WO2021219470A1

WO2021219470A1 - Hydrostatischer linearantrieb

Info

Publication number: WO2021219470A1
Application number: PCT/EP2021/060473
Authority: WO
Inventors: Georg Mallebrein; Philip Nagel; Steffen Rose; Sebastian Oschmann; Nils Steker
Original assignee: Robert Bosch GmbH
Current assignee: Robert Bosch GmbH
Priority date: 2020-04-28
Filing date: 2021-04-22
Publication date: 2021-11-04
Anticipated expiration: 2022-10-28
Also published as: KR20230004774A; CN115398105A; DE102020205365A1

Abstract

Die Erfindung betrifft einen hydrostatischer Linearantrieb mit einem Hydraulikzylinder mit einem Arbeitskolben, auf dessen einen Seite sich ein erster Zylinderraum und auf dessen anderen Seite sich ein zweiter Zylinderraum befindet, und mit einer rotatorisch antreibbaren Hydroeinheit, die mit einem ersten Arbeitsanschluss über einen ersten Fluidpfad mit dem ersten Zylinderraum und mit einem zweiten Arbeitsanschluss über einen zweiten Fluidpfad mit dem zweiten Zylinderraum verbindbar ist und über die verschieden große Volumenströme an Druckfluid aus dem einen Zylinderraum direkt dem anderen Zylinderraum zuführbar sind. Bei einer solchen Anordnung werden der Hydraulikzylinder und die Hydroeinheit in einem geschlossenen oder halbgeschlossenen hydraulischen Kreislauf betrieben. Es soll bei kleiner Geschwindigkeit eine präzise Feinsteuerung des Hydraulikzylinders ohne Positionserfassung und bei größerer Geschwindigkeit ein Betrieb mit hoher Effizienz möglich sein. Dies wird dadurch erreicht, dass in den ersten Fluidpfad ein Stetigventil eingefügt ist und dass der Hydraulikzylinder in einer Betriebsart Verdrängersteuerung, in der bei ganz geöffnetem Stetigventil die zwischen dem ersten Zylinderraum und der Hydroeinheit strömende Druckfluidmenge durch die Steuerung der Hydroeinheit bestimmt ist, und in einer Betriebsart Drosselsteuerung betreibbar ist, in der bei einem drosselnden Durchflussquerschnitt des Stetigventils die zwischen dem ersten Zylinderraum und der Hydroeinheit strömende Druckfluidmenge durch die Größe des Durchflussquerschnitts und durch den Druckabfall über den Durchflussquerschnitt des Stetigventils bestimmt ist.

Description

Hydrostatischer Linearantrieb

Beschreibung

Die Erfindung betrifft einen hydrostatischer Linearantrieb mit einem Hydraulikzylinder mit einem Arbeitskolben, auf dessen einen Seite sich ein erster Zylinderraum und auf dessen anderen Seite sich ein zweiter Zylinderraum befindet, und mit einer rotato risch antreibbaren Hydroeinheit, die mit einem ersten Arbeitsanschluss über einen ersten Fluidpfad mit dem ersten Zylinderraum und mit einem zweiten Arbeitsan schluss über einen zweiten Fluidpfad mit dem zweiten Zylinderraum verbindbar ist und über die verschieden große Volumenströme an Druckfluid aus dem einen Zylin derraum direkt dem anderen Zylinderraum zuführbar sind. Außerdem ist ein elektro nisches Steuergerät vorhanden. Bei einer solchen Anordnung werden der Hydrau likzylinder und die Hydroeinheit in einem geschlossenen oder halbgeschlossenen hydraulischen Kreislauf betrieben.

Die Hydraulikzylinder mobiler Arbeitsmaschinen, zum Beispiel eines Baggers, wer den üblicherweise mit Hilfe von Proportionalventilen gesteuert. Überwiegend wird eine sogenannte Load-Sensing-Steuerung verwendet, wie sie zum Beispiel aus der DE 102006018706 A1 bekannt ist und bei der ein Hydropumpe so geregelt ist, dass sie so viel Druckfluid fördert, dass der Pumpendruck um eine bestimmte Druck differenz, dem Pumpen-Dr von zum Beispiel 20 bar, über dem höchsten Lastdruck aller gleichzeitig betätigen hydraulischen Verbraucher liegt. Die Proportionalventile umfassen eine Zumessblende und eine dazu in Reihe angeordnete Individualdruck waage, die die Druckdifferenz in Höhe von zum Beispiel 19 bar über die Zumess blende unabhängig vom Pumpendruck konstant hält. Hier wird der hydraulische Ver braucher in einem offenen hydraulischen Kreislauf betrieben. Das aus dem die Last tragenden Zylinderraum verdrängte Druckfluid fließt zurück in einen Tank.

