WO2012031970A1 - Hydrostatischer antrieb für ein kraftfahrzeug - Google Patents

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WO2012031970A1
WO2012031970A1 PCT/EP2011/065091 EP2011065091W WO2012031970A1 WO 2012031970 A1 WO2012031970 A1 WO 2012031970A1 EP 2011065091 W EP2011065091 W EP 2011065091W WO 2012031970 A1 WO2012031970 A1 WO 2012031970A1
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WO
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pressure
hydraulic
accumulator
shaft
drive
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PCT/EP2011/065091
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English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried A. Eisenmann
Original Assignee
Eisenmann Siegfried A
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Publication date
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/08—Prime-movers comprising combustion engines and mechanical or fluid energy storing means
    • B60K6/12—Prime-movers comprising combustion engines and mechanical or fluid energy storing means by means of a chargeable fluidic accumulator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4078—Fluid exchange between hydrostatic circuits and external sources or consumers
    • F16H61/4096—Fluid exchange between hydrostatic circuits and external sources or consumers with pressure accumulators
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60Y—INDEXING SCHEME RELATING TO ASPECTS CROSS-CUTTING VEHICLE TECHNOLOGY
    • B60Y2304/00—Optimising design; Manufacturing; Testing
    • B60Y2304/07—Facilitating assembling or mounting
    • B60Y2304/072—Facilitating assembling or mounting by preassembled subunits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4078—Fluid exchange between hydrostatic circuits and external sources or consumers
    • F16H61/4139—Replenishing or scavenging pumps, e.g. auxiliary charge pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity
    • F16H61/421—Motor capacity control by electro-hydraulic control means, e.g. using solenoid valves
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/62—Hybrid vehicles

Definitions

  • the invention relates to a hydrostatic drive for a motor vehicle, in particular a passenger car, according to the preamble of claim 1.
  • Range of be 230 grams per KW and hour.
  • Range of double namely at about 450 grams per KW and hour.
  • the aim is to suppress the engine speed and to keep the engine torque high at higher vehicle speed in the plane and relatively low traction values at the vehicle.
  • Construction costs in the automatic transmissions and the switching effort in the manual transmissions is correspondingly high. However, the vehicle then acts in the high gears in the
  • ISG integrated starter generator
  • On-board voltage for example 42 volts. This will be the
  • Interposed energy storage are proposed in the prior art on the one hand electrical connections and on the other hydraulic connections with intermediate storage in the form of accumulators or pressure accumulators.
  • Hydraulic pressure increased from approx. 200 bar to 500 bar, so that the hydromotors for the wheel drive deliver the torque required in extreme cases. Apart from that, these
  • the object of the invention is therefore one of a
  • Motor vehicle comprises at least one low-pressure hydraulic accumulator for receiving a working fluid, in particular hydraulic fluid, and at least one high-pressure hydraulic accumulator also for receiving the working fluid, in particular hydraulic fluid, and at least one high-pressure hydraulic accumulator also for receiving the working fluid, in particular hydraulic fluid, and at least one high-pressure hydraulic accumulator also for receiving the working fluid, in particular hydraulic fluid, and at least one high-pressure hydraulic accumulator also for receiving the working fluid, in particular hydraulic fluid, and at least one high-pressure hydraulic accumulator also for receiving the
  • the hydraulic accumulators can be any pressure-tight hydraulic containers which are suitable for use in a motor vehicle.
  • the hydraulic accumulators can in turn be composed of a plurality of smaller accumulators.
  • An accumulator in particular a gas reservoir, for example in the form of a nitrogen cylinder, is connected downstream of the high-pressure hydraulic accumulator for biasing with compensating pressure in the gas region.
  • the pressure accumulator is used when filling the high-pressure hydraulic accumulator with
  • Pressure accumulator pressed and thus stored under pressure.
  • the separation between the gas and the working fluid can be done for example by means of a plastic membrane, as is the case with known from the prior art bladder or diaphragm accumulators, as which the high-pressure hydraulic accumulator can be formed.
  • a liquid hydraulic pump is with a
  • the fluid hydraulic pump is in pressure communication between the low-pressure hydraulic accumulator and the high-pressure hydraulic accumulator for filling the high-pressure hydraulic accumulator with the working fluid under working pressure against the equalizing pressure of the
  • the pressure connection can via a line system, in particular an arrangement of
  • Hydraulic hoses and valves to be created the liquid hydraulic pump is used to fill the high-pressure hydraulic accumulator with working fluid from the low-pressure hydraulic accumulator under the working pressure, the energy required for this purpose
  • At least one hydraulic drive motor is coupled with at least one drive wheel of the motor vehicle directly or indirectly, in particular rotationally rigid.
  • the hydraulic drive motor is designed as a wheel drive, wherein in particular two drive wheels - in one possible From leadership form all driving wheels of the motor vehicle - each associated with a hydraulic drive motor.
  • Transfer case is arranged and the hydraulic
  • Drive motor optionally drives a plurality of drive wheels.
  • the at least one hydraulic drive motor has a high-pressure connection and a low-pressure connection.
  • the high pressure port provides the pressure input and the
  • Low pressure port is the pressure output.
  • a forward mode of the hydrostatic drive is the
  • High pressure port connected to the high pressure hydraulic accumulator, with the low pressure port connected to the
  • Low-pressure hydraulic accumulator is connected. Since the pressure in the high-pressure hydraulic accumulator is higher than in the low-pressure hydraulic accumulator, the interposed
  • the at least one hydraulic drive motor with the working fluid from the high-pressure hydraulic accumulator for driving the at least one drive wheel is operable.
  • To control the drive is in one possible
  • the drive motor in particular a flow control valve, arranged, by means of which a limited flow of current, that is a metered amount of working fluid, the drive motor can be supplied.
  • the working fluid flow regulator in the extreme case, a sufficiently large flow rate or has a parallel bypass valve.
  • Throttle is controlled. This system requires a certain pressure difference, which generates hydraulic losses. In other words, this type of regulation of
  • Discharge speed of the hydraulic accumulator and thus the driving speed is not possible without pressure loss between hydraulic accumulator and hydraulic motor.
  • an electric motor driven metering pump without pressure difference between the input and the output.
  • the dosage is controlled by the speed of an example electronically commutated DC motor, similar to a hydraulic power steering, in which the metering amount for the steering cylinder on the
  • Dosing pump is coupled, is varied.
  • Such metering pumps are, for example, so-called gerotor or gerotor pumps, whose leakproofness makes no special demands, since the pressure difference is very small or virtually zero. In this way, one is as far as possible
  • Hydromotors must be changed.
  • the electric motor can be dimensioned very small, since the metering pump practically no torque because of the dropping pressure difference
  • the invention therefore provides in an embodiment that the working fluid flow regulator is used as a metering pump
  • the high-pressure hydraulic accumulator is divided into a plurality of smaller high-pressure hydraulic accumulators, which are coupled together with the downstream accumulator.
  • the downstream one spans
  • each of the plurality of smaller high pressure hydraulic accumulators can be independently connected to the at least one hydraulic drive motor, the at least one hydraulic drive motor
  • the at least one hydraulic drive motor has a displacement volume which can be varied either steplessly or stepwise in an adjustment range per shaft revolution, the specific absorption quantity of the hydraulic fluid
  • Invention is the hydraulic drive motor as
  • Hydraulic drive motor with continuous displacement per shaft revolution can according to the invention also at least one gradual adjustable hydraulic drive motor for
  • Such an engine is formed for example by an axial piston motor with a plurality of pistons, in particular 24 pistons, wherein the pistons individually and / or groups decoupled, short-circuited and / or sixteenschliessbar, so that in particular the number of switching states corresponding number of intake volumes and thus gear ratios results.
  • part of it is exclusively a steplessly adjustable one
  • hydraulic drive motor reference including here also a - in particular in a plurality of stages and thus substantially continuously adjustable - graded
  • the plurality of smaller high pressure hydraulic accumulators may be connected to the fluid hydraulic pump such that the plurality of smaller high pressure hydraulic accumulators are substantially independently connectable and alternately inflatable with the fluid hydraulic pump.
  • Valve arrangement in particular a plurality of directional control valves
  • valve arrangement comprises, in pressure communication between the plurality of smaller high pressure hydraulic accumulators, the at least one hydraulic drive motor and the liquid hydraulic pump is arranged.
  • Liquid hydraulic pump is connected for filling and another of the several smaller high-pressure hydraulic accumulator connected exclusively to the at least one
  • hydraulic drive motor is connected for emptying.
  • the plurality of smaller high-pressure hydraulic accumulators can be alternately operated either by the liquid hydraulic pump or in the recuperation operation of the Drive motor filled with working fluid or to
  • a development of the invention provides that the
  • hydrostatic drive includes a mode switching unit, for example, as a selector slide,
  • the mode switching unit is designed in particular as a 4/3 way valve.
  • the mode switching unit is arranged in the pressure connection between the at least one hydraulic drive motor and the high-pressure hydraulic accumulator and in the pressure connection between the at least one hydraulic drive motor and the low-pressure hydraulic accumulator.
  • recuperation mode switchable.
  • High-pressure hydraulic accumulator connected.
  • the connections to the hydraulic drive motor in the recuperation mode are directly or indirectly reversed.
  • the engine can be switched to a pump mode and thus to a recuperation mode in overrun mode, as will be explained in more detail below.
  • the invention also provides a especially
  • Control connection is such and the control device is formed such that when driving the motor vehicle in the forward-train operation, the forward mode and at
  • the recuperation mode is granted.
  • the switching can take place by means of a switch arranged on the gas and / or brake pedal of the motor vehicle, wherein the operating mode switching unit has an electrical actuator between the two operating modes
  • the braking power is in particular by means of a brake pedal sensor and a flow control valve
  • the at least one hydraulic acts
  • a drive motor as a hydraulic pump driven by the at least one drive wheel which pumps the working fluid from the low-pressure hydraulic accumulator into the high-pressure hydraulic accumulator for regenerative braking energy use. After switching to the forward mode, this energy thus obtained can be used again to accelerate the motor vehicle.
  • the at least one hydraulic drive motor is
  • the at least one hydraulic valve Preferably, the at least one hydraulic valve
  • a filling pump is arranged, which is in the pressure connection between the low-pressure hydraulic accumulator and the at least one hydraulic drive motor and pumps towards the at least one hydraulic drive motor.
  • the filling pump is prevented from being located in the intake line between the low-pressure hydraulic accumulator and the hydraulic pump
  • Filling pump per shaft revolution should be much greater than the smallest possible amount of swirl of the at least one variable volume hydraulic drive motor per
  • Suction amount of the filling pump approximately equal to half the maximum specific amount of swallowing of the at least one hydraulic drive motor per shaft revolution.
  • the ratio of the gas pressure of the pressure accumulator between the maximum value and the lowest value preferably has the
  • hydrostatic vehicle drive can improve hydrostatic vehicle drive according to the invention.
  • a well-suction pump driven by the motor shaft preferably designed as a gerotor pump, causes a charging effect, as described above. This can be done in a closed circuit, but preferably in a hermetically separate to the outside world total hydraulic system. Since the as
  • the pressure fluctuation determines the torque fluctuation of the wheel motors in the drive wheels.
  • the pressure variation ie the ratio P1 / P2 determines the size of the gas storage together with the gas volume proportion of the high-pressure oil reservoir. From these complex contexts results according to the invention the requirement that the high-pressure hydraulic accumulator is divided into several smaller high-pressure hydraulic accumulator, the serially connected provide a sufficient working volume dV. As a result, the volume of the downstream pressure accumulator in the form of the gas storage is greatly reduced.
  • the three high-pressure hydraulic accumulators each with 9 liters of maximum oil content, are connected in series, resulting in a total content of 27 liters per liter
  • the efficiency of the system is calculated from the
  • n 2000 rpm
  • Oil flow 90 1 / min; Loss energy 882 Ws;
  • the high-pressure hydraulic accumulator is divided into three smaller units and designed in particular as a bladder accumulator. They become high pressure side
  • Algorithm of memory filling and emptying is not performed by means of electrically operated, but by means of hydraulically operated directional control valves.
  • the impulses come then directly from the fluctuations of the oil pressures of the hydraulic accumulator.
  • the cyclic control of the system is then completely independent of the on-board electrical system of the vehicle.
  • Such hydraulically operated directional control valves are available from the
  • the torque of a hydraulic motor is calculated according to the formula:
  • Torque remains sufficiently constant at the drive wheel of the vehicle. In other words: falls z. B. in the emptying of the high-pressure hydraulic accumulator, the working pressure on the hydraulic motor due to the system, is due to the automatic displacement control on the controllable hydraulic motor the
  • High-pressure accumulator is automatically ensured by a slightly faster emptying.
  • the electronic two-edge control can be dispensed with, if the continuously variable wheel motors are designed in such a way that the control spring and control piston automatically increase their displacement when the supplied working pressure P decreases, as explained above, as shown below. Even so, the torque of the drive wheels can be kept constant despite fluctuating working pressure. In the calculation example mentioned above, only a cyclical correction of the adjustable engine intake of approximately 16% would be required.
  • the operating point of the engine is usually removed from the point of lowest specific fuel consumption.
  • Working fluid flow controller in particular the adjustable flow rate valve, thus must be designed large enough or by a parallel-connected bypass valve, which is also referred to as a bypass valve, are added. In this driving condition then the speed of the
  • Combustion engine increased to almost maximum value with simultaneous maximum torque at maximum power. Since the hydraulic pump to the motor preferably coupled torsionally rigid is, the filling time for the hydraulic accumulator is extremely short. Accordingly, the cycle frequency of the serially connected memories increases. The constant, cyclic starting and stopping of the
  • the very noiseless and vibration-free running of the WANKEL engine offers z. B. the possibility that the engine passes through at a constant speed and that the power slide switches from the high idle at the same speed for power output to the hydraulic pump.
  • hydraulic drive according to the invention thus has the possibility of the WANKEL engine with its known disadvantage of much higher fuel consumption and its higher CO 2 emission (up to 300 g / km) as efficient and, above all, very noise
  • Adjustment has continuously variable displacement per shaft revolution. Preferably, the comes
  • Rotary piston machine filed Jun. 23, 2010, assigned to the same Applicant, is used as a hydraulic drive motor, but it is also possible to use a different one
  • volume variable hydraulic motor in particular hydrostatic high-torque rotary piston engine according to the orbit principle, which is infinitely variable in an adjustment range
  • the hydrostatic high-torque rotary piston engine is a rotary engine after the
  • Orbit principle with an internally toothed stator is fixed in space, designed as a rotary piston rotor
  • WO 2009/092719 is known.
  • Adjustment of the amount of swallowing of such a gerotor pump by varying the effective meshing width between a rotatable inner rotor and a rotatable outer rotor, as generally known in the art. Since in such a hydraulic pump, the axial distance of the two rotors is fixed in space, these approaches are not suitable for use in high-torque rotary piston engine according to the orbit principle. Thus, the constructive task is a new and much more complicated type than a gerotor pump.
  • hydrostatic high-torque rotary piston engine represents a further development of the hydrostatic rotary piston engine known from WO 2006/010471, for which reason the general basic structure of the hydrostatic rotary piston engine, which is already essentially known from the state of the art, will be discussed in the following
  • hydrostatic rotary piston engine also called
  • low-speed high-torque rotary piston engine may be referred to, includes a power output acting as a power output, in the housing of the rotary piston engine
  • the power section consists essentially of a fixed, centric stator, a
  • movable rotary piston as a rotor and a centrally rotatably mounted, serving as an output shaft together.
  • the stator has a stator internal toothing with the
  • the rotary piston has a rotor outer toothing partially engaging in the stator inner toothing of the stator and having a number of teeth c and a rotor internal toothing having a number of teeth b.
  • the rotor has a rotor outer diameter.
  • the wave meshes with her first Shaft external teeth with a number of teeth a partially the rotor internal teeth of the rotary piston, wherein the rotary piston for performing an orbital movement is arranged and dimensioned so eccentric to the shaft axis and the
  • An inlet and outlet part is used for supply and disposal of the power unit with the working fluid, wherein the working fluid at a working pressure via a high pressure port, which serves as an input, the rotary piston engine can be supplied.
  • the rotary valve is rotatably mounted about the central, longitudinally extending shaft of the geometric shaft axis.
  • Tooth chambers is directed out to a low pressure port, so that the working pressure in the first part of
  • Toothed chambers leads to an orbit movement of the rotor and the working fluid displaced from the second part of the tooth chambers, whereby the shaft is set in rotation, and vice versa.
  • the rotary valve has a specific rotary valve outside diameter, either by the actual Outer diameter of the rotary valve or by the outer or average diameter of the disc-shaped
  • Pressure valve radially arranged pressure resistant is determined.
  • the rotary engine comprises a gear transmission in the form of a wobble gear
  • Shaft external teeth of the shaft with a number of teeth w and an internal toothing of a fixed internal gear with a number of teeth z is arranged as a synchronous drive for the rotary valve.
  • Low pressure port is connected, arranged.
  • the shaft is mounted on both sides of the power unit immediately adjacent radial bearings, in particular bearings.
  • Rotary piston engine a continuous shaft with large shaft diameters and high torsional strength can be used.
  • both shaft ends can be exposed to a high torque flux and, for example, both
  • shaft ends as output, or one shaft end as the output and the other shaft end for connecting a brake or a second drive, whereby the entire
  • Taumelgetriebe has an eccentric, which has an eccentric internal teeth with a number of teeth x and an eccentricthinkvermay with a number of teeth y.
  • the eccentric internal teeth partially mesh with a second
  • a cup-shaped connecting part is rotatably coupled to the eccentrically rotatable eccentric and with the centrically rotatable rotary valve in
  • Transmission ratio 1 1 rotatably connected via a wobbling connection such that a rotational movement of the shaft via the eccentric to the rotary valve is transferable.
  • the number of teeth a is smaller than the number of teeth b, the number of teeth c smaller than the number of teeth d, the number of teeth w smaller than the number of teeth x and the number of teeth y smaller than the number of teeth z, the respective tooth difference preferably one or two teeth.
  • Equation represents the speed ratio shaft to the rotary piston or shaft to the rotary valve:
  • the equation expression is a positive integer, preferably equal to 3. It must also be sought that in this
  • Tumble angle is correspondingly large. However, then the rotational speed of the eccentricity is relatively small.
  • this ratio is preferably between -3 and -9.
  • the stator internal toothing is formed by circular-cylindrical rollers, which leads to further increased pressure and excellent service life. Measurements have shown that by the transition to roles in the stator of the starting efficiency and also the stator internal toothing.
  • a rotationally fixed axial second balance piston is preferably provided, which acts axially on the rotary valve.
  • the axial second compensating piston is arranged, for example, around the wobble gear.
  • the fixed internal ring gear is in the axial second
  • Balancing piston formed.
  • the force on the rotary valve is applied for example by means of a plate spring.
  • the output-side radial bearing needs a higher radial load rating for additional recording of the wheel load.
  • it should be arranged as close to the center of the wheel. It is advantageous if this bearing is as close as possible to the wheel flange and
  • the shaft is preferably formed integrally with a wheel flange on which a wheel for direct drive is directly mountable.
  • the rotary piston is parallel to the fixed stator and relative to the axially fixed shaft
  • the first shaft outer toothing of the shaft and the stator inner toothing of the stator extend axially such that the inner rotor toothing can be displaced axially on the first outer shaft toothing and the outer rotor toothing on the inner stator toothing.
  • the rotary piston engine adjusting, which with the
  • Rotary piston axially to its axial displacement are engaged.
  • Under adjustment means are generally means for axially displacing the rotary piston to understand
  • Housing the rotary piston engine can be arranged.
  • the adjusting members between the rotary piston and the rolling bearings are left and right axially displaceable.
  • a radially extending second wall of the tooth chambers is axially displaceable together with the rotary piston and axially coupled to the rotary piston.
  • the second wall is the first wall spaced parallel opposite, wherein the
  • Toothed chambers between the first and second wall are arranged and extend there axially.
  • the first wall is formed by a so-called rotor plate and the second wall by a so-called stator plate.
  • the rotor plate and the stator plate seal the tooth chambers axially. This means that there is a tight contact both between the stator plate and the stator internal teeth and the external rotor teeth, as well as between the rotor plate and the stator inner teeth and the rotor outer teeth.
  • the tooth chambers of the stator plate, the rotor plate, the stator internal teeth and the rotor outer teeth are limited.
  • the rotor plate is axially fixed and radially coupled to the rotary piston so that it also performs the orbital motion of the rotary piston. The radially with the
  • Rotor piston coupled rotor plate has in the housing one of the orbital movement of the rotor plate corresponding free
  • the stator plate Mobility in the radial direction and in the circumferential direction.
  • the stator plate is axially movable and axially coupled to the rotary piston, but decoupled radially from the rotary piston, so that they so no orbital motion and no rotational movement performs, but is rotationally fixed.
  • the volume of the tooth chambers is infinitely variable by the axial displacement of the rotary piston and thus also the stator plate by means of the adjustment by the distance between the axially displaceable stator plate and the axially fixed rotor plate can be reduced and enlarged.
  • the axially fixed rotor plate engages with its internal rotor-plate toothing in the external rotor toothing, both of which have the number of teeth c and have similar Vernierungsgeometrien so in a sealing manner in the axial direction a perfect fit, that the rotary piston is axially displaceable relative to the axially fixed rotor plate. Due to the fit of the
  • Rotor plate internal teeth with the rotor external teeth are both in axial sealing, but axially movable contact.
