WO2023036683A1 - Energieeffiziente elektrisch-hydraulische steueranordnung - Google Patents

Energieeffiziente elektrisch-hydraulische steueranordnung Download PDF

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WO2023036683A1
WO2023036683A1 PCT/EP2022/074332 EP2022074332W WO2023036683A1 WO 2023036683 A1 WO2023036683 A1 WO 2023036683A1 EP 2022074332 W EP2022074332 W EP 2022074332W WO 2023036683 A1 WO2023036683 A1 WO 2023036683A1
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pressure
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valve
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PCT/EP2022/074332
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Edwinus HEEMSKERK
Steffen Rose
Nils Steker
Philip Nagel
Arne Weidemann
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Robert Bosch Gmbh
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    • F15B2211/665—Methods of control using electronic components
    • F15B2211/6658—Control using different modes, e.g. four-quadrant-operation, working mode and transportation mode
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    • F15B2211/7114—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders with direct connection between the chambers of different actuators
    • F15B2211/7128—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders with direct connection between the chambers of different actuators the chambers being connected in parallel
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    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/76—Control of force or torque of the output member
    • F15B2211/761—Control of a negative load, i.e. of a load generating hydraulic energy
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    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/86—Control during or prevention of abnormal conditions
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    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/86—Control during or prevention of abnormal conditions
    • F15B2211/8609—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being cavitation

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic drive for a mobile work machine, preferably an excavator with a hydraulic pump and a hydraulic machine that has the option of recuperation.
  • EP 3 358 201 A1 discloses a device for regenerating hydraulic energy with a hydraulic pump and a hydraulic generator.
  • a construction machine with a variable displacement pump and a combined hydraulic pump and generator, ie a combined hydraulic machine, is known from EP 2 738 397 B1.
  • This combined hydro machine can recover energy but also pump a working fluid.
  • a total pressure level for all hydraulic consumers is established in the named drives. This entire pressure level is specified by the consumer with the highest load pressure. This results in power losses that result from high pressure differences that have to be throttled at individual pressure compensators, for example. These throttling losses occur mainly in part-load operation and when consumers are (simultaneously) operated in parallel and are due to the design as a single-circuit system.
  • the invention is therefore based on the object of providing an improved hydraulic drive, in particular one that is as energy-efficient as possible, for lifting and lowering a load. Furthermore, as few components as possible should preferably be required for the hydraulic drive.
  • the invention accordingly relates to a hydraulic drive for a mobile electrified working machine, preferably an excavator.
  • the hydraulic drive has a pivotable hydraulic machine that is provided and designed to drive first consumer cylinders and to regenerate potential energy when the first consumer cylinders are retracted/retracted.
  • the hydraulic drive also has a hydraulic pump that drives further/other consumer cylinders.
  • the hydraulic machine is connected to the first consumer cylinders via a first control circuit and the hydraulic pump is connected to the further consumer cylinders via a second control circuit, and the two control circuits are hydraulically separated from one another.
  • the hydraulic drive has the two hydraulic machines/hydraulic pumps.
  • the first hydraulic machine/hydraulic pump is hydraulically connected to a first consumer, preferably a boom of the excavator, and raises and lowers the first consumer. As the boom lowers, potential energy is converted to kinetic energy. A flow of fluid flows from a consumer cylinder back to the first hydraulic pump. This kinetic energy can be regenerated by the first hydraulic pump, since the first hydraulic pump is capable of pivoting or mooring. That is, the first hydraulic pump can change its swivel angle to such an extent that it functions as a hydraulic generator.
  • the pivotable hydraulic pump is a combined hydraulic pump/generator (hydraulic machine).
  • a drive shaft of the hydraulic machine does not have to change its direction of rotation for this.
  • the first A hydraulic pump is therefore a combination of a hydraulic pump and a hydraulic motor and can run in one conveying direction, for example to pump a fluid, but can also be driven by a fluid in another conveying direction as a hydraulic generator.
  • the second hydraulic pump is intended and designed exclusively for operating additional consumers.
  • the other consumers are, for example, a stick, a bucket and a retarder of the excavator. Further consumers can be, for example, drives, adjustable booms, shields and/or optional consumers.
  • the first hydraulic pump is connected to the first consumer via a first hydraulic control circuit.
  • the second hydraulic pump is connected to the other consumers via a second hydraulic control circuit.
  • the two control circuits are separated from one another in such a way that different pressure levels are possible in the respective control circuits.
  • the separate control circuits enable energy-efficient distribution through multiple working fluid flows, provided by multiple hydraulic pumps, to the main and auxiliary linear consumers. Thanks to the hydraulic machine that can pivot, the potential energy when the consumer cylinder is lowered can preferably be recovered without reversing the direction of rotation of the drive shaft that drives the pump. Energy recovery when lowering the boom or retracting the consumer cylinders under active loads is made possible.
  • the separate control circuits make it possible to apply different pressure levels in the respective control circuits.
  • the present disclosure has the following advantages.
  • a fluid flow of the hydraulic pump is added to a fluid flow of the hydraulic machine by a summing valve and vice versa.
  • the two control circuits can be switched together by the summation valve.
  • the volume flows of the two pumps are added as required to form a total volume flow in one of the two consumer circuits.
  • the fluid flow of the hydraulic pump is switched on when the maximum volume flow that can be pumped by the respective hydraulic machine is not sufficient to achieve the required speed of the consumer or consumers. Due to the possibility of adding the fluid flows, the individual hydraulic pumps and components can be made smaller. This leads to reduced losses due to leaks and pressure losses due to better volumetric flow utilization, especially with partial load operation.
  • the summation valve separates the two control circuits.
  • a volume flow of the hydraulic pump can be applied to a pump line of the hydraulic machine and vice versa.
  • the pressure level in the individual control circuits is different from one another.
  • different pressures can be present in the first control circuit and in the second control circuit, which is only made possible by the separation of the control circuits.
  • the division into different pressure levels makes it possible to reduce throttling losses, especially when several hydraulic pumps and consumers are operated in parallel, which are caused by the fact that different consumers require different load pressures and an individual control circuit has to be based on the consumer with the highest load pressure. Both other consumers, the load pressure must be throttled away, which leads to losses.
  • the pivotable hydraulic machine regenerates the recovered energy mechanically via the common shaft directly to the hydraulic pump.
  • the recovered energy is transferred directly to the hydraulic pump without intermediate electrical storage.
  • the recovered energy can be transmitted without losses in the conversion of mechanical energy into electrical energy and without losses in electrical intermediate storage.
  • the pivotable hydraulic machine converts the recovered energy into electrical energy.
  • Kinetic energy when retracting the consumer cylinder is converted into electrical energy by the pivoting hydraulic machine.
  • the electrical energy is stored in an accumulator that supplies the electric motor(s) of the hydraulic pump. This is particularly beneficial in the case when the recovered energy is not required directly by the hydraulic pump, but only later.
  • the pivotable hydraulic machine is connected to a bottom side of the consumer cylinder via a pump line with an (integrated) main control slide and (integrated) individual pressure compensator.
  • the consumer cylinders are connected to the pivotable hydraulic machine via a regeneration line/pump channel.
  • the fluid flow of the second hydraulic pump is introduced into the pump line via the summation valve when required.
  • the flow of fluid from the hydraulic machine to the bottom side of the consumer cylinder is controlled by the main control slide valve and the individual pressure compensator.
  • a flow of fluid occurs from the consumer cylinders to the hydraulic machine that can pivot. This fluid flow is converted into electrical energy by the functioning of the pivotable hydraulic machine as a hydraulic generator. If the volume flow which is conveyed by the hydraulic machine, are not sufficient to set the required (maximum) speeds of the consumer cylinders, the fluid flow of the additional hydraulic pump can be switched on through the summation valve.
  • the hydraulic drive has a low-pressure accumulator that provides a minimum pressure that prevents the hydraulic machine that can swivel through from running in an area with too low a pressure.
  • the low-pressure accumulator is filled by increasing the preload of a return channel in a main valve block of the hydraulic drive. For this purpose, both the return quantities of the consumers and an additional feed by the hydraulic pump of the second control circuit via a pressure relief valve (e.g. unloading valve when the system is designed as an LUDV system) can be used.
  • a pressure relief valve e.g. unloading valve when the system is designed as an LUDV system
  • the hydraulic drive has the low-pressure accumulator, which conveys working fluid into the pump channel via a check valve. This is necessary in particular when the user requests rapid changes in load and/or direction of movement. An example of this is when the user commands a lowering in the opposite direction immediately after lifting the consumer at high speed and the hydraulic pump swings out in the negative direction. By the inertia of the consumer remains this in its direction of speed, but the hydraulic machine begins to suck a volume flow out of the pump channel. The same behavior occurs when the shovel hits the ground during the lowering process. This can lead to a massive drop in pressure at the pump outlet, which is not designed for pressures below 1 bar, for example. Damage can result from this, which can be avoided by the additional flow of working fluid from the low-pressure accumulator.
  • the hydraulic drive has pipe rupture safety valves which, controlled electrically, set an opening cross section by which a volume flow from the bottom side of the consumer cylinder into the pump channel is controlled.
  • the burst check valves can set an opening area that controls the amount of working fluid flowing from the bottom side of the consumer cylinders to the hydraulic machine. This allows the regenerative lowering of the boom to be controlled more precisely than would be possible with the hydraulic machine.
  • the pipe rupture safety valves thereby allow fine control during regenerative lowering of the boom.
  • the pipe rupture safety valves are controlled independently of the main control slide. All proportional 2/2-way valves with a non-return function in one direction and a flow function in the other direction can be used as pipe rupture safety valves.
  • the pipe rupture safety valves allow a fine control range, which is necessary for crane work, to be mapped up to a certain speed. From the specified speed, the pipe rupture safety valve opens completely and the speed during regenerative lowering is only measured by the swiveling hydraulic machine, which works as a hydraulic motor and can return power to the drive shaft.
  • the pipe rupture safety valve in the fine control area can be used to compensate for all internal leaks in the lowering path of the hydraulic drive to enable a steady increase in speed from the rest position and thus to avoid an offset in the speed profile.
  • the invention ensures the lowering movement in such a way that component and system-related leaks are compensated.
  • the component and system-related leaks occur, for example, in a flow regulator in a load pressure reporting channel or a relief line for pressure relief, a first bypass valve in the pump channel to the pivoting hydraulic machine and through leaks in the pivoting hydraulic machine.
  • the hydraulic drive has the first bypass valve, which blocks and opens a hydraulic connection between the pump channel and the bottom sides of the consumer cylinders.
  • the first bypass valve blocks the connection between the pump channel and the bottom side of the consumer cylinder in order to prevent an increase in pump pressure and an uncontrolled lowering of the consumer.
  • pressure from the hydraulic machine is applied to the piston sides of the consumer cylinders.
  • Working fluid from the bottom sides of the consumer cylinders is relieved into the return passage. If the connection from the bottom sides to the pump channel were open, the bottom sides would also be relieved through the pump channel. This would increase the pump pressure and as a result be relieved via the relief line and a throttle. This would result in an uncontrolled lowering of the consumer.
  • This uncontrolled lowering is prevented by the fact that the first bypass valve blocks the hydraulic connection between the bottom sides of the consumer cylinders and the pump channel during classic lowering.
  • the hydraulic drive has a second bypass valve which establishes a connection between the bottom sides of the consumer cylinders and the piston sides of the consumer cylinders.
  • the second bypass valve increases the energy efficiency of the overall arrangement and ensures that the piston side of the consumer cylinder is filled.
  • the second bypass valve also achieves an increase in the load pressure and a reduction in the volume flow, which must be conveyed from the piston side to the hydraulic machine capable of mooring/slewing through during the regenerative lowering of the boom. Due to the resulting reduction in pump volume flow, the hydraulic machine, including the electric motor driving the hydraulic machine, can be operated at a lower speed than would be possible with the entire boom volume flow, which leads to lower mechanical losses.
  • the associated adjustment of the swivel angle of the hydraulic machine to almost the maximum value also helps to further minimize the friction and thus the mechanical losses.
  • the second bypass valve results in two advantages.
  • the piston side of the consumer cylinder can be filled without a volume flow from the hydraulic pump.
  • the volume flow that has to flow back from the bottom side of the consumer cylinder to the hydraulic machine decreases. This allows the speed to be reduced and the displacement of the hydraulic machine to be set to a maximum value.
  • the pressure losses in the pump channel caused by the volume flow are reduced.
  • the hydraulic pump enables a flow of fluid to the piston side of the consumer cylinder via the summation valve during the recuperative lowering of the first consumer.
  • the recuperative lowering can be accelerated by an activated active lowering and the filling of the piston sides of the cylinders can be ensured if the regenerative lowering is carried out without the short-circuit circuit using the second bypass valve.
  • the hydraulic drive has pressure sensors that detect a change in a load condition, so that the swivel angle of the hydraulic machine can be adjusted.
  • the change in the load condition is detected by the pressure sensors. This happens, for example, when the boom touches the ground. In this case the Hydraulic machine in recuperative mode and slewed to negative. If the soil is to be tilled, an active load on the cylinder by the hydraulic machine is required. Then the swivel angle of the hydraulic machine is adjusted into the positive range. In addition, the main control slide is pushed into the further working position and the two bypass valves are closed. This means that the hydraulic drive is in "classic lowering" mode. As a result, the hydraulic machine can quickly apply pressure and extend the consumer cylinders and thus actively actuate the consumer.
  • the hydraulic drive has the pressure relief valves for releasing pressure peaks, in which a load pressure of the relief line acts in the closing direction on a respective end face of the pressure relief valves.
  • the pressure relief valve is connected to the pump channel via the relief line.
  • the full load pressure is present in the pump channel. This increases the pressure in the relief line.
  • the pressure relief valve would open when the load pressure is higher than the set compressive force equivalent of the spring of the pressure relief valve. This would result in an uncontrolled and uncontrollable lowering behavior of the boom. Since the load pressure of the pump channel acts on the face in the closing direction, the pressure relief valve remains in the closed position at the full load pressure of the pump channel and no flow can flow uncontrolled from the boom into the return channel. As a result, the speed of the lowering can be controlled and controlled by the hydraulic machine.
  • the load pressure in the pump channel during lowering is reported in a load pressure reporting channel via the hydraulic machine capable of mooring/pivoting. This prevents the pressure relief valve from opening.
  • the pressure spikes released by the pressure relief valve result from the fact that movement of the swing angle of the hydraulic machine is slower than movement when closing valves.
  • the hydraulic pump and the hydraulic machine are arranged on a common drive shaft. As a result, only one electric motor, which drives the two hydraulic pumps, and one inverter are required. This saves costs and components.
  • the hydraulic pump and the hydraulic machine are each arranged on different drive shafts.
  • an optimal speed can be achieved for each individual control circuit, which cannot be achieved in every operating situation with a common drive shaft.
  • the hydraulic pump is a variable displacement pump. This ensures a required volume flow in the second control circuit.
  • the hydraulic pump is a fixed displacement pump. This has the advantage that the hydraulic pump always works with its maximum displacement. As a result, the hydraulic pump is operated efficiently and has cost advantages over an adjustable pump.
  • the hydraulic machine is adjustable. This ensures a required volume flow in the first control circuit.
  • the hydraulic machine capable of pivoting is constant.
  • the hydraulic machine always works with its maximum displacement.
  • the hydraulic machine is operated efficiently and has cost advantages over an adjustable pump.
  • the pumps for the secondary consumers are arranged on a common drive shaft with the hydraulic machine and the hydraulic pump. This saves costs because no additional drive shaft, electric motor and inverter are required.
  • the pumps for the secondary consumers are arranged on a different drive shaft than the hydraulic pump and the hydraulic machine. This means that a lower voltage can be realized with an additional converter. This means that cheaper electric motors can be used. In this way, the pumps for the auxiliary consumers do not have to be operated constantly when the hydraulic pump and the hydraulic machine are driven.
  • the hydraulic pump is arranged on a drive shaft which is hydraulically driven to enable regeneration of energy.
  • the energetic efficiency can be increased.