Der Vorteil dieser hydraulischen Steueranordnung ist die gute Feinsteuerbarkeit, da sich aufgrund der Regelung des Pumpendrucks pumpeninterne Leckagen nicht aus wirken. Ein Nachteil des Betriebs eines hydraulischen Verbrauchers in einem offenen Kreis liegt in den Druckabfällen an den Proportionalventilen. Bei der Anordnung eines hydraulischen Verbrauchers und einer Hydroeinheit in ei nem geschlossenen oder halbgeschlossenen hydraulischen Kreislauf strömt Druck fluid vom einen Arbeitsanschluss der Hydroeinheit zum hydraulischen Verbraucher und von diesem wegfließendes Druckfluid gelangt ohne dem Weg über einen Tank direkt zum anderen Arbeitsanschluss der Hydroeinheit. Mit einem solchen hydrauli schen System wird ein höherer Wirkungsgrad erreicht, da der hydraulische Verbrau cher nun nicht drosselgesteuert, sondern verdrängergesteuert ist und damit keine Drosselverluste auftreten.

Der hydraulische Verbraucher kann, wie dies zum Beispiel aus der DE 10342 102 A1 ein Hydromotor oder ein Gleichgangzylinder sein, dessen Zylinderräume einen gleich großen Querschnitt haben. Ist der hydraulische Verbraucher ein Gleichgang zylinder, so fließt, wenn man die Kompressibilität des Druckfluids und Leckagen nicht berücksichtigt, der Hydroeinheit aus dem einen Zylinderraum dieselbe Druckmittel menge zu wie sie in den anderen Zylinderraum abgibt. Das ist das Prinzip des ge schlossenen hydraulischen Kreislaufs.

Der hydraulische Verbraucher kann auch ein Differentialzylinder sein, wie ebenfalls aus der DE 10342 102 A1 , des Weiteren aber zum Beispiel auch aus der CA 605 046 A, der DE 4008792 A1 oder der DE 102004061 559 A1 bekannt ist. Bei dem aus der CA 605046 A bekannten hydrostatischen Linearantrieb wird der Differential zylinder von zwei von einem gemeinsamen Motor angetriebene Konstantpumpen mit Druckmittel versorgt wird. Über eine erste der beiden Konstantpumpen kann Druck mittel aus einem der Zylinderräume des Hydraulikzylinders in den jeweils anderen Zylinderraum gefördert werden, während die zweite Pumpe zwischen dem im Quer schnitt größeren, ersten Zylinderraum und einem Tank angeordnet ist und jeweils das Volumen der ein- oder ausfahrenden Kolbenstange kompensiert. Der Tank ist über zu ihm hin sperrende Rückschlagventile mit den Zylinderräumen verbindbar, so dass Leckageverluste ausgeglichen werden und in dem nicht die Last tragenden Zy linderraum der Tankdruck als Niederdruck ansteht. Durch jeweils ein Druckbegren zungsventil ist der Druck in jedem Zylinderraum begrenzt.

Bei dem aus der DE 4008792 A1 bekannten hydrostatischen Linearantrieb wird der Differentialzylinder über zwei in ihrem Hubvolumen verstellbare Hydropumpen mit Druckmittel versorgt. Die Verstellpumpen werden gemeinsam von einem Elektromo tor angetrieben, wobei die erste Verstellpumpe Druckfluid zwischen den beiden Zy linderräumen verbringt, während die zweite Verstellpumpe beim Ausfahren der Kol benstange des Hydraulikzylinders entsprechend dem abnehmenden sich innerhalb des Hydraulikzylinders befindlichen Volumen der Kolbenstange Druckfluid aus einem Tank in den im Querschnitt größeren Zylinderraum fördert und beim Einfahren der Kolbenstange Druckfluid aus dem ersten Zylinderraum in den Tank gelangen lässt.

Die DE 102004061 559 A1 zeigt einen hydrostatischen Linearantrieb, bei dem wie in der DE 4008792 A1 zwei Verstellpumpen vorhanden sind, wobei die zweite Ver stellpumpe mit ihrem einen Arbeitsanschluss an einen Hydrospeicher angeschlossen ist, so dass beim Einfahren der Kolbenstange unter einer negativen Last später wie der nutzbare Energie zurückgewonnen werden kann. Zusätzlich weist der hydrostati sche Linearantrieb nach der DE 102004061 559 A1 eine Speisepumpe auf, die über jeweils ein Rückschlagventil Druckfluid in den dem lasttragenden Zylinderraum ge genüberliegenden Zylinderraum fördern kann. Der Speisedruck ist durch ein Druck begrenzungsventil begrenzt, das zusammen mit der Speisepumpe eine Niederdruck quelle bildet.

Hydraulische Kreisläufe der aus der CA 605046 A, der DE 4008792 A1 oder der DE 102004061 559 A1 bekannten Art werden auch als halbgeschlossene hydrauli sche Kreisläufe bezeichnet, da die erste Hydroeinheit mit dem Hydraulikzylinder in einem geschlossenen hydraulischen Kreislauf und die zweite Hydroeinheit mit dem Hydraulikzylinder in einem offenen hydraulischen Kreislauf angeordnet ist. Wenn im folgenden von einem geschlossenen hydraulischen Kreislauf die Rede ist, so soll sowohl der bisher als geschlossen bezeichnete als auch der bisher als halbge schlossen bezeichnete Kreislauf umfasst sein.

Bei einem geschlossenen hydraulischen Kreislauf wirken sich innere und äußere Pumpenleckagen auf die Feinsteuerbarkeit des Hydraulikzylinders aus. Sie wirken sich insbesondere bei kleinen Geschwindigkeiten des Hydraulikzylinders aus, bei denen der Leckagevolumenstrom in die Größenordnung des Soll-Volumenstroms des Hydraulikzylinders kommt. Ohne Berücksichtigung der Leckage könnte die Ge- schwindigkeit des Hydraulikzylinders extrem langsam sein oder sich sogar umkeh ren.

Zum Beispiel aus der WO 2010/125525 A1, die einen hydrostatischen Linearantrieb zeigt, der für einen Aufzug verwendet wird und einen einfachwirkenden Hydraulikzy linder und eine mit einem drehzahlgeregelten Elektromotor mechanisch gekoppelte Hydroeinheit aufweist, ist es bekannt, die Pumpenleckage, die sich insbesondere bei langsamer Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders während der Positionierung des Fahrkabine in einem Stockwerk stark auswirkt, dadurch zu kompensieren, dass die Hydroeinheit in Abhängigkeit vom Lastdruck und von der Temperatur des Druckfluids mit einer anderen Drehzahl dreht als dies ohne Leckage der Fall wäre. Die Drehzahl ist höher bei positiver Last, wenn die Fahrkabine nach oben fährt, und niedriger bei negativer Last, wenn die Fahrkabine nach unten fährt. Die Leckage wird hier anhand des Lastdrucks und der Temperatur sowie mit Hilfe von experimentell ermittelten Pumpenparametern abgeschätzt.

Wenn aber durch Alterungseffekte oder Fertigungstoleranzen die Leckage vom Er wartungswert abweicht, ergeben sich bei gegebener Drehzahl und gegebenem Hub volumen trotzdem Abweichungen der Zylindergeschwindigkeit vom Sollwert. Beson ders nachteilig wäre die schon erwähnte Richtungsumkehr, wobei zum Beispiel der Ausleger eines Baggers bei Betätigung eines Joysticks absinkt, statt mit kleiner Ge schwindigkeit gehoben zu werden.

Der Erfindung liegt somit die Aufgabe zugrunde, einen hydrostatischen Linearantrieb mit den eingangs genannten Merkmalen so auszubilden, dass bei kleinen Geschwin digkeiten eine präzise Feinsteuerung des Hydraulikzylinders ohne Positionserfas sung und bei größeren Geschwindigkeiten ein Betrieb mit hoher Effizienz möglich ist.

Dies wird bei einem hydrostatischen Linearantrieb mit den eingangs angeführten Merkmalen dadurch erreicht, dass in den ersten Fluidpfad ein Stetigventil eingefügt ist und dass der Hydraulikzylinder in einer Betriebsart Verdrängersteuerung, in der bei ganz geöffnetem Stetigventil die zwischen dem mit Lastdruck beaufschlagten, ersten Zylinderraum und der Hydroeinheit strömende Druckfluidmenge durch die Steuerung der Hydroeinheit bestimmt ist, und in einer Betriebsart Drosselsteuerung betreibbar ist, in der bei einem drosselnden Durchflussquerschnitt des Stetigventils die zwischen dem ersten Zylinderraum und der Hydroeinheit strömende Druckfluid menge durch die Größe des Durchflussquerschnitts und durch den Druckabfall über den Durchflussquerschnitt des Stetigventils bestimmt ist und dass das Stetigventil und die Hydroeinheit gemäß den Betriebsarten von dem elektronischen Steuergerät gesteuert werden.

Die Erfindung fußt auf der Überlegung, dass bei großen Sollgeschwindigkeiten des Hydraulikzylinders Leckagen keinen nennenswerten Einfluss haben. Deshalb wird der Hydraulikzylinder bei großen Sollgeschwindigkeiten rein verdrängergesteuert ver fahren. Das Stetigventil ist voll offen und der Volumenstrom vom oder zum Hydrau likzylinderwird im Wesentlichen durch die Drehzahl und das Hubvolumen der Hydro einheit bestimmt. Leckagen können, müssen aber wegen ihres geringen Einflusses nicht unbedingt kompensiert werden. Über das Stetigventil besteht praktisch keine Druckdifferenz. Bei kleinen Soll-Geschwindigkeiten des Hydraulikzylinders würden bei einer Verdrängersteuerung Leckagen einen unbekannten nennenswerten Ein fluss haben. Da Leckagen nicht exakt vorhersagbar sind, können sie nie vollständig richtig kompensiert werden. Deshalb ist für kleine Soll-Geschwindigkeiten erfin dungsgemäß eine Drosselsteuerung über das Stetigventil vorgesehen. Diese kann mit einer einfachen, rein proportionalen Differenzdruckregelung über das Stetigventil Zusammenarbeiten.

Ein erfindungsgemäßes hydraulisches System kann in vorteilhafter Weise weiter ausgestaltet werden.

Ist der Hydraulikzylinder ein doppeltwirkender Zylinder in dem Sinne, dass in be stimmten Betriebssituationen die Last auch von dem zweiten Zylinderraum getragen wird, so ist vorteilhafterweise außer dem im ersten Fluidpfad angeordneten, ersten Stetigventil ein zweites Stetigventil vorhanden, das in den zweiten Fluidpfad einge fügt ist. Der Hydraulikzylinder ist dann in einer Betriebsart Verdrängersteuerung, in der bei ganz geöffnetem, zweitem Stetigventil die zwischen dem mit Lastdruck be aufschlagten, zweiten Zylinderraum und der Hydroeinheit strömende Druckfluidmen ge durch die Steuerung der Hydroeinheit bestimmt ist, und in einer Betriebsart Dros selsteuerung betreibbar, in der bei einem drosselnden Durchflussquerschnitt des zweiten Stetigventils die zwischen dem zweiten Zylinderraum und der Hydroeinheit strömende Druckfluidmenge durch die Größe des Durchflussquerschnitts und durch den Druckabfall über den Durchflussquerschnitt des zweiten Stetigventils bestimmt ist. Der Hydraulikzylinder ist also in die eine Bewegungsrichtung und in die entge gengesetzte Bewegungsrichtung bei positiver Last, die einer Bewegung entgegen wirkt und dadurch gekennzeichnet ist, dass Druckfluid in den mit dem Lastdruck be aufschlagten Zylinderraum gefördert wird , und bei negativer Last, die mit der Bewe gung wirkt und dadurch gekennzeichnet ist, dass Druckfluid aus dem mit dem Last druck beaufschlagten Zylinderraum verdrängt wird, sowohl verdrängergesteuert als auch drosselgesteuert verfahrbar.

Damit ein Wechsel zwischen der Verdrängersteuerung und der Drosselsteuerung für den Bediener einer mobilen Arbeitsmaschine, zum Beispiel eines Baggers, nicht oder nur wenig merkbar ist, wird vorteilhafterweise zwischen einer reinen Verdrängersteu erung und einer Drosselsteuerung kontinuierlich übergeblendet, indem der Durch flussquerschnitt des Stetigventils verändert und parallel dazu durch Veränderung der Fördermenge der Hydroeinheit ein Differenzdruck über das Stetigventil aufgebaut beziehungsweise abgebaut wird. Ausgehend von einer hohen Sollgeschwindigkeit des Arbeitskolbens und der Betriebsart Verdrängersteuerung des Hydraulikzylinders wird also bei kleiner werdenden Sollgeschwindigkeiten der drosselnde Durchfluss querschnitt des Stetigventils immer mehr verringert und die Fördermenge der Hydro einheit derart verändert wird, dass der Druckabfall über das Stetigventil immer größer wird und der Volumenstrom zum Hydraulikzylinder beziehungsweise vom Hydrau likzylinder der Soll-Vorgabe folgt.

Der Hydraulikzylