der Ladepumpen (30, 32) und
PA' PB : Druck in den Druckräumen (8, 10) des Antriebsmotors ist,
Hydrostatisches Getriebe nach Patentanspruch 3, wobei das Schluckvolumen (V) der Ladepumpen (30, 32) gleich ist.
Hydrostatisches Getriebe nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei die Ladepumpen (30, 32) Konstantpumpen sind.
6. Hydrostatisches Getriebe nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei der Antriebsmotor ein Differentialzylinder (5) ist, dessen größerer Zylinderraum (8) über eine zweite Pumpe (12) mit dem Tank (T) verbunden ist, so dass Druckmittel zwischen diesem Tank (T) und dem Zylinderraum (8) förderbar ist.
7. Hydrostatisches Getriebe nach Patentanspruch 6, wobei die Pumpen (12, 14) mit dem gleichen Schluckvolumen ausgeführt sind und das Flächenverhältnis (α) des DifferentialZylinders (5) 2:1 ist.
8. Hydrostatisches Getriebe nach einem vorhergehenden Patentanspruch, wobei die vorhandenen Pumpen (12, 14) drehzahlgeregelt sind.
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