  • the rotor plate in the housing is guided radially sealingly in such a way that the rotor plate engages its orbit movement seals the tooth chambers outwards. This is done, for example, in that the rotor plate in a disc-like recess in the housing, in particular between a first housing part and a second
  • Housing part of the housing mounted radially movable and radially sealing.
  • the radial sealing takes place in particular by means of an adjacent to the stator, radially outwardly extending, pointing in the axial direction wall, on which also a radially extending, in axial
  • the axially movable stator plate preferably engages with its stator outer teeth in the stator inner toothing in the axial direction sealing manner a precise fit.
  • the stator plate external teeth and the stator internal teeth have the same number of teeth d and essentially the same
  • stator plate is axially displaceable relative to the axially fixed stator together with the rotary piston. Due to the fit of the stator plate
  • Stator plate external teeth with the stator internal teeth are both in axially sealing, but axially movable contact.
  • the balance piston engages in an axial
  • Adjusting cylinder on.
  • the balance piston is arranged in the fixed housing and acted upon by the working pressure of the working fluid of the tooth chambers, by a direct or indirect connection between the
  • Compensating cylinder and the high-pressure connection consists.
  • the Pressurization takes place in such a way that the working pressure in the compensating cylinder over the stator plate at least partially counteracts the working pressure in the tooth chambers and thus a force on the rotary piston in the direction of a
  • Dental chambers acts.
  • Balancing cylinder results, exercised. These two forces counteract each other and partially compensate, so that the axial holding and adjusting force of the rotary piston is reduced.
  • the balance piston and the balance cylinder have
  • a ring shape for example, a ring shape and in particular extend around the shaft. Preferably, they are between the
  • Balance piston and balance cylinder can be reversed. Under a balance piston is thus also a balance piston
  • Adjusting members are designed as a control piston which is axially engaged with the rotary piston.
  • the control piston with the rotary piston is so axial
  • control piston engages in an axial control cylinder arranged in the fixed housing such that a force can be exerted on the rotary piston for axial displacement of the rotary piston and for changing the volume of the tooth chambers.
  • control cylinder can be acted upon by a control pressure.
  • Control cylinder and the control piston arranged such that the rotary piston is displaced by the pressurization in the control cylinder in a direction such that the
  • Control pressure an increase in the volume of the dental chambers.
  • control piston and the control cylinder may be arranged annularly in the housing around an output section of the shaft in a ring-shaped manner, wherein the output section corresponds to that
  • a radially extending intermediate disc is arranged between the control piston and the rotary piston. The rotary piston slides in the execution of its orbital motion with its in axial
  • the control piston is arranged for example in such a way that it counteracts the rotary piston, in particular via this intermediate disk presses the opposite balance piston and in particular against the control springs.
  • the working pressure in the compensating piston counteracts the control pressure in the control piston kinematically.
  • the control pressure in the control cylinder can be generated in one possible variant by the working pressure of the working fluid.
  • the control piston can be acted upon by the working pressure of the working fluid.
  • the control pressure is equal to the working pressure.
  • the effective surfaces of the control cylinder, the control piston, the stator plate, the rotor plate and optionally the compensating cylinder and the compensating piston are in this case preferably dimensioned such that the control cylinder upon increase in the
  • Sucking volume is available, for example
  • Control pressure connection acts on the control piston.
  • Control pressure can be varied.
  • one of the control piston is selectively acted upon, in particular by means of a valve either with the working pressure of the working fluid or with a control pressure from the control pressure port.
  • the hydrostatic rotary piston engine is not only used as a motor to generate an output, but is also excellent as a pump.
  • the hydrostatic rotary piston engine has the great advantage that a recuperative braking energy recovery is possible by the particular designed as a wheel motor hydraulic motor is switched in the case of braking to a pumping operation and receives torque.
  • this hydrostatic rotary piston engine sucks the working fluid from the tank and conveys it under pressure into one or more
  • Hydraulic accumulator The stored energy can be stored in the
  • the rotary piston machine can therefore be changed, in particular reduced, when changing from traction mode to overrun mode, which is also called suction or pumping mode
  • variable volume hydrostatic rotary piston engine as well as the
  • Hydraulic motor according to WO 2006/010471, the continuous wave. If, for example, at maximum vehicle speed, the oil pressure flow is too great, despite the reduced amount of swirl, in order to avoid cavitation during pump suction operation, the following option is available: At the output of the shaft
  • the continuous shaft driven filling pump for example, as a gerotor pump, which in their
  • This filling pressure can be far above the atmospheric pressure, so that in a large
  • the rotary valve As large as possible.
  • the rotary valve outer diameter is larger by a factor of 1.3 to 1.5 than the rotor outer diameter.
  • the hydrostatic rotary piston engine can thus as
  • variable displacement allows economical operation of the rotary engine, since the displacement of the current power and
  • Fig. La is a schematic representation of the hydraulic
  • Fig. Lb is a schematic representation of the hydraulic
  • Fig. Lc is a schematic representation of the hydraulic
  • High pressure hydraulic Speieher shows a schematic representation of a hydraulic drive motor with a filling pump
  • Fig. 3 is a schematic plan view of a with the
  • Fig. 4 is a longitudinal section through a wheel motor
  • Fig. 5 is a same longitudinal section in the position of
  • Fig. 6 shows a cross section along the section line A-A of
  • Fig. 7 shows a cross section along the section line B-B of
  • Figure 4 which illustrates the axially displaceable, but not rotatable, the axial wall of the tooth chambers representing stator plate, which is hatched from bottom left to top right, in cross section;
  • Fig. 8 shows a cross section along the section line C-C of
  • exporting rotor plate which is hatched from bottom right to top left, represents in cross section; 9 shows a longitudinal section through the wheel motor in the region of the required pressure lines for acting on axially acting compensation surfaces which are to be under the working pressure;
  • Fig. 11 is a longitudinal section through an alternative
  • FIG. 3 shows the positioning of the components of a corresponding drive in a motor vehicle.
  • the figures la, lb, lc and 3 are therefore described together below.
  • the drive comprises a low-pressure hydraulic accumulator 111 in the form of a pressure vessel for receiving a Working fluid in the form of a hydraulic oil and a high-pressure hydraulic accumulator 104 also for receiving the working fluid.
  • the high-pressure hydraulic accumulator 104 is divided into a plurality of smaller high-pressure hydraulic accumulators 104a, 104b and 104c. These are connected together downstream of a pressure accumulator 105 in the form of a nitrogen bottle. This accumulator 105 is used for biasing the high-pressure hydraulic accumulator 104 with compensating pressure.
  • the high-pressure hydraulic accumulators 104a, 104b and 104c are preferably designed as bladder accumulators or membrane accumulators, wherein the
  • Gas when filling the high-pressure hydraulic accumulators 104a, 104b and 104c with the working fluid in the pressurized pressure accumulator 105 can escape.
  • the ratio of the gas pressure of the pressure accumulator 105 between the maximum value and the lowest value preferably has the value 1.1 to 1.25.
  • Diesel, gas, Stirling or other engine may be formed, is a liquid hydraulic pump 103rd
  • This fluid hydraulic pump 103 is in pressure communication between the low-pressure hydraulic accumulator 111 and the high-pressure hydraulic accumulator 104 for filling the smaller high-pressure hydraulic accumulators 104a, 104b and 104c with the working fluid under working pressure against the compensating pressure of the accumulator 105 arranged.
  • At least one hydraulic drive motor 110 in FIG. 3 four hydraulic drive motors 110, is coupled in a torsionally rigid manner to a drive wheel 113 of the motor vehicle. in the
  • This hydraulic drive motor 110 for example, as a hydrostatic high-torque rotary piston engine after the Orbit formed, has a variable in an adjustment area variable displacement per shaft revolution, the specific absorption amount of the hydraulic drive motor 110 per shaft revolution in one for the
  • the drive motor 110 has a high-pressure port 1, which in a forward mode D, as shown in Figures la to lc, with the high-pressure hydraulic accumulator 104, namely with at least one of the smaller high-pressure hydraulic accumulators 104a, 104b and 104c , connected is.
  • Low pressure port 70 of the hydraulic drive motor 110 is connected to the low pressure hydraulic accumulator 111 in the forward mode D.
  • the high-pressure port 1 and the low-pressure port 70 are connected to a mode switching unit 108, which as a
  • Selector slide 108 is formed in the form of a 4/3 way valve connected. By means of this selector slide 108, the controls of the high pressure port 1 and the
  • Low pressure port 70 are interchanged.
  • the selector spool 108 is disposed in pressure communication between the hydraulic drive motor 110 and the high-pressure hydraulic accumulator 104 and between the hydraulic drive motor 110 and the low-pressure hydraulic accumulator 111.
  • the high-pressure port 1 In the forward mode D shown in the figures, the high-pressure port 1 is connected to the high-pressure hydraulic accumulator 104, whereas in a reverse R mode, the high-pressure port 1 communicates with the low-pressure hydraulic accumulator 111 and the low-pressure port 70 with the high pressure port
  • High-pressure hydraulic accumulator 104 is connected. Thus, a reversal of direction is possible.
  • the low-pressure port 70 is also connected to the high-pressure hydraulic accumulator 104, wherein a check valve 122, a suction of the working fluid of the Low-pressure hydraulic accumulator 111 allows the high-pressure port 1, as shown in Figure la recognizable.
  • Rekuperations mode B blocks the 4/3-way valve 108, the local connection between the high-pressure port 1 and the high-pressure hydraulic accumulator 104 or the low-pressure hydraulic accumulator 111. Instead, bridges the
  • a power slide 118 is arranged, by means of which the liquid hydraulic pump 103 can be switched from a non-pressurized circulation to a high-working-pressure performance mode.
  • a power slide 118 is arranged, by means of which the liquid hydraulic pump 103 can be switched from a non-pressurized circulation to a high-working-pressure performance mode.
  • the flow control valve 109 can serve as a throttle valve or preferably as a flow control valve
  • the working fluid flow regulator 109 should be made large enough or by a bypass valve connected in parallel, which is also referred to as a bypass valve (not shown in the figures) to be supplemented.
  • the drive comprises a control device 121 in the form of an electronic control unit. This is with the mode switching unit 108 in such
  • Control connection is designed such that when
  • Recuperation mode B is granted.
  • the detection of the train operation and the overrun operation can be done for example by means of sensors on the brake and accelerator pedal.
  • the activation of the operating mode switching unit 108, that is to say the selector slide, can be done electrically by means of electrical actuators.
  • Recuperation mode B acts in forward-coasting operation of the hydraulic drive motor 110 as one of the
  • the working fluid is pumped from the low pressure hydraulic accumulator 111 via the check valve 122 and the high pressure port 1 to the low pressure port 70 into the high pressure hydraulic accumulator 104.
  • Motor vehicle is thus converted into potential energy in the form of a compression of the working fluid in the high-pressure hydraulic accumulator 104 and can be used at a later time for driving the vehicle in the forward mode D.
  • a recuperative Bremsenergy- use is possible.
  • the hydraulic drive motor 110 has a continuous drive shaft 11, as shown schematically in FIG shown.
  • a filling pump 114 is arranged, which in the direction of at least one
  • the hydraulic drive motor 110 pumps and is driven directly by this.
  • the filling pump 114 is located in
  • the specific swallowing amount of the filling pump 114 is approximately equal to half the maximum specific amount of swallowing of the hydraulic drive motor 110 per shaft revolution.
  • Working fluid flow regulator 109 and the liquid hydraulic pump 103 is a valve assembly 115, 116 and 117 arranged in the form of three 5/4 way valves.
  • This valve arrangement 115, 116 and 117 is between one of
  • High-pressure hydraulic accumulators 104a, 104b, 104c are provided, there are three switching states, which are shown in Figures la, lb and lc. In each of the three switching states, one of the three smaller high-pressure hydraulic accumulators 104a, 104b or 104c is connected exclusively to the liquid hydraulic pump 103 for filling the respective high-pressure hydraulic accumulator, while another one of the three smaller high-pressure hydraulic accumulator 104a, 104b or 104c is connected exclusively to the hydraulic drive motor 110 for emptying the respective high-pressure hydraulic accumulator and thus to the energy output to the drive motor 110.
  • the plurality of smaller high pressure hydraulic accumulators 104a, 104b, and 104c are alternately inflatable and deflatable, each being either decompressed or filled, but not filled and deflated at the same time.
  • the first directional control valve 115 is connected such that the first smaller high-pressure hydraulic accumulator 104 a can be filled by means of the liquid hydraulic pump 103, as illustrated by the rhombic pattern.
  • the third smaller high-pressure hydraulic accumulator 104c is reversed. This is connected to the hydraulic drive motor 110 and drives it, as shown by the horizontal stroke pattern, without being connected to the liquid hydraulic pump 103.
  • the second smaller high pressure hydraulic accumulator 104b is blocked.
  • the second directional control valve 116 is connected in such a way that the second smaller high-pressure hydraulic accumulator 104b can be filled by means of the liquid hydraulic pump 103, as shown by the diamond pattern
  • the hydraulic drive motor 110 is blocked.
  • the first smaller high pressure hydraulic accumulator 104a is connected to the hydraulic drive motor 110 connected and drives this, as shown by the horizontal line pattern, without being connected to the liquid hydraulic pump 103.
  • the third smaller high pressure hydraulic accumulator 104c is neither filled nor emptied.
  • Figure lc shows the opposite case of Figure la.
  • the third directional valve 117 is switched such that the third
  • Liquid hydraulic pump 103 is filled, as also shown by the diamond pattern. However, communication between the third smaller high pressure hydraulic accumulator 104c and the working fluid flow regulator 109 is interrupted.
  • the second smaller high-pressure hydraulic accumulator 104b is connected to and drives the hydraulic drive motor 110, as also shown by the horizontal stroke pattern, without being connected to the liquid hydraulic pump 103.
  • the first smaller high pressure hydraulic accumulator 104a is disconnected.
  • Working fluid in the form of a working fluid is
  • Outlet part 53 is supplied in the housing 19, so that one with the High pressure port 1 connected outer annulus 2 is pressurized by a disk-shaped rotary valve 3, as shown in Figure 4.
  • the disc-shaped rotary valve 3 is centered about a shaft axis 50 of a shaft 11 rotatably mounted and the shaft 11 centrally running.
  • Commutation of the rotary valve 3 flows the working fluid through window 7 in a power section 51st
  • the power unit 51 has a center fixed stator 52 having one
  • the rotary valve 3 ver and disposed of the tooth chambers 6 via axial channels 4 and radial channels 5 in the stator 52 with the working fluid such that the working fluid of the as
  • the rotary valve 3 has as large a size as possible
  • Rotary valve outer diameter 69 as shown in Figures 4, 5 and 10.
  • the rotary valve outer diameter 69 is preferably larger by a factor of 1.3 to 1.5 than the rotor outer diameter 68.
  • the rotary valve 3 is in a known manner by means of a
  • Rotary valve 3 is used, driven.
  • Taumelgetriebes 56 has an eccentric internal teeth 58 with a number of teeth x and an eccentric technicallyverprin 59 with a number of teeth y.
  • the eccentric internal toothing 58 meshes with a second shaft outer toothing 60 of the shaft 11 with a number of teeth w.
  • the eccentric technicallyverprin 59 combs with a fixed internal gear 61 with a number of teeth z.
  • the numbers of teeth w, x, y, z are dimensioned such that the eccentric 57 performs eccentric to the shaft axis 50 between the shaft 11 and the inner ring gear 61 during rotation of the shaft 11 an orbital movement. Possible number of teeth combinations can be found in the above explanations.
  • a pot-shaped connecting part 62 is rotatably coupled to the eccentrically rotatable eccentric 57 at one end. Otherwise it is
  • the shaft 11 is radially mounted on both sides of the power section 51 adjacent radial bearings 63, which are designed as rolling bearings in O arrangement.
  • a rotationally fixed axial second compensating piston 55 which acts axially on the rotary valve 3, arranged around the wobble gear 56.
  • stator internal teeth in the form of Rolls 13 shown, which represents a particularly advantageous embodiment of this tooth shape with serious benefits.
  • the rotary piston 8 is with its internal rotor teeth 9 on the first shaft external teeth 10 relative to the shaft 11 and with its external rotor toothing 12 on the stator inner teeth 13 relative to the stator 52 parallel to
  • Shaft axis 50 axially displaceable.
  • the displacement is made possible by adjusting members 22, which are in engagement with the rotary piston 8 and by means of which selbiger axially
  • the tooth chambers 6 are arranged in the axial direction between an axially fixed rotor plate 17 and an axially movable stator plate 14. They are axially limited and sealed by the rotor plate 17 and the stator plate 14.
  • the rotor plate 17 is axially fixed and radially coupled to the rotary piston 8. Thus, it performs the orbital motion of the rotary piston 8 together with the rotary piston 8.
  • the stator plate 14 is axially movable, axially coupled to the rotary piston 8 and decoupled radially from the rotary piston 8.
  • the volume of the tooth chambers 6 is thus continuously variable by the axial displacement of the rotary piston 8 and the stator plate 14 by means of the adjusting members 22.
  • Stator plate 14 integrally formed. This is
  • Balancing piston 15a is arranged in the stationary housing 19 and can be acted upon by the working pressure of the working fluid of the toothed chambers 6.
  • the compensating piston 15a engages in an axial - in particular annular - compensating cylinder 15b in such a way that the working pressure in the compensating cylinder 15b via the stator plate 14 to the
  • Dental chambers 6 acts. Between the compensating piston 15a and the compensating cylinder 15b act control springs 16 which press the compensating piston 15a axially against the rotary piston 8 and thus the rotary piston 8 in the direction of a starting position with a reduced volume of the tooth chambers 6.
  • Tooth engagement between the rotor outer teeth 12 and the stator inner teeth 13 is particularly bulky, so that accordingly a large displacement per rotor revolution and thus per shaft revolution is generated.
  • Balancing piston 15a forms, moved together with the rotary piston 8 to the right.
  • the control springs 16 are completely compressed and thereby generate the
  • the compensating piston 15a which modifies the absorption volume, is thus arranged with control spring 16 in such a way that, when the working pressure fluctuates, the torque delivered to the drive wheel 113 is automatically kept constant.
  • Figures 4 and 5 is effected by the rotor plate 17.
  • This has a rotor plate internal toothing 18, which corresponds exactly to the rotor outer teeth 12 of the rotary piston 8, wherein a movement of a few hundredths of a millimeter is provided, so that a high degree of tightness between the tooth chambers. 6 and the non-pressurized interior of the machine.
  • This running clearance need not be greater than to ensure that the rotor is in it axially
  • This rotor plate 17 thus has the
  • the rotor plate 17 is thus in a disc-like recess in the housing 19 between a first housing part 19a and a second
  • Housing part 19b mounted radially movable and radially sealing. In the housing 19 is thus one of the orbital movement of
  • Rotor plate 17 corresponding free mobility provided in the radial direction and in the circumferential direction.
  • FIG. 8 shows a cross section through the axial center of this rotor plate 17, into which a groove 20 extends radially from the outside
  • Rotor plate 17 between a housing ring 21 displaced viscous working fluid does not generate excessive crushing losses.
  • the adjusting members 22 are, as shown in Figures 4 and 5, as a circular centric to the
  • Control piston 22 a formed, which is axially in engagement with the rotary piston 8 via a radially extending washer 66, as shown in Figures 4 and 5.
  • the control piston 22a is arranged such that it presses the rotary piston 8 against the compensating piston 15a and against the control springs 16 via the intermediate disc 66.
  • an axial control cylinder 22 b is arranged, which is acted upon by a control pressure and in which the control piston 22 a engages such that by means of the control pressure in the control cylinder 22 b, a force on the rotary piston 8 for axial displacement of the rotary piston 8 can be exercised. Because of this
  • Both the control piston 22a and the control cylinder 22b annularly surround the output section 65 of the shaft 11 in an annular manner.
  • the torque-generating rotary piston 8 transmits its torque via its internal rotor toothing 9 to the first external shaft toothing 10 of the shaft 11, on which the rotary piston 8
  • Balance piston 15 a good leadership relationship. Therefore, it is preferable that the balance piston 15a is fixedly connected to the stator plate 14 to improve the guide ratio. Furthermore, it is desirable to constructively, and the meshing between the rotor inner teeth 9 and the first shaft external teeth 10 as long as possible
  • channels 71 are shown, in which the
  • Balancing pressure field 23 is passed to the rotor plate 17.
  • Valves 24, in particular check valves, ensure that the working pressure is always directed to the right place in different directions of rotation.
  • the rotary piston engine has a control pressure port 67 which is connected to the control cylinder 22b via lines such that the control piston 22a can be acted upon with a control pressure from the control pressure port 67.
  • a separate pressure line with a control pressure connection 67 is provided for the supply of the regulating piston 22a.
  • Rotary piston engines in particular depending on the design of the control springs 16 even substantially independent of Working pressure and torque of the active by varying the control pressure to adjust.
  • Control pressure port 67 increases, increases the force of the control piston 22a and moves the rotary piston 8 against the control springs 16 in the direction of a larger
  • High pressure port 1 supplies, which is driven for example by an internal combustion engine, thereby automatically reduces the output speed of the rotary piston engine and thus the drive speed of the wheels.
  • an electronically actuated magnetic two-edge control valve may be provided for this purpose, by means of which, for example, the
  • Control pressure at the control pressure port 67 is controllable.
  • FIG. 11 shows an alternative embodiment of a volume-adjustable hydrostatic rotary piston machine according to the invention with a circular piston 8, elongated along the shaft axis 50, an extended shaft 11, a longer control piston 22a and a longer piston
  • Control cylinder 22b and a greater distance from
  • Embodiment of the wheel motor according to Figure 4 and Figure 5 this is only about 16% longer.