  • the hydraulic drive has a hydraulic slewing gear. This enables the slewing gear to regenerate. As a result, the hydraulic slewing gear is almost as energy-efficient as an electric slewing gear. A hydraulic slewing gear has a cost advantage over an electric slewing gear.
  • the hydraulic slewing gear is designed in a closed circuit.
  • the hydraulic drive has an additional hydraulic pump that drives a hydraulic machine of the slewing gear.
  • the hydraulic machine can be designed with a constant or a variable displacement.
  • the hydraulic slewing gear is designed in an open circuit.
  • the system is regulated secondarily.
  • the additional hydraulic pump ensures a volume flow to the hydraulic machine of the slewing gear.
  • the displacement of the hydraulic machine is controlled by a speed controller. It is also conceivable to dispense with the additional hydraulic pump.
  • the hydraulic pump that drives the slewing gear must be able to pivot.
  • the hydraulic machine of the slewing gear can be operated with secondary control.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a hydraulic drive according to the disclosure according to a first embodiment
  • FIG. 2 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to the first embodiment
  • FIG. 3 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a second embodiment
  • FIG. 4 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a third embodiment
  • FIG. 5 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a fourth embodiment
  • FIG. 6 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a fifth embodiment
  • FIG. 7 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a sixth embodiment
  • FIG. 8 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a seventh embodiment
  • FIG. 10 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a ninth embodiment.
  • the hydraulic drive 1 shows a circuit diagram of a hydraulic drive 1 according to the disclosure.
  • the hydraulic drive 1 is used in a (mobile) electrified work machine (not shown), preferably an excavator.
  • the hydraulic drive 1 has a hydraulic pump 2 . This can be either a variable displacement pump or a fixed displacement pump.
  • the hydraulic drive 1 also has a hydraulic machine 4 that can pivot.
  • the hydraulic pump 2 and the hydraulic machine 4 are both arranged on a common drive shaft 6 which is driven by an electric motor 8 .
  • An inverter 10 is connected upstream of the electric motor 8 .
  • the inverter 10 is supplied by a rechargeable battery 12 via an electrical intermediate circuit.
  • the battery 12 also supplies an electric rotary drive 14.
  • Additional pumps 16, 18 for secondary consumers are also arranged on the drive shaft 6.
  • the secondary consumers are, for example, a line for providing the control pressure or a steering system and/or a brake.
  • the hydraulic machine 4 is connected to a pump line 20 .
  • the pump line 20 is in turn connected to a main control slide 22 .
  • the main control slide 22 is designed as an 8/3-way proportional control valve.
  • a port of the main spool 22 is connected to a port A.
  • the main control slide 22 is connected to a line 24 to an individual pressure compensator 26 .
  • the main control slide 22 has a connection for a line 28 from the individual pressure compensator 26 back to the main control slide 22. In a spring-biased basic position, all connections of the main control slide 22 are blocked.
  • a connection from the pump line 20 to the line 24 to the individual pressure compensator 26 and a connection from line 28 from the individual pressure compensator 26 to the connection A are interrupted in the basic position.
  • the pump line 20 with the line is in an electrically adjustably actuated working position of the main control slide 22 24 connected to the individual pressure compensator 26 in a hydraulically throttled manner.
  • the line 28 from the individual pressure compensator 26 to the main control slide 22 is hydraulically connected to the port A.
  • a port B is hydraulically connected to a return passage 30 .
  • Secondary pressure relief valves 31 are positioned between ports A and B and main control slide 22, via which a setpoint pressure value can be set on the lines.
  • the pump line 20 is connected to the line 24 to the individual pressure compensator 26 in a hydraulically throttled manner.
  • Line 28 from individual pressure compensator 26 to main spool valve 22 is hydraulically connected to port B.
  • the connection A is hydraulically connected to the return channel 30 .
  • a connection of a relief line or a load pressure reporting channel 32 is hydraulically connected to the line to port B via a check valve.
  • the individual pressure compensator 26 is designed as a 3/3-way proportional control valve.
  • the individual pressure compensator 26 is connected to the main slide 22 via the line 24 on an input side.
  • a connection to the relief line 32 and the line 28 back to the main slide 22 are arranged on an output side of the individual pressure compensator 26 .
  • In a spring-loaded basic position the hydraulic connections are blocked.
  • the individual pressure compensator 26 is pushed hydraulically into a working position by a pressure in the line 24 between the main control slide 22 and the individual pressure compensator 26 .
  • the line 24 is hydraulically connected to the line 28 back to the main slide 22.
  • the connection of the line 24 from the main slide 22 is connected to the relief line 32 in a hydraulically throttled manner.
  • two check valves 34, 36 are arranged in the line 28 between the individual pressure compensator 26 and the main control slide 22 .
  • the individual pressure compensator 26 is actuated hydraulically.
  • the lines 24, 28 are hydraulically connected from the main control slide 22 via the individual pressure compensator 26 back to the main slide 22.
  • the Port A is thus hydraulically connected to the pump line 20 via the main control slide 22 and the individual pressure compensator 26 .
  • Port A is connected to base sides 42 of consumer cylinders 44 via two pipe rupture safety valves 38 and 40 (represented in simplified form).
  • the piston sides 45 of the consumer cylinders 44 are connected to port B.
  • Port B is connected to a port of main control slide 22 . In the working position of the main control slide 22, the port B is hydraulically connected to the return channel 30.
  • the bottom sides 42 of the consumer cylinders are connected to a first bypass valve 46 .
  • the first bypass valve 46 is designed as a 2/2-way proportional control valve. In a spring-loaded basic position, the connections of the first bypass valve 46 are blocked. In an electrically actuated and adjustable or piloted working position, the bottom sides 42 of the consumer cylinders 44 are connected to a pump channel 48 .
  • the pump channel 48 is connected to the hydraulic machine 4 .
  • a check valve 50 is arranged in the pump channel 48 so that no fluid flow from the hydraulic machine 4 into the pump channel 48 is possible.
  • the hydraulic drive 1 has a second bypass valve 52, which is also designed as a 2/2-way proportional control valve.
  • the second bypass valve 52 is arranged between the base side 42 and the piston side 45 of the consumer cylinder 44 . In a basic position, the second bypass valve 52 blocks. In a working position, the second bypass valve 52 connects the piston side 45 with the bottom side 42 of the consumer cylinder 44.
  • Pressure sensors 54 are arranged in the lines from the connections A and B to the base side 42 or the piston side 45 of the consumer cylinder 44 .
  • the load-sensing line 32 with a check valve 56 branches off from the pump channel 48 .
  • the load reporting line 32 is connected to the return channel 30 via a pressure relief valve (load pressure reporting valve) 58 .
  • a throttle 60 is arranged between the check valve 56 and the pressure-limiting valve 58 .
  • a line with a throttle also branches off from the pump channel 48 63 off.
  • the line leads to a tank 74 and has the function of a relief orifice.
  • the hydraulic connection from the hydraulic machine to the consumer cylinders 44 corresponds to a first control circuit 5.
  • the hydraulic pump 2 is connected to a summing valve 62 via a second pump line 61 .
  • the summing valve 62 can be designed as a 3/3-way proportional control valve.
  • the summing valve 62 On the outlet side, the summing valve 62 has a connection to the pump line 20 . In a basic position, the summing valve 62 blocks.
  • the second pump line 61 In an electrically actuated working position of the summing valve 62, the second pump line 61 is hydraulically connected to the first pump line 20.
  • a line leads from the line from the summation valve 62 to the first pump line 20 to a pressure relief valve or unloading valve 64.
  • the pressure relief valve 64 is designed as a 2/2-way proportional control valve and is connected to the return channel 30 on the output side.
  • the pressure relief valve 64 essentially has the function of a pressure relief valve. In a basic position, the pressure relief valve 64 blocks the connection between the line from the summation valve 62 to the pump line 20 and the return channel 30. In a hydraulically actuated working position of the pressure relief valve 64, the line from the summation valve 62 to the pump line 20 is hydraulically connected to the return channel 30 . Thus, the pressure relief valve 64 relieves the line from the summing valve 62 when the pressure is too high.
  • the hydraulic drive 1 has a hydraulic accumulator 66 .
  • the hydraulic accumulator 66 is connected to the pump channel 48 and thus to the hydraulic machine 4 .
  • the line between the hydraulic accumulator 66 and the hydraulic machine 4 has a check valve 67 and a pressure sensor 68 .
  • the hydraulic accumulator 66 is connected to the return duct 30 via a check valve 70 and can be filled from this.
  • Pressure relief valves 72, 73 are used to preload the return channel 30.
  • a pressure sensor 71 is attached in the line to the hydraulic accumulator 66.
  • a Return volume flow is emptied into a tank 74 via the pressure relief valve 73 via a filter 75 .
  • the hydraulic drive 1 has a retarder valve section 76 .
  • the retarder valve section 76 has a main control slide 78 and an individual pressure compensator 80 which are structurally identical to the main control slide 22 and the individual pressure compensator 26 .
  • the main control spool 78 is connected to an A port.
  • a load pressure is specified via a pressure-limiting valve 82 between port A and the return duct 30 .
  • additional hydraulic power is required, which is provided by the hydraulic pump 2 .
  • energy that was regenerated and transferred to the hydraulic pump 2 by the retraction of the consumer cylinders 44 can be dissipated through the retarder valve section 76 .
  • the hydraulic drive 1 has a further valve section 84 for the further consumer.
  • the further valve section 84 is the second control circuit.
  • the structure of the further valve section 84 is essentially identical to the structure of the first control circuit.
  • the hydraulic pump 2 builds up hydraulic pressure via the second pump line 61 .
  • the hydraulic pump 2 is connected to a port A by a main control slide 86 and an individual pressure compensator 88 . This is connected to a bottom side of another consumer cylinder 90 .
  • a piston side of the further consumer cylinder 90 is connected to a connection B. This is connected to the main control slide 86.
  • Pressure relief valves 92 are positioned between the main spool valve 86 and ports A and B.
  • a relief channel 94 leads to the return channel 30 via a pressure relief valve 96 .
  • the further valve section 84 also has a pressure relief valve 98 .
  • a pressure is applied in the pump line 20 by the hydraulic machine 4 .
  • the line 24 from the main control slide 22 to the individual pressure compensator 26 is also throttled hydraulically (Pressurized) Flow supplied.
  • the individual pressure compensator 22 is pushed into its working position and the line 28 from the individual pressure compensator 26 back to the main control slide 22 is hydraulically connected to the pump line 20 .
  • the bottom sides 42 of the consumer cylinders 44 are thus supplied with (pressurized) volume flow via the main control slide 22 and the individual pressure compensator 26 .
  • the piston sides 45 of the consumer cylinders 44 are connected to the return channel 30 via the connection B. This allows working fluid to flow back from the piston sides 45 into the return channel 30 .
  • the "classic" lowering can take place, i.e. via the main control slide 22.
  • the main control slide 22 is pushed into the other working position.
  • the pump line 20 is hydraulically connected to the port B via the individual pressure compensator 26 .
  • a (pressure) volume flow is applied to the piston sides 45 of the consumer cylinders 44 via the hydraulic machine 4 .
  • the bottom sides 42 of the consumer cylinders 44 are hydraulically connected to the return channel 30 via the main control slide 22 .
  • the return orifice of the main control slide 22 (in conjunction with the pipe rupture safety valves 38 and 40) specifies the lowering speed of the boom.
  • the lowering speed of the jib is the retracting speed of the consumer cylinders 44 and the hydraulic machine 4 generally adjusts a significantly smaller inflow volume flow adjusted for the cylinder area ratio.
  • the missing differential volume flow can be obtained from the return volume flow by the regeneration circuit located in the main control slide 22 .
  • the relief line 32 is hydraulically connected to the line to port B via the main control slide 22 .
  • the pump volume flow can be lowered by the regeneration circuit from the relief line 32 and the energetic efficiency can be improved above all in a possible summation operation.
  • the retraction speed of the boom is subsequently specified via the inflow volume flow provided by the hydraulic machine 4 .
  • the operator accepts the slowing down of the boom speed that occurs as a result, since the digging or jacking process usually begins at this point and increased precision is required.
  • the boom can be lowered recuperatively.
  • the pipe rupture safety valves 38, 40 and the first bypass valve 46 are shifted by electric actuators.
  • the bottom sides 42 of the consumer cylinders 44 are hydraulically connected to the pump channel 48 .
  • the hydraulic machine 4 swings through and functions as a hydraulic motor. This regenerates energy.
  • the ability to swivel through the swivel mechanism of the hydraulic machine 4 is used, as a result of which it can be operated as a hydraulic motor without the direction of rotation of the drive shaft driving it having to be reversed.
  • Design and system-related leakage points occur in the hydraulic drive. These occur, for example, in the relief line 32, in the first bypass valve 46 between the base sides 42 of the consumer cylinder 46 and the pump channel 48 and in the hydraulic machine 4. The pressure in the pump channel 48 can be reduced by these leaks, which leads to an abrupt lowering of the boom. This contradicts fine controllability of the boom and is unacceptable. The influence of leakage is compensated by the pipe rupture safety valves 38 and 40 .
  • the pipe rupture safety valves 38 and 40 are designed as proportional valves and can be actuated either directly electrically or in a piloted manner, for example as a valvistor, or can be supplied with an external control pressure via a line. Via the fine control range of the pipe rupture safety valves 38 and 40, an opening cross section is then set very sensitively, which directly influences the lowering speed of the consumer cylinders 44, in that a volume flow flows from the bottom sides 42 of the consumer cylinders 44 into the parallel pump channel 48.
  • the first bypass valve 46 has to be opened, which connects the bottom sides 42 of the consumer cylinders 44 to the pump channel 48 .
  • the first bypass valve 46 can be designed as a proportional valve, so that it can theoretically also represent the functionality of leakage compensation in excavators without the need to use pipe rupture safety valves (for example in excavators in Japan).
  • the first bypass valve 46 is necessary to block the pump channel 48 via the valve unit during the classic lowering process and thus to counteract an increase in pump pressure caused by the necessary connection of the pump channel 48 to the relief line 32 and to prevent uncontrolled lowering. If the first bypass valve 46 is fully open, a pressure can build up in the pump channel 48 as a result of the volume flow flowing out of the pipe rupture safety valves 38 and 40 if the system and component-related leaks have been compensated for. The leaks caused by the system and components appear via the hydraulic machine 4, the check valve 56 and the throttle 63, while the swivel angle of the hydraulic machine 4 is swiveled back to zero in this phase of speed introduction. The pressure in the pump channel 48 drops as a result of the leaks.
  • the hydraulic machine 4 acts as a hydraulic motor and thus as a working fluid flow sink during the recuperative lowering, it cannot be used as a volume flow source for filling the piston sides 45 of the consumer cylinders 44 .
  • a summation with the working fluid flow from the hydraulic pump 2 via the summation valve 62 also makes little sense for energy reasons, since especially during the parallel operation of several consumers due to the low pressure of the volume flow required by the boom, there is a high power loss at the same time higher pressures of the parallel consumers.
  • the hydraulic drive 1 has the second proportionally adjustable bypass or regeneration valve 52 which connects the bottom side 42 to the piston side 45 of the consumer cylinder 44 .
  • the two cylinder chambers 42 and 45 can be short-circuited (if the opening cross section of the second bypass valve 52 is large enough), as a result of which the pressures in the two cylinder chambers 42 and 45 adjust and the pressure increases due to a virtual reduction in the cylinder surface.
  • the piston side 45 can be filled without an additional working fluid flow provided by a pump, for example, and on the other hand the volume flow decreases , which must flow back to the hydraulic machine 4 from the bottom sides 42 of the consumer cylinders 44 .
  • This allows the speed to be reduced and the displacement of the hydraulic machine 4 to be set to a maximum value.
  • the decrease by the Volume flow caused pressure losses in the resistance of the pressure lines.
  • Another task of the second bypass valve 52 is to limit the maximum pressure of the pressures that occur in the two cylinder chambers 42 and 45 in the event of a short circuit Short-circuit circuit results in a higher pressure in the cylinder chambers 42 and 45 than the opening pressure set at the secondary pressure relief valves 31, the opening cross-section of the second bypass valve 52 is adjusted by appropriate control so that the resulting flow loss in the pump channel 48 reduces the pressures in the cylinder chambers 42 and 45 effected.
  • the setpoint value set for controlling the pressures must be below the opening pressures set at the secondary pressure relief valves 31 in order to prevent the cylinder from being lowered in an uncontrolled manner.
  • the pressure sensors 53 and 54 are used for the control, with the pressure sensor 54 on the base being absolutely necessary and the pressure sensor 53 on the piston side being included only to improve the control behavior.
  • a further challenge of this control arrangement lies in switching between recuperative and classic retraction of consumer cylinders 44 when load changes occur. These load changes occur primarily when the boom or the tool, usually the bucket, touches the ground that is to be processed. This changes the pressure conditions in the consumer cylinders 44 and an active load becomes a passive load that has to be driven.
  • the hydraulic machine 4 since the hydraulic machine 4 has pivoted into the negative as a result of the recuperative lowering process, the change in the load state must be detected by the pressure sensors 53, 54 and 68 and recognized by an evaluation unit become. In this case, the swivel angle of the hydraulic machine 4 is adjusted into the positive range and the main control slide 22 is adjusted in the direction of lowering the boom, and the two bypass valves 46 and 52 are closed.
  • the boom can now be lowered "classically" and a corresponding force in the Giving direction of movement. Since a jump in speed would also be felt in the case of a complete lowering process in the classic sense due to the system, the delay times for a switchover process from recuperative to classic lowering are also accepted.
  • the reason for this is the use of the pressure relief valves 64 and 98, which cut off or prevent pressure peaks when the volumetric flow specifications change and take over a pressure limitation of the line from the summation valve 62.
  • the pressure relief valves 64 and 98 thus assume primary pressure limitation as a type of pilot-operated pressure relief valve in conjunction with the load pressure signaling pressure relief valve 58.
  • the pressure peaks result from a slower movement of the pump swivel angle when swiveling back than when closing valves. Since the main control slide 22 is not moved during recuperative lowering and therefore no control edges are opened either, no load pressure can form in the relief line 32 .
  • the pressure in the pump channel 48 increases to the value of the load pressure after the pipe rupture safety valves 38 and 40 are fully open and the first bypass valve 46 is open. This increases the pressure on the opening face of the pressure relief valve 64, which can thereby open fully as soon as the load pressure is higher than the set compressive force equivalent of the spring of the pressure relief valve 64. This would result in an uncontrolled and uncontrollable lowering behavior of the boom, which cannot be tolerated for safety reasons alone.
  • an interconnection is proposed in the present disclosure, which essentially consists of a connection of the pump channel 48 with the relief line 32 of the boom and the check valves 50 and 56 and the throttle 63.
  • the aim is that the load pressure applied to the hydraulic machine 4 during the recuperative lowering is also reported to the common relief line 32 and the summation valve 62 and is also applied to the end face of the pressure relief valve 64 in the closing direction. Since the prestressing force of the spring also acts in this direction, the pressure relief valve 64 remains in a closed state and no volume flow can flow uncontrolled from the boom into the return channel 30 and the speed can still be controlled by the hydraulic machine 4 .
  • the check valve 56 prevents a backflow of working fluid from the load-sensing line 32 into the pump channel 48, where it would otherwise flow via the throttle 63 into the return 30 and thus no pressure could build up in the load-sensing line 32 during normal operation.
  • the throttle 63 serves to avoid possible pressure restraints in the pump channel 48 and as a damping orifice during the pressure build-up during recuperative lowering of the boom.
  • the check valve 50 prevents the working fluid from flowing into the pump channel 48 during normal operation of the assembly (e.g. when raising the boom) and thus raising the pump pressure to maximum pressure should the system be implemented as an eLS system.
  • Another special feature of this control arrangement is the wiring and arrangement of components to protect the hydraulic machine 4. This is necessary because changes in load and movement can cause conditions that can lead to cavitation at the pressure inlet of the hydraulic machine 4 and thus damage it because this is not designed for this. These cavitation states can occur when, for example, a rapid reversal of movement is to take place from rapid lifting to rapid lowering of the boom. Since the boom is very sluggish, it follows its activation with a time delay and so when the hydraulic machine 4 pivots, working fluid can already be sucked out of the pump channel 48 or the pump line 20 before the consumer cylinders 44 have changed their direction of movement and can fill the pump channel 48 with working fluid .
  • working fluid can be taken from the hydraulic accumulator 66 via the check valve 67 and pumped into the pump line 20 of the hydraulic machine 4 . This happens automatically as soon as the pressure in the pump line 20 is lower than the pressure in the hydraulic accumulator 66.
  • the target values for the opening pressures of the two pressure-limiting valves or preloaded check valves 72 and 73 are increased to a value that allows the return volume flow from the return channel 30 through the check valve 70 to fill the hydraulic accumulator 66 until the maximum specified accumulator pressure has been reached.
  • the pressure limiting valves 72 and 73 are used to preload the return channel 30, with the pressure limiting valve 73 being set to a lower value than the pressure limiting valve 72, so that a large part of the return volume flow can flow through the filter 75 on the way to the tank 74. If the flow resistance across the filter 58 increases too much, the pressure-limiting valve 72 opens and lets the excess volume flow unfiltered into the tank 74 to protect the filter 58.
  • the actual accumulator pressure can be taken from the pressure sensor 71. If the accumulator 45 is filled with the required amount of working fluid, the target values for the pressure-limiting valves 72 and 73 can be reset to their standard values. The actuation of the pressure-limiting valves 72 and 73 can be realized with an externally applied control pressure or directly electrically actuated. The working fluid flow for filling the hydraulic accumulator 66 can flow back directly from the consumers in the return channel 30 volume flows or if these should not be sufficient or should not be given by the hydraulic pump 2 and/or the hydraulic machine 4 .
  • the hydraulic pump must be overridden beyond the actual total volume flow requirement of all actuated consumers, which can be realized very advantageously with so-called flow matching systems.
  • the volume flow not required by the consumers can then flow into the return channel 30 via the respective pressure relief valves 64 and/or 98 .
  • a further possibility is the actuation of the retarder valve section 76, in which the main control slide 78 is actuated in direction A and the volume flow can flow into the return channel 30 via the non-actuated pressure-limiting valve 82.
  • the two connections A and B of the retarder valve section 76 are closed.
  • the hydraulic accumulator 66 must always be full. This can be checked with the pressure sensor 71.
  • the retarder function should fulfill the functionality of being able to dissipate energy at the moment when energy can be recovered electrically from states of motion or their changes, but cannot be temporarily stored in the battery. This is the case, for example, when the battery/rechargeable battery 12 is fully charged or when the battery is defective. This is the case, for example, when the rotational movement of the superstructure is decelerated and the energy produced cannot be fed into the electrical storage device/accumulator 12 . Or even if the electrical energy can no longer be absorbed during the recuperative lowering, the energy can be destroyed accordingly by the retarder.
  • a volume flow can be measured by the main control slide 78 in the retarder valve section 76 via the inlet orifice in the direction of the connection A and a load pressure can be specified by specifying the opening pressure of the pressure-limiting valve 82 .
  • This causes additional hydraulic power, which has to be provided by the hydraulic pump 2 . It is thus possible to transmit the energy or power recovered by the recuperative lowering of the boom from the hydraulic machine 4 directly to the hydraulic pump 2, which is intended to be dissipated by the retarder section.
  • the situation is similar with the power fed back from the slewing gear. This is driven by the electric motor 8 recorded and forwarded through the connected drive shaft 6 to the hydraulic pump 2 as well.
  • FIG. 2 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to the first embodiment.
  • the hydraulic pump 2 is a variable displacement pump and the hydraulic machine 4 is a variable hydraulic machine.
  • the hydraulic pump 2 and the hydraulic machine 4 are arranged on the same drive shaft 6 .
  • the drive shaft 6 is driven by the electric motor 8, which is preceded by an inverter 10.
  • the fluid flows of the hydraulic pump 2 and the hydraulic machine 4 are added by the summation valve 62 .
  • the pumps 16, 18 for the secondary consumers are also arranged on the common drive shaft 6.
  • FIG. 3 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a second embodiment.
  • the hydraulic pump 2 is a fixed displacement pump.
  • the arrangement of the individual components and the functional relationships between the components is the same in the second embodiment as in the first embodiment.
  • the volume flow requirement is achieved in this circuit by a speed-variable control of the electric motor 8, so that in many cases or operating states during use of the excavator, a needs-based supply can be achieved.
  • the advantage lies in more efficient operation, since the hydraulic pump 2 always works at its maximum displacement and also in lower costs, since Constant displacement hydraulic pumps have a cost advantage over variable displacement hydraulic pumps.
  • FIG. 4 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a third embodiment.
  • the hydraulic machine 4 and the pumps 16, 18 for the secondary consumers are arranged on the same drive shaft 6.
  • the hydraulic pump 2, which is a variable displacement pump, is arranged on its own drive shaft 100.
  • the hydraulic pump 2 is driven by its own electric motor 102 with its own inverter 104 .
  • a better adjustment of an optimal speed for each individual control circuit can be achieved in this way, which is not achieved in every operating situation by a common drive shaft.
  • a summation of the volume flows within the summation valve 62 is also possible, so that the hydraulic pumps 2, 4 and above all the electric motors 8, 102 can be smaller in their dimensions than in the first embodiment.
  • the pumps 16 and 18 for providing the volume flows for the control pressure supply and for the steering/brake remain on a common drive shaft with one of the hydraulic pumps. In the case shown, this is the hydraulic machine 4 for the first consumer, ie the boom. However, it would also be possible to connect the pumps 16 and 18 to the drive shaft 100 of the hydraulic pump 4 for the other consumers, ie the stick and bucket.
  • FIG. 5 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a fourth embodiment.
  • the fourth embodiment is similar to the third embodiment except that the hydraulic pump 2 is a fixed displacement pump.
  • the hydraulic pump 2 thus has a constant displacement.
  • Fifth embodiment is similar to the third embodiment except that the hydraulic pump 2 is a fixed displacement pump.
  • the hydraulic pump 2 thus has a constant displacement.
  • FIG. 6 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a fifth embodiment.
  • the hydraulic machine 4 is not adjustable.
  • the hydraulic machine 4 is driven by the electric motor 8 .
  • the hydraulic pump 2 is also not adjustable and is driven by the additional electric motor 102 .
  • the pumps 16, 18 for the secondary consumers are driven by yet another electric motor 106 with an inverter 108.
  • the hydraulic pumps 2, 4 and 16 and 18 are therefore each arranged on different drive shafts.
  • control pressure pump 16 and the pump 18 for supplying the steering and brakes are driven by the separate electric motor 106 .
  • the electric motor 106 does not necessarily have to be operated with the voltage of the intermediate circuit.
  • An additional DC/DC converter (not shown) can also be used to supply the inverter 108 with a significantly lower voltage and thus cheaper electric motors from an expanded product portfolio (for example 12V, 24V or 48V) can also be used.
  • the advantage of separating the supply of drive power for control pressure and steering/brakes is that pumps 16 and 18 are no longer constantly driven when hydraulic pumps 2 and 4 have to be driven. As a result, power losses can be avoided, which mainly result from neutral circulation current losses in the hydraulic drive.
  • a further advantageous addition can be seen in the integration of a hydraulic accumulator 110 in the control pressure line.
  • hydraulic energy can be stored accordingly and the hydraulic motor or pump 16 can only be operated when the pressure in the hydraulic accumulator 110 drops below a previously specified minimum value. Only then is the electric motor 106 switched on and fills up the hydraulic accumulator 110 again.
  • the advantage here is that the pumps 16 and 18 and the electric motor 106 are not constantly in operation and while they are in operation, however, they can be operated in an optimal working range.
  • the hydraulic pumps 2 and 4 can also be implemented with variable swivel angles.
  • FIG. 7 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a sixth embodiment.
  • the arrangement of the components in the sixth embodiment is the same as the arrangement of the components in the fifth embodiment.
  • the hydraulic machine 4 and the hydraulic pump 2 are variable.
  • the hydraulic machine 4 and the hydraulic pump 2 can be connected to one another via a clutch 12 . This results in the possibility of direct mechanical recuperation when lowering the boom in the direction of the hydraulic pump 2, which can improve energy efficiency if the operating situation allows it.
  • the individual electrical machines 8 and 102 and inverters 10 and 104 do not have to be designed for the maximum power/maximum torque of the hydraulic consumers, but can be interconnected if necessary, if one consumer or several consumers request a higher torque than the maximum torque, for example which the respective electrical machines are designed. This means that smaller and, above all, cheaper machines and inverters can be used.
  • FIG. 8 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a seventh embodiment.
  • the previously listed embodiments all have a slewing gear or a hydraulic pump, which is driven directly electrically. For cost reasons, however, it may make sense to run the slewing gear hydraulically if it is also capable of regeneration and can therefore be operated with almost the same energy efficiency as a purely electric slewing gear.
  • 8 shows a variant in which the slewing gear is designed in a closed circuit.
  • an additional hydraulic pump 114 is integrated on the drive shaft 100 of the stick/bucket drive unit and drives a hydrostatic pump 112, which can be designed either with constant or variable displacement.
  • the hydraulic pump 114 must be designed with an adjustable displacement.
  • the arrangement of Pumps 16 and 18 for the secondary consumers is identical to that in the fifth and sixth embodiment.
  • FIG. 9 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to an eighth embodiment.
  • the eighth embodiment is an expression of the open loop system as a secondary controlled system.
  • the hydrostatic hydraulic pump 114 (with variable displacement) provides a pressure in the supply line to the hydrostatic pump 112, which is controlled by, for example, a speed control in its displacement and can realize a movement by torque build-up.
  • FIG. 10 shows a schematic representation of selected components of the hydraulic drive according to the disclosure according to a ninth embodiment. It is also conceivable to dispense with the hydrostatic hydraulic pump 114 of the eighth embodiment and, if necessary, to provide a required pressure in the common control circuit for the arm/bucket circuit and the slewing gear by means of the hydraulic pump 2 (this must then be designed to be pivotable like the hydraulic machine 4). build up.
  • the hydrostatic pump 112 can then be operated again with secondary control.
  • the volume flow that flows back when the slewing gear is decelerated can be made available directly to the users, the stick and bucket.
  • the hydraulic machine 4 and the hydraulic pump 2 can be connected to one another via a clutch 12 .
  • the individual electrical machines 8 and 102 and inverters 10 and 104 do not have to be designed for the maximum power/maximum torque of the hydraulic consumers, but can be interconnected if necessary, if one consumer or several consumers request a higher torque than that, for example Maximum torque for which the respective electric machines are designed.
  • the hydraulic drive 1 can be designed as an LUDV system (load-pressure-independent flow valve), but also theoretically as any other hydraulic system common for excavators, e.g. NC, ePC, or for any other pump strategy, e.g. VBO.
  • LUDV load-pressure-independent flow valve
  • control arrangement described in this disclosure is implemented as a LUDV system and can be operated with an electronic eLS system controller as well as an EFM system.
  • EFM system electronic eLS system controller
  • this control arrangement can be designed as any other throttle-controlled system conceivable when used in excavators.
  • the pump volume flows of one circuit or one pump can be conveyed or added to the other circuit.
  • the inflow orifice of the boom circuit can theoretically be opened completely and the volumetric flow can be set purely via the pump using displacement control. This would have the advantage that a correspondingly low pressure drop can be realized across the inlet orifice and thus the energetic efficiency in these states is improved.

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Abstract

Hydraulischer Antrieb (1) für eine mobile Arbeitsmaschine, vorzugsweise einen Bagger mit einer durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine (4), die hydraulisch mit ersten Verbraucherzylindern (44) verbunden ist, diese antreibt und potenzielle Energie beim Einfahren der ersten Verbraucherzylinder (44) regenerieren kann. Ferner weist der hydraulische Antrieb (1) eine Hydraulikpumpe (2) auf, die hydraulisch mit weiteren Verbraucherzylindern (90) verbunden ist und diese antreibt. Die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) ist über einen ersten Steuerkreislauf (5) mit den ersten Verbraucherzylindern (44) und die Hydraulikpumpe (2) über einen zweiten hydraulischen Steuerkreislauf (84) mit den weiteren Verbraucherzylindern (90) verbunden und die Steuerkreisläufe (5, 84) sind hydraulisch voneinander getrennt.

Description

Energieeffiziente elektrisch-hydraulische Steueranordnung
Beschreibung
Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung betrifft einen hydraulischen Antrieb für eine mobile Arbeitsmaschine, vorzugsweise einen Bagger mit einer Hydraulikpumpe und einer Hydraulikmaschine, die die Möglichkeit zur Rekuperation aufweist.
Stand der Technik
Aus der DE 10 2014 216 031 A1 ist ein hydrostatischer Antrieb zur Rekuperation von hydraulischer Energie bekannt. Die EP 3 358 201 A1 offenbart eine Vorrichtung zur Regeneration von hydraulischer Energie mit einer Hydraulikpumpe und einem Hydraulikgenerator.
Aus der EP 2 738 397 B1 ist eine Baumaschine mit einer Verstellpumpe und einer kombinierten hydraulischen Pumpe und Generator, also einer kombinierten Hydromaschine bekannt. Diese kombinierte Hydromaschine kann Energie rückgewinnen, aber auch ein Arbeitsfluid pumpen. In den genannten Antrieben stellt sich ein gesamtes Druckniveau für alle hydraulischen Verbraucher ein. Dieses gesamte Druckniveau wird durch den Verbraucher mit dem höchsten Lastdruck vorgegeben. Dadurch entstehen Verlustleistungen, die sich aus hohen Druckdifferenzen ergeben, die beispielsweise an Individualdruckwaagen gedrosselt werden müssen. Diese Drosselverluste treten dabei hauptsächlich im Teillastbetrieb und bei (gleichzeitiger) Parallelbetätigung von Verbrauchern auf und sind dabei durch den Aufbau als ein Ein- Kreis-System bedingt.
Zusammenfassung der Erfindung Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen verbesserten, insbesondere möglichst energieeffizienten hydraulischen Antrieb zum Anheben und Senken einer Last bereitzustellen. Ferner sollen für den hydraulischen Antrieb bevorzugt möglichst wenig Bauteile benötigt werden.
Diese Aufgabe wird durch einen hydraulischen Antrieb mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der beigefügten Unteransprüche.
Die Erfindung betrifft demzufolge einen hydraulischen Antrieb für eine oder einer mobile(n) elektrifizierte(n) Arbeitsmaschine, vorzugsweise einen oder eines Bagger(s). Der hydraulische Antrieb weist eine durchschwenkfähige Hydraulikmaschine auf, die dafür vorgesehen und ausgebildet ist, erste Verbraucherzylinder anzutreiben und potenzielle Energie beim Ein-/Rückfahren der ersten Verbraucherzylinder zu regenerieren. Der hydraulische Antrieb weist ferner eine Hydraulikpumpe auf, die weitere/andere Verbraucherzylinder antreibt. Offenbarungsgemäß ist die Hydraulikmaschine über einen ersten Steuerkreislauf mit den ersten Verbraucherzylindern und die Hydraulikpumpe ist über einen zweiten Steuerkreislauf mit den weiteren Verbraucherzylindern verbunden und die beiden Steuerkreisläufe sind hydraulisch voneinander getrennt.
Der hydraulische Antrieb weist die zwei Hydraulikmaschinen/Hydraulikpumpen auf. Die erste Hydraulikmaschine/Hydraulikpumpe ist hydraulisch mit einem ersten Verbraucher, vorzugsweise mit einem Ausleger des Baggers verbunden und hebt und senkt den ersten Verbraucher. Beim Senken des Auslegers wird potenzielle Energie in kinetische Energie umgewandelt. Ein Fluidstrom fließt aus einem Verbraucherzylinder zurück zur ersten Hydraulikpumpe. Diese kinetische Energie kann durch die erste Hydraulikpumpe regeneriert werden, da die erste Hydraulikpumpe durchschwenkfähig bzw. mooringfähig ist. D.h. die erste Hydraulikpumpe kann ihren Schwenkwinkel derart weit verändern, dass sie als ein Hydraulikgenerator fungiert.
In anderen Worten ist die durchschwenkfähige Hydraulikpumpe also eine kombinierte HydraulikpumpeZ-generator (Hydraulikmaschine). Eine Antriebswelle der Hydraulikmaschine muss dafür ihre Drehrichtung nicht wechseln. Die erste Hydraulikpumpe ist also eine Kombination aus einer hydraulischen Pumpe und einem hydraulischen Motor und kann sowohl in eine Förderrichtung laufen, um beispielsweise ein Fluid zu pumpen aber auch in eine andere Förderrichtung als hydraulischer Generator von einem Fluid angetrieben werden. Die zweite Hydraulikpumpe ist ausschließlich dafür vorgesehen und ausgebildet, weitere Verbraucher zu betreiben. Die weiteren Verbraucher sind beispielsweise ein Stiel, ein Löffel und ein Retarder des Baggers. Weitere Verbraucher können beispielsweise Fahren, Verstellausleger, Schild und/oder Optionsverbraucher sein. Die erste Hydraulikpumpe ist über einen ersten hydraulischen Steuerkreislauf mit dem ersten Verbraucher verbunden. Genauso ist die zweite Hydraulikpumpe über einen zweiten hydraulischen Steuerkreislauf mit den weiteren Verbrauchern verbunden. Die beiden Steuerkreisläufe sind dabei derart voneinander getrennt, dass zueinander unterschiedliche Druckniveaus in den jeweiligen Steuerkreisläufen möglich sind.
Die getrennten Steuerkreisläufe ermöglichen eine energieeffiziente Verteilung durch mehrere Arbeitsfluidströme, die von mehreren Hydraulikpumpen bereitgestellt werden, zu den linearen Haupt- und Nebenverbrauchern. Durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine kann die potenzielle Energie beim Absenken des Verbraucherzylinders vorzugsweise ohne eine Drehrichtungsumkehr der Antriebswelle, die die Pumpe antreibt, zurückgewonnen werden. Eine Energierückgewinnung beim Absenken des Auslegers bzw. beim Einfahren der Verbraucherzylinder unter aktiven Lasten wird ermöglicht. Durch die getrennten Steuerkreisläufe ist es erst möglich, unterschiedliche Druckniveaus in den jeweiligen Steuerkreisläufen anzulegen.
Die vorliegende Offenbarung weist die folgenden Vorteile auf.
• energieeffiziente Steueranordnung zum Betrieb einer mobilen Arbeitsmaschine/ eines elektrifizierten (Mobil)Baggers
• der elektrifizierte (Mobil)Bagger kann lokal emissionsfrei arbeiten
• Adressierung der relevanten bzw. wichtigsten Einspar- und Rückgewinnungspotentiale hinsichtlich des energetischen Verhaltens und somit kosteneffizienter Aufbau möglich • Nutzung von Rohrbruchsicherungsventilen als Leckagekompensation beim regenerativen Absenken des Verbraucherzylinders
• Anordnung eines Niederdruckspeichers zum Schutz der durchschwenkfähigen Pumpe durch Verhinderung von zu niedrigen Drücken unter z.B. einem bar im Druckbereich
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung wird ein Fluidstrom der Hydraulikpumpe durch ein Summierungsventil zu einem Fluidstrom der Hydraulikmaschine addiert und andersherum. Die beiden Steuerkreisläufe können durch das Summierungsventil zusammengeschaltet werden. Dabei werden die Volumenströme der beiden Pumpen bedarfsgerecht zu einem jeweiligen Summenvolumenstrom in einem der beiden Verbraucherkreise addiert. Der Fluidstrom der Hydraulikpumpe wird zugeschaltet, wenn der maximal mögliche förderbare Volumenstrom der jeweiligen Hydraulikmaschine nicht ausreicht, die geforderte Geschwindigkeit des Verbrauchers bzw. der Verbraucher zu erreichen. Durch die Möglichkeit der Addition der Fluidströme können die einzelnen Hydraulikpumpen und Bauteile kleiner ausgelegt werden. Das führt zu verminderten Verlusten durch Leckagen und Druckverlusten durch eine bessere Volumenstromauslastung vor allem auch bei Teillastbetrieb.
Das Summierungsventil trennt in einer Arbeitsstellung die beiden Steuerkreisläufe. In einer Arbeitsstellung des Summierungsventils kann ein Volumenstrom der Hydraulikpumpe auf eine Pumpenleitung der Hydraulikmaschine und anders herum aufgeschlagen werden.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist das Druckniveau in den einzelnen Steuerkreisläufen zueinander unterschiedlich. In dem ersten Steuerkreislauf und in dem zweiten Steuerkreislauf können je nach Lastsituation der Verbraucher zueinander unterschiedliche Drücke anliegen, was durch die Trennung der Steuerkreisläufe erst ermöglicht wird. Durch die Aufteilung in unterschiedliche Druckniveaus lassen sich besonders in einem Parallelbetrieb von mehreren Hydraulikpumpen und Verbrauchern Drosselverluste verringern, die dadurch bedingt sind, dass unterschiedliche Verbraucher unterschiedliche Lastdrücke benötigen und sich ein einzelner Steuerkreislauf am Verbraucher mit dem höchsten Lastdruck orientieren muss. Bei den übrigen Verbrauchern muss der Lastdruck weggedrosselt werden, was zu Verlusten führt.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung regeneriert die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine die zurückgewonnene Energie mechanisch über die gemeinsame Welle direkt an die Hydraulikpumpe. Die zurückgewonnene Energie wird direkt ohne elektrisches Zwischenspeichern an die Hydraulikpumpe übertragen. Dadurch kann die zurückgewonnene Energie ohne Verluste bei der Umwandlung von mechanischer Energie in elektrische Energie und ohne Verluste beim elektrischen Zwischenspeichern übertragen werden.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung wandelt die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine die zurückgewonnene Energie in elektrische Energie. Dabei wird kinetische Energie beim Einfahren des Verbraucherzylinders durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine in elektrische Energie umgewandelt. Die elektrische Energie wird dabei in einem Akkumulator gespeichert, der den oder die Elektromotore(n) der Hydraulikpumpen versorgt. Das ist besonders in dem Fall günstig, wenn die zurückgewonnene Energie nicht direkt von der Hydraulikpumpe benötigt wird, sondern erst später.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine über eine Pumpenleitung mit (integriertem) Hauptsteuerschieber und (integrierter) Individualdruckwaage mit einer Bodenseite der Verbraucherzylinder verbunden. Die Verbraucherzylinder sind über eine Regenerationsleitung / einen Pumpenkanal mit der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine verbunden. Der Fluidstrom der zweiten Hydraulikpumpe wird bei Bedarf über das Summierungsventil in die Pumpenleitung eingebracht.
Durch den Hauptsteuerschieber und die Individualdruckwaage wird der Fluidstrom von der Hydraulikmaschine zu der Bodenseite der Verbraucherzylinder gesteuert. Beim Absenken der Verbraucherzylinder entsteht ein Fluidstrom von den Verbraucherzylindern zu der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine. Dieser Fluidstrom wird von der Funktionsweise der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine als Hydraulikgenerator in elektrische Energie umgewandelt. Sollte der Volumenstrom, der von der Hydraulikmaschine gefördert wird, nicht zum Einstellen der geforderten (maximalen) Geschwindigkeiten der Verbraucherzylinder ausreichen, kann der Fluidstrom der weiteren Hydraulikpumpe durch das Summierungsventil zugeschaltet werden.
Bei einem regenerativen Absenken des Verbrauchers wird ein Fluidstrom von der Bodenseite der Verbraucherzylinder über den Pumpenkanal zu der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine ermöglicht. Durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine kann die Geschwindigkeit des regenerativen Absenkens gesteuert werden.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb einen Niederdruckspeicher auf, der einen Mindestdruck bereitstellt, der verhindert, dass die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine in einem Bereich mit einem zu niedrigen Druck läuft.
Durch schnelle Lastwechsel und Bewegungsrichtungswechsel kann es an der Hydraulikmaschine zu einem Druckabfall kommen, der schädlich für die Hydraulikmaschine ist. Dies kann durch einen zusätzlichen Volumenstrom aus dem Niederdruckspeicher vermieden werden. Der Niederdruckspeicher wird durch eine Erhöhung der Vorspannung eines Rücklaufkanals in einem Hauptventilblock des hydraulischen Antriebs befüllt. Dazu können sowohl die Rücklaufmengen der Verbraucher als auch eine zusätzliche Einspeisung durch die Hydraulikpumpe des zweiten Steuerkreislaufs über ein Druckablassventil (z.B. Unloading-Ventil bei Ausprägung des Systems als LUDV-System) genutzt werden.
Zu niedrige Drücke können die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine beschädigen. Um dies zu verhindern, weist der hydraulische Antrieb den Niederdruckspeicher auf, der über ein Rückschlagventil Arbeitsfluid in den Pumpenkanal fördert. Dies wird insbesondere dann notwendig, wenn schnelle Last- und / oder Bewegungsrichtungswechsel vom Benutzer gefordert werden. Ein Beispiel dafür ist, wenn der Benutzer direkt nach dem Heben des Verbrauchers mit schneller Geschwindigkeit ein Absenken in die Gegenrichtung vorgibt und die Hydraulikpumpe in die negative Richtung ausschwenkt. Durch die Trägheit des Verbrauchers verbleibt dieser in seiner Geschwindigkeitsrichtung, die Hydraulikmaschine beginnt aber einen Volumenstrom aus dem Pumpenkanal zu saugen. Das gleiche Verhalten erfolgt auch beim Aufschlag der Schaufel auf dem Boden während des Absenkvorgangs. Hierdurch kann es zu einem massiven Druckabfall am Pumpenausgang kommen, welcher für Drücke unter z.B. 1 bar nicht ausgelegt ist. Daraus können Schädigungen resultieren, welche durch den zusätzlichen Arbeitsfluidstrom aus dem Niederdruckspeicher vermieden werden können.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb Rohrbruchsicherungsventile auf, die elektrisch angesteuert einen Öffnungsquerschnitt einstellen, durch den ein Volumenstrom von der Bodenseite der Verbraucherzylinder in den Pumpenkanal gesteuert wird.
Beim regenerativen Absenken können die Rohrbruchsicherungsventile einen Öffnungsquerschnitt einstellen, der die Menge an Arbeitsfluid, die von der Bodenseite der Verbraucherzylinder zu der Hydraulikmaschine fließt, steuert. Dadurch kann das regenerative Absenken des Auslegers genauer gesteuert werden, als es durch die Hydraulikmaschine möglich wäre. Die Rohrbruchsicherungsventile ermöglichen dadurch eine Feinsteuerung beim regenerativen Absenken des Auslegers.
Die Rohrbruchsicherungsventile werden unabhängig von dem Hauptsteuerschieber angesteuert. Als Rohrbruchsicherungsventile können alle proportionalen 2/2-Wegeventile mit einer Rückschlagfunktion in der einen und einer Durchströmungsfunktion in der anderen Richtung verwendet werden. Durch die Rohrbruchsicherungsventile kann ein Feinsteuerbereich, der für Kranarbeiten notwendig ist, bis zu einer bestimmten Geschwindigkeit abgebildet werden. Ab der bestimmten Geschwindigkeit öffnet das Rohrbruchsicherungsventil vollständig und die Geschwindigkeit beim regenerativen Absenken wird nur noch durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine bemessen, welche hierbei als ein hydraulischer Motor arbeitet und Leistung an die Antriebswelle zurückgeben kann.
Zudem kann das Rohrbruchsicherungsventil im Feinsteuerbereich zum Ausgleich der gesamten internen Leckagen im Absenk-Pfad des hydraulischen Antriebs benutzt werden, um eine stetige Geschwindigkeitserhöhung aus der Ruhelage zu ermöglichen und somit einen Offset im Geschwindigkeitsprofil zu vermeiden.
Die Erfindung gewährleistet die Absenkbewegung derart, dass komponenten- und systembedingte Leckagen kompensiert werden. Die komponenten- und systembedingten Leckagen treten beispielsweise in einem Stromregler in einem Lastdruck-Melde-Kanal bzw. einer Entlastungsleitung für eine Druckentlastung, einem ersten Bypassventil in dem Pumpenkanal zu der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine und durch Leckagen in der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine auf.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb das erste Bypassventil auf, das eine hydraulische Verbindung zwischen dem Pumpenkanal und den Bodenseiten der Verbraucherzylinder sperrt und öffnet.
Beim klassischen Absenken des ersten Verbrauchers sperrt das erste Bypassventil die Verbindung zwischen dem Pumpenkanal und der Bodenseite der Verbraucherzylinder, um eine Erhöhung des Pumpendrucks und ein unkontrolliertes Absenken des Verbrauchers zu verhindern. Beim klassischen Absenken wird ein Druck aus der Hydraulikmaschine auf die Kolbenseiten der Verbraucherzylinder beaufschlagt. Arbeitsfluid von den Bodenseiten der Verbraucherzylinder wird in den Rücklaufkanal entlastet. Wenn die Verbindung von den Bodenseiten zu dem Pumpenkanal offen wäre, würden die Bodenseiten auch durch den Pumpenkanal entlastet werden. Dadurch würde der Pumpendruck steigen und als Folge über die Entlastungsleitung und eine Drossel entlastet werden. Das hätte ein unkontrolliertes Absenken des Verbrauchers zur Folge. Dieses unkontrollierte Absenken wird dadurch verhindert, dass das erste Bypassventil die hydraulische Verbindung zwischen den Bodenseiten der Verbraucherzylinder und dem Pumpenkanal beim klassischen Absenken sperrt.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb ein zweites Bypassventil auf, das eine Verbindung zwischen den Bodenseiten der Verbraucherzylinder und den Kolbenseiten der Verbraucherzylinder realisiert. Durch das zweite Bypassventil wird die Energieeffizienz der Gesamtanordnung erhöht und die Befüllung der Kolbenseite des Verbraucherzylinders gewährleistet. Durch das zweite Bypassventil werden ferner eine Erhöhung des Lastdrucks sowie eine Verringerung des Volumenstroms erreicht, welcher beim regenerativen Absenken des Auslegers von der Kolbenseite zu der mooringfähigen/durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine gefördert werden muss. Aufgrund des dadurch verminderten Pumpenvolumenstroms können die Hydraulikmaschine einschließlich der die Hydraulikmaschine antreibende Elektromotor mit einer niedrigeren Drehzahl betrieben werden, als dies mit dem gesamten Auslegervolumenstrom möglich wäre und was zu geringeren mechanischen Verlusten führt. Auch hilft die hiermit einhergehende Verstellung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine auf nahezu den Maximalwert, die Reibungs- und somit die mechanischen Verluste weiter zu minimieren.
Durch das zweite Bypassventil ergeben sich zwei Vorteile. Die Kolbenseite der Verbraucherzylinder kann ohne einen Volumenstrom der Hydraulikpumpe befüllt werden. Ferner sinkt der Volumenstrom, der von der Bodenseite der Verbraucherzylinder zu der Hydraulikmaschine zurückfließen muss. Dadurch kann die Drehzahl abgesenkt und das Schluckvolumen der Hydraulikmaschine auf einen maximalen Wert gestellt werden. Zusätzlich verringern sich die durch den Volumenstrom verursachten Druckverluste in dem Pumpenkanal.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ermöglicht die Hydraulikpumpe beim rekuperativen Absenken des ersten Verbrauchers über das Summierungsventil einen Fluidstrom zu der Kolbenseite der Verbraucherzylinder. Dadurch kann das rekuperative Absenken durch ein zugeschaltetes aktives Absenken beschleunigt und die Befüllung der Kolbenseiten der Zylinder gewährleistet werden, wenn das regenerative Absenken ohne die Kurzschlussschaltung mit Hilfe des zweiten Bypassventils ausgeführt wird.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb Drucksensoren auf, die eine Änderung eines Lastzustands detektieren, damit der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine eingestellt werden kann.
Durch die Drucksensoren wird die Änderung des Lastzustandes erkannt. Das passiert beispielsweise, wenn der Ausleger den Boden berührt. In diesem Fall ist die Hydraulikmaschine im rekupertiven Modus und ins Negative geschwenkt. Wenn der Boden bearbeitet werden soll, wird eine aktive Belastung des Zylinders durch die Hydraulikmaschine benötigt. Dann erfolgt eine Verstellung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine in den positiven Bereich. Außerdem wird der Hauptsteuerschieber in die weitere Arbeitsstellung geschoben und die beiden Bypassventile geschlossen. Damit ist der hydraulische Antrieb im Modus „klassisches Absenken“. Dadurch kann die Hydraulikmaschine schnell einen Druck beaufschlagen und die Verbraucherzylinder ausfahren und somit den Verbraucher aktiv betätigen.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb die Druckablassventile zum Ablassen von Druckspitzen auf, bei denen ein Lastdruck der Entlastungsleitung auf jeweils eine Stirnfläche der Druckablassventile in schließender Richtung wirkt.
Das Druckablassventil ist mit dem Pumpenkanal über die Entlastungsleitung verbunden. Beim rekuperativen Absenken liegt in dem Pumpenkanal der volle Lastdruck an. Dadurch steigt der Druck in der Entlastungsleitung. Würde der Lastdruck an der Stirnfläche in öffnende Richtung des Druckablassventils anliegen, würde sich das Druckablassventil öffnen, wenn der Lastdruck höher als das eingestellte Druckkraftäquivalent der Feder des Druckablassventils ist. Dies würde ein unkontrolliertes und nicht steuerbares Absenkverhalten des Auslegers zur Folge haben. Da der Lastdruck des Pumpenkanals auf die Stirnfläche in schließender Richtung wirkt, bleibt das Druckablassventil bei dem vollen Lastdruck des Pumpenkanals in der geschlossenen Stellung und es kann kein Volumenstrom unkontrolliert von dem Ausleger in den Rücklaufkanal fließen. Die Geschwindigkeit des Absenkens ist dadurch durch die Hydraulikmaschine steuerbar und kontrollierbar.
In anderen Worten wird der Lastdruck in dem Pumpenkanal beim Absenken über die mooringfähige/durchschwenkfähige Hydraulikmaschine in einen Lastdruck-Melde- Kanal gemeldet. Dadurch wird eine Öffnung des Druckablassventils verhindert.
Die Druckspitzen, die durch das Druckablassventil abgelassen werden, resultieren aus der Tatsache, dass eine Bewegung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine langsamer ist als eine Bewegung beim Schließen von Ventilen. Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine auf einer gemeinsamen Antriebswelle angeordnet. Dadurch werden nur ein Elektromotor, der die beiden Hydraulikpumpen antreibt, und ein Inverter benötigt. Das spart Kosten und Bauteile.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine auf jeweils unterschiedlichen Antriebswellen angeordnet. Dadurch kann eine optimale Drehzahl für jeden einzelnen Steuerkreislauf erreicht werden, was durch eine gemeinsame Antriebswelle nicht in jeder Betriebssituation erreicht wird.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikpumpe eine Verstellpumpe. Dadurch wird ein benötigter Volumenstrom in dem zweiten Steuerkreislauf sichergestellt.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikpumpe eine Konstantpumpe. Dies hat den Vorteil, dass die Hydraulikpumpe immer mit ihrem maximalen Schluckvolumen arbeitet. Dadurch wird die Hydraulikpumpe effizient betrieben und weist Kostenvorteile gegenüber einer verstellbaren Pumpe auf.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikmaschine verstellbar. Dadurch wird ein benötigter Volumenstrom in dem ersten Steuerkreislauf sichergestellt.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine konstant. Dadurch arbeitet die Hydraulikmaschine immer mit ihrem maximalen Schluckvolumen. Dadurch wird die Hydraulikmaschine effizient betrieben und weist Kostenvorteile gegenüber einer verstellbaren Pumpe auf.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Pumpen für die Nebenverbraucher auf einer gemeinsamen Antriebswelle mit der Hydraulikmaschine und der Hydraulikpumpe angeordnet. Das spart Kosten, da keine weitere Antriebswelle, Elektromotor und Inverter nötig sind. Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Pumpen für die Nebenverbraucher auf einer anderen Antriebswelle als die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine angeordnet sind. Dadurch kann durch einen zusätzlichen Wandler eine niedrigere Spannung realisiert werden. Damit können günstigere Elektromotoren verwendet werden. Die Pumpen für die Nebenverbraucher müssen derart nicht ständig betrieben werden, wenn die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine angetrieben werden.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikpumpe auf einer Antriebswelle angeordnet, die hydraulisch angetrieben wird, um Regeneration von Energie zu ermöglichen. Dadurch kann die energetische Effizienz gesteigert werden.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb ein hydraulisches Drehwerk auf. Damit ist das Drehwerk zur Regeneration fähig. Dadurch ist das hydraulische Drehwerk fast genauso energieeffizient wie ein elektrisches Drehwerk. Ein hydraulisches Drehwerk weist einen Kostenvorteil gegenüber einem elektrischen Drehwerk auf.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist das hydraulische Drehwerk in einem geschlossenen Kreis ausgeführt. In dem geschlossenen Kreis weist der hydraulische Antrieb eine zusätzliche Hydraulikpumpe auf, die eine Hydraulikmaschine des Drehwerks antreibt. Die Hydraulikmaschine kann dabei mit einem konstanten oder einem variablen Schluckvolumen ausgeführt sein.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist das hydraulische Drehwerk in einem offenen Kreis ausgeführt. Dabei ist das System sekundär geregelt. Die zusätzliche Hydraulikpumpe stellt einen Volumenstrom zu der Hydraulikmaschine des Drehwerks sicher. Die Hydraulikmaschine wird durch eine Drehzahlregelung in ihrem Schluckvolumen geregelt. Es ist weiterhin denkbar auf die zusätzliche Hydraulikpumpe zu verzichten. In diesem Fall muss die Hydraulikpumpe, die das Drehwerk antreibt durchschwenkbar sein. Die Hydraulikmaschine des Drehwerks kann dabei sekundärgeregelt betrieben werden.
Kurzbeschreibung der Figuren Fig. 1 zeigt einen Schaltplan eines offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer ersten Ausführungsform;
Fig. 2 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß der ersten Ausführungsform;
Fig. 3 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer zweiten Ausführungsform;
Fig. 4 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer dritten Ausführungsform;
Fig. 5 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer vierten Ausführungsform;
Fig. 6 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer fünften Ausführungsform;
Fig. 7 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer sechsten Ausführungsform;
Fig. 8 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer siebten Ausführungsform;
Fig. 9 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer achten Ausführungsform; und
Fig. 10 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer neunten Ausführungsform.
Detaillierte Beschreibung der Ausführungsformen Nachstehend werden die Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung auf der Basis der zugehörigen Figuren beschrieben.
Erste Ausführungsform
Fig. 1 zeigt einen Schaltplan eines offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs 1 . Der hydraulische Antrieb 1 ist in einer (mobilen) elektrifizierten Arbeitsmaschine (nicht dargestellt) eingesetzt, vorzugsweise einem Bagger.
Der hydraulische Antrieb 1 weist eine Hydraulikpumpe 2 auf. Dabei kann es sich sowohl um eine Verstellpumpe als auch eine Konstantpumpe handeln. Der hydraulische Antrieb 1 weist ferner eine durchschwenkfähige Hydraulikmaschine 4 auf. Die Hydraulikpumpe 2 und die Hydraulikmaschine 4 sind beide auf einer gemeinsamen Antriebswelle 6 angeordnet, die von einem Elektromotor 8 angetrieben wird. Ein Inverter 10 ist dem Elektromotor 8 vorgeschaltet. Der Inverter 10 wird dabei durch einen elektrischen Zwischenkreis von einem Akku 12 versorgt. Der Akku 12 versorgt ebenfalls einen elektrischen Drehantrieb 14. Auf der Antriebswelle 6 sind außerdem weitere Pumpen 16, 18 für Nebenverbraucher angeordnet. Die Nebenverbraucher sind beispielsweise eine Leitung zur Bereitstellung des Steuerdrucks oder eine Lenkung und/ oder eine Bremse.
Die Hydraulikmaschine 4 ist mit einer Pumpenleitung 20 verbunden. Die Pumpenleitung 20 ist wiederum mit einem Hauptsteuerschieber 22 verbunden. Der Hauptsteuerschieber 22 ist als ein 8/3-Wege-Proportionalregelventil ausgeführt. Ein Anschluss des Hauptsteuerschiebers 22 ist mit einem Anschluss A verbunden. Ausgangsseitig ist der Hauptsteuerschieber 22 mit einer Leitung 24 zu einer Individualdruckwaage 26 verbunden. Der Hauptsteuerschieber 22 hat einen Anschluss für eine Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zurück zu dem Hauptsteuerschieber 22. In einer federvorgespannten Grundstellung sind alle Anschlüsse des Hauptsteuerschiebers 22 gesperrt. Eine Verbindung von der Pumpenleitung 20 zu der Leitung 24 zu der Individualdruckwaage 26 und eine Verbindung von Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zu dem Anschluss A sind in der Grundstellung unterbrochen. In einer elektrisch verstellbar betätigten Arbeitsstellung des Hauptsteuerschiebers 22 ist die Pumpenleitung 20 mit der Leitung 24 zu der Individualdruckwaage 26 hydraulisch gedrosselt verbunden. Die Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zu dem Hauptsteuerschieber 22 ist mit dem Anschluss A hydraulisch verbunden. Ein Anschluss B ist mit einem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden. Zwischen den Anschlüssen A und B und dem Hauptsteuerschieber 22 sind jeweils Sekundärdruckbegrenzungsventile 31 positioniert, über die ein Solldruckwert an den Leitungen eingestellt werden kann.
In einer weiteren elektrisch verstellbar betätigten Arbeitsstellung des Hauptsteuerschiebers 22, die ein aktives Absenken darstellt, ist die Pumpenleitung 20 mit der Leitung 24 zur Individualdruckwaage 26 hydraulisch gedrosselt verbunden. Die Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zu dem Hauptsteuerschieber 22 ist mit dem Anschluss B hydraulisch verbunden. Der Anschluss A ist mit dem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden. Ein Anschluss einer Entlastungsleitung bzw. einem Lastdruck-Melde-Kanal 32 ist mit der Leitung zu dem Anschluss B über ein Rückschlagventil hydraulisch verbunden.
Die Individualdruckwaage 26 ist als ein 3/3-Wege- Proportionalregelventil ausgeführt. Auf einer Eingangsseite ist die Individualdruckwaage 26 mit dem Hauptschieber 22 über die Leitung 24 verbunden. Auf einer Ausgangsseite der Individualdruckwaage 26 ist ein Anschluss zu der Entlastungsleitung 32 und die Leitung 28 zurück zu dem Hauptschieber 22 angeordnet. In einer federvorgespannten Grundstellung sind die hydraulischen Verbindungen gesperrt. Die Individualdruckwaage 26 wird durch einen Druck in der Leitung 24 zwischen dem Hauptsteuerschieber 22 und der Individualdruckwaage 26 hydraulisch in eine Arbeitsstellung geschoben. In der Arbeitsstellung der Individualdruckwaage 26 ist die Leitung 24 mit der Leitung 28 zurück zum Hauptschieber 22 hydraulisch verbunden. Der Anschluss der Leitung 24 von dem Hauptschieber 22 ist hydraulisch gedrosselt mit der Entlastungsleitung 32 verbunden. In der Leitung 28 zwischen der Individualdruckwaage 26 und dem Hauptsteuerschieber 22 sind zwei Rückschlagventile 34, 36 angeordnet.
Wenn die Leitung 24 mit Druck beaufschlagt ist, weil der Hauptsteuerschieber 22 in der Arbeitsstellung ist, wird die Individualdruckwaage 26 hydraulisch betätigt. Dadurch werden die Leitungen 24, 28 von dem Hauptsteuerschieber 22 über die Individualdruckwaage 26 zurück zum Hauptschieber 22 hydraulisch verbunden. Der Anschluss A ist damit hydraulisch über den Hauptsteuerschieber 22 und die Individualdruckwaage 26 mit der Pumpenleitung 20 verbunden.
Der Anschluss A ist über zwei Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 (vereinfacht dargestellt) mit Bodenseiten 42 von Verbraucherzylindern 44 verbunden. Die Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 sind mit dem Anschluss B verbunden. Der Anschluss B ist mit einem Anschluss des Hauptsteuerschiebers 22 verbunden. In der Arbeitsstellung des Hauptsteuerschiebers 22 ist der Anschluss B hydraulisch mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden.
Die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder sind mit einem ersten Bypassventil 46 verbunden. Das erste Bypassventil 46 ist als ein 2/2-Wege-Proportionalregelventil ausgeführt. In einer federvorgespannten Grundstellung sind die Anschlüsse des ersten Bypassventils 46 gesperrt. In einer elektrisch betätigten und einstellbaren bzw. pilotierten Arbeitsstellung sind die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 mit einem Pumpenkanal 48 verbunden. Der Pumpenkanal 48 ist mit der Hydraulikmaschine 4 verbunden. In dem Pumpenkanal 48 ist ein Rückschlagventil 50 angeordnet, sodass kein Fluidstrom von der Hydraulikmaschine 4 in den Pumpenkanal 48 möglich ist.
Der hydraulische Antrieb 1 weist ein zweites Bypassventil 52 auf, das ebenfalls als ein 2/2-Wege-Proportionalregelventil ausgeführt ist. Das zweite Bypassventil 52 ist zwischen der Bodenseite 42 und der Kolbenseite 45 der Verbraucherzylinder 44 angeordnet. In einer Grundstellung sperrt das zweite Bypassventil 52. In einer Arbeitsstellung verbindet das zweite Bypassventil 52 die Kolbenseite 45 mit der Bodenseite 42 der Verbraucherzylinder 44.
In den Leitungen von den Anschlüssen A und B zu der Bodenseite 42 bzw. der Kolbenseite 45 der Verbraucherzylinder 44 sind Drucksensoren 54 angeordnet.
Von dem Pumpenkanal 48 zweigt die Lastmeldeleitung 32 mit einem Rückschlagventil 56 ab. Die Lastmeldeleitung 32 ist über ein Druckbegrenzungsventil (Lastdruck-Melde-Ventil) 58 mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden. Zwischen dem Rückschlagventil 56 und dem Druckbegrenzungsventil 58 ist eine Drossel 60 angeordnet. Von dem Pumpenkanal 48 zweigt ebenfalls eine Leitung mit einer Drossel 63 ab. Die Leitung führt zu einem Tank 74 und hat die Funktion einer Entlastungsblende.
Die hydraulische Verbindung von der Hydraulikmaschine zu den Verbraucherzylindern 44 entspricht einem ersten Steuerkreislauf 5.
Die Hydraulikpumpe 2 ist über eine zweite Pumpenleitung 61 mit einem Summierungsventil 62 verbunden. Das Summierungsventil 62 kann als ein 3/3-Wege- Proportionalregelventil ausgeführt sein. Ausgangsseitig weist das Summierungsventil 62 einen Anschluss zu der Pumpenleitung 20 auf. In einer Grundstellung sperrt das Summierungsventil 62. In einer elektrisch betätigten Arbeitsstellung des Summierungsventils 62 ist die zweite Pumpenleitung 61 mit der ersten Pumpenleitung 20 hydraulisch verbunden. Von der Leitung von dem Summierungsventil 62 zu der ersten Pumpenleitung 20 führt eine Leitung zu einem Druckablassventil bzw. Unloadingventil 64. Das Druckablassventil 64 ist als ein 2/2-Wege- Proportionalregelventil ausgeführt und ist ausgangsseitig mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden. Das Druckablassventil 64 hat im Wesentlichen die Funktion eines Druckbegrenzungsventils. In einer Grundstellung sperrt das Druckablassventil 64 die Verbindung zwischen der Leitung von dem Summierungsventil 62 zu der Pumpenleitung 20 und dem Rücklaufkanal 30. In einer hydraulisch betätigten Arbeitsstellung des Druckablassventils 64 ist die Leitung von dem Summierungsventil 62 zu der Pumpenleitung 20 mit dem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden. Damit entlastet das Druckablassventil 64 die Leitung von dem Summierungsventil 62 bei einem zu hohen Druck.
Der hydraulische Antrieb 1 weist einen hydraulischen Speicher 66 auf. Der hydraulische Speicher 66 ist mit dem Pumpenkanal 48 und damit mit der Hydraulikmaschine 4 verbunden. Die Leitung zwischen dem hydraulischen Speicher 66 und der Hydraulikmaschine 4 weist ein Rückschlagventil 67 und einen Drucksensor 68 auf. Der hydraulische Speicher 66 ist über ein Rückschlagventil 70 mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden und kann aus diesem aufgefüllt werden. Druckbegrenzungsventile 72, 73 dienen zur Vorspannung des Rücklaufkanals 30. In der Leitung zu dem hydraulischen Speicher 66 ist ein Drucksensor 71 angebracht. Ein Rücklaufvolumenstrom wird über das Druckbegrenzungsventil 73 über einen Filter 75 in einen Tank 74 entleert.
Der hydraulische Antrieb 1 weist eine Retarderventilsektion 76 auf. Die Retarderventilsektion 76 weist einen Hauptsteuerschieber 78 und eine Individualdruckwaage 80 auf, die baugleich mit dem Hauptsteuerschieber 22 und der Individualdruckwaage 26 sind. Der Hauptsteuerschieber 78 ist mit einem Anschluss A verbunden. Über ein Druckbegrenzungsventil 82 zwischen dem Anschluss A und dem Rücklaufkanal 30 wird ein Lastdruck vorgegeben. Dadurch wird eine zusätzliche hydraulische Leistung nötig, die von der Hydraulikpumpe 2 bereitgestellt wird. Somit kann Energie, die durch das Einfahren der Verbraucherzylinder 44 regeneriert und an die Hydraulikpumpe 2 übertragen wurde, durch die Retarderventilsektion 76 dissipiert werden.
Der hydraulische Antrieb 1 weist eine weitere Ventilsektion 84 für den weiteren Verbraucher auf. Die weitere Ventilsektion 84 ist dabei der zweite Steuerkreislauf. Der Aufbau der weiteren Ventilsektion 84 ist im Wesentlichen identisch mit dem Aufbau des ersten Steuerkreislaufs. Die Hydraulikpumpe 2 baut über die zweite Pumpenleitung 61 einen hydraulischen Druck auf. Durch einen Hauptsteuerschieber 86 und eine Individualdruckwaage 88 ist die Hydraulikpumpe 2 mit einem Anschluss A verbunden. Dieser ist mit einer Bodenseite eines weiteren Verbraucherzylinders 90 verbunden. Eine Kolbenseite des weiteren Verbraucherzylinders 90 ist mit einem Anschluss B verbunden. Dieser ist mit dem Hauptsteuerschieber 86 verbunden. Zwischen dem Hauptsteuerschieber 86 und den Anschlüssen A und B sind Druckbegrenzungsventile 92 positioniert. Ein Entlastungskanal 94 führt über ein Druckbegrenzungsventil 96 zu dem Rückführkanal 30. Die weitere Ventilsektion 84 weist auch ein Druckablassventil 98 auf.
Die vorstehend beschriebene Anordnung funktioniert wie folgt:
Durch die Hydraulikmaschine 4 wird ein Druck in der Pumpenleitung 20 beaufschlagt. Wenn der Hauptsteuerschieber 22 durch Betätigung eines elektrischen Aktors in seine Arbeitsstellung geschoben wird, wird die Leitung 24 von dem Hauptsteuerschieber 22 zu der Individualdruckwaage 26 hydraulisch gedrosselt mit (Druck beaufschlagt) Volumenstrom versorgt. Dadurch wird die Individualdruckwaage 22 in ihre Arbeitsstellung geschoben und die Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zurück zu dem Hauptsteuerschieber 22 ist hydraulisch mit der Pumpenleitung 20 verbunden. Die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 werden so über den Hauptsteuerschieber 22 und die Individualdruckwaage 26 mit (Druck beaufschlagt) Volumenstrom versorgt. Die Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 sind über den Anschluss B mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden. Damit wird ein Rücklauf von Arbeitsfluid von den Kolbenseiten 45 in den Rücklaufkanal 30 ermöglicht.
Durch diesen Vorgang wird der Verbraucher bzw. Ausleger in klassischer Art und Weise angehoben bzw. der Verbraucherzylinder wird ausgefahren. Diese Funktionsweise entspricht der eines bekannten LUDV-Ventils aus dem Stand der Technik.
Wenn eine Energierückgewinnung beim Absenken des Auslegers nicht möglich ist, beispielsweise wenn der Ladezustand des Akkus 12 zu hoch ist, kann das Absenken „klassisch“, d.h. über den Hauptsteuerschieber 22, erfolgen. Dabei wird der Hauptsteuerschieber 22 in die weitere Arbeitsstellung geschoben. Dadurch ist die Pumpenleitung 20 über die Individualdruckwaage 26 mit dem Anschluss B hydraulisch verbunden. Dabei wird über die Hydraulikmaschine 4 ein (Druck) Volumenstrom den Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 eingeprägt. Die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 sind über den Hauptsteuerschieber 22 mit dem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden.
Bei aktiven, also antreibenden Lasten, gibt die Rücklaufblende des Hauptsteuerschiebers 22 (in Verbindung mit den Rohrbruchsicherungsventilen 38 und 40) die Absenkgeschwindigkeit des Auslegers vor. Die Absenkgeschwindigkeit des Auslegers ist die Einfahrgeschwindigkeit der Verbraucherzylinder 44 und durch die Hydraulikmaschine 4 wird in der Regel ein deutlich kleinerer zylinderflächenverhältnisbereinigter Zulaufvolumenstrom eingestellt. Der fehlende Differenzvolumenstrom kann durch die in dem Hauptsteuerschieber 22 befindliche Regenerationsschaltung aus dem Rücklaufvolumenstrom gewonnen werden. Dazu ist die Entlastungsleitung 32 über den Hauptsteuerschieber 22 mit der Leitung zu dem Anschluss B hydraulisch verbunden. Durch die Regenerationsschaltung aus der Entlastungsleitung 32 kann der Pumpenvolumenstrom abgesenkt und die energetische Effizienz vor allem in einem möglichen Summierungsbetrieb verbessert werden. Erfolgt ein Lastwechsel beispielsweise nach dem Kontakt der Schaufel (nicht dargestellt) auf dem zu bearbeitenden Untergrund, wird die Einfahrgeschwindigkeit des Auslegers folgend über den von der Hydraulikmaschine 4 bereitgestellten Zulaufvolumenstrom vorgegeben. Die sich hierdurch einstellende Verlangsamung der Auslegergeschwindigkeit wird vom Bediener akzeptiert, da in der Regel ab diesem Zeitpunkt der Grab- oder auch Aufbockvorgang beginnt und eine erhöhte Präzision erforderlich ist.
Das Absenken des Auslegers kann rekuperativ erfolgen. Durch elektrische Aktoren werden die Rohrbruchsicherungsventile 38, 40 und das erste Bypassventil 46 verschoben. Dadurch sind die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 mit dem Pumpenkanal 48 hydraulisch verbunden. Die Hydraulikmaschine 4 schwenkt durch und funktioniert als ein Hydraulikmotor. Dadurch wird Energie regeneriert. Für das rekuperative Absenken des Auslegers wird die Fähigkeit zum Durchschwenken des Schwenkmechanismus der Hydraulikmaschine 4 genutzt, wodurch diese als Hydraulikmotor betrieben werden kann, ohne dass eine Drehrichtungsumkehr der sie antreibenden Antriebswelle erfolgen muss.
In dem hydraulischen Antrieb treten konstruktions- und systembedingte Leckagestellen auf. Diese treten beispielsweise in der Entlastungsleitung 32, in dem ersten Bypassventil 46 zwischen den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 46 und dem Pumpenkanal 48 und in der Hydraulikmaschine 4 auf. Durch diese Leckagen kann der Druck in dem Pumpenkanal 48 vermindert werden, was zu einem sprunghaften Absenken des Auslegers führt. Das spricht einer Feinsteuerbarkeit des Auslegers entgegen und ist nicht hinnehmbar. Der Leckageeinfluss wird durch die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 kompensiert.
In anderen Worten stellt sich aufgrund der in der Verdrängereinheit vorhandenen konstruktions- und systembedingten Leckagestellen ein Volumenstromoffset ein, bedingt durch den sich einstellenden Leckagevolumenstrom, sobald ein Druck in dem Pumpenkanal 48 anliegen würde. Dieser Umstand würde einen Sprung im Geschwindigkeitsaufbau zur Folge haben, was einer Feinsteuerbarkeit entgegen spräche und so nicht hinnehmbar wäre. Um den Leckageeinfluss zu kompensieren, werden die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 verwendet.
Die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 sind als Proportionalventile ausgebildet und können sowohl direkt elektrisch jedoch pilotiert angesteuert werden, beispielsweise als Valvistor, oder über eine Leitung mit einem externen Steuerdruck versorgt werden. Über den Feinsteuerbereich der Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 wird folgend sehr feinfühlig ein Öffnungsquerschnitt eingestellt, welcher direkt die Absenkgeschwindigkeit der Verbraucherzylinder 44 beeinflusst, indem jeweils ein Volumenstrom aus den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 in den parallelen Pumpenkanal 48 fließt. Hierzu muss das erste Bypassventil 46 geöffnet werden, welches die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 mit dem Pumpenkanal 48 verbindet. Das erste Bypassventil 46 kann dabei als ein Proportionalventil ausgeführt sein, sodass es theoretisch bei Baggern ohne die Notwendigkeit des Einsatzes von Rohrbruchsicherungsventilen (beispielsweise bei Baggern in Japan) ebenso die Funktionalität der Leckagekompensation abbilden kann.
Das erste Bypassventil 46 ist notwendig, um den Pumpenkanal 48 während des klassischen Absenkvorgangs über die Ventileinheit zu sperren und somit einer Erhöhung des Pumpendrucks, verursacht durch die notwendige Verbindung des Pumpenkanal 48 mit der Entlastungsleitung 32, entgegenzuwirken und um ein unkontrolliertes Absenken zu verhindern. Ist das erste Bypassventil 46 vollständig geöffnet, kann sich durch den aus den Rohbruchsicherungsventilen 38 und 40 fließenden Volumenstrom ein Druck in dem Pumpenkanal 48 aufbauen, wenn die system- und komponentenbedingten Leckagen ausgeglichen sind. Die system- und komponentenbedingten Leckagen stellen sich über die Hydraulikmaschine 4, das Rückschlagventil 56 und die Drossel 63 ein, während der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine 4 in dieser Phase der Geschwindigkeitseinleitung auf null zurück geschwenkt ist. Durch die Leckagen sinkt der Druck im Pumpenkanal 48 ab. Bei einem vollständig geöffneten ersten Bypassventil 46 führt ein Druckverlust in dem Pumpenkanal 48 zu einem unkontrollierten Absenken des Verbrauchers. Ab einem bestimmten zu definierenden Druck wird bei sich weiter steigernder Geschwindigkeitsvorgabe durch den Bediener der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine 4 in Richtung motorischer Betrieb ausgeschwenkt und die Rohbruchsicherungsventile 38 und 40 beginnen immer mehr, einen großen Öffnungsquerschnitt einzustellen. In einer dritten und letzten Phase bzw. einer bestimmten vorher an die Begebenheiten des Systems anzupassenden Geschwindigkeitsvorgabe durch den Bediener bestimmt nur noch der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine 4 die Geschwindigkeit des Auslegers. Die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 sind hierbei vollständig geöffnet und geben einen maximalen Öffnungsquerschnitt frei, sodass während des rekuperativen Absenkens nur sehr geringe Druckverluste über diesen entstehen.
Da die Hydraulikmaschine 4 während des rekuperativen Absenkens als Hydraulikmotor und somit als eine Arbeitsfluidstromsenke fungiert, kann sie nicht als Volumenstromquelle für die Befüllung der Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 genutzt werden. Auch eine Summierung mit dem Arbeitsfluidstrom aus der Hydraulikpumpe 2 über das Summierungsventil 62 macht aus energetischen Gründen wenig Sinn, da vor allem während des Parallelbetriebs mehrerer Verbraucher aufgrund des niedrigen Drucks des von dem Ausleger benötigen Volumenstroms eine hohe Verlustleistung bei gleichzeitig höheren Drücken der Parallelverbraucher entsteht. Aus diesem Grund weist der hydraulische Antrieb 1 das zweite proportional verstellbare Bypass- bzw. Regenerationsventil 52 auf, welches die Bodenseite 42 mit den Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 verbindet. Hierdurch kann ein Kurzschluss der beiden Zylinderkammern 42 und 45 erreicht werden (bei genügend großem Öffnungsquerschnitt des zweiten Bypassventils 52), wodurch sich die Drücke in den beiden Zylinderkammern 42 und 45 anpassen und es aufgrund einer virtuellen Verkleinerung der Zylinderfläche zu einer Druckerhöhung kommt.
Es ergeben sich zwei Vorteile aus der Kurzschlussverbindung zwischen den Bodenseiten 42 und den Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 durch das zweite Bypassventil 52: Zum einen kann die Kolbenseite 45 ohne einen zusätzlichen, durch zum Beispiel eine Pumpe bereitgestellten Arbeitsfluidstrom befüllt werden und zum anderen sinkt der Volumenstrom, welcher von den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 zu der Hydraulikmaschine 4 zurückfließen muss. Hierdurch können die Drehzahl abgesenkt und das Schluckvolumen der Hydraulikmaschine 4 auf einen maximalen Wert eigestellt werden. Zudem verringern sich die durch den Volumenstrom verursachten Druckverluste in den Widerständen der Druckleitungen. Diese genannten Umstände tragen zu einer Erhöhung der energetischen Gesamteffizienz des Systems im Wesentlichen durch komponentenbedingte Reduzierungen der mechanischen Verluste (Verringerung Planschverluste in der Hydraulikmaschine 4, günstigere Kraft- bzw. Hebelverhältnisse an den Axialkolben der Hydraulikmaschine 4, geringere Lagerreibung in der Elektromaschine 8 und der Hydraulikmaschine 4, etc.) bei.
Eine weitere Aufgabe des zweiten Bypassventils 52 besteht in der Maximaldruckbegrenzung der sich bei einem Kurzschluss einstellenden Drücke in den beiden Zylinderkammern 42 und 45. Sollte der Ausgangsdruck auf den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 bzw. die wirkende externe Zylinderkraft bereits derart hoch sein, dass sich bei Kurzschlussschaltung ein höherer Druck in den Zylinderkammern 42 und 45 als der an den Sekundärdruckbegrenzungsventilen 31 eingestellte Öffnungsdruck ergibt, wird durch eine entsprechende Regelung der Öffnungsquerschnitt des zweiten Bypassventils 52 so eingestellt, dass der hierdurch resultierende Strömungsverlust in dem Pumpenkanal 48 eine Reduzierung der Drücke in den Zylinderkammern 42 und 45 bewirkt. Der für die Regelung der Drücke eingestellte Sollwert muss dabei unter den an den Sekundärdruckbegrenzungsventilen 31 eingestellten Öffnungsdrücken liegen, um ein unkontrolliertes Absenken des Zylinders zu verhindern. Für die Regelung werden die Drucksensoren 53 und 54 genutzt, wobei der bodenseitige Drucksensor 54 zwingend notwendig ist und der kolbenseitige Drucksensor 53 nur für eine Verbesserung des Regelverhaltens enthalten ist.
Eine weitere Herausforderung dieser Steueranordnung liegt in der Umschaltung zwischen rekuperativem und klassischem Einfahren der Verbraucherzylinder 44 bei auftretenden Lastwechseln. Diese Lastwechsel erfolgen vor allem dann, wenn der Ausleger bzw. das Werkzeug, in der Regel der Löffel, den Boden berührt, welcher bearbeitet werden soll. Hierdurch ändern sich die Druckverhältnisse in den Verbraucherzylindern 44 und aus einer aktiven wird eine passive Last, welche angetrieben werden muss. Da die Hydraulikmaschine 4 jedoch durch den rekuperativen Absenkvorgang ins Negative geschwenkt ist, muss die Änderung des Lastzustands durch die Drucksensoren 53, 54 und 68 erfasst und von einer Auswerteeinheit erkannt werden. In diesem Fall erfolgt die Verstellung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine 4 in den positiven Bereich und die Verstellung des Hauptsteuerschiebers 22 in Richtung Ausleger senken, sowie die Schließung der beiden Bypassventile 46 und 52. Der Ausleger kann nun „klassisch“ abgesenkt werden und eine entsprechende Kraft im Richtungssinn der Bewegung abgeben. Da auch bei einem vollständigen Absenkvorgang im klassischen Sinn bei einem Lastwechsel systembedingt ein Geschwindigkeitssprung zu spüren wäre, werden die Verzögerungszeiten bei einem Umschwenkvorgang von dem rekuperativen zum klassischen Absenken ebenso akzeptiert.
In dem hydraulischen Antrieb 1 müssen zusätzliche Maßnahmen vorgesehen werden, um ein unkontrolliertes Absenken zu vermeiden. Grund hierfür ist der Einsatz der Druckablassventile 64 und 98, welche Druckspitzen bei sich ändernden Volumenstromvorgaben abschneiden bzw. verhindern und eine Druckbegrenzung der Leitung von dem Summierungsventil 62 übernehmen. Die Druckablassventile 64 und 98 übernehmen also eine Primärdruckbegrenzung als eine Art vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil in Verbindung mit dem Lastdruck-Melde- Druckbegrenzungsventil 58. Die Druckspitzen resultieren aus einer gegenüber dem Schließen von Ventilen langsameren Bewegung des Pumpenschwenkwinkels beim Zurückschwenken. Da beim rekuperativen Absenken der Hauptsteuerschieber 22 nicht bewegt wird und somit auch keine Steuerkannten geöffnet werden, kann sich kein Lastdruck in der Entlastungsleitung 32 ausbilden. Während des rekuperativen Absenkens erhöht sich jedoch der Druck in dem Pumpenkanal 48 auf den Wert des Lastdrucks, nachdem die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 vollständig sowie das erste Bypassventil 46 geöffnet sind. Dadurch steigt der Druck auf der öffnenden Stirnfläche des Druckablassventils 64, welches dadurch vollständig öffnen kann, sobald der Lastdruck höher als das eingestellte Druckkraftäquivalent der Feder des Druckablassventils 64 ist. Dies würde ein unkontrolliertes und nicht steuerbares Absenkverhalten des Auslegers zur Folge haben, welches schon aus Sicherheitsgründen nicht toleriert werden kann.
Aus diesem Grund wird in der vorliegenden Offenbarung eine Verschaltung vorgeschlagen, welche im Wesentlichen aus einer Verbindung des Pumpenkanals 48 mit der Entlastungsleitung 32 des Auslegers sowie den Rückschlagventilen 50 und 56 und der Drossel 63 besteht. Ziel ist es, dass der an der Hydraulikmaschine 4 während des rekuperativen Absenkens anliegende Lastdruck auch in die gemeinsame Entlastungsleitung 32 sowie dem Summierungsventil 62 gemeldet und ebenso auf der Stirnfläche des Druckablassventils 64 in schließender Richtung anliegt. Da in diese Richtung auch die Vorspannkraft der Feder wirkt, verbleibt das Druckablassventil 64 in einem geschlossenen Zustand und es kann kein Volumenstrom unkontrolliert vom Ausleger in den Rücklaufkanal 30 fließen und die Geschwindigkeit bleibt durch die Hydraulikmaschine 4 steuerbar.
Das Rückschlagventil 56 verhindert einen Rückfluss von Arbeitsfluid aus der Lastmeldeleitung 32 in den Pumpenkanal 48, wo es über die Drossel 63 ansonsten auch in den Rücklauf 30 fließen und sich somit im Normalbetrieb kein Druck in der Lastmeldeleitung 32 aufbauen könnte. Die Drossel 63 dient dazu, mögliche Druckeinspannungen in dem Pumpenkanal 48 zu vermeiden und als eine Dämpfungsblende während des Druckaufbaus beim rekuperativen Absenken des Auslegers. Das Rückschlagventil 50 verhindert ein Fließen des Arbeitsfluids in den Pumpenkanal 48 während des normalen Betriebs der Anordnung (beispielsweise beim Heben des Auslegers) und somit eine Anhebung des Pumpendrucks auf Maximaldruck, sollte das System als ein eLS-System ausgeführt werden.
Eine weitere Besonderheit dieser Steueranordnung besteht in der Verschaltung sowie Anordnung von Komponenten zum Schutz der Hydraulikmaschine 4. Dies ist notwendig, da bei Last- und Bewegungsänderungen Zustände auftreten können, die zu einer Kavitation am Druckeingang der Hydraulikmaschine 4 führen und diese somit schädigen können, da diese dafür nicht ausgelegt ist. Diese Kavitationszustände können dann auftreten, wenn beispielsweise eine schnelle Bewegungsumkehr vom schnellen Heben nach schnellem Absenken des Auslegers erfolgen soll. Da der Ausleger sehr träge ist, folgt er seiner Ansteuerung zeitverzögert und so kann beim Umschwenken der Hydraulikmaschine 4 bereits Arbeitsfluid aus dem Pumpenkanal 48 bzw. der Pumpenleitung 20 gesaugt werden, bevor die Verbraucherzylinder 44 ihre Bewegungsrichtung geändert haben und den Pumpenkanal 48 mit Arbeitsfluid füllen können. Auch bei sich ändernden Lastverhältnissen tritt dieser Effekt auf, wie in der Beschreibung des Umschaltens vom rekuperativen zum klassischen Einfahren der Verbraucherzylinder 44 bereits erläutert wurde. Auch hier kann die Hydraulikmaschine 4 Arbeitsfluid aus dem Pumpenkanal 48 bzw. der Pumpenleitung 20 saugen, wenn das Werkzeug den Boden berührt und sich der Ausleger somit nicht weiter absenken kann. Die beiden hier beschriebenen Zustandsänderungen können zwar z.T. mit den Drucksensoren 53, 54 und 68 erfasst werden, jedoch besteht durch unterschiedliche Dynamiken von Ausleger, Druckaufbau und Schwenkwinkelverstellung immer die Gefahr der Kavitation vor allem im transienten Verhalten. Um vor allem in diesen transienten Bereichen die Hydraulikmaschine 4 zu schützen und Kavitation zu verhindern, kann über das Rückschlagventil 67 Arbeitsfluid aus dem hydraulischen Speicher 66 entnommen und in die Pumpenleitung 20 der Hydraulikmaschine 4 gefördert werden. Dies geschieht selbstständig, sobald der Druck in der Pumpenleitung 20 kleiner als der Druck in dem hydraulischen Speicher 66 ist.
Um den hydraulischen Speicher 66 zu füllen, werden die Sollwerte für die Öffnungsdrücke der beiden Druckbegrenzungsventile bzw. vorgespannte Rückschlagventile 72 und 73 gleichermaßen auf einen Wert erhöht, sodass der Rücklaufvolumenstrom aus dem Rücklaufkanal 30 durch das Rückschlagventil 70 den hydraulischen Speicher 66 soweit befüllen kann, bis der maximal vorgegebene Speicherdruck erreicht ist. Die Druckbegrenzungsventile 72 und 73 dienen der Vorspannung des Rücklaufkanals 30, wobei das Druckbegrenzungsventil 73 auf einen niedrigeren Wert als das Druckbegrenzungsventil 72 eingestellt ist, sodass ein großer Teil des Rücklaufvolumenstroms auf dem Weg zu dem Tank 74 den Filter 75 durchfließen kann. Steigt der Durchflusswiederstand über dem Filter 58 zu stark, öffnet das Druckbegrenzungsventil 72 und lässt den überschüssigen Volumenstrom zum Schutz des Filters 58 ungefiltert in den Tank 74. Der tatsächliche Speicherdruck kann dem Drucksensor 71 entnommen werden. Ist der Speicher 45 mit der notwendigen Menge Arbeitsfluid befüllt, können die Sollwerte für die Druckbegrenzungsventile 72 und 73 wieder auf ihre Standardwerte eingestellt werden. Die Ansteuerung der Druckbegrenzungsventile 72 und 73 kann mit einem von extern aufgeprägten Steuerdruck oder auch direkt elektrisch betätigt realisiert werden. Der Arbeitsfluidstrom für die Befüllung des hydraulischen Speichers 66 kann direkt aus den von den Verbrauchern in den Rücklaufkanal 30 zurückfließenden Volumenströmen oder, wenn diese nicht ausreichen bzw. nicht gegeben sein sollten, durch die Hydraulikpumpe 2 und/oder die Hydraulikmaschine 4 erfolgen.
Um dies zu realisieren, muss die Hydraulikpumpe über den eigentlichen Gesamtvolumenstrombedarf aller betätigten Verbraucher hinaus übersteuert werden, was sehr vorteilhaft bei sogenannten Flow Matching Systemen realisiert werden kann. Der von den Verbrauchern nicht benötigte Volumenstrom kann dann über die jeweiligen Druckablassventile 64 und/ oder 98 in den Rücklaufkanal 30 fließen. Eine weitere Möglichkeit besteht in der Ansteuerung der Retarderventilsektion 76, in dem der Hauptsteuerschieber 78 in Richtung A angesteuert wird und der Volumenstrom über das nicht angesteuerte Druckbegrenzungsventil 82 in den Rücklaufkanal 30 fließen kann. Die beiden Anschlüsse A und B der Retarderventilsektion 76 sind dabei verschlossen. Bevor der Ausleger rekuperativ abgesenkt werden kann, muss der hydraulische Speicher 66 immer gefüllt sein. Dies ist mit dem Drucksensor 71 prüfbar.
In erster Linie soll die Retarderfunktion die Funktionalität erfüllen, in dem Moment Energie dissipieren zu können, wenn aus Bewegungszuständen bzw. deren Änderungen Energie elektrisch zurückgewonnen, aber nicht in der Batterie zwischengespeichert werden kann. Das ist beispielsweise bei vollgeladener Batterie/ Akku 12 oder bei Defekten an der Batterie der Fall. Dies ist dann z.B. der Fall, wenn der Oberwagen in seiner Drehbewegung verzögert wird und die entstehende Energie nicht in den elektrischen Speicher/ Akku 12 eingespeist werden kann. Oder auch dann, wenn während des rekuperativen Absenkens die elektrische Energie nicht mehr aufgenommen werden kann, kann die Energie entsprechend durch den Retarder vernichtet werden. Durch den Hauptsteuerschieber 78 in der Retarderventilsektion 76 kann über die Zulaufblende in Richtung des Anschlusses A ein Volumenstrom bemessen und durch die Vorgabe des Öffnungsdrucks des Druckbegrenzungsventils 82 ein Lastdruck vorgegeben werden. Dies bewirkt eine zusätzliche hydraulische Leistung, welche durch die Hydraulikpumpe 2 bereitgestellt werden muss. Somit ist es möglich, die durch das rekuperative Senken des Auslegers zurückgewonnene Energie bzw. Leistung von der Hydraulikmaschine 4 direkt an die Hydraulikpumpe 2 zu übertragen, welche durch die Retardersektion dissipiert werden soll. Ähnlich verhält es sich mit der aus dem Drehwerk zurückgespeisten Leistung. Diese wird von dem Elektromotor 8 aufgenommen und durch die angeschlossene Antriebswelle 6 ebenso an die Hydraulikpumpe 2 weitergeleitet.
Fig. 2 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß der ersten Ausführungsform. Die Hydraulikpumpe 2 ist eine Verstellpumpe und die Hydraulikmaschine 4 ist eine verstellbare Hydromaschine. Die Hydraulikpumpe 2 und die Hydraulikmaschine 4 sind auf derselben Antriebswelle 6 angeordnet. Die Antriebswelle 6 wird von dem Elektromotor 8 angetrieben, dem ein Inverter 10 vorgeschaltet ist. Die Fluidströme der Hydraulikpumpe 2 und der Hydraulikmaschine 4 werden durch das Summierungsventil 62 addiert. Die Pumpen 16, 18 für die Nebenverbraucher sind ebenfalls auf der gemeinsamen Antriebswelle 6 angeordnet.
Zweite Ausführungsform
In den folgenden Ausführungsformen werden Bauteile, die identisch mit denen in der ersten Ausführungsform sind, nicht mehr detailliert beschrieben. Wenn die funktionalen Zusammenhänge zwischen den einzelnen Bauteilen in den Ausführungsformen gleich sind, wird nur auf die Unterschiede zwischen den einzelnen Ausführungsformen eingegangen.
Fig. 3 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer zweiten Ausführungsform. In der zweiten Ausführungsform ist die Hydraulikpumpe 2 eine Konstantpumpe. Die Anordnung der einzelnen Komponenten und die Wirkbeziehungen zwischen den Komponenten ist in der zweiten Ausführungsform gleich wie in der ersten Ausführungsform.
Die Volumenstromanforderung wird in diesem Kreis durch eine drehzahlvariable Steuerung des Elektromotors 8 erreicht, sodass in vielen Fällen bzw. Betriebszuständen während der Nutzung des Baggers eine bedarfsgerechte Versorgung erreicht werden kann. Der Vorteil liegt in einem effizienteren Betrieb, da die Hydraulikpumpe 2 immer mit ihrem maximalen Schluckvolumen arbeitet und auch in geringeren Kosten, da Hydraulikpumpen mit konstantem Schluckvolumen gegenüber Hydraulikpumpen mit variablem Schluckvolumen einen Kostenvorteil aufweisen.
Dritte Ausführungsform
Fig. 4 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer dritten Ausführungsform. Die Hydraulikmaschine 4 und die Pumpen 16, 18 für die Nebenverbraucher sind dabei auf dergleichen Antriebswelle 6 angeordnet. Die Hydraulikpumpe 2, die eine Verstellpumpe ist, ist auf einer eigenen Antriebswelle 100 angeordnet. Die Hydraulikpumpe 2 wird von einem eigenen Elektromotor 102 mit einem eigenen Inverter 104 angetrieben.
Hierdurch kann eine bessere Anpassung einer optimalen Drehzahl für jeden einzelnen Steuerkreislauf erreicht werden, was durch eine gemeinsame Antriebswelle nicht in jeder Betriebssituation erreicht wird. Eine Summierung der Volumenströme innerhalb des Summierungsventils 62 ist weiterhin möglich, sodass die Hydraulikpumpen 2, 4 und vor allem die Elektromotoren 8, 102 kleiner in ihren Dimensionen ausfallen können als in der ersten Ausführungsform. Die Pumpen 16 und 18 zur Bereitstellung der Volumenströme für die Steuerdruckversorgung sowie für die Lenkung / Bremse verbleiben auf einer gemeinsamen Antriebswelle mit einer der Hydraulikpumpen. Im gezeigten Fall ist dies die Hydraulikmaschine 4 für den ersten Verbraucher, also den Ausleger. Möglich wäre jedoch auch die Anbindung der Pumpen 16 und 18 an die Antriebswelle 100 der Hydraulikpumpe 4 für die weiteren Verbraucher, also Stiel und Löffel.
Vierte Ausführungsform
Fig. 5 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer vierten Ausführungsform. Die vierte Ausführungsform ähnelt der dritten Ausführungsform mit dem Unterschied, dass die Hydraulikpumpe 2 eine Konstantpumpe ist. Damit hat die Hydraulikpumpe 2 ein konstantes Schluckvolumen. Fünfte Ausführungsform
Fig. 6 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer fünften Ausführungsform. In der fünften Ausführungsform ist die Hydraulikmaschine 4 nicht verstellbar. Die Hydraulikmaschine 4 wird von dem Elektromotor 8 angetrieben. Die Hydraulikpumpe 2 ist ebenfalls nicht verstellbar und wird von dem weiteren Elektromotor 102 angetrieben. Die Pumpen 16, 18 für die Nebenverbraucher werden von einem nochmals weiteren Elektromotor 106 mit einem Inverter 108 angetrieben. Die Hydraulikpumpen 2, 4 und 16 und 18 sind also auf jeweils unterschiedlichen Antriebswellen angeordnet.
In dieser Variante werden die Steuerdruckpumpe 16 und die Pumpe 18 zur Versorgung von Lenkung und Bremse durch den separaten Elektromotor 106 angetrieben. Der Elektromotor 106 muss jedoch nicht zwangsläufig mit der Spannung des Zwischenkreises betrieben werden. Über einen zusätzlichen DC/DC-Wandler (nicht dargestellt) kann für die Versorgung des Inverters 108 auch eine deutlich niedrigere Spannung realisiert und somit auch günstigere Elektromotoren aus einem erweiterten Produktportfolio (beispielsweise 12V, 24 V oder 48 V) verwendet werden. Der Vorteil der Separierung der Versorgung der Antriebsleistung für Steuerdruck sowie Lenkung / Bremse liegt darin begründet, dass die Pumpen 16 und 18 nun nicht mehr ständig angetrieben werden, wenn die Hydraulikpumpen 2 und 4 angetrieben werden müssen. Hierdurch können Verlustleistungen vermieden werden, welche hauptsächlich aus Neutralumlaufstromverlusten in dem hydraulischen Antrieb resultieren. Eine weitere vorteilhafte Ergänzung kann in der Integration eines hydraulischen Speichers 110 in der Steuerdruckleitung gesehen werden. Hierdurch kann entsprechend hydraulische Energie gespeichert und der Hydraulikmotor bzw. die -pumpe 16 nur dann betrieben werden, wenn der Druck in dem hydraulischen Speicher 110 unter einen vorher festgelegten Mindestwert sinkt. Nur dann wird der Elektromotor 106 zugeschaltet und füllt den hydraulischen Speicher 110 wieder auf. Der Vorteil liegt hierin, dass die Pumpen 16 und 18 sowie der Elektromotor 106 nicht ständig in Betrieb sind und während sie im Betrieb sind jedoch in einem optimalen Arbeitsbereich betrieben werden können. Die Hydraulikpumpen 2 und 4 können in einer weiteren Ausprägung des Systems auch mit variablen Schwenkwinkeln realisiert werden. Sechste Ausführungsform
Fig. 7 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer sechsten Ausführungsform. Die Anordnung der Komponenten in der sechsten Ausführungsform gleicht der Anordnung der Komponenten in der fünften Ausführungsform. In der sechsten Ausführungsform sind die Hydraulikmaschine 4 und die Hydraulikpumpe 2 aber verstellbar. Zudem können die hydraulische Maschine 4 und die hydraulische Pumpe 2 über eine Kupplung 12 miteinander verbunden werden. Hieraus ergibt sich die Möglichkeit einer direkt mechanischen Rekuperation beim Absenken des Auslegers in Richtung der hydraulischen Pumpe 2, was die energetische Effizienz verbessern kann, wenn es die Betriebssituation zulässt. Zudem müssen die einzelnen elektrischen Maschinen 8 und 102 und Inverter 10 und 104 nicht auf Maximalleistung / Maximalmoment der hydraulischen Verbraucher ausgelegt werden, sondern können bei Bedarf zusammengeschaltet werden, wenn ein Verbraucher oder mehrere Verbraucher zum Beispiel ein höheres Moment anfordern, als das Maximalmoment, für welches die jeweiligen Elektromaschinen ausgelegt sind. Hierdurch können kleinere und vor allem günstigere Maschinen und Inverter verwendet werden.
Siebte Ausführungsform
Fig. 8 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer siebten Ausführungsform. Die bisher aufgeführten Ausführungsformen verfügen alle über ein Drehwerk bzw. eine Hydraulikpumpe, welches direkt elektrisch angetrieben wird. Aus Kostengründen kann es jedoch sinnvoll erscheinen, das Drehwerk hydraulisch auszuführen, wenn es ebenso zur Regeneration fähig ist und somit fast genauso energetisch effizient wie ein rein elektrisches Drehwerk betrieben werden kann. Fig. 8 zeigt dabei eine Variante, indem das Drehwerk im geschlossenen Kreis ausgeführt ist. Hierbei wird eine zusätzliche Hydraulikpumpe 114 auf der Antriebswelle 100 der Stiel / Löffel - Antriebseinheit integriert und treibt eine hydrostatische Pumpe 112 an, welche entweder mit konstantem oder variablem Schluckvolumen ausgeführt sein kann. Die Hydraulikpumpe 114 muss mit einstellbaren Schluckvolumen ausgeführt werden. Die Anordnung der Pumpen 16 und 18 für die Nebenverbraucher ist dabei identisch wie in der fünften und sechsten Ausführungsform.
Achte Ausführungsform
Fig. 9 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer achten Ausführungsform. Die achte Ausführungsform besteht in einer Ausprägung des Systems in Form eines offenen Kreises als ein sekundär geregeltes System. Hierbei stellt die hydrostatische Hydraulikpumpe 114 (mit variablem Schluckvolumen) einen Druck in der Zuleitung zu der hydrostatischen Pumpe 112, welche durch zum Beispiel einer Drehzahlregelung in ihrem Schluckvolumen gesteuert wird und durch Momentenaufbau eine Bewegung realisieren kann.
Neunte Ausführungsform
Fig. 10 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer neunten Ausführungsform. Es ist auch vorstellbar, auf die hydrostatische Hydraulikpumpe 114 der achten Ausführungsform zu verzichten und durch die Hydraulikpumpe 2 (diese muss dann ebenso wie Hydraulikmaschine 4 durchschwenkbar ausgeführt sein) bei Bedarf einen geforderten Druck im gemeinsamen Steuerkreislauf für den Stiel / Löffel-Kreis sowie des Drehwerks aufzubauen. Die hydrostatische Pumpe 112 kann dann wieder sekundärgeregelt betrieben werden. Hier kann zum Beispiel auch der beim Verzögern des Drehwerks zurückfließende Volumenstrom direkt den Verbrauchern Stiel und Löffel zur Verfügung gestellt werden. Zudem können auch hier die hydraulische Maschine 4 und die hydraulische Pumpe 2 über eine Kupplung 12 miteinander verbunden werden. Hieraus ergibt sich die Möglichkeit einer direkt mechanischen Rekuperation beim Absenken des Auslegers in Richtung der hydraulischen Pumpe 2, was die energetische Effizienz verbessern kann, wenn es die Betriebssituation zulässt. Zudem müssen die einzelnen elektrischen Maschinen 8 und 102 und Inverter 10 und 104 nicht auf Maximalleistung / Maximalmoment der hydraulischen Verbraucher ausgelegt werden, sondern können bei Bedarf zusammengeschaltet werden, wenn ein Verbraucher oder mehrere Verbraucher zum Beispiel ein höheres Moment anfordern, als das Maximalmoment, für welches die jeweiligen Elektromaschinen ausgelegt sind.
Hierdurch können kleinere und vor allem günstigere Maschinen und Inverter verwendet werden.
Der hydraulische Antrieb 1 kann als ein LUDV-System (lastdruckunabhängiges Durchflussventil) ausgeprägt sein, aber auch theoretisch als jedes andere für Bagger gängige Hydrauliksystem, z.B. NC, ePC, bzw. für jede andere Pumpenstrategie vorliegen, z.B. VBO.
Die in dieser Offenbarung beschriebene Steueranordnung ist als LUDV-System ausgeführt und kann sowohl mit einem elektronischen eLS-Systemregler als auch als ein EFM-System betrieben werden. Grundsätzlich besteht natürlich auch die Möglichkeit, diese Steueranordnung als jedes andere bei einem Einsatz in Baggern denkbare drosselgesteuerte System auszuführen. Zudem können jeweils die Pumpenvolumenströme eines Kreises bzw. einer Pumpe in den jeweils anderen Kreis gefördert bzw. summiert werden.
Sollte das System als ein EFM-System ausgelegt sein, kann theoretisch die Zulaufblende des Auslegerkreises vollständig geöffnet werden und der Volumenstrom kann verdrängergesteuert rein über die Pumpe vorgegeben werden. Dies hätte den Vorteil, dass über der Zulaufblende ein entsprechend niedriges Druckgefälle realisiert werden kann und somit die energetische Effizienz in diesen Zuständen verbessert wird.

Claims

34
Ansprüche Hydraulischer Antrieb (1 ) für eine oder einer mobile(n) Arbeitsmaschine, vorzugsweise einen Bagger aufweisend:
- eine durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4), die hydraulisch mit ersten Verbraucherzylindern (44) verbunden sowie dafür vorgesehen und ausgebildet ist, diese anzutreiben und potenzielle Energie beim Ein- oder Rückfahren der ersten Verbraucherzylinder (44) zu regenerieren,
- eine Hydraulikpumpe (2), die hydraulisch mit weiteren Verbraucherzylindern (90) verbunden ist und diese antreibt, dadurch gekennzeichnet, dass die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) über einen ersten Steuerkreislauf
(5) mit den ersten Verbraucherzylindern (44) verbunden ist und die Hydraulikpumpe (2) über einen zweiten hydraulischen Steuerkreislauf (84) mit den weiteren Verbraucherzylindern (90) verbunden ist und die Steuerkreisläufe (5, 84) hydraulisch voneinander getrennt sind. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach Anspruch 1 , gekennzeichnet durch ein Summierungsventil (62), das dafür vorgesehen und angepasst ist, einen Fluidstrom der Hydraulikpumpe (2) zu einem Fluidstrom der ersten Hydraulikmaschine (4) zu addieren und andersherum. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckniveau in den einzelnen Steuerkreisläufen zueinander unterschiedlich ist. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) die zurückgewonnene Energie direkt an die Hydraulikpumpe (2) regeneriert. 35 Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) die zurückgewonnene Energie in elektrische Energie umwandelt. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, gekennzeichnet durch einen Niederdruckspeicher (66), der einen Mindestdruck bereitstellt, der verhindert, dass die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) in einem Bereich mit einem zu niedrigen Druck läuft. Hydraulischer Antrieb (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) über eine Pumpenleitung (20) mit Hauptsteuerschieber (22) und Individualdruckwaage (26) mit Bodenseiten (42) der Verbraucherzylinder (44) verbunden ist und Kolbenseiten (45) der Verbraucherzylinder (44) über einen Pumpenkanal (48) mit der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine (4) verbunden sind und der Fluidstrom der Hydraulikpumpe (2) über das Summierungsventil (62) in die Pumpenleitung (20) eingebracht wird. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, gekennzeichnet durch Rohrbruchsicherungsventile (38, 40), die elektrisch angesteuert einen Öffnungsquerschnitt einstellen, durch den ein Volumenstrom von den Bodenseiten (42) der Verbraucherzylinder (44) in den Pumpenkanal (48) gesteuert wird. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, gekennzeichnet durch ein erstes Bypassventil (46), das eine Verbindung zwischen dem Pumpenkanal (48) und den Bodenseiten (42) der Verbraucherzylinder (44) sperrt und öffnet. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 9, gekennzeichnet durch ein zweites Bypassventil (52), das eine Verbindung zwischen den Bodenseiten (42) und den Kolbenseiten (45) der Verbraucherzylinder (44) realisiert. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (2) beim rekuperativen Absenken der Verbraucherzylinder (44) über das Summierungsventil (62) einen Fluidstrom zu den Kolbenseiten (45) der Verbraucherzylinder (44) realisiert. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , gekennzeichnet durch Drucksensoren (53, 54), die eine Änderung eines Lastzustands detektieren, damit ein Schwenkwinkel der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine (4) in einen positiven Bereich eingestellt wird. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 12, gekennzeichnet durch Druckablassventile (64, 98) bei denen ein Lastdruck einer Entlastungsleitung (32) auf jeweils eine Stirnfläche der Druckablassventile (64, 98) in einer schließenden Richtung wirkt. Hydraulischer Antrieb (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (2) und die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) auf einer gemeinsamen Antriebswelle (6) angeordnet sind. Hydraulischer Antrieb (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass Pumpen (16, 18) für Nebenverbraucher auf einer anderen Antriebswelle (107) als die Hydraulikpumpe (2) und die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine (4) angeordnet sind, welche aber durch eine mech. Kupplung miteinander verbunden werden können.
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