  • the remaining features correspond to the features of the previous one

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen hydrostatischen Antrieb für ein Kraftfahrzeug, mit einem Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111), einem Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) und einem Druckspeicher (105), der dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) zum Vorspannen mit Ausgleichsdruck nachgeschaltet ist. Mittels eines Verbrennungsmotors (101) ist eine Flüssigkeits-Hydraulikpumpe (103) zum Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speichers (104) mit Arbeitsflüssigkeit antreibbar. Mindestens ein hydraulischer Antriebsmotor (110), der einem Antriebsrad (113) des Kraftfahrzeugs gekoppelt ist, weist einen Hochdruckanschluss (1), der in einer Vorwärts-Betriebsart (D) mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) verbunden ist, und einen Niederdruckanschluss (70), der in der Vorwärts-Betriebsart (D) mit dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111) verbunden ist, auf. Der Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) ist in mehrere kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104a, 104b, 104c) aufgeteilt, die gemeinsam mit dem nachgeschalteten Druckspeicher (105) gekoppelt sind und die im Wesentlichen voneinander unabhängig mit dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) verbindbar und wechselweise entleerbar sind. Der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor (110) weist ein in einem Verstellbereich veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung auf, wobei die spezifische Schluckmenge pro Wellenumdrehung in einem für den Fahrzeugbetrieb ausreichenden Bereich veränderbar ist.

Description

HYDROSTATISCHER ANTRIEB FÜR E IN KRAFTFAHRZEUG
Die Erfindung bezieht sich auf einen hydrostatischen Antrieb für ein Kraftfahrzeug, insbesondere einen Personenwagen, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Im heutigen Straßenverkehr sind aufgrund des zum Teil hohen Verkehrsaufkommens und durch Geschwindigkeitsbegrenzungen sowie stark dominierende innerstädtische Fahrzyklen die
Leistungsansprüche an die im Fahrzeug installierte
Motorisierung derart klein, dass der Motor in großen
Zeitanteilen im extremen Teillastbereich arbeitet. Das hat zur Folge, dass sich der Betriebspunkt im Motorkennfeld in diesem Teillastbetrieb weit entfernt von seinem
Verbrauchsoptimum befindet.
In vielen Fällen arbeitet der Motor bei nur etwa einem
Sechstel seines möglichen Volllastdrehmomentes. Der
Betriebspunkt des kleinsten spezifischen Kraftstoff- Verbrauchs, gemessen in Gramm pro KW und Stunde liegt aber in unmittelbarer Nähe des höchstmöglichen Drehmomentes. Bei modernen Benzin-Motoren mit Abgasturbo-Aufladung liegt der niedrigste spezifische Kraftstoff-Verbrauch zurzeit im
Bereich von be= 230 Gramm pro KW und Stunde. Im oben
erwähnten Teillastgebiet liegt der Verbrauch jedoch im
Bereich des Doppelten, nämlich bei ca. 450 Gramm pro KW und Stunde .
Nicht ganz so dramatisch liegen die Verhältnisse beim
Dieselmotor. Mit Abgas-Turbolader erreicht man dort Bestwerte von zurzeit be=190 Gramm pro KW und Stunde und darunter. Der oben erwähnte Teillastverbrauch liegt hier zwar deutlich besser, jedoch immer noch bei ca. 270 Gramm pro KW und Stunde im optimalen Drehzahlbereich. Bei einem neu entwickelten 3- Zylinder-Dieselmotor der Firma Volkswagen liegt das Optimum außer beim höchsten Drehmoment bei einer optimalen Drehzahl im Bereich von n=2000 U/min. Zur Einhaltung des niedrigsten Kraftstoff-Verbrauchs im Motorkennfeld genügt es somit nicht nur, beim Betrieb des Motors das höchstmögliche Drehmoment einzuhalten, sondern auch die optimale Motordrehzahl.
Um diesen Forderungen einigermaßen gerecht zu werden, sind bei den Autogetrieben die Anzahl der Gänge in den letzten zehn Jahren dramatisch gesteigert worden, mit bis zu 8 Gängen bei Automatikgetrieben und bis zu 6 Gängen bei den
Handschaltgetrieben. Dementsprechend ist die so genannte Übersetzungsspreizung größer geworden. Dabei werden meistens die zwei höchsten Gänge als Übersetzung ins Schnelle
ausgeführt. Ziel dabei ist, bei höherer Fahrzeug- Geschwindigkeit in der Ebene und verhältnismäßig niedrig liegenden Zugkraftwerten beim Fahrzeug die Motordrehzahl zu drücken und das Motordrehmoment hoch zu halten. Der
Bauaufwand bei den Automatikgetrieben und der Schaltaufwand bei den Handschaltgetrieben ist dabei entsprechend hoch. Das Fahrzeug wirkt dann jedoch in den hohen Gängen im
Drehmomentverhalten "lahm" und unsportlich.
Bei diesem konventionellen Antriebssystem handelt es sich nach wie vor um eine mechanisch starre Verbindung zwischen dem Verbrennungsmotor und dem Antriebssystem, so dass der Teillastbetrieb beim Motor weitgehend nicht vermieden werden kann. Insbesondere bei den Fahrzeugen mit Handschaltgetrieben hängt die Wirtschaftlichkeit des Fahrzeugs vom Verhalten des Fahrers ab. Der Fahrer kann mangels genauer Kenntnisse in den wenigsten Fällen den Motor im optimalen Kennfeld betreiben. Deshalb muss das Antriebssystem derart konzipiert sein, dass dies durch einen Automatismus erreicht wird. Zur Lösung dieses Problems ist eine vollständige Entkopplung des Antriebssystems vom Motor vorteilhaft, wobei der Motor stets automatisch im Verbrauchs-Optimum betrieben wird, also bei Drehmoment-Volllast und im zugehörigen optimalen
Drehbereich. Dabei arbeitet der Motor bei vorgegebener
Drehzahl mit hoher Leistung im Punkt oder Bereich des
niedrigsten spezifischen Kraftstoff-Verbrauchs. Da schon heute viele Fahrzeuge mit einer Start-Stop-Automatik, auch Stop-and-Go Automatik genannt, zum Automatischen De- und Reaktivieren des Motors bei Fahrzeugstillstand ausgerüstet sind, ist es kein Problem, den Motor nur temporär zu
betreiben, und zwar stets bei Volllast. In der dazwischen liegenden Zeit wird der Motor abgeschaltet oder im niedrigen Leerlauf gehalten. Zur weiteren Effizienzsteigerung kann ein so genannter integrierter Startergenerator, auch ISG genannt, zum Einsatz kommen, der zugleich als Generator für das
Bordnetz und alternativ zum Starten des Motors dient.
Vorteilhaft ist außerdem die Umstellung auf eine höhere
Bordspannung, beispielsweise 42 Volt. Dadurch wird die
Startleistung erhöht und zugleich die Stromstärke reduziert.
Zur Entkopplung eines lediglich im Intervallbetriebs
laufenden Verbrennungsmotors vom Antriebssystem mit
dazwischen geschalteter Energiespeicherung werden im Stand der Technik zum einen elektrische Verbindungen und zum anderen hydraulische Verbindungen mit Zwischenspeicherung in Form von Akkumulatoren oder Druckspeichern vorgeschlagen.
Eine elektrische Kopplung des Verbrennungsmotors mit dem Antriebsstrang hat insbesondere den Nachteil, dass die aus dem Stand der Technik bekannten Akkumulatoren oder
Kondensatoren nicht innerhalb kürzester Zeit mit der
geforderten Energie aufgeladen und entladen werden können. Das Gewicht und der Platzbedarf der Elektromotoren, des Generators, der Akkumulatoren bzw. Kondensatoren, der
Elektronik und der Verkabelung machen eine mechanische
Entkopplung eines leistungsstarken Verbrennungsmotors vom Antriebsstrang durch eine ausschließlich elektrische Kopplung in der Praxis momentan noch unattraktiv.
Eine ausschließlich hydraulische Kopplung des im
Intervallbetrieb laufenden Verbrennungsmotors mit dem
Antriebsstrang mit Druckspeicherung hat wiederum den
Nachteil, dass bei stillstehendem Verbrennungsmotor und
Betrieb der Hydraulikmotoren mit der im Druckspeicher
gespeicherten Energie der Betriebsdruck nicht auf konstant hohem Niveau haltbar ist und bis zur vollständigen Entleerung der Druckspeicher insbesondere kontinuierlich abfällt. Durch diesen Druckabfall sinkt auch das Drehmoment an den
Hydraulikmotoren. Somit sinken auch die Fahrleistungen des Fahrzeugs. Eine Lösung wäre eine generelle Druckbegrenzung, was jedoch wiederum das maximal zur Verfügung stehende
Drehmoment von vorneherein reduzieren würde. Somit erweist sich auch die mechanische Entkopplung mittels ausschließlich hydraulischer Kopplung nur als bedingt in der Praxis
einsetzbar .
Ein ähnliches Ziel verfolgt ein kürzlich veröffentlichter Vorschlag für einen Hydraulikantrieb für Personenwagen in der Fachzeitschrift ATZ - Automobiltechnische Zeitschrift
(Ausgabe 05/Mai 2009, Seiten 378 ff.), bei dem ein so
genannter Druck-Transformator verwendet wird, der den
Hydraulikdruck von ca. 200 bar auf 500 bar erhöht, damit die Hydromotoren für den Radantrieb das im Extremfall notwendige Drehmoment liefern. Abgesehen davon, dass diese
Drucksteigerung bei Konstant-Motoren nur etwa das Drehmoment um den Faktor 2,5 erhöhen, sind derart hohe Drücke, insbesondere bei einer Schlauch-Verbindung des angetriebenen gelenkten Rad beim Allradantrieb, äußerst problematisch.
Aufgabe der Erfindung ist es daher, einen von einem
intervallweise betreibbaren Verbrennungsmotor angetriebenen von diesem entkoppelbaren und mit einem
Energiezwischenspeicher ausgestatteten hydrostatischen
Antrieb für ein Kraftfahrzeug zur Verfügung zu stellen, der sich durch eine hohe Drehmoment-Spreizung am Antriebsrad de Fahrzeugs und ein während des Entladens des
Energiezwischenspeicher im Wesentlichen konstantes, hohes maximales Drehmoment auszeichnet.
Diese Aufgabe wird durch die Verwirklichung der Merkmale des unabhängigen Anspruchs gelöst. Merkmale, die die Erfindung in alternativer oder vorteilhafter Weise weiterbilden, sind den abhängigen Patentansprüchen zu entnehmen.
Der erfindungsgemässe hydrostatische Antrieb für ein
Kraftfahrzeug umfasst mindestens einen Niederdruck-Hydraulik- Speicher zur Aufnahme einer Arbeitsflüssigkeit, insbesondere Hydraulikflüssigkeit, sowie mindestens einen Hochdruck- Hydraulik-Speicher ebenfalls zur Aufnahme der
Arbeitsflüssigkeit. Bei den Hydraulik-Speichern kann es sich um beliebige druckdichte Hydraulik-Behälter handeln, welche für den Einsatz in einem Kraftfahrzeug geeignet sind. Die Hydraulik-Speicher können sich wiederum aus einer Mehrzahl an kleineren Speichern zusammensetzen. Ein Druckspeicher, insbesondere ein Gasspeicher, beispielsweise in Form einer Stickstoff-Flasche, ist dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher zum Vorspannen mit Ausgleichsdruck im Gasbereich nachgeschaltet. In anderen Worten dient der Druckspeicher dazu, dass bei Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speichers mit
Arbeitsflüssigkeit das im Hochdruck-Hydraulik-Speicher verdrängte Gas im Druckspeicher komprimiert wird. Beim
Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speichers mit
Arbeitsflüssigkeit wird selbige also gegen das Gas des
Druckspeichers gepresst und somit unter Druck gespeichert. Die Trennung zwischen dem Gas und der Arbeitsflüssigkeit kann beispielsweise mittels einer Kunststoffmembran erfolgen, wie dies bei aus dem Stand der Technik bekannten Blasenspeichern oder Membranspeichern der Fall ist, als welche der Hochdruck- Hydraulik-Speicher ausgebildet sein kann.
Eine Flüssigkeits-Hydraulikpumpe ist mit einem
Verbrennungsmotor derart gekoppelt, dass sie von dem
Verbrennungsmotor antreibbar ist und selbiger somit als
Pumpenantrieb dient. Die Flüssigkeits-Hydraulikpumpe ist in einer Druckverbindung zwischen dem Niederdruck-Hydraulik- Speicher und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher zum Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speichers mit der Arbeitsflüssigkeit unter Arbeitsdruck gegen den Ausgleichsdruck des
Druckspeichers angeordnet. Die Druckverbindung kann über ein Leitungssystem, insbesondere eine Anordnung von
Hydraulikschläuchen und -ventilen, geschaffen sein. In anderen Worten dient die Flüssigkeits-Hydraulikpumpe dazu, den Hochdruck-Hydraulik-Speicher mit Arbeitsflüssigkeit aus dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher unter dem Arbeitsdruck zu befüllen, wobei die hierzu benötigte Energie von dem
Verbrennungsmotor aufgebracht wird. Der Druck im Hochdruck- Hydraulik-Speicher ist im normalen Betrieb stets höher als der Druck im Niederdruck-Hydraulik-Speicher. Mindestens ein hydraulischer Antriebsmotor ist mit mindestens einem Antriebsrad des Kraftfahrzeugs direkt oder indirekt, insbesondere drehstarr, gekoppelt. Vorzugsweise ist der hydraulische Antriebsmotor als Radantrieb ausgebildet, wobei insbesondere zwei Antriebsrädern - in einer möglichen Aus führungs form allen Antriebsrädern des Kraftfahrzeugs - jeweils ein hydraulischer Antriebsmotor zugeordnet ist.
Alternativ besteht jedoch die Möglichkeit, dass zwischen dem hydraulischen Antriebsmotor und dem Antriebsrad ein Getriebe, insbesondere Reduzier-Planetengetriebe, und/oder ein
Verteilergetriebe angeordnet ist und der hydraulische
Antriebsmotor gegebenenfalls mehrere Antriebsräder antreibt.
Der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor weist einen Hochdruckanschluss und einen Niederdruckanschluss auf. Im Motorbetrieb des hydraulischen Antriebsmotors stellt der Hochdruckanschluss den Druckeingang und der
Niederdruckanschluss den Druckausgang dar. In einer Vorwärts- Betriebsart des hydrostatischen Antriebs ist der
Hochdruckanschluss mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher verbunden, wobei der Niederdruckanschluss mit dem
Niederdruck-Hydraulik-Speicher verbunden ist. Da der Druck im Hochdruck-Hydraulik-Speicher höher ist als im Niederdruck- Hydraulik-Speicher, werden der zwischengeschaltete
hydraulische Antriebsmotor und somit auch das Antriebsrad bei Strömen der Arbeitsflüssigkeit vom Hockdruck- in den
Niederdruck-Hydraulik-Speicher angetrieben. In anderen Worten ist der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor mit der Arbeitsflüssigkeit aus dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher zum Antreiben des mindestens einen Antriebsrads betriebbar. Um den Antrieb zu kontrollieren, ist in einer möglichen
Aus führungs form in der Druckverbindung zwischen dem
Hochdruck-Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen
Antriebsmotor ein Arbeitsflüssigkeits-Stromregler,
insbesondere ein Stromregelventil, angeordnet, mittels welchem ein begrenzter Stromfluss, also eine dosierte Menge an Arbeitsflüssigkeit, dem Antriebsmotor zugeführt werden kann. Vorzugsweise weist der Arbeitsflüssigkeits-Stromregler für den Extremfall eine ausreichend große Durchflussmenge auf oder besitzt parallel ein Umgehungs-Ventil.
Konventionelle Stromregelventile sind verlustbehaftet, weil der Stromfluss mittels einer Druckwaage und einer
Drosselstelle gesteuert wird. Dieses System benötigt eine gewisse Druckdifferenz, die hydraulische Verluste erzeugt. Mit anderen Worten, diese Art der Regelung der
Entleergeschwindigkeit des Hydraulikspeichers und somit der Fahrgeschwindigkeit ist nicht ohne Druckverlust zwischen Hydraulikspeicher und Hydromotor möglich.
Besser ist eine beispielsweise elektromotorisch angetriebene Dosierpumpe ohne Druckdifferenz zwischen deren Eingang und dem Ausgang. Die Dosiermenge wird über die Drehzahl einer beispielsweise elektronisch kommutierten Gleichstrommotors gesteuert, ähnlich wie bei einer hydraulischen Servolenkung, bei der die Dosiermenge für den Lenkzylinder über die
Drehgeschwindigkeit des Lenkrades, das intern mit der
Dosierpumpe gekoppelt ist, variiert wird. Solche Dosierpumpen sind beispielsweise so genannte Gerotor- bzw. Zahnringpumpen, an deren Dichtheit keine besonderen Ansprüche gestellt werden, da die Druckdifferenz sehr klein bzw. praktisch Null ist. Auf diese Art und Weise ist eine weitestgehend
verlustfreie Entleergeschwindigkeitsregelung aus dem
Hydrospeicher und somit eine Geschwindigkeitsregelung des Fahrzeuges möglich, ohne dass die Schluckmenge des
Hydromotors geändert werden muss. Der Elektromotor kann dabei sehr klein dimensioniert werden, da die Dosierpumpe wegen der wegfallenden Druckdifferenz praktisch kein Drehmoment
aufnimmt . Die Erfindung sieht daher in einer Aus führungs form vor, dass der Arbeitsflüssigkeits-Stromregler als Dosierpumpe
ausgebildet ist.
Alternativ besteht jedoch theoretisch auch die Möglichkeit, auf den Einsatz eines Arbeitsflüssigkeits-Stromreglers bzw. einer Dosierpumpe zwischen dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen Antriebsmotor zu verzichten, so dass eine direkte Druckverbindung zwischen dem Hochdruck- Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen Antriebsmotor besteht, wobei der Fahrzeugantrieb beispielsweise durch
Verstellen des Antriebsmotors und/oder mittels einer Bremse kontrollierbar ist.
Erfindungsgemäss ist der Hochdruck-Hydraulik-Speicher in mehrere kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher aufgeteilt, die gemeinsam mit dem nachgeschalteten Druckspeicher gekoppelt sind. In anderen Worten spannt der nachgeschaltete
Druckspeicher die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher gemeinsam vor. Diese sind derart mit dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor verschaltet, dass die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher im
Wesentlichen voneinander unabhängig mit dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor verbindbar und wechselweise entleerbar sind. In anderen Worten kann jeder der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor unabhängig zugeschaltet werden, wobei der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor
vorzugsweise immer nur mit der Arbeitsflüssigkeit aus einem der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher betrieben wird. Die anderen kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher werden derweilen entweder von der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe mit Arbeitsflüssigkeit unter Druck aufgefüllt oder bleiben verschlossen . Der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor weist ein in einem Verstellbereich entweder stufenlos oder abgestuft veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist, wobei die spezifische Schluckmenge des hydraulischen
Antriebsmotors pro Wellenumdrehung in einem für den
Fahrzeugbetrieb ausreichenden Bereich stufenlos bzw.
abgestuft veränderbar ist. In einer Weiterbildung der
Erfindung ist der hydraulische Antriebsmotor als
hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem
Orbitprinzip ausgebildet, die ein in einem Verstellbereich stufenlos veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist. Eine derartige hydrostatische Hochmoment- Kreiskolbenmaschine ist aus der europäischen Patentanmeldung EP 10166995.0 mit dem Titel „Stufenlos volumenveränderbare hydrostatische Kreiskolbenmaschine", angemeldet am
23.06.2010, auf welche hiermit verwiesen wird, desselben Anmelders bekannt. Die dort beschriebene hydrostatische
Kreiskolbenmaschine wird im Folgenden genauer beschrieben.
Anstelle mindestens eines stufenlos verstellbaren
hydraulischen Antriebsmotors mit stufenlosem Schluckvolumen pro Wellenumdrehung kann erfindungsgemäss auch mindestens ein abgestuft verstellbarer hydraulischer Antriebsmotor zum
Einsatz kommen. Derartige, abgestuft bzw. in diskreten Stufen verstellbare hydraulische Motoren, deren Schluckvolumen in mehreren Stufen, insbesondere eng abgestuft in einer Vielzahl an Stufen verstellbar sind, sind in unterschiedlichen
Bauformen aus dem Stand der Technik bekannt. Ein solcher Motor wird beispielsweise von einem Axialkolbenmotor mit einer Vielzahl an Kolben, insbesondere 24 Kolben, gebildet, wobei die Kolben einzeln und/oder gruppenweise abkoppelbar, kurzschliessbar und/oder zusammenschliessbar sind, so dass sich eine insbesondere der Anzahl der Schaltzustände entsprechende Anzahl an Schluckvolumina und somit Übersetzungsverhältnissen ergibt .
Im Folgenden wird zur einfacheren Darstellung zum Teil ausschliesslich auf einen stufenlos verstellbaren
hydraulischen Antriebsmotor Bezug genommen, wobei hierunter auch ein - insbesondere in einer Vielzahl an Stufen und somit im Wesentlichen stufenlos verstellbarer - abgestuft
verstellbare Motor zu verstehen ist.
Die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher können derart mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe verschaltet sein, dass die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher im Wesentlichen voneinander unabhängig mit der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe verbindbar und wechselweise befüllbar sind.
In einer Weiterbildung der Erfindung ist eine
Ventilanordnung, die insbesondere mehrere Wegeventile
umfasst, in einer Druckverbindung zwischen den mehreren kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speichern, dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor und der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe angeordnet ist. Mittels der Ventilanordnung kann zwischen einer der Anzahl der mehreren kleineren
Hochdruck-Hydraulik-Speichern entsprechenden Anzahl an
Schaltzuständen umgeschaltet werden,
wobei in jedem Schaltzustand einer der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher ausschließlich mit der
Flüssigkeits-Hydraulikpumpe zum Befüllen verbunden ist und ein anderer der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher ausschließlich mit dem mindestens einen
hydraulischen Antriebsmotor zum Entleeren verbunden ist.
Somit können die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher wechselweise entweder von der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe bzw. im Rekuperationsbetrieb von dem Antriebsmotor mit Arbeitsflüssigkeit befüllt oder zum
Antreiben des Antriebsmotors entleert werden.
Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass der
hydrostatische Antrieb eine Betriebsart-Umschalteinheit umfasst, die beispielsweise als einen Wählschieber,
insbesondere als ein 4/3 Wegeventil ausgebildet ist. Die Betriebsart-Umschalteinheit ist in der Druckverbindung zwischen dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher sowie in der Druckverbindung zwischen dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor und dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher angeordnet. Mittels der Betriebsart-Umschalteinheit sind die Verbindungen zwischen der oben genannten Vorwärts-Betriebsart und einer
Rekuperations-Betriebsart umschaltbar. In der Rekuperations- Betriebsart sind der Hochdruckanschluss mit dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher und der Niederdruckanschluss mit dem
Hochdruck-Hydraulik-Speicher verbunden. In anderen Worten sind die Anschlüsse am hydraulischen Antriebsmotor in der Rekuperations-Betriebsart direkt oder indirekt vertauscht. Somit kann der Motor im Schubbetrieb auf einen Pumpbetrieb und somit auf einer Rekuperationsbetrieb umgeschaltet werden, wie weiter unter detaillierter erläutert wird.
Um einen Rekuperationsbetrieb zu ermöglichen, mittels welch im Schubbetrieb des Fahrzeugs und insbesondere beim Bremsen ein Teil der kinetischen Energie des Fahrzeugs in eine potentielle Energie, welche in Form des Arbeitsdrucks im Hochdruck-Hydraulik-Speicher gespeichert ist, umgewandelt wird, sieht die Erfindung ausserdem eine insbesondere
elektrische, hydraulische, mechanische oder pneumatische Steuervorrichtung vor, die mit der Betriebsart- Umschalteinheit in Steuerverbindung steht. Diese
Steuerverbindung ist derart und die Steuervorrichtung ist derart ausgebildet, dass beim Antreiben des Kraftfahrzeugs im Vorwärts-Zugbetrieb die Vorwärts-Betriebsart und beim
Verzögern des Kraftfahrzeugs im Vorwärts-Schubbetrieb, insbesondere beim Bremsen, die Rekuperations-Betriebsart gewährt ist. Das Umschalten kann mittels eines am Gas- und/oder Bremspedal des Kraftfahrzeugs angeordneten Schalter erfolgen, wobei die Betriebsart-Umschalteinheit über einen elektrischen Aktor zwischen den beiden Betriebsarten
verstellt wird. Die Bremsleistung ist insbesondere mittels eines Bremspedalsensors und eines Stromregelventils
dosierbar. In der Rekuperations-Betriebsart im Vorwärts- Schubbetrieb wirkt der mindestens eine hydraulische
Antriebsmotor als eine von dem mindestens einen Antriebsrad angetriebene Hydraulikpumpe, die das Arbeitsfluid von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher in den Hochdruck-Hydraulik- Speicher zur rekuperativen Bremsenergie-Nutzung pumpt. Nach dem Umschalten auf die Vorwärts-Betriebsart kann diese hierdurch gewonnene Energie wieder zum Beschleunigen des Kraftfahrzeugs genutzt werden.
Der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor wird
vorzugsweise ausschließlich mit der Arbeitsflüssigkeit aus dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher beliefert. In anderen Worten werden die hydraulischen, in ihrer Schluckmenge pro
Motorumdrehung stufenlos oder abgestuft veränderbaren
Radmotoren ausschließlich aus dem Hochdruck-Hydrospeicher mit Arbeitsflüssigkeit gespeist. Somit sind die Flüssigkeits- Hydraulikpumpe und der mindestens eine hydraulische
Antriebsmotor über den als Zwischenspeicher wirkenden
Hochdruck-Hydraulik-Speicher entkoppelt .
Vorzugsweise weist der mindestens eine hydraulische
Antriebsmotor eine durchgehende Antriebswelle auf, wobei auf der durchgehenden Antriebswelle des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors eine Füllpumpe angeordnet ist, die sich in der Druckverbindung zwischen dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher und dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor befindet und in Richtung zu dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor pumpt. Mittels dieser
Füllpumpe wird im Rekuperationsbetrieb in der Rekuperations- Betriebsart, in welchem der hydraulische Antriebsmotor als Pumpe agiert, vermieden, dass im Saugstrang zwischen dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen
Antriebsmotor ein zu starker Unterdruck am Hochdruckanschluss entsteht. Ein derartiger Unterdruck erhöht die
Kavitationsgefahr im Antriebsmotor erheblich. Mittels der Füllpumpe ist es somit möglich, die Bremsleistung des
hydraulischen Antriebsmotors im Rekuperationsbetrieb
erheblich zu erhöhen. Die spezifische Schluckmenge der
Füllpumpe pro Wellenumdrehung sollte wesentlich größer sein als die kleinste mögliche Schluckmenge des mindestens einen volumenveränderbaren hydraulischen Antriebsmotors pro
Wellenumdrehung. Vorzugsweise ist die spezifische
Schluckmenge der Füllpumpe etwa gleich der halben maximalen spezifischen Schluckmenge des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors pro Wellenumdrehung.
Das Verhältnis des Gasdrucks des Druckspeichers zwischen dem Höchstwert und dem Niedrigstwert weist vorzugsweise den
Betrag 1.1 bis 1.25 auf.
In einer Weiterbildung der Erfindung ist in einer
Druckverbindung zwischen der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher ein Leistungsschieber zur Umsteuerung der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe aus einem
drucklosen Umlauf in einen Leistungsmodus mit hohem
Arbeitsdruck geschaltet. Ein besonderer Vorteil der Erfindung ist rekuperative
Bremsenergie-Nutzung, die den Gesamtwirkungsgrad des
erfindungsgemäßen hydrostatischen Fahrzeugantriebs verbessern kann. In diesem Falle arbeitet beispielsweise der mindestens eine hydrostatische Radmotore als Pumpe. Er muss somit in der Lage sein, besonders auch bei hoher Drehzahl, kavitationsfrei die volle volumetrische Ölmenge anzusaugen. Bei den
vorzugsweise zur Anwendung kommenden regelbaren Orbit-Motoren ist ein Kommutator notwendig, der systembedingt nur begrenzte Durchtrittsquerschnitte aufweist. Bei noch so groß
dimensionierten Massen kann es erforderlich sein, dass eine von der Motorwelle angetriebene, gut saugfähige Füllpumpe, bevorzugt als Zahnringpumpe ausgeführt, einen Auflade-Effekt bewirkt, wie oben beschrieben. Das kann im geschlossenen Kreislauf geschehen, aber bevorzugt in einem hermetisch zur Außenwelt getrennten Gesamt-Hydrauliksystem. Da die als
Pumpen arbeitenden Radmotoren aus dem etwas mit geringem Vorspanndruck stehenden Niederdruck-Hydraulik-Speicher ansaugen, kann u. U. auf eine solche Füllpumpe verzichtet werden .
Für den Betrieb von hydraulischen Antriebsmotoren als
Radmotoren ist es wünschenswert, dass der Betriebdruck weitgehend konstant gehalten wird, um pulsierende
Schwankungen des Antriebsmomentes zu vermeiden. Im
Speicherbetrieb wäre aber ein absolutes Konstanthalten des Speicher-Öldrucks mit nachgeschaltetem Gasspeicher nur dann möglich, wenn der Gasspeicher ein sehr großes Volumen
aufweist. Das nutzbare Öl-Hochdruck-Volumen berechnet sich nach der Formel dV = Vo[Po/Pl - Po/P2] [1], wobei Vo das Gasvolumen und dV das Nutzvolumen bedeutet. Der Quotient Po/Pl kann bei den hier verwendeten Drücken etwa mit dem Wert 1.0 angenommen werden, dann gilt Pl=Po. Wie man aus dieser Formel [1] erkennen kann, müsste beim Befüllen des Ölspeichers mit nahezu gleich bleibendem Druck, also P2 etwa = PI, das Gasvolumen Vo extrem groß sein, wenn man ein brauchbares Nutzvolumen dV für den Hydraulikantrieb erzielen möchte. Man muss also eine Druckdifferenz dP= P2 - PI in Kauf nehmen. Beim Umstellen der Formel [1] wird
Vo = dV/ (Po/Pl - Po/P2) = dV/ ( 1 - P1/P2) [2], wenn man Po=Pl setzt. Daraus kann man nun das notwendige Gasvolumen Vo bei gegebenem dV und dem gewählten
Druckverhältnis P1/P2 berechnen. Im Fahrzeug steht aber nur ein begrenzter Raum für alle erforderlichen Speicher, nämlich Hochdruck-Hydraulik-Speieher, Niederdruck-Hydraulik-Speieher und Druckspeicher zur Verfügung, z.B. 100 Liter. Daraus entsteht ein komplexes Problem:
1. Treibt der Verbrennungsmotor eine Hydraulikpumpe mit
konstantem Schluckvolumen an, dann schwankt sein
Drehmoment um die Druckschwankung des Systems. Diese sollte nur so groß sein, dass der Betrieb weitgehend im
Optimalbereich des spezifischen Kraftstoffverbrauchs bleibt .
2. Die Druckschwankung bestimmt die Drehmoment-Schwankung der Radmotoren bei den Antriebsrädern.
3. Die Druckschwankung, d.h. das Verhältnis P1/P2 bestimmt die Größe des Gasspeichers zusammen mit dem Gasvolumen- Anteil des Hochdruck-Ölspeichers . Aus diesen komplexen Zusammenhängen ergibt sich erfindungsgemäß die Forderung, dass der Hochdruck-Hydraulik- Speicher in mehrere kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher aufgeteilt wird, die seriell geschaltet ein ausreichendes Arbeitsvolumen dV ergeben. Dadurch wird der Rauminhalt des nachgeschalteten Druckspeichers in Form des Gasspeichers stark reduziert.
Beispiel : a) Angenommen wird eine zulässige Druckschwankung um 16%, somit wird P1/P2 = 1/1,16 = 0,86. Fordert man eine nutzbare Ölspeichermenge von dV = 27 liter, wäre ohne Aufspaltung des Hochdruck-Hydraulik-Speichers
Vo = 27/(1 - 0,86) = 193 liter.
Der Gasspeicher benötigte dann 193 - 27 = 166 liter. b) Spaltet man den Hochdruck-Hydrospeicher jedoch z.B. in zwei kleinere Speicher mit je 13,5 liter Inhalt auf, die insbesondere über Drehschieber seriell geschaltet werden, dann wird
Vo = 13, 5/(1 - 0, 86) = 96, 4 liter.
Der Gasspeicher benötigt dann 96,4 - 13,5 = 83 liter.
Spaltet man gar den Hochdruck-Hydraulik-Speicher in drei kleinere Speicher auf, die seriell insbesondere über Drehschieber geschaltet werden, dann wird
Vo = 9/(1 - 0, 86)= 64 liter Der Gasspeicher benötigt dann nur noch ein Volumen von 64 - 2x9 = 46 liter.
In diesem Falle werden die drei Hochdruck-Hydraulik-Speicher mit je 9 liter maxinalem Ölinhalt seriell geschaltet und ergeben dann auch einen Gesamtinhalt von 27 liter pro
Fahrzyklus. Natürlich muss dann die Flüssigkeits- Hydraulikpumpe und somit der Verbrennungsmotor pro Fahrzyklus 3 Mal zu- und abgeschaltet werden. Da der Speicherinhalt jedes Mal sehr klein ist, wird er durch die Flüssigkeits-
Hydraulikpumpe bei 2000 U/min innerhalb nur wenigen Sekunden mit Hochdruck aufgeladen. Hier zeigt sich der erhebliche Vorteil der Hochdruckhydraulik durch ihre hohe
Leistungsdichte gegenüber der Elektrotechnik.
Man kann hier mit Arbeitsdrücken zwischen 200 und 300 bar rechnen, da im Markt erhältliche Hydropumpen und Hydromotoren in diesem Bereich zuverlässig arbeiten können. Die
Auffüllzeit der Speicher wird extrem kurz.
Der Wirkungsgrad der Anlage berechnet sich aus den
Verlustenergien der an dem Prozess beteiligten
Einzelkomponenten. Beispiel bei V = 85 km/h: 1. Befüllen des Speichers:
Füllzeit 6 sec;
Pumpenleistung 35 KW;
n=2000 U/min;
Pm=240 bar;
Pumpenwirkungsgrad tot = 95% (Axialkolben-Pumpe mit q=const) ;
Verlustenergie 10500 Ws;
Leitungsverlust bis zum Speicher: dP= 1 bar;
Ölfluss = 90 1/min; Verlustenergie 882 Ws;
Verlust beim Befüllen des Speichers dP = 1.2 bar;
Ölfluss = 90 1/min;
Verlustenergie 1059 Ws .
2. Entleeren des Speichers:
Entleerzeit 45 sec;
Verlust beim Entleeren des Speichers dP = 1.2 bar;
Ölfluss = 12 1/min;
Verlustenergie 1059 Ws;
Leitungsverlust bis zum Hydromotor dP = 1 bar;
Ölfluss = 12 1/min;
Verlustenergie 882 Ws;
Verluste des Hydromotors bei Wirkungsgrad tot = 90%; Motorleistung 5 KW;
Verlustenergie 22500 Ws;
Gesamter Energieverlust 36823 Ws .
Gesamtwirkungsgrad (35000x6 - 36823) /35000x6 = 0,8244
Wie man aus dieser Rechnung erkennen kann, ist es wichtig, dass die Olviskosität so niedrig wie möglich sein muss (HP- Öl, warmes Öl) und dass die Leitungsquerschnitte und die Ventile so groß wie möglich ausgeführt werden. Nur dann sind diese Leitungsverluste realistisch.
Für die Thermostabilität des Antriebssystems muss die
Verlustwärme durch den Oldurchsatz weggekühlt werden. Dieser ist verhältnismäßig groß und fließt durch eine Fülle von Rohren, Schläuche, Regelorgane und den Ölkühler mit ziemlich großen Oberflächen. Der Ölkühler kann vom Kühlwasser des Motors durchflössen werden. Eine Beispielsrechnung hat folgendes Ergebnis gebracht: Fahrzeuggewicht 700 kg (City-Car) ;
Fahrgeschwindigkeit 125 km/h;
Pro ektionsfläche 1.85 qm;
Luftwiderstandszahl Cw= 0,24;
Antrieb durch zwei hydrostatische Radmotoren;
Schluckvolumen 2x14 = 28 ccm/U;
Raddrehzahl 1400 U/min;
mittlerer Öldruck 250 bar;
Öldurchsatz 2352 liter pro Stunde;
Gesamt-Wirkungsgrad des hydrostatischen Antriebs 0.824;
Ölerwärmung 3.7 Grad Celsius, wird weggekühlt durch
Konvektion im Fahrtwind und durch die Motorkühlung.
Kraftstoff-Verbrauch : bei V=125 km/h bei Pan=15 KW, be = 195 g/KWh;
Be = 3,298 liter/100 km Dieselöl; bei V=85 km/h bei Pan= 5 KW, be=195g/KWh;
Be = 1,618 liter/100 km Dieselöl
Bei Bremsenergie-Rückgewinnung werden diese Zahlen noch unterschritten .
Wie schon erwähnt wird der Hochdruck-Hydraulik-Speicher in drei kleinere Einheiten aufgeteilt und insbesondere als Blasenspeicher ausgeführt. Sie werden hochdruckseitig
insbesondere durch einen Pumpendrehschieber oder bevorzugt durch elektrische Wegeventile mit der Hydraulikpumpe seriell verbunden. Antriebseitig werden dieselben Speicher
insbesondere über einen Motordrehschieber oder bevorzugt über elektrische Wegeventile gleicher Bauart seriell mit den hydraulischen Antriebsmotoren verbunden. Beide Drehschieber bzw. Wegeventile werden vorzugsweise mechanisch gekoppelt. Es ist aber auch denkbar, dass der quasi hydraulische
Algorithmus der Speicher-Befüllung und -Entleerung nicht mittels elektrisch betätigten, sondern mittels hydraulisch betätigter Wegeventile durchgeführt wird. Die Impulse dafür kommen dann direkt von den Schwankungen der Öldrücke der Hydrospeicher . Die zyklische Steuerung des Systems ist dann völlig unabhängig von der Bordelektrik des Fahrzeugs. Solche hydraulisch betätigte Wegeventile stehen aus dem
einschlägigen Hydraulikmarkt zur Verfügung.
Wegen der unvermeidbaren Druckschwankung der Hochdruck- Hydraulik-Speicher ist es sinnvoll, dass man zwischen
Motorschieber bzw. die Motorwegeventile und dem Stromregel- Ventil ein Druckreduzier-Ventil mit eingestelltem
Arbeitsdruck für die Hydromotoren schaltet. Bei Überschreiten des eingestellten Druckes fließt ein Teil des Volumenstroms ab in den Niederdruck-Hydraulik-Speicher. Es ist aber auch denkbar, dass der Überschuss-Volumenstrom über Sperrventile in denjenigen Speicher fließt, dessen Druck gerade am
niedrigsten ist. Der Verlust wird dann kleiner. Der
Arbeitsdruck an den Hydromotoren bleibt dann über weite
Strecken konstant. Ein "Ruckeln" des Fahrzeugs wird dann vermieden. Es gibt natürlich auch noch andere Mittel zur Dämpfung von Druckschwankungen wie z.B. Dämpfer-Membran- Speicher oder Feder-Dämpfer-Zylinder.
Das Drehmoment eines Hydromotors berechnet sich nach der Formel :
T = qxP/20xPi [3] , wenn q in ccm/Wellenumdrehung und P in bar eingesetzt werden. Das Ergebnis ist dann eine Größe in Nm. Um das Drehmoment T für ein ruckfreies Fahren konstant zu halten, muss somit das Produkt aus Schluckmenge mal dem Arbeitsdruck gleich bleiben. Da sich der Hochdruck-Hydraulik-Speicher nicht schlagartig entleert, sondern während einer gewissen
fahrzeuggeschwindigkeitabhängigen Zeitspanne, ist es kein Problem, gemäß der Erfindung mittels einer elektronischen Zweikantensteuerung die stufenlos in ihrer Schluckmenge q pro Wellenumdrehung veränderbaren Radmotoren ständig derart an den sich verändernden Arbeitsdruck anzupassen, dass das
Drehmoment am Antriebsrad des Fahrzeugs ausreichend genau konstant bleibt. Mit anderen Worten: Fällt z. B. bei der Entleerung des Hochdruck-Hydraulik-Speichers der Arbeitsdruck am Hydromotor systembedingt ab, wird durch die automatische Schluckmengen-Steuerung am regelbaren Hydromotor die
spezifische Schluckmenge nach Maßgabe des Druckabfalls zum
Konstanthalten des Motordrehmomentes entsprechend erhöht. Zum Beibehalten der Fahrgeschwindigkeit muss dann natürlich die zeitliche Öldurchflussmenge steigen, was durch den
Hochdruckspeicher durch eine etwas schnellere Entleerung automatisch sichergestellt ist. In anderen Worten ist das
Drehmoment des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors bei Abfall des Arbeitsdrucks im Hochdruck-Hydraulik-Speicher durch die Veränderbarkeit des Schluckvolumens im Wesentlichen konstant haltbar.
Auf diese Art und Weise entsteht kein zusätzlicher
hydrostatischer Verlust. Wie man aus diesem Sachverhalt erkennen kann, ist die Realisierung der erfindungsgemäßen Entkopplung des Antriebssystems eines Fahrzeugs vom
Verbrennungsmotor mittels Hochdruck-Hydraulik-Speichers nur mit stufenlos regelbaren Hydromotoren wirtschaftlich möglich. Gleichzeitig müssen die Hydromotoren so genannte Hochmoment- Motoren sein, damit die Abmessungen und das Gewicht klein sind, weil sie zur ungefederten Masse des Rades hinzu
geschlagen werden müssen.
Auf die elektronische Zweikantensteuerung kann verzichtet werden, wenn die stufenlos veränderbaren Radmotoren so konstruiert werden, dass über Regelfeder und Regelkolben ihr Schluckvolumen automatisch ansteigt, wenn der zugeführte Arbeitsdruck P, wie oben dargelegt, abnimmt, wie weiter unten gezeigt. Auch so kann das Drehmoment der Antriebsräder trotz schwankendem Arbeitsdrucks konstant gehalten werden. In dem oben erwähnten Rechenbeispiel wäre lediglich eine zyklische Korrektur der verstellbaren Motorschluckmenge von ca. 16 % erforderlich .
Es muss natürlich die Möglichkeit bestehen, bei extremen Fahrleistungsanforderungen die maximale Leistung des
Verbrennungsmotors abrufen zu können. In diesem Fall entfernt sich in der Regel der Betriebspunkt des Motors vom Punkt des kleinsten spezifischen Kraftstoff-Verbrauchs. Im
hydrostatischen Antriebssystem bedeutet dies, dass die
Entleerung der Hydrospeicher sehr viel schneller erfolgen muss bei gleichzeitiger Erhöhung der Schluckmenge des oder der verstellbaren Hydromotoren auf z.B. Maximalwert für die Drehmoment-Steigerung an den Antriebsrädern. Der Öldurchsatz durch die Hydromotoren erreicht dann ein Maximum bei
entsprechend hoher hydrostatischer Leistung. Der
Arbeitsflüssigkeits-Stromreglers, insbesondere das regelbare Durchflussmengenventil , muss somit groß genug ausgelegt werden oder durch ein parallel geschaltetes Umgehungs-Ventil, das auch als Bypass-Ventil bezeichnet wird, ergänzt werden. Bei diesem Fahrzustand wird dann die Drehzahl des
Verbrennungsmotors auf nahezu Maximalwert gesteigert bei gleichzeitigem Maximaldrehmoment bei Höchstleistung. Da die Hydraulikpumpe an den Motor vorzugsweise drehsteif gekoppelt ist, wird die Füllzeit für die Hydrospeicher extrem kurz. Dementsprechend erhöht sich dann die Zyklus-Frequenz der seriell geschalteten Speicher. Das ständige, zyklische Starten und Stoppen des
Verbrennungsmotors kann im Fahrzeug zu ernsten
Komfortdefiziten führen, so dass solche Fahrzeuge unpopulär werden könnten. Dieses Problem ist dadurch lösbar, dass anstelle von Hubkolben-Motoren so genannte Kreiskolbenmotoren (WANKEL-Motoren) eingesetzt werden. Diese Motoren haben ausgezeichnete NVH- (NOISE-VIBRATION-HARSHNESS ) -Eigenschaften. Sie werden zurzeit als RANGEEXTENDER-Generatoraggregate zum zyklischen Aufladen der Batterien von Elektro-Autos
favorisiert. Der sehr geräusch- und schwingungsfreie Lauf des WANKEL-Motors bietet z. B. die Möglichkeit, dass der Motor mit konstanter Drehzahl durchläuft und dass der Power- Schieber aus dem hohen Leerlauf bei gleicher Drehzahl zur Leistungs-Abgabe an die Hydraulikpumpe umschaltet.
Selbstverständlich besteht auch die Möglichkeit, den Motor aus dem niederen Leerlauf oder durch Start-Stopp-Automatik in den Leistungsmodus zu schalten, was etwas sparsamer wäre. Mit dem vom Motor entkoppelten, hydraulischen Antrieb gemäß der Erfindung besteht somit die Möglichkeit, den WANKEL-Motor mit seinem bekannten Nachteil des wesentlich höheren Kraftstoff- Verbrauchs und seiner höheren C02-Emission (bis zu 300 g/km) als effizienten und vor allem sehr geräuscharmen
Personenwagen-Antrieb wieder wirtschaftlich einsatzfähig zu machen, der seine Energie in einfacher Weise aus dem Benzinoder Wasserstofftank bezieht. Beim Betrieb des WANKEL-Motors mit Wasserstoff erweist sich dieser als besonders vorteilhaft gegenüber dem Hubkolbenmotor, weil für die Vermischung des Wasserstoffs mit dem Luftsauerstoff im 4-Takt-Prozess mehr Zeit zur Verfügung steht. Insbesondere ist der hydraulische Antriebsmotor, also der Hydromotor, als hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip ausgebildet, die ein in einem
Verstellbereich stufenlos veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist. Vorzugsweise kommt die
hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine, die aus der europäischen Patentanmeldung EP 10166995.0 mit dem Titel „Stufenlos volumenveränderbare hydrostatische
Kreiskolbenmaschine", angemeldet am 23.06.2010, desselben Anmelders bekannt ist, als hydraulischer Antriebsmotor zum Einsatz. Es ist jedoch auch möglich, eine andere
volumenveränderbaren Hydromotor, insbesondere hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip, die ein in einem Verstellbereich stufenlos veränderbares
Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist, einzusetzen.
Im Folgenden wird diese vorzugsweise eingesetzte
hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine genauer
beschrieben .
Bei der hydrostatischen Hochmoment-Kreiskolbenmaschine handelt es sich um einen Kreiskolbenmotor nach dem
Orbitprinzip, wobei ein innenverzahnter Stator im Räume feststeht, ein als Kreiskolben ausgebildeter Rotor eine
Drehbewegung um seine eigene Achse ausführt und diese Achse eine Kreisbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Rotor macht. Das bedeutet, dass in dieser Gesamtbewegung die Achsabstandlinie zwischen Rotor- und Stator-Mittelpunkt eine Drehbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Rotor um seine eigene Achse ausführt. Ein derartiger Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip ist somit bezüglich des
Bewegungsprinzips grundsätzlich anders aufgebaut als eine so genannte Zahnringpumpe, wie Sie beispielsweise aus der
WO 2009/092719 bekannt ist. Dort wird zwar bereits die Verstellung der Schluckmenge einer solchen Zahnringpumpe durch Verändern der wirksamen Zahneingriffsbreite zwischen einem drehbaren Innenrotor und einem drehbaren Aussenrotor beschrieben, wie allgemein aus dem Stand der Technik bekannt. Da bei einer solchen Hydraulikpumpe die Achsabstandslinie der beiden Rotoren im Räume feststeht, eignen sich diese Ansätze nicht für die Anwendung bei Hochmoment-Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip. Somit ist die konstruktive Aufgabe eine neue und von wesentlich komplizierterer Art als bei einer Zahnringpumpe .
Die hydrostatischen Hochmoment-Kreiskolbenmaschine stellt eine Weiterentwicklung der aus der WO 2006/010471 bekannten hydrostatischen Kreiskolbenmaschine dar, weshalb im Folgenden zunächst auf den bereits im Wesentlichen aus dem Stand der Technik bekannten allgemeinen Grundaufbau der hydrostatischen Kreiskolbenmaschine eingegangen wird, bevor die
kennzeichnenden Merkmale erläutert werden.
Die hydrostatische Kreiskolbenmaschine, die auch als
insbesondere langsamlaufender Hochmoment-Kreiskolbenmotor bezeichnet werden kann, umfasst einen als Abtrieb wirkenden Leistungsteil, der im Gehäuse der Kreiskolbenmaschine
angeordnet ist. Der Leistungsteil setzt sich im Wesentlichen aus einem feststehenden, zentrischen Stator, einem
beweglichen Kreiskolben als Rotor und einer zentrisch drehbar gelagerten, als Abtrieb dienenden Welle zusammen.
Der Stator hat eine Stator-Innenverzahnung mit der
Zähnezahl d. Der Kreiskolben besitzt eine teilweise in die Stator-Innenverzahnung des Stators eingreifende Rotor- Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl c und eine Rotor- Innenverzahnung mit einer Zähnezahl b. Der Rotor hat einen Rotor-Aussendurchmesser . Die Welle kämmt mit ihrer ersten Wellen-Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl a teilweise die Rotor-Innenverzahnung des Kreiskolbens, wobei der Kreiskolben zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch zur Wellenachse angeordnet und dimensioniert ist und die
Zähnezahlen a, b, c, d in einem derartigen Verhältnis
zueinander stehen, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern zwischen der Stator-Innenverzahnung des Stators und der Rotor-Aussenverzahnung des Kreiskolbens bilden .
Ein Ein- und Auslassteil dient zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils mit dem Arbeitsfluid, wobei das Arbeitsfluid mit einem Arbeitsdruck über einen Hochdruckanschluss , der als Eingang dient, der Kreiskolbenmaschine zugeführt werden kann.
Mittels eines scheibenförmigen Drehventils, das zur Welle und zum Stator zentrisch laufend gelagert ist, erfolgt die
Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid. In anderen Worten ist das Drehventil drehbar um die zentrische, sich längs mittig der Welle erstreckenden geometrischen Wellenachse gelagert. Mittels des Drehventils ist über im Wesentlichen radial im Drehventil angeordnete Druckfenster die Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid durch Rotation des Drehventils derart
kommutierend steuerbar, dass das Arbeitsfluid von dem
Hochdruckanschluss in einen ersten Teil der Zahnkammern mit dem Arbeitsdruck hinein und aus einem zweiten Teil der
Zahnkammern zu einem Niederdruckanschluss heraus geleitet wird, so dass der Arbeitsdruck in dem ersten Teil der
Zahnkammern zu einer Orbitbewegung des Rotors führt und das Arbeitsfluid aus dem zweiten Teil der Zahnkammern verdrängt, wodurch die Welle in Rotation versetzt wird, und umgekehrt. Das Drehventil hat einen bestimmten Drehventil- Aussendurchmesser, der entweder durch den tatsächlichen Aussendurchmesser des Drehventils oder durch den äusseren oder mittleren Durchmesser der im scheibenförmigen
Druckventil radial angeordneten Druckfester bestimmt wird.
Ausserdem umfasst der Kreiskolbenmotor ein Zahnradgetriebe in Form eines als Taumelgetriebe ausgebildeten
Exzentergetriebes, das zwischen einer zweiten
Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w und einer Innenverzahnung eines feststehenden Innenzahnkranzes mit einer Zähnezahl z als Synchronantrieb für das Drehventil angeordnet ist. Vorzugsweise ist das Taumelgetriebe
ausschliesslich im Leckölbereich der hydrostatischen
Kreiskolbenmaschine, also im nicht Arbeitsdruck führenden Bereich des Kreiskolbenmotors, der auch mit dem
Niederdruckanschluss verbunden ist, angeordnet.
Die Welle wird von beidseitig am Leistungsteil unmittelbar benachbart angeordneten Radiallagern, insbesondere Wälzlagern gelagert .
Aufgrund des genannten Aufbaus des hydrostatischen
Kreiskolbenmotors kann eine durchgehende Welle mit grossen Wellendurchmessern und hoher Torsionsfestigkeit eingesetzt werden. Somit ist es möglich, beide Wellenenden einem hohen Drehmomentfluss auszusetzen und beispielsweise beide
Wellenenden als Abtrieb, oder ein Wellenende als Abtrieb und das andere Wellenende zum Anschluss einer Bremse oder eines zweiten Antriebs zu verwenden, wodurch die gesamte
Antriebseinheit kompakt gestaltet werden kann.
Da das Drehventils selbst keine Orbitbewegung durchführt, sondern um die Wellenachse rotiert, aufgrund der
Unterbringung des Exzentergetriebes im Leckölraum des Motors und durch die Verwendung kostengünstiger Fliesspress- oder Sinterteile als Getriebeglieder entsteht somit eine kompakte und preisgünstige Konstruktion.
Das als Synchronantrieb für das Drehventil dienende
Taumelgetriebe weist einen Exzenter auf, der eine Exzenter- Innenverzahnung mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter- Aussenverzahlung mit einer Zähnezahl y hat. Die Exzenter- Innenverzahnung kämmt teilweise mit einer zweiten
Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahlung kämmt teilweise mit einem
feststehenden Innenzahnkranz mit einer Zähnezahl z. Das Verhältnis der Zähnezahlen w, x, y, z ist derart bemessen, dass der Exzenter exzentrisch zur Wellenachse zwischen der Welle und dem Innenzahnkranz bei Drehung der Welle eine Orbitbewegung ausführt. Ein topfförmiges Verbindungsteil ist mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter drehfest gekoppelt und mit dem zentrisch drehbaren Drehventil im
Übersetzungsverhältnis 1:1 drehfest über eine taumelnde Verbindung derart verbunden ist, dass eine Drehbewegung von der Welle über den Exzenter auf das Drehventil übertragbar ist .
Sind jeweils gleichartige Verzahnungen in Eingriff, so ist die Zähnezahl a kleiner als die Zähnezahl b, die Zähnezahl c kleiner als die Zähnezahl d, die Zähnezahl w kleiner als die Zähnezahl x und die Zähnezahl y kleiner als die Zähnezahl z, wobei die jeweilige Zahndifferenz vorzugsweise ein oder zwei Zähne beträgt. Insbesondere folgende, aus dem Stand der Technik bekannte
Gleichung stellt das Drehzahlverhältnis Welle zum Kreiskolben bzw. Welle zum Drehventil dar: X
■ z - y
a w
Wie aus dieser Gleichung erkennbar, können die Zähnezahlen des Taumelgetriebes durchaus unterschiedlich ausgeführt werden .
Eine erste Option ist beispielsweise die Auslegung exakt wie beim Leistungsteil, insbesondere mit w=12, x=14, y=ll und z=12. Es sollte dabei lediglich beachtet werden, dass die Exzentrizität der beiden Innengetriebe exakt gleich sind. Der Gleichungsausdruck ist eine positive ganze Zahl, bevorzugt gleich 3. Ferner muss angestrebt werden, dass in diesem
Bereich der Durchmesser der Welle ausreichend gross ist, damit ihre Torsionsfestigkeit für das maximale Drehmoment noch ausreicht. Hierbei wird aber die Exzentrizität des
Taumelgetriebes verhältnismässig gross, so dass der
Taumelwinkel entsprechend gross wird. Allerdings ist dann die Drehzahl der Exzentrizität verhältnismässig klein.
Das Verhältnis zwischen der Drehzahl Ne der Exzentrizität des Taumelgetriebes und der Drehzahl Nw der Welle ergibt sich aus der Gleichung
Ne wy
Nw x - z - w■ y
wobei dieses Verhältnis bevorzugt zwischen -3 und -9 liegt.
Eine zweite Option sind die bevorzugten Auslegungen der
Zähnezahlen nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 oder nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 mit jeweils einer sehr kleinen Exzentrizität. Wie aus der obigen Gleichung Ne/Nw erkennbar, erhöht sich die
Drehzahl der Exzentrizität in diesem Falle. Bei der Auslegung des Taumelgetriebes mit den Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 ergeben sich bekannte Vorteile: Da bei der Montage des Motors die Drehstellung des Drehventils stets exakt zur Drehstellung des Motors beim Leistungsteil in der Phasenlage passen muss, ist es sinnvoll, dass die Zähnezahl w und deren Drehstellung auf der Welle genau gleich ist wie die Zähnezahl a der
Aussenverzahnung auf der Welle am Leistungsteil und deren Drehstellung. So kann die Welle stets montiert werden, ohne darauf achten zu müssen, in welcher Drehstellung sie sich befindet, wodurch die Montage erheblich vereinfacht wird.
Die vorgeschlagene Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 haben bezüglich der Verzahnung für das
Taumelgetriebe den Vorteil, dass der Verzahnungsmodul grösser wird, die Stabilität der Welle in diesem Bereich wächst und insbesondere die negativ laufende Drehzahl der Exzenterachse der Exzenterscheibe stark abfällt, was zu einem ruhigeren Lauf des Getriebes führt. Man nimmt dabei in Kauf, dass der Taumelwinkel etwas grösser wird, und verzichtet dabei auch auf den oben beschriebenen Vorteil bei der Montage.
In einer vorteilhaften Aus führungs form wird die Stator- Innenverzahnung durch kreiszylindrische Rollen gebildet, was zu weiter erhöhter Druckleistung und exzellenter Lebensdauer führt. Messungen haben gezeigt, dass durch den Übergang zu Rollen im Stator der Anfahrwirkungsgrad und auch der
mechanisch-hydraulische Wirkungsgrad erheblich gesteigert werden kann.
Um das scheibenförmige Drehventil axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abzudichten und es mit seinen Druckfenstern mit ausreichendem Druck gegen die Steuerplatte mit ihren Fenstern, die über Kanäle zu den Zahnkammern führen, zu drücken, ist vorzugsweise ein drehfester axialer zweiter Ausgleichskolben vorgesehen, der axial auf das Drehventil wirkt. Der axiale zweite Ausgleichskolben ist beispielsweise rings um das Taumelgetriebe angeordnet. Insbesondere ist der feststehende Innenzahnkranz in dem axialen zweiten
Ausgleichskolben ausgeformt. Die Kraft auf das Drehventil wird beispielsweise mittels einer Tellerfeder aufgebracht.
Bei der Verwendung eines solchen hydrostatischen
Hochmomentmotors als Radmotor benötigt das abtriebseitige Radiallager eine höhere radiale Tragzahl zur zusätzlichen Aufnahme der Radlast. Vorzugsweise sollte es möglichst nahe der Mitte des Rades angeordnet sein. Es ist vorteilhaft, wenn dieses Lager möglichst nahe am Radflansch liegt und
gegebenenfalls ausserhalb des Leckraums des Kreiskolbenmotors mit einer Wälzlagerfett-Dauerfüllung direkt im Gehäuseteil des Kreiskolbenmotors angeordnet ist. Der beschriebene
Kreiskolbenmotor eignet sich aufgrund der vorteilhaften
Lageranordnung und der leistungsstarken, gegebenenfalls durchgehenden Welle unter anderem hervorragend als Radmotor zum direkten Antreiben eines Rades. In diesem Fall ist die Welle bevorzugt einstückig mit einem Radflansch ausgebildet, an welchem unmittelbar ein Rad zum Direktantrieb montierbar ist .
Der Kreiskolben ist relativ zum feststehenden Stator und relativ zur axial feststehenden Welle parallel zur
Wellenachse axial verschiebbar. Hierzu erstrecken sich die erste Wellen-Aussenverzahnung der Welle und die Stator- Innenverzahnung des Stators derart axial, dass die Rotor- Innenverzahnung auf der erste Wellen-Aussenverzahnung und die Rotor-Aussenverzahnung auf der Stator-Innenverzahnung axial verschoben werden können. Um den Kreiskolben axial verschieben zu können, weist die Kreiskolbenmaschine Verstellorgane auf, die mit dem
Kreiskolben axial zur dessen axialer Verstellung in Eingriff stehen. Unter Verstellorganen sind allgemein Mittel zum axialen Verschieben des Kreiskolbens zu verstehen,
insbesondere hydraulische, mechanische, pneumatische oder elektrische Antriebe, die innerhalb oder ausserhalb des
Gehäuses der Kreiskolbenmaschinen angeordnet sein können. Insbesondere sind die Verstellorgane zwischen dem Kreiskolben und den Wälzlagern links und rechts axial verschieblich.
Mittels des axialen Verschiebens des Kreiskolbens wird die axiale Längserstreckung der Zahnkammern und somit das Volumen der Zahnkammern stufenlos verstellt. Hierzu ist eine sich radial ersteckende erste Wand der Zahnkammern axial
feststehend und mit dem Gehäuse axial gekoppelt. Hingegen ist eine sich radial erstreckende zweite Wand der Zahnkammern gemeinsam mit dem Kreiskolben axial verschiebbar und mit dem Kreiskolben axial gekoppelt. Die zweite Wand liegt der ersten Wand parallel beabstandet gegenüberliegt, wobei die
Zahnkammern zwischen der ersten und zweiten Wand angeordnet sind und sich dort axial erstrecken.
Die erste Wand wird von einer so genannten Rotorplatte und die zweite Wand von einer so genannten Statorplatte gebildet. Die Rotorplatte und die Statorplatte dichten die Zahnkammern axial ab. Das bedeutet, dass sowohl zwischen der Statorplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Rotor- Aussenverzahnung, als auch zwischen der Rotorplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Rotor-Aussenverzahnung ein dichter Kontakt besteht. Somit werden die Zahnkammern von der Statorplatte, der Rotorplatte, der Stator-Innenverzahnung und der Rotor-Aussenverzahnung begrenzt. Die Rotorplatte ist axial feststehend und radial mit dem Kreiskolben gekoppelt, so dass sie die Orbitalbewegung des Kreiskolbens ebenfalls ausführt. Die radial mit dem
Kreiskolben gekoppelte Rotorplatte weist im Gehäuse eine der Orbitalbewegung der Rotorplatte entsprechende freie
Beweglichkeit in radialer Richtung und in Umfangsrichtung auf . Die Statorplatte ist hingegen axial beweglich und axial mit dem Kreiskolben gekoppelt, jedoch radial vom Kreiskolben entkoppelt, so dass sie also keine Orbitalbewegung und auch keine Drehbewegung durchführt, sondern drehfest ist. Das Volumen der Zahnkammern ist durch das axiale Verschieben des Kreiskolbens und somit auch der Statorplatte mittels der Verstellorgane stufenlos veränderbar, indem der Abstand zwischen der axial verschiebbaren Statorplatte und der axial feststehenden Rotorplatte verkleinert und vergrössert werden kann.
Vorzugsweise greift die axial feststehende Rotorplatte mit ihrer Rotorplatten-Innenverzahnung in die Rotor- Aussenverzahnung, welche beide die Zähnezahl c aufweisen und gleichartige Verzahnungsgeometrien haben, derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein, dass der Kreiskolben relativ zur axial feststehenden Rotorplatte axial verschiebbar ist. Aufgrund der Passgenauigkeit der
Rotorplatten-Innenverzahnung mit der Rotor-Aussenverzahnung stehen beide in axial dichtendem, aber axial beweglichem Kontakt .
In einer Aus führungs form ist die Rotorplatte im Gehäuse derart radial dichtend geführt ist, dass die Rotorplatte bei ihrer Orbitbewegung die Zahnkammern nach aussen abdichtet. Dies erfolgt beispielsweise dadurch, dass die Rotorplatte in einer scheibenartigen Ausnehmung im Gehäuse, insbesondere zwischen einem ersten Gehäuseteil und einem zweiten
Gehäuseteil des Gehäuses, radialbeweglich und radial dichtend gelagert ist. Die radiale Abdichtung erfolgt insbesondere mittels einer an den Stator angrenzenden, sich radial nach aussen erstreckenden, in axiale Richtung weisenden Wand, auf welcher eine ebenfalls radial erstreckende, in axiale
Richtung weisende Wand der Rotorplatte, welche die
Orbitbewegung ausführt, gleitet.
Die axial bewegliche Statorplatte greift vorzugsweise mit ihrer Statorplatten-Aussenverzahnung in die Stator- Innenverzahnung auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein. Hierzu haben die Statorplatten- Aussenverzahnung und die Stator-Innenverzahnung die gleiche Zähnezahl d und im Wesentlichen die gleiche
Verzahnungsgeometrie. Somit ist die Statorplatte relativ zum axial feststehenden Stator gemeinsam mit dem Kreiskolben axial verschiebbar. Aufgrund der Passgenauigkeit der
Statorplatten-Aussenverzahnung mit der Stator-Innenverzahnung stehen beide in axial dichtendem, aber axial beweglichem Kontakt .
In einer Weiterbildung ist ein Ausgleichskolben mit der
Statorplatte axial gekoppelt. Es ist möglich, die
Statorplatte und den Ausgleichskolben einstückig auszubilden. Der Ausgleichskolben greift in einen axialen
Ausgleichszylinder ein. Der Ausgleichskolben ist in dem feststehenden Gehäuse angeordnet und mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern beaufschlagbar, indem eine direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem
Ausgleichszylinder und dem Hochdruckanschluss besteht. Die Druckbeaufschlagung erfolgt derart, dass der Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder über die Statorplatte dem Arbeitsdruck in den Zahnkammern zumindest teilweise entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben in Richtung einer
Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der
Zahnkammern wirkt. Somit wird auf der einen Seite der axial verschiebbaren Statorplatte eine erste Kraft, die aus dem Arbeitsdruck in dem ersten Teil der Zahnkammern resultiert, und auf der gegenüberliegenden anderen Seite der Statorplatte eine zweite Kraft, die aus dem Arbeitsdruck in dem
Ausgleichszylinder resultiert, ausgeübt. Diese beiden Kräfte wirken einander entgegen und kompensieren sich teilweise, so dass die axiale Halte- und Verstellkraft des Kreiskolbens reduziert wird.
Um diese Kräftekompensation zu unterstützen und/oder eine Ausgangsstellung des Kreiskolbens im drucklosen Zustand der Kreiskolbenmaschine zu erzwingen, sieht eine Weiterbildung zwischen dem Ausgleichskolben und dem Ausgleichszylinder wirkende Regelfedern vor, die den Ausgleichskolben axial gegen den Kreiskolben und somit den Kreiskolben in Richtung einer Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der Zahnkammern drücken. Die Regelfedern wirken also in die gleiche Richtung wie der Arbeitsdruck in dem
Ausgleichszylinder.
Der Ausgleichskolben und der Ausgleichzylinder haben
beispielsweise eine Ringform und erstrecken sich insbesondere rings um die Welle. Vorzugsweise sind sie zwischen dem
Leistungsteil und dem Taumelgetriebe angeordnet.
Ausgleichskolben und Ausgleichzylinder können vertauscht werden. Unter einem Ausgleichskolben ist somit auch ein
Ausgleichzylinder zu verstehen, und umgekehrt. In einer Weiterbildung ist vorgesehen, dass die
Verstellorgane als ein Regelkolben ausgebildet sind, der mit dem Kreiskolben axial in Eingriff steht. In anderen Worten ist der Regelkolben mit dem Kreiskolben derart axial
gekoppelt, dass der Kreiskolben mittels des Regelkolbens axial verschiebbar ist. Der Regelkolben greift in einen im feststehenden Gehäuse angeordneten axialen Regelzylinder derart ein, dass eine Kraft auf den Kreiskolben zum axialen Verschieben des Kreiskolbens und zum Ändern des Volumens der Zahnkammern ausübbar ist. Hierzu ist der Regelzylinder mit einem Steuerdruck beaufschlagbar. Vorzugsweise sind der
Regelzylinder und der Regelkolben derart angeordnet, dass der Kreiskolben durch die Druckbeaufschlagung im Regelzylinder in eine derartige Richtung verschoben wird, dass sich das
Volumen der Zahnkammern bei zunehmendem Steuerdruck
vergrössert. In anderen Worten bewirkt ein zunehmender
Steuerdruck eine Zunahme des Volumens der Zahnkammern.
Der Regelkolben und der Regelzylinder können ringförmig zentrisch um einen Abtriebsabschnitt der Welle im Gehäuse angeordnet sein, wobei der Abtriebsabschnitt demjenigen
Abschnitt der Welle, an welchem das Taumelgetriebe angeordnet ist, gegenüberliegt. Um die axiale Kraft von dem Regelkolben auf den Kreiszylinder übertragen zu können, ist zwischen dem Regelkolben und dem Kreiskolben beispielsweise eine sich radial erstreckende Zwischenscheibe angeordnet. Der Kreiskolben gleitet bei Ausführung seiner Orbitalbewegung mit seiner in axiale
Richtung weisenden Stirnfläche auf einer in entgegengesetzt axiale Richtung weisenden Fläche der Zwischenscheibe.
Der Regelkolben ist beispielsweise derart angeordnet, dass er insbesondere über diese Zwischenscheibe den Kreiskolben gegen den gegenüberliegenden Ausgleichskolben und insbesondere auch gegen die Regelfedern drückt. In anderen Worten wirkt der Arbeitsdruck in dem Ausgleichskolben dem Steuerdruck in dem Regelkolben kinematisch entgegen.
Der Steuerdruck in dem Regelzylinder kann in einer möglichen Variante durch den Arbeitsdruck des Arbeitsfluids erzeugt werden. Hierzu besteht insbesondere eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Hochdruckanschluss und dem Regelzylinder, dass der Regelkolben mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagbar ist. In diesem Fall ist der Steuerdruck gleich dem Arbeitsdruck. Die wirksamen Flächen des Regelzylinders, des Regelkolbens, der Statorplatte, der Rotorplatte und gegebenenfalls des Ausgleichszylinders und des Ausgleichskolbens sind hierbei vorzugsweise derart dimensioniert, dass der Regelzylinder bei Anstieg des
Drehmoments an der abtreibenden Welle und somit bei Anstieg des Arbeitsdrucks den Kreiskolben in Richtung eines
vergrösserten Volumens der Zahnkammern drückt. Umgekehrt wird bei Rückgang des Drehmoments und Abfall des Arbeitsdrucks eine Verminderung des Volumens der Zahnkammern bewirkt. Somit nimmt das Schluckvolumen bei steigendem Drehmoment zu und bei fallendem Drehmoment ab. Hierdurch ist es möglich, hohe
Drehzahlen bei einem verhältnismässig geringen
Abtriebsmoment, geringem Schluckvolumen und verhältnismässig geringem Arbeitsfluid-Durchsatz zu erzielen, beispielsweise bei schneller Fahrt mit einem Fahrzeug, wohingegen bei geringerer Drehzahl ein hohes Drehmoment bei grossem
Schluckvolumen zur Verfügung steht, beispielsweise beim
Beschleunigen oder bei langsamer Bergauffahrt. Ebenfalls wird eine kinematische Umkehr umfasst.
Ausserdem ist es möglich, die Kreiskolbenmaschine mit einem Steuerdruckanschluss auszustatten, der mit dem Regelzylinder derart verbunden ist, dass ein Steuerdruck aus dem
Steuerdruckanschluss auf den Regelkolben wirkt. Somit kann das Volumen des Kreiskolbenmotors durch Verändern des
Steuerdrucks variiert werden. In einer ist der Regelkolben wahlweise insbesondere mittels eines Ventils entweder mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids oder mit einem Steuerdruck aus dem Steuerdruckanschluss beaufschlagbar.
Die hydrostatische Kreiskolbenmaschine ist nicht nur als Motor zu Erzeugung eines Abtriebs einsetzbar, sondern eignet sich auch vorzüglich als Pumpe. In anderen Worten besitzt die hydrostatische Kreiskolbenmaschine den grossen Vorteil, dass eine rekuperative Bremsenergierückgewinnung möglich ist, indem der insbesondere als Radmotor ausgebildete Hydromotor im Falle des Bremsens auf einen Pumpbetrieb umgeschaltet wird und Drehmoment aufnimmt. Dabei saugt diese hydrostatische Kreiskolbenmaschine das Arbeitsfluid aus dem Tank an und fördert dieses unter Druck in einen oder mehrere
Hydrospeicher . Die dort gespeicherte Energie kann im
Anschluss im Fahrbetrieb wieder genutzt werden. Um wegen der Kavitationsgefahr Unterdrücke von ca. 0,2 bis 0,4 Bar
Atmosphärendruck nicht zu unterschreiten, ist es mittels der Kreiskolbenmaschine möglich, den Unterdruck durch Variieren des Schluckvolumens der Zahnkammern wie oben beschrieben derart einzustellen, dass eine Grenzunterdruck nicht
unterschritten wird. Das Schluckvolumen der
Kreiskolbenmaschine kann also beim Wechsel von Zugbetrieb in den Schubbetrieb, der auch Saug- oder Pumpbetrieb genannt wird, verändert, insbesondere reduziert werden, um
insbesondere die Kavitationsgefahr im Saugbetrieb zu
reduzieren . Ein grosser Vorteil bei der volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine ist, wie auch beim
Hydromotor gemäss der WO 2006/010471, die durchgehende Welle. Ist beispielsweise bei Fahrzeughöchstgeschwindigkeit trotz reduzierter Schluckmenge der Öldruckfluss zu gross, um im Pumpensaugbetrieb Kavitation zu vermeiden, bietet sich folgende Möglichkeit an: An der dem Abtrieb der Welle
entgegengesetzten Seite des Hydromotors kann eine von der durchgehenden Welle angetriebene Füllpumpe, beispielsweise als Zahnringpumpe, angebaut werden, die in ihrem
Saugverhalten keinen engen Grenzen unterliegt. Wird nun das Schluckvolumen dieser Füllpumpe pro Wellenumdrehung grösser ausgelegt als das kleinste Schluckvolumen des Hydromotors, ist sie in der Lage, diesen mit einem höheren Druck als
Atmosphärendruck zu befüllen. Dieser Fülldruck kann weit über dem Atmosphärendruck liegen, sodass in einem grossen
Geschwindigkeitsbereich des Fahrzeugs im Bremsmodus starke Unterdrücke und somit Kavitation im Hydromotor vermieden werden. Man spricht dann in diesem Falle in der
Hydrauliksprache von einem „geschlossenen Kreislauf".
Ebenfalls zur Reduzierung der genannten Kavitationsgefahr insbesondere im Pumpbetrieb sowie zur Ermöglichung einer noch höheren Drehzahl der Kreiskolbenmaschine ist es vorteilhaft, das Drehventil möglichst gross auszugestalten. Vorzugsweise weist das Drehventil mit seinen Druckfestern im Verhältnis zum Kreiskolben einen vergrösserten Drehventil- Aussendurchmesser auf. Insbesondere ist der Drehventil- Aussendurchmesser um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser als der Rotor-Aussendurchmesser .
Die hydrostatische Kreiskolbenmaschine kann somit als
wirtschaftlicher Direktantrieb, insbesondere Radnabenantrieb mit rekuperativer Bremsenergierückgewinnung in einem Fahrzeug eingesetzt werden. Das variable Schluckvolumen ermöglicht einen wirtschaftlichen Betrieb der Kreiskolbenmaschine, da sich das Schluckvolumen dem momentanen Leistungs- und
Drehmomentbedarf anpassen lässt und hydraulische Verluste somit reduziert werden können.
Der erfindungsgemässe hydrostatische Antrieb wird nachfolgend anhand von in den Zeichnungen schematisch dargestellten konkreten Ausführungsbeispielen rein beispielhaft näher beschrieben.
Im Einzelnen zeigen:
Fig. la eine schematische Darstellung des hydraulischen
Antriebs für ein Kraftfahrzeug beim Betrieb des hydraulischen Antriebsmotors aus dem dritten Hochdruck-Hydraulik-Speicher und mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe befülltem ersten Hochdruck-Hydraulik-Speieher;
Fig. lb eine schematische Darstellung des hydraulischen
Antriebs für ein Kraftfahrzeug beim Betrieb des hydraulischen Antriebsmotors aus dem ersten Hochdruck-Hydraulik-Speicher und mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe befülltem zweiten
Hochdruck-Hydraulik-Speieher;
Fig. lc eine schematische Darstellung des hydraulischen
Antriebs für ein Kraftfahrzeug beim Betrieb des hydraulischen Antriebsmotors aus dem zweiten
Hochdruck-Hydraulik-Speicher und mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe befülltem dritten
Hochdruck-Hydraulik-Speieher; Fig. 2 eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebsmotors mit einer Füllpumpe;
Fig. 3 eine schematische Draufsicht auf ein mit dem
hydraulischen Antrieb ausgestattetes Fahrzeug;
Fig. 4 einen Längsschnitt durch eine als Radmotor
ausgebildete hydrostatische Kreiskolbenmaschine in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung;
Fig. 5 einen gleichen Längsschnitt in der Stellung der
Arbeits- und Verstellorgane bei minimaler
Schluckmenge pro Wellenumdrehung;
Fig. 6 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie A-A der
Figur 1, bei dem die Arbeitsräume als Zahnkammern zwischen dem orbitierenden Kreiskolben und dem
Stator sichtbar sind;
Fig. 7 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie B-B der
Figur 4, der die axial verschiebbare, jedoch nicht drehbare, die Axialwand der Zahnkammern darstellende Statorplatte, die von links unten nach rechts oben schraffiert ist, im Querschnitt darstellt;
Fig. 8 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie C-C der
Figur 4, der die nicht axialbewegliche, jedoch zusammen mit dem Rotor eine Orbitbewegung
ausführende Rotorplatte, die von rechts unten nach links oben schraffiert ist, im Querschnitt darstellt ; Fig. 9 einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur Beaufschlagung axial wirkender Ausgleichsflächen, die unter dem Arbeitsdruck stehen sollen;
Fig. 10 einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur Beaufschlagung der als Regelkolben ausgebildeten Verstellorgane, die unter dem Steuerdruck stehen sollen; und
Fig. 11 einen Längsschnitt durch eine alternative
Aus führungs form eines erfindungsgemässen Radmotor in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung, wobei eine Spreizung der Schluckmenge im Verhältnis von ca. 6:1 möglich ist.
Im Folgenden werden mögliche Ausführungsbeispiele anhand mehrerer Figuren, welche teilweise eine einzige Ausführung in unterschiedlichen Ansichten mit vereinzelt unterschiedlichem Detaillierungsgrad zeigen, dargestellt, wobei die Figuren zum Teil gemeinsam erläutert werden. Es wird auf bereits in vorangegangenen Figuren genannte Merkmale und Bezugszeichen verwiesen .
In den Figuren la bis lc wird in einer schematischen
Darstellung eine mögliche Aus führungs form des hydraulischen Antriebs für ein Kraftfahrzeug abstrakt gezeigt. In der Figur 3 ist die Positionierung der Komponenten eines entsprechenden Antriebs in einem Kraftfahrzeug dargestellt. Die Figuren la, lb, lc und 3 werden daher im Folgenden gemeinsam beschrieben.
Der Antrieb umfasst einen Niederdruck-HydraulikSpeicher 111 in Form eines Druckbehälters zur Aufnahme einer Arbeitsflüssigkeit in Form eines Hydrauliköls sowie einen Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 ebenfalls zur Aufnahme der Arbeitsflüssigkeit. Der Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 ist in mehrere kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c aufgeteilt. Diesen ist gemeinsam ein Druckspeicher 105 in Form einer Stickstoff-Flasche nachgeschaltet. Dieser Druckspeicher 105 dient zum Vorspannen des Hochdruck- Hydraulik-Speichers 104 mit Ausgleichsdruck. Die Hochdruck- Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c sind vorzugsweise als Blasenspeicher oder Membranspeicher ausgebildet, wobei das
Gas bei Befüllen der Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c mit der Arbeitsflüssigkeit in den unter Druck stehenden Druckspeicher 105 entweichen kann. Das Verhältnis des Gasdrucks des Druckspeichers 105 zwischen dem Höchstwert und dem Niedrigstwert weist vorzugsweise den Betrag 1.1 bis 1.25 auf .
Mittels eines Verbrennungsmotors 101, der als Benzin-,
Diesel-, Gas-, Stirling- oder sonstiger Motor ausgebildet sein kann, ist eine Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103
antreibbar. Diese Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 ist in einer Druckverbindung zwischen dem Niederdruck-Hydraulik- Speicher 111 und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 zum Befüllen der kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c mit der Arbeitsflüssigkeit unter Arbeitsdruck gegen den Ausgleichsdruck des Druckspeichers 105 angeordnet.
Mindestens ein hydraulischer Antriebsmotor 110, in Figur 3 vier hydraulische Antriebsmotoren 110, ist mit jeweils einem Antriebsrad 113 des Kraftfahrzeugs drehstarr gekoppelt. Im
Folgenden wird der Aufbau zur einfacheren Darstellung anhand eines einzigen hydraulischen Antriebsmotors 110 erläutert. Dieser hydraulische Antriebsmotor 110, die beispielsweise als hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip ausgebildet, weist ein in einem Verstellbereich stufenlos veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung auf, wobei die spezifische Schluckmenge des hydraulischen Antriebsmotors 110 pro Wellenumdrehung in einem für den
Fahrzeugbetrieb ausreichenden Bereich stufenlos veränderbar ist. Der Antriebsmotor 110 besitzt einen Hochdruckanschluss 1, der in einer Vorwärts-Betriebsart D, wie in den Figuren la bis lc gezeigt, mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104, nämlich mit mindestens einem der kleineren Hochdruck- Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c, verbunden ist. Ein
Niederdruckanschluss 70 des hydraulischen Antriebsmotors 110 ist in der Vorwärts-Betriebsart D mit dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher 111 verbunden. Der Hochdruckanschluss 1 und der Niederdruckanschluss 70 sind mit einer Betriebsart-Umschalteinheit 108, die als ein
Wählschieber 108 in Form eines 4/3 Wegeventil ausgebildet ist, verbunden. Mittels dieses Wählschiebers 108 können die Ansteuerungen des Hochdruckanschlusses 1 und des
Niederdruckanschlusses 70 miteinander vertauscht werden. Der Wählschieber 108 ist in der Druckverbindung zwischen dem hydraulischen Antriebsmotor 110 und dem Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 sowie zwischen dem hydraulischen Antriebsmotor 110 und dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 angeordnet. In der in den Figuren dargestellten Vorwärts-Betriebsart D ist der Hochdruckanschluss 1 mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 verbunden, wohingegen in einer Rückwärts-Betriebsart R der Hochdruckanschluss 1 mit dem Niederdruck-Hydraulik- Speicher 111 und der Niederdruckanschluss 70 mit dem
Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 verbunden ist. Somit ist eine Richtungsumkehr möglich. In einer Rekuperations- Betriebsart B ist ebenfalls der Niederdruckanschluss 70 mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 verbunden, wobei ein Rückschlagventil 122 ein Ansaugen des Arbeitsfluids von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 an den Hochdruckanschluss 1 ermöglicht, wie in der Figur la erkennbar. In der
Rekuperations-Betriebsart B blockiert das 4/3 Wegeventil 108 die dortige Verbindung zwischen dem Hochdruckanschluss 1 und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 oder dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher 111. Anstatt dessen überbrückt das
Rückschlagventil 122 das 4/3 Wegeventil 108, so dass das Arbeitsfluid von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 zu dem Hochdruckanschluss 1 gesaugt werden kann. Alternativ ist es möglich, anstelle der Rekuperations-Betriebsart B die
Rückwärts-Betriebsart R für die Rekuperation zu verwenden.
In der Druckverbindung zwischen der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe 103 und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 ist ein Leistungsschieber 118 angeordnet, mittels welchem die Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 aus einem drucklosen Umlauf in einen Leistungsmodus mit hohem Arbeitsdruck umgeschaltet werden kann. In der Druckverbindung zwischen dem Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 und dem Wählschieber 108 befindet sich ein
Stromregler 109 in Form eines Stromventils, mittels welchem der vom Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 durch den
hydraulischen Antriebsmotor 110 in den Niederdruck-Hydraulik- Speicher 111 fließende Mengenstrom des Arbeitsfluids zur
Regulierung des Abtriebs des Antriebsmotors 110 und somit des Antriebsrads 113 regulierbar ist. Das Stromventil 109 kann als Drosselventil oder bevorzugt als Stromregelventil
ausgebildet sein, mittels welchem der Volumenstrom auch bei Druckgefälle konstant einstellbar ist. Damit die Möglichkeit besteht, bei extremen Fahrleistungsanforderungen die maximale Leistung des Verbrennungsmotors abrufen zu können, sollte der Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 groß genug ausgelegt werden oder durch ein parallel geschaltetes Umgehungs-Ventil, das auch als Bypass-Ventil bezeichnet wird (in den Figuren nicht dargestellt), ergänzt werden.
Weiters umfasst der Antrieb eine Steuervorrichtung 121 in Form einer elektronischen Steuereinheit. Diese steht mit der Betriebsart-Umschalteinheit 108 in derartiger
Steuerverbindung und ist derart ausgebildet, dass beim
Antreiben des Kraftfahrzeugs im Vorwärts-Zugbetrieb, also beim Drehmomentabgabe des Antriebsmotor 109, die Vorwärts- Betriebsart D und beim Verzögern des Kraftfahrzeugs im
Vorwärts-Schubbetrieb, insbesondere beim Bremsen, die
Rekuperations-Betriebsart B gewährt ist. Das Erfassen des Zugbetriebs und des Schubbetriebs kann beispielsweise mittels Sensoren am Brems- und Gaspedal erfolgen. Das Ansteuern der Betriebsart-Umschalteinheit 108, also des Wählschiebers kann elektrisch mittels elektrischer Aktoren geschehen. Alternativ ist eine mechanische, hydraulische oder pneumatische
Ansteuerung und/oder Steuervorrichtung möglich. In der
Rekuperations-Betriebsart B wirkt im Vorwärts-Schubbetrieb der hydraulische Antriebsmotor 110 als eine von dem
mindestens einen Antriebsrad 113 angetriebene Hydraulikpumpe. Das Arbeitsfluid wird von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 über das Rückschlagventil 122 und den Hochdruckanschluss 1 zum Niederdruckanschluss 70 in den Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 gepumpt. Die kinetische Energie des
Kraftfahrzeugs wird somit in potentielle Energie in Form einer Komprimierung des Arbeitsfluids im Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 umgewandelt und kann zu einem späteren Zeitpunkt zum Antreiben des Fahrzeugs in der Vorwärts-Betriebsart D genutzt werden. Somit ist eine rekuperative Bremsenergie- Nutzung möglich.
Der hydraulische Antriebsmotor 110 weist eine durchgehende Antriebswelle 11 auf, wie in der Figur 2 schematisch dargestellt. Auf der durchgehenden Antriebswelle 11 des hydraulischen Antriebsmotors 110 ist eine Füllpumpe 114 angeordnet, die in Richtung zum mindestens einen
hydraulischen Antriebsmotor 110 pumpt und von diesem direkt angetrieben wird. Die Füllpumpe 114 befindet sich im
Saugstrang zwischen dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 und dem Hochdruckanschluss 1 des hydraulischen Antriebsmotors 110. In der Rekuperations-Betriebsart B wird mittels der Füllpumpe 114 ein allzu starker Unterdruck am
Hochdruckanschluss 1 und somit die Gefahr von Kavitation im Antriebsmotor 110 vermieden. Die spezifische Schluckmenge der Füllpumpe 114 pro Wellenumdrehung ist wesentlich größer als die kleinste mögliche Schluckmenge des hydraulischen
Antriebsmotors 110 pro Wellenumdrehung. Vorzugsweise ist die spezifische Schluckmenge der Füllpumpe 114 etwa gleich der halben maximalen spezifischen Schluckmenge des hydraulischen Antriebsmotors 110 pro Wellenumdrehung.
In der Druckverbindung zwischen den mehreren kleineren
Hochdruck-Hydraulik-Speichern 104a, 104b, 104c, dem
Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 und der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe 103 ist eine Ventilanordnung 115, 116 und 117 in Form dreier 5/4 Wegeventile angeordnet. Mittels dieser Ventilanordnung 115, 116 und 117 ist zwischen einer der
Anzahl der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speichern 104a, 104b, 104c entsprechenden Anzahl an Schaltzuständen umschaltbar. Da im Ausführungsbeispiel drei kleinere
Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b, 104c vorgesehen sind, existieren drei Schaltzustände, die in den Figuren la, lb und lc gezeigt sind. In jedem der drei Schaltzustände ist einer der drei kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b oder 104c ausschließlich mit der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe 103 zum Befüllen des jeweiligen Hochdruck- Hydraulik-Speichers verbunden, während ein anderer der drei kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b oder 104c ausschließlich mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 zum Entleeren des jeweiligen Hochdruck-Hydraulik-Speichers und somit zum Energieabgabe an den Antriebsmotor 110 verbunden ist. Somit sind die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104a, 104b und 104c wechselweise befüllbar und entleerbar, wobei sie jeweils voneinander entkoppelt entweder befüllt oder entleert werden, jedoch keiner gleichzeitig befüllt und entleert wird.
In Figur la ist das erste Wegeventil 115 derart geschaltet, dass der erste kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 befüllt werden kann, wie anhand des Rautenmusters veranschaulicht. Die
Verbindung zwischen dem erste kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104a und dem Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 und somit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 ist jedoch
blockiert. Hingegen verhält es sich bei dem dritten kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c umgekehrt. Dieser ist mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 verbunden und treibt diesen an, wie anhand des Horizontalstrichmusters gezeigt, ohne mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 verbunden zu sein. Der zweite kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104b ist blockiert.
In Figur lb ist das zweite Wegeventil 116 jedoch derart geschaltet, dass der zweite kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104b mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 befüllt werden kann, wie anhand des Rautenmusters
veranschaulicht. Die Verbindung zwischen dem zweitem kleiner Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104b und dem
Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 und somit dem
hydraulischen Antriebsmotor 110 ist blockiert. Der erste kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a ist mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 verbunden und treibt diesen an, wie anhand des Horizontalstrichmusters gezeigt, ohne mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 verbunden zu sein. Der dritte kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c wird weder befüllt, noch entleert.
Figur lc zeigt den umgekehrten Fall aus Figur la. Das dritte Wegeventil 117 ist derart geschaltet, dass der dritte
kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c von der
Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 befüllt wird, wie ebenfalls anhand des Rautenmusters gezeigt. Die Verbindung zwischen dem dritten kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c und dem Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 ist jedoch unterbrochen. Der zweite kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104b ist mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 verbunden und treibt diesen an, wie ebenfalls anhand des Horizontalstrichmusters gezeigt, ohne mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 verbunden zu sein. Der erste kleinere Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104a ist weggeschaltet.
Im Folgenden wird eine bevorzugte, als nach dem Orbitprinzip arbeitende, volumenveränderbare hydrostatische Hochmoment- Kreiskolbenmaschine anhand der Figuren 4 bis 11 beschrieben. Diese Figuren zeigen teilweise eine einzige Ausführung in unterschiedlichen Ansichten mit vereinzelt unterschiedlichem Detaillierungsgrad, weshalb diese Figuren zum Teil gemeinsam erläutert werden. Es wird auf bereits in vorangegangenen Figuren genannte Merkmale und Bezugszeichen verwiesen.
Der unter Arbeitsdruck stehende Volumenstrom der
Arbeitsflüssigkeit in Form eines Arbeitsfluids wird
beispielsweise bei Vorwärtsfahrt des in Figur 4 dargestellten Radmotors einem Hochdruckanschluss 1 eines Ein- und
Auslassteil 53 im Gehäuse 19 zugeführt, sodass ein mit dem Hochdruckanschluss 1 verbundener äusserer Ringraum 2 um ein scheibenförmiges Drehventil 3 mit Druck beaufschlagt wird, wie in Figur 4 gezeigt. Das scheibenförmige Drehventil 3 ist um eine Wellenachse 50 einer Welle 11 zentrisch drehbar und zur Welle 11 zentrisch laufend gelagert. Durch die
Kommutierung des Drehventils 3 fliesst das Arbeitsfluid durch Fenster 7 in ein Leistungsteil 51.
Wie in Figur 6 gezeigt, besitzt das Leistungsteil 51 einen zentrischen, feststehenden Stator 52 mit einer als
zylindrischen Rollen 13 ausgebildeten Stator-Innenverzahnung mit der Zähnezahl d=12, einen als Kreiskolben 8 ausgebildeten Rotor mit einer teilweise in die Stator-Innenverzahnung 13 eingreifenden Rotor-Aussenverzahnung 12 mit einer Zähnezahl c=ll, einer Rotor-Innenverzahnung 9 mit einer Zähnezahl b=14 und einem Rotor-Aussendurchmesser 68. Ausserdem umfasst das Leistungsteil 51 die zentrisch um die Wellenachse 50 drehbar gelagerte Welle 11 mit einer teilweise in die Rotor- Innenverzahnung 9 eingreifenden ersten Wellen- Aussenverzahnung 10 mit einer Zähnezahl a=12. Der Kreiskolben 8 ist zum Ausführen einer Orbitbewegung somit derart
exzentrisch zur Wellenachse 50 angeordnet und die Zähnezahlen a, b, c, d sind, wie oben dargestellt, derart dimensioniert, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern 6 radial zwischen der Stator-Innenverzahnung 13 und der Rotor- Aussenverzahnung 12 bilden.
Das Drehventil 3 ver- und entsorgt die Zahnkammern 6 über axiale Kanäle 4 und radiale Kanäle 5 im Stator 52 mit dem Arbeitsfluid derart, dass das Arbeitsfluid von dem als
Eingang wirkenden Hochdruckanschluss 1 in einen ersten Teil 6a der Zahnkammern 6 mit dem Arbeitsdruck hinein und zu einem als Ausgang wirkenden Niederdruckanschluss aus einem zweiten Teil 6b der Zahnkammern 6 heraus geleitet wird. Um ein möglichst grosse Menge an Arbeitsfluid m die
Zahnkammern 6 hinein und aus den Zahnkammern heraus leiten zu können, hat das Drehventil 3 einen möglichst grossen
Drehventil-Aussendurchmesser 69, wie in den Figuren 4, 5 und 10 ersichtlich. Vorzugsweise ist der Drehventil- Aussendurchmesser 69 um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser ist als der Rotor-Aussendurchmesser 68.
Da das Drehventil 3 zusammen mit Fenstern 7 dafür sorgt, dass z.B. in der Figur 6 nur der erste Teil 6a der Zahnkammern 6 links der Achsabstandlinie D-D mit Arbeitsdruck beaufschlagt wird, dreht sich der Kreiskolben 8 in Figur 6 im
Uhrzeigersinn unter Abgabe seines Drehmoments über die Rotor- Innenverzahnung 9 des Kreiskolbens 8 und eine erste Wellen- Aussenverzahnung 10 einer Welle 10, wobei das unter
niedrigerem Druck stehende Arbeitsfluid im zweiten Teil 6b der Zahnkammern 6 rechts der Achsabstandlinie D-D verdrängt und über den Niederdruckanschluss 70 abgeführt wird. Das Drehmoment kann über einen aus dem Gehäuse 19 herausgeführten abtriebsseitigen Abschnitt 65 der Welle 10 abgegriffen werden. Der Kreiskolben 8 und die Welle 10 drehen sich in der gleichen Richtung, im gezeigten Ausführungsbeispiel im
Uhrzeigersinn, wie in Figur 6 durch die beiden Pfeile
veranschaulicht .
Das Drehventil 3 wird in bekannter Weise mittels eines
Taumelgetriebes 56, das als Synchronantrieb für das
Drehventil 3 dient, angetrieben. Ein Exzenter 57 des
Taumelgetriebes 56 hat eine Exzenter-Innenverzahnung 58 mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter-Aussenverzahlung 59 mit einer Zähnezahl y. Die Exzenter-Innenverzahnung 58 kämmt mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung 60 der Welle 11 mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahlung 59 kämmt mit einem feststehenden Innenzahnkranz 61 mit einer Zähnezahl z. Die Zähnezahlen w, x, y, z sind derart dimensioniert, dass der Exzenter 57 exzentrisch zur Wellenachse 50 zwischen der Welle 11 und dem Innenzahnkranz 61 bei Drehung der Welle 11 eine Orbitbewegung ausführt. Mögliche Zähnezahlkombinationen sind den obigen Ausführungen zu entnehmen. Ein topfförmiges Verbindungsteil 62 ist mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter 57 einenends drehfest gekoppelt. Anderenends ist das
topfförmige Verbindungsteil 62 mit dem zentrisch drehbaren Drehventil 3 1:1 drehfest über eine taumelnde Verbindung verbunden. Eine Drehbewegung von der Welle 11 wird somit über den Exzenter 57 auf das Drehventil 3 übertragen.
Die Welle 11 ist radial über zwei beidseitig am Leistungsteil 51 benachbarte Radiallager 63 gelagert, die als Wälzlager in O-Anordnung ausgebildet sind.
Um das Drehventil 3 axial zu fixieren und axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abzudichten, ist ein drehfester axialer zweiter Ausgleichskolben 55, der axial auf das Drehventil 3 wirkt, rings um das Taumelgetriebe 56 angeordnet. Der
feststehenden Innenzahnkranz 61 ist innerhalb dieses axialen zweiten Ausgleichskolbens 55 ausgebildet. Diese Arbeitsweise eines hydrostatischen Kreiskolbenmotors ist im Wesentlichen aus der WO 2006/010471 bekannt.
Die Schluckmenge und somit auch das Drehmoment, das der
Kreiskolben 8 and die Welle 11 weitergibt, hängen
entscheidend davon ab, wie gross die wirksame Breite des Zahneingriffs in den Zahnkammern 6 zwischen einer Rotor- Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 ist. In der Figur 6 ist die Stator-Innenverzahnung in der Form von Rollen 13 gezeigt, was eine besonders vorteilhafte Ausbildung dieser Zahnform mit gravierenden Vorzügen darstellt.
Der Kreiskolben 8 ist mit seiner Rotor-Innenverzahnung 9 auf der ersten Wellen-Aussenverzahnung 10 relativ zur Welle 11 und mit seiner Rotor-Aussenverzahnung 12 auf der Stator- Innenverzahnung 13 relativ zum Stator 52 parallel zur
Wellenachse 50 axial verschiebbar. Die Verschiebbarkeit wird durch Verstellorgane 22 ermöglicht, die mit dem Kreiskolben 8 in Eingriff stehen und mittels welcher selbiger axial
verschiebbar ist. Die Zahnkammern 6 sind dabei in axialer Richtung zwischen einer axial feststehenden Rotorplatte 17 und einer axial beweglichen Statorplatte 14 angeordnet. Sie werden durch die Rotorplatte 17 und die Statorplatte 14 axial begrenzt und abgedichtet. Die Rotorplatte 17 ist axial feststehend und radial mit dem Kreiskolben 8 gekoppelt. Somit führt sie die Orbitalbewegung des Kreiskolbens 8 gemeinsam mit dem Kreiskolben 8 aus. Die Statorplatte 14 ist axial beweglich, axial mit dem Kreiskolben 8 gekoppelt und radial vom Kreiskolben 8 entkoppelt. Das Volumen der Zahnkammern 6 ist somit durch das axiale Verschieben des Kreiskolbens 8 und der Statorplatte 14 mittels der Verstellorgane 22 stufenlos veränderbar. Im Folgenden wir diese allgemeine Anordnung genauer erläutert.
Die axial bewegliche Statorplatte 14, die in Figur 7 im
Querschnitt dargestellt ist, greift mit ihrer Statorplatten- Aussenverzahnung 64 in die Stator-Innenverzahnung 13 mit der Zähnezahl d=12 derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein, dass die Statorplatte 14 relativ zum axial feststehenden Stator 52 gemeinsam mit dem Kreiskolben 8 axial verschiebbar ist. Mit der Statorplatte 14 ist ein - insbesondere ringförmiger - Ausgleichskolben 15a axial gekoppelt. Der Ausgleichskolben 15a wird von einem Kolbenansatz der Statorplatte 14 gebildet. In anderen Worten sind der Ausgleichskolben 15a und die
Statorplatte 14 einstückig ausgebildet. Dieser
Ausgleichskolben 15a ist in dem feststehenden Gehäuse 19 angeordnet und mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern 6 beaufschlagbar. Der Ausgleichskolben 15a greift in einen axialen - insbesondere ringförmigen - Ausgleichszylinder 15b derart ein, dass der Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder 15b über die Statorplatte 14 dem
Arbeitsdruck in den Zahnkammern 6 entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben 8 in Richtung einer
Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der
Zahnkammern 6 wirkt. Zwischen dem Ausgleichskolben 15a und dem Ausgleichszylinder 15b wirken Regelfedern 16, die den Ausgleichskolben 15a axial gegen den Kreiskolben 8 und somit den Kreiskolben 8 in Richtung einer Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der Zahnkammern 6 drücken.
Wie aus der Figur 4 erkennbar, ist die Breite des
Zahneingriffs zwischen der Rotor-Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 besonders voluminös, so dass dementsprechend ein grosses Schluckvolumen pro Rotorumdrehung und somit pro Wellenumdrehung erzeugt wird. Dabei ist die Statorplatte 14 mit ihrem Kolbenansatz, der den
Ausgleichskolben 15a bildet, zusammen mit dem Kreiskolben 8 ganz nach rechts verschoben. Die Regelfedern 16 sind dabei vollständig zusammengedrückt und erzeugen dadurch die
höchstmögliche Axialkraft auf die Statorplatte 14. Dabei ist der höchstmögliche geregelte Arbeitsdruck in den Zahnkammern 6 erreicht, sofern dieser nicht noch über das Blockmass der Regelfedern 16 gesteigert werden soll, was durchaus möglich wäre . In Figur 5 befindet sich die Statorplatte 14 m ihrer linken Grenzlage. Die Regelfedern 16 sind weitgehend entspannt, entsprechend einem niedrigen Druck in den Zahnkammern 6. Die effektive Breite des Zahneingriffs zwischen der Rotor- Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 ist stark reduziert. Daraus ergibt sich die gewünschte starke Reduktion der spezifischen Schluckmenge im Verhältnis der reduzierten effektiven Zahnbreite zur maximalen effektiven Zahnbreite in Figur 4. Der Übergang von der maximalen
effektiven Zahnbreite zur minimalen effektiven Zahnbreite kann kontinuierlich erfolgen, weshalb eine stufenlose
Regelung der Schluckmenge möglich ist.
In dem Antriebsmotor 110 ist somit der das Schluckvolumen verändernde Ausgleichskolben 15a mit Regelfeder 16 derart angeordnet, dass bei schwankendem Arbeitsdruck das an das Antriebsrad 113 abgegebene Drehmoment automatisch konstant gehalten wird.
Die Verschliessung der Zahnkammern 6 nach links in den
Figuren 4 und 5 erfolgt durch die Rotorplatte 17. Diese besitzt eine Rotorplatten-Innenverzahnung 18, die exakt der Rotor-Aussenverzahnung 12 des Kreiskolbens 8 entspricht, wobei ein Bewegungsspiel von wenigen hundertstel Millimeter vorgesehen ist, sodass ein hohes Mass an Dichtheit zwischen den Zahnkammern 6 und dem drucklosen Innenraum der Maschine besteht. Dieses Laufspiel braucht nicht grösser zu sein als dass sichergestellt ist, dass der Rotor darin axial
verschieblich ist. Diese Rotorplatte 17 muss somit die
Orbitbewegung des Rotors 8 mit möglichst wenig
Reibungsverlust mitmachen. Sie ist axial nicht beweglich und ist mit einem minimalen Axialspiel zwischen den Gehäuseteilen 19a und 19b radialbeweglich geführt. Die Rotorplatte 17 ist somit in einer scheibenartigen Ausnehmung im Gehäuse 19 zwischen einem ersten Gehäuseteil 19a und einem zweiten
Gehäuseteil 19b radialbeweglich und radial dichtend gelagert. Im Gehäuse 19 ist somit eine der Orbitbewegung der
Rotorplatte 17 entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in Umfangsrichtung vorgesehen.
Figur 8 zeigt einen Querschnitt durch die axiale Mitte dieser Rotorplatte 17, in die radial von aussen eine Nut 20
eingestochen ist, damit das durch die Orbitbewegung der
Rotorplatte 17 zwischen einem Gehäusering 21 verdrängte zähflüssige Arbeitsfluid nicht zu grosse Quetschverluste erzeugt . Die Verstellorgane 22 sind, wie in den Figuren 4 und 5 gezeigt, als ein ringförmig zentrisch um den
Abtriebsabschnitt 65 der Welle 11 angeordneten Regelkolben 22a ausgebildet, der mit dem Kreiskolben 8 axial über eine sich radial erstreckende Zwischenscheibe 66 in Eingriff steht, wie in den Figuren 4 und 5 gezeigt. Der Regelkolben 22a ist derart angeordnet, dass er über die Zwischenscheibe 66 den Kreiskolben 8 gegen den Ausgleichskolben 15a und gegen die Regelfedern 16 drückt. In dem Gehäuse 19 ist ein axialer Regelzylinder 22b angeordnet, der mit einem Steuerdruck beaufschlagbar ist und in welchen der Regelkolben 22a derart eingreift, dass mittels des Steuerdrucks in dem Regelzylinder 22b eine Kraft auf den Kreiskolben 8 zum axialen Verschieben des Kreiskolbens 8 ausgeübt werden kann. Durch dieses
Verschieben kann das Volumen der Zahnkammern 6 insbesondere aktiv verändert werden. Sowohl der Regelkolben 22a, als auch der Regelzylinder 22b umschliessen ringförmig zentrisch den Abtriebsabschnitt 65 der Welle 11. Dass es überhaupt möglich ist, eine Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip so zu konstruieren, dass eine stufenlose Veränderung des Schluckvolumens möglich ist, ist dem Umstand zu verdanken, dass gemäss der Ausführung einer solchen
Maschine nach der WO 2006/010471 der drehmomenterzeugende Kreiskolben 8 seine Drehmoment über seine Rotor- Innenverzahnung 9 an die erste Wellen-Aussenverzahnung 10 der Welle 11 weiterleitet, auf welcher der Kreiskolben 8
axialbeweglich ist und dort gegen Verkippen ein gutes
Führungsverhältnis bekommt. Die axialen Kraftvektoren bei dieser Kreiskolbenmaschine gleichen sich in keiner Weise versatzfrei aus, sondern laufen mit deutlichem Abstand aneinander vorbei. Während die Kraft des Ausgleichskolbens 15a an der Statorplatte 14 und des Regelkolbens 22a genau im Zentrum der Maschine versatzfrei wirksam sind und sich teilweise ausgleichen, ist die resultierende hydraulische Axialkraft der Zahnkammern 6 deutlich mit Abstand zu den Kolbenkräften versetzt. Daraus resultiert ein beträchtliches Kippmoment einerseits auf die Statorplatte 14 und die
Rotorplatte 17 und somit auch auf den Kreiskolben 8. Um
Verkantung und daraus resultierende grosse Reibungskräfte zu vermeiden, benötigt man sowohl für den Kreiskolben 8 als auch insbesondere für die Statorplatte 14 mit ihrem
Ausgleichskolben 15 ein gutes Führungsverhältnis. Deshalb ist es vorteilhaft, wenn der Ausgleichskolben 15a fest mit der Statorplatte 14 verbunden ist, um das Führungsverhältnis zu verbessern. Ferner ist konstruktiv anzustreben, auch den Zahneingriff zwischen der Rotor-Innenverzahnung 9 und der ersten Wellen-Aussenverzahnung 10 so lang wie möglich
auszuführen.
Umfangreiche Versuche haben gezeigt, dass auch unter hohem Arbeitsdruck die erforderliche Axialverschiebung in beide Richtungen nahezu ohne Hysterese möglich ist. Es ist darauf zu achten, dass die entsprechenden, unter Belastung stehenden Gleitflächen möglichst glatt bearbeitet sind.
In der Figur 9 sind Kanäle 71 gezeigt, in denen der
Arbeitsdruck vom Hochdruckanschluss 1 zum Ausgleichskolben 15a, zum Ausgleichszylinder 15b und zu einem
Ausgleichsdruckfeld 23 für die Rotorplatte 17 geleitet wird. Ventile 24, insbesondere Check-Ventile, sorgen dafür, dass der Arbeitsdruck bei verschiedenen Drehrichtungen stets an die richtige Stelle geleitet wird.
Wie in den Figuren 4 und 5 gezeigt, besteht in einer ersten Aus führungs form der Erfindung eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Hochdruckanschluss 1 und dem Regelzylinder 22b, dass der Regelkolben 22a mit dem
Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagt wird, so dass der Regelkolben 22a bei steigendem Arbeitsdruck den Kreiskolben 8 und die Statorplatte nach rechts in die in Figur 4
dargestellte Stellung mit einem vergrösserten Volumen der Zahnkammern 6 drückt, so dass das Drehmoment bei steigendem Arbeitsdruck steigt. Der Arbeitsdruck im Regelkolben 22a wirkt also den Regelfedern 16 ebenso entgegen wie der
Arbeitsdruck in den Zahnkammern 6. In einer anderen, in Figur 10 gezeigten Aus führungs form hat die Kreiskolbenmaschine einen Steuerdruckanschluss 67, der mit dem Regelzylinder 22b derart über Leitungen verbunden ist, dass der Regelkolben 22a mit einem Steuerdruck aus dem Steuerdruckanschluss 67 beaufschlagt werden kann. In der Figur 10 ist also für die Versorgung des Regelkolbens 22a eine getrennte Druckleitung mit einem Steuerdruckanschluss 67 vorgesehen. Somit ist es möglich, die Schluckmenge der
Kreiskolbenmaschinen insbesondere abhängig von der Auslegung der Regelfedern 16 sogar im Wesentlichen unabhängig vom Arbeitsdruck und vom Drehmoment aktiv durch Variieren des Steuerdrucks zu verstellen.
Es sind zwei Verstellmöglichkeiten denkbar:
Wird der Steuerdruckanschluss 67 mit dem Hochdruckanschluss 1 verbunden, dann arbeitet der Motor automatisch als
Drehmomentenwandler. Da in der Anwendung des Radmotors als Fahrzeugantrieb bei steigendem Fahrwiderstand der
Arbeitsdruck am Hochdruckanschluss 1 und am
Steuerdruckanschluss 67 steigt, erhöht sich die Kraft des Regelkolbens 22a und verschiebt den Kreiskolben 8 gegen die Regelfedern 16 in Richtung einer grösseren
Zahneingriffsbreite und somit in Richtung einer grösseren Schluckmenge. Da sich das erzeugte Drehmoment an der Welle 11 aus dem Produkt Druck mal Schluckmenge errechnet, steigt dabei das Drehmoment des Radmotors überproportional zur
Drucksteigerung, sodass die Zugkraft des Antriebs
entsprechend dramatisch ansteigt. Dieser Automatismus kann durch die Auslegung der Kernlinien der Regelfedern 16
modifiziert werden. Bei gleich bleibendem Förderstrom der Versorgungspumpe, welche das Arbeitsfluid an den
Hochdruckanschluss 1 liefert, die beispielsweise von einem Verbrennungsmotor angetrieben wird, reduziert sich dabei automatisch die Abtriebsdrehzahl der Kreiskolbenmaschine und somit die Antriebsdrehzahl der Räder. Die
Fahrzeuggeschwindigkeit fällt daher ab. Es ergibt sich somit ein ähnliches Verhalten wie bei einem hydrodynamischen
Föttinger-Wandler, wie er bei fast allen Automatikgetrieben zum Einsatz kommt. Der Wirkungsgrad des hydrostatischen
Wandlers ist jedoch besser als beim hydrodynamischen Wandler, da die Ölströmungsverluste kleiner sind. Bei dem aktuellen Bestreben, möglichst viel Bremsenergie rekuperativ zu nutzen, ist jedoch eine andere Art der
Regelung sinnvoll. Wie eingangs erläutert, können solche Orbitmotoren nur bedingt als Hydraulikpumpen eingesetzt werden. Beim Abbremsen aus hoher Fahrzeuggeschwindigkeit kann der Hydromotor wegen der Kavitationsgefahr nur mit kleiner Schluckmenge als Pumpe betrieben werden. Fällt die
Fahrzeuggeschwindigkeit im Verlauf des Bremsvorgangs jedoch ab, kann die Schluckmenge des regelbaren Radmotors im
umgekehrten Verhältnis zu Geschwindigkeitsabnahme vergrössert werden. Bei dieser Regelung muss darauf geachtet werden, dass die gesamte Ölmenge durch den Hydromotor einen gewissen
Grenzwert nicht übersteigt. Wie bereits erwähnt, fördert der Hydromotor beim Bremsen als Pumpe das Fluid gegen einen weitgehend konstanten Speicherdruck. Das Bremsmoment kann somit bei fallender Fahrzeuggeschwindigkeit nur durch
Vergrösserung des Schluckvolumens unter Einhaltung des erwähnten Grenzwertes der Öldurchflussmenge erhöht werden. In diesem Falle ist eine druckunabhängige und somit
bedarfsabhängige Regelung erforderlich. Dies geschieht über einen Steuerdruck am Steuerdruckanschluss 67.
Für die Steuerung der stufenlos veränderbaren Schluckmenge pro Wellenumdrehung des Antriebsmotors 110 kann hierzu ein elektronisch betätigtes Magnet-Zweikanten-Steuerventil vorgesehen sein, mittels welchem beispielsweise der
Steuerdruck am Steuerdruckanschluss 67 steuerbar ist.
Ein grosser Vorteil bei der erfindungsgemässen
volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine ist, wie auch beim Hydromotor gemäss der WO 2006/010471, die durchgehende Welle. In der Figur 11 ist eine alternative Aus führungs form einer erfindungsgemässen volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine mit einem entlang der Wellenachse 50 verlängerten Kreiskolben 8, einer verlängerten Welle 11, einem längeren Regelkolben 22a und einem längeren
Regelzylinder 22b sowie einem grösseren Abstand von
Statorplatte 14 und Rotorplatte 17 und somit auch einem grösseren Verstellbereich der Verstellorgane 22 dargestellt. Hierdurch wird eine Spreizung des Schluckvolumens mit dem Wert 6:1 erreicht. Dies entspricht bei
Zahnradautomatgetrieben einem 6-Gang-Getriebe mit dem entsprechenden konstruktiven Aufwand. Gegenüber der
Ausführung des Radmotors gemäss Figur 4 und Figur 5 wird dieser nur etwa um 16% länger. Die restlichen Merkmale entsprechen den Merkmalen des vorangegangenen
Ausführungsbeispiels, auf welches hiermit verwiesen sei.
Die Erfindung ist selbstverständlich nicht auf die hier in den Zeichnungen schematisch dargestellten und erläuterten Ausführungsbeispiele beschränkt.

Claims

Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug mit
• einem Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111) zur Aufnahme einer Arbeitsflüssigkeit,
• einem Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) zur Aufnahme der Arbeitsflüssigkeit,
• einem Druckspeicher (105), insbesondere einem
Gasspeicher wie einer Stickstoff-Flasche, der dem
Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) zum Vorspannen mit Ausgleichsdruck nachgeschaltet ist,
• einem Verbrennungsmotor (101),
• einer Flüssigkeits-Hydraulikpumpe (103),
- die mit dem Verbrennungsmotor (101) derart gekoppelt ist, dass sie von dem Verbrennungsmotor (101) antreibbar ist, und
- die in einer Druckverbindung zwischen dem
Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111) und dem
Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) zum Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) mit der
Arbeitsflüssigkeit unter Arbeitsdruck gegen den
Ausgleichsdruck des Druckspeichers (105) angeordnet ist,
• mindestens einem hydraulischen Antriebsmotor (110), der
- mit mindestens einem Antriebsrad (113) des
Kraftfahrzeugs direkt oder indirekt gekoppelt ist,
- einen Hochdruckanschluss (1), der in einer Vorwärts- Betriebsart (D) mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) verbunden ist, und einen Niederdruckanschluss (70), der in der Vorwärts-Betriebsart (D) mit dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111) verbunden ist, aufweist und - mit der Arbeitsflüssigkeit aus dem Hochdruck- Hydraulik-Speicher (104), insbesondere mit einer mittels eines Arbeitsflüssigkeits-Stromreglers (109) dosierten Menge an Arbeitsflüssigkeit, zum Antreiben des mindestens einen Antriebsrads (113) durch
Entleeren des Hochdruck-Hydraulik-Speichers (104) betriebbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
• der Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) in mehrere
kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104a, 104b, 104c) aufgeteilt ist,
- die gemeinsam mit dem nachgeschalteten Druckspeicher (105) gekoppelt sind und
- die derart mit dem mindestens einen hydraulischen
Antriebsmotor (110) verschaltet sind, dass die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher
(104a, 104b, 104c) im Wesentlichen voneinander unabhängig mit dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) verbindbar und wechselweise entleerbar sind,
und
• der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor (110) ein in einem Verstellbereich - insbesondere stufenlos oder abgestuft - veränderbares Schluckvolumen pro
Wellenumdrehung aufweist, wobei die spezifische
Schluckmenge des hydraulischen Antriebsmotors (110) pro Wellenumdrehung in einem für den Fahrzeugbetrieb ausreichenden Bereich - insbesondere stufenlos oder abgestuft - veränderbar ist.
Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach
Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass • die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104a, 104b, 104c) derart mit der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe (103) verschaltet sind, dass die
mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104a, 104b, 104c) im Wesentlichen voneinander unabhängig mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe (103) verbindbar und wechselweise befüllbar sind.
Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach
Anspruch 1 oder 2,
gekennzeichnet durch
eine Ventilanordnung (115, 116, 117), die insbesondere mehrere Wegeventile umfasst,
• die in einer Druckverbindung zwischen den mehreren
kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speichern (104a, 104b, 104c) , dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) und der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe (103) angeordnet ist und
• mittels welcher zwischen einer der Anzahl der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speichern (104a, 104b, 104c) entsprechenden Anzahl an Schalt zuständen
umschaltbar ist,
wobei in jedem Schalt zustand
• einer der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher (104a; 104b; 104c) ausschließlich mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe (103) zum Befüllen
verbunden ist und
• ein anderer der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher (104a; 104b; 104c) ausschließlich mit dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) zum Entleeren verbunden ist,
so dass die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher (104a, 104b, 104c) wechselweise befüllbar und entleerbar sind.
4. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
gekennzeichnet durch
eine Betriebsart-Umschalteinheit (108), insbesondere einen Wählschieber als 4/3 Wegeventil, der in einer
Druckverbindung zwischen dem mindestens einen
hydraulischen Antriebsmotor (110) und dem Hochdruck- Hydraulik-Speicher (104) sowie zwischen dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) und dem
Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111) angeordnet ist und mittels welchem zwischen
• der Vorwärts-Betriebsart (D) und
· einer Rekuperations-Betriebsart (B) , in welcher der
Hochdruckanschluss (1) mit dem Niederdruck-Hydraulik- Speicher (111) und der Niederdruckanschluss (70) mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) verbunden ist, umschaltbar ist.
5. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach
Anspruch 4,
gekennzeichnet durch
eine Steuervorrichtung (121), die mit der Betriebsart- Umschalteinheit (108) in derartiger Steuerverbindung steht und derart ausgebildet ist, dass
• beim Antreiben des Kraftfahrzeugs im Vorwärts- Zugbetrieb die Vorwärts-Betriebsart (D) und
• beim Verzögern des Kraftfahrzeugs im Vorwärts- Schubbetrieb, insbesondere beim Bremsen, die
Rekuperations-Betriebsart (B) gewährt ist, wobei in der Rekuperations-Betriebsart (B) im Vorwärts-Schubbetrieb der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor (110) als eine von dem mindestens einen Antriebsrad (113) direkt oder indirekt angetriebene Hydraulikpumpe, die das Arbeitsfluid von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111) in den Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) pumpt, zur rekuperativen Bremsenergie-Nutzung wirkt.
6. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet, dass
der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor (110) ausschließlich mit der Arbeitsflüssigkeit aus dem
Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) belieferbar ist.
7. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
dadurch gekennzeichnet, dass
der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor (110) eine durchgehende Antriebswelle (11) aufweist.
8. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach
Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
auf der durchgehenden Antriebswelle (11) des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors (110) eine Füllpumpe (114), die in Richtung zum mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) pumpt, im Saugstrang zwischen dem
Niederdruck-Hydraulik-Speicher (111) und dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) - insbesondere zur Vermeidung von starkem Unterdruck am
Hochdruckanschluss (1) zumindest in der Rekuperations- Betriebsart (B) - angeordnet ist.
9. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach
Anspruch 8,
dadurch gekennzeichnet, dass die spezifische Schluckmenge der Füllpumpe (114) pro Wellenumdrehung wesentlich größer ist als die kleinste mögliche Schluckmenge des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors (110) pro Wellenumdrehung.
10. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach
Anspruch 8 oder 9,
dadurch gekennzeichnet, dass
die spezifische Schluckmenge der Füllpumpe (114) etwa gleich der halben maximalen spezifischen Schluckmenge des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors (110) pro Wellenumdrehung ist.
11. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 10,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Verhältnis des Gasdrucks des Druckspeichers (105) zwischen dem Höchstwert und dem Niedrigstwert den Betrag 1.1 bis 1.25 aufweist.
12. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 11,
dadurch gekennzeichnet, dass
für die Steuerung der - insbesondere stufenlos oder abgestuft - veränderbaren Schluckmenge pro
Wellenumdrehung des mindestens einen hydraulischen
Antriebsmotors (110) ein elektronisch betätigtes Magnet- Zweikanten-Steuerventil vorgesehen ist. 13. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 12,
dadurch gekennzeichnet, dass
in einer Druckverbindung zwischen der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe (103) und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher (104) ein Leistungsschieber (118) zur Umsteuerung der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe (103) aus einem drucklosen Umlauf in einen Leistungsmodus mit hohem Arbeitsdruck geschaltet ist.
14. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 13,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Arbeitsflüssigkeits-Stromregler (109) für den
Extremfall eine ausreichend große Durchflussmenge
aufweist oder parallel ein Umgehungs-Ventil besitzt.
Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Verbrennungsmotor (101) als ein WANKEL-Kreiskolben- Motor ausgebildet ist.
16. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 15,
dadurch gekennzeichnet, dass
in dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor (110) ein das Schluckvolumen - insbesondere stufenlos - veränderndes Organ, insbesondere einen Ausgleichskolben (15a) mit einer Regelfeder (16), derart angeordnet ist, dass bei schwankendem Arbeitsdruck das an das Antriebsrad (113) abgegebene Drehmoment automatisch im Wesentlichen konstant gehalten wird. 17. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 16,
dadurch gekennzeichnet, dass
in einer Druckverbindung zwischen dem Hochdruck- Hydraulik-Speicher (104) und dem hydraulischen
Antriebsmotor (110)
• ein Arbeitsflüssigkeits-Stromregler (109), der
insbesondere als Stromregelventil ausgebildet ist, oder
• eine insbesondere elektromotorisch angetriebene
Dosierpumpe
zum Kontrollieren des Antriebs angeordnet ist.
18. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach einem der Ansprüche 1 bis 17,
dadurch gekennzeichnet, dass
der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor (110)
• als hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip ausgebildet ist und
• ein in einem Verstellbereich stufenlos veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist, wobei die spezifische Schluckmenge des hydraulischen
Antriebsmotors (110) pro Wellenumdrehung in einem für den Fahrzeugbetrieb derart ausreichenden Bereich stufenlos veränderbar ist, dass das Drehmoments des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors (110) be Abfall des Arbeitsdrucks im Hochdruck-Hydraulik- Speicher (104) im Wesentlichen konstant haltbar ist.
19. Hydrostatischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug nach
Anspruch 18,
dadurch gekennzeichnet, dass
die hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem
Orbitprinzip
• einen als Abtrieb wirkenden, in einem Gehäuse (19) angeordneten Leistungsteil (51) aufweist, der - einen zentrischen, feststehenden Stator (52) mit einer Stator-Innenverzahnung (13) mit der
Zähnezahl d,
- einen als Kreiskolben (8) ausgebildeten Rotor mit einer teilweise in die Stator-Innenverzahnung (13) eingreifenden Rotor-Aussenverzahnung (12) mit einer Zähnezahl c, einer Rotor-Innenverzahnung (9) mit einer Zähnezahl b und einem Rotor-Aussendurchmesser (68), und
- eine zentrisch um eine Wellenachse (50) drehbar
gelagerte Welle (11) mit einer teilweise in die
Rotor-Innenverzahnung (9) eingreifenden ersten
Wellen-Aussenverzahnung (10) mit einer Zähnezahl a umfasst, wobei der Kreiskolben (8) zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch zur Wellenachse (50) angeordnet ist und die Zähnezahlen a, b, c, d derart dimensioniert sind, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern (6) radial zwischen der Stator- Innenverzahnung (13) und der Rotor-Aussenverzahnung (12) bilden,
• einen Ein- und Auslassteil (53) zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils (51) mit dem Arbeitsfluid aufweist, mit dem Hochdruckanschluss (1) als Eingang für das unter Arbeitsdruck stehende Arbeitsfluid,
· ein scheibenförmiges Drehventil (3) aufweist, das um die Wellenachse (50) zentrisch drehbar und zur Welle (11) und zum Stator (52) zentrisch laufend ist, zur derart kommutierenden Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern (6) mit dem Arbeitsfluid, dass das Arbeitsfluid in einen ersten Teil (6a) der Zahnkammern
(6) mit dem Arbeitsdruck hinein und aus einem zweiten Teil (6b) der Zahnkammern (6) heraus zur Erzeugung des Antriebs oder Abtriebs leitbar ist, wobei das
Drehventil einen Drehventil-Aussendurchmesser (69) hat, • ein Taumelgetriebe (56) als Synchronantrieb für das Drehventil (3) aufweist, mit
- einem Exzenter (57), der eine Exzenter- Innenverzahnung (58) mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter-Aussenverzahlung (59) mit einer Zähnezahl y aufweist, wobei die Exzenter-Innenverzahnung (58) mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung (60) der Welle (11) mit einer Zähnezahl w und die Exzenter- Aussenverzahlung (59) mit einem feststehenden
Innenzahnkranz (61) mit einer Zähnezahl z kämmt, wobei die Zähnezahlen w, x, y, z derart dimensioniert sind, dass der Exzenter (57) exzentrisch zur
Wellenachse (50) zwischen der Welle (11) und dem Innenzahnkranz (61) bei Drehung der Welle (11) eine Orbitbewegung ausführt, und
- einem topfförmigen Verbindungsteil (62), das mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter (57) drehfest
gekoppelt ist und das mit dem zentrisch drehbaren Drehventil (3) 1:1 drehfest über eine taumelnde
Verbindung derart verbunden ist, dass eine
Drehbewegung von der Welle (11) über den Exzenter (57) auf das Drehventil (3) übertragbar ist,
und
• zwei beidseitig am Leistungsteil (51) benachbarte, auf der Welle (11) angeordnete Radiallager (63) zur radialen Lagerung der Welle (11) aufweist,
wobei
• der Kreiskolben (8) mit seiner Rotor-Innenverzahnung
(9) auf der ersten Wellen-Aussenverzahnung (10) relativ zur Welle (11) und mit seiner Rotor-Aussenverzahnung
(12) auf der Stator-Innenverzahnung (13) relativ zum Stator (52) parallel zur Wellenachse (50) axial verschiebbar ist, • Verstellorgane (22) mit dem Kreiskolben (8) in Eingriff stehen, mittels welcher der Kreiskolben (8) axial verschiebbar ist und
• die Zahnkammern (6) in axialer Richtung zwischen
- einer axial feststehenden und radial mit dem
Kreiskolben (8) gekoppelten, die Orbitalbewegung des Kreiskolbens (8) ausführenden Rotorplatte (17) und
- einer axial beweglichen, axial mit dem Kreiskolben (8) gekoppelten und radial vom Kreiskolben (8) entkoppelten Statorplatte (14)
angeordnet sind und durch die Rotorplatte (17) und die Statorplatte (14) axial abgedichtet sind, wobei das Volumen der Zahnkammern (6) durch das axiale
Verschieben des Kreiskolbens (8) und der Statorplatte (14) mittels der Verstellorgane (22) stufenlos
veränderbar ist.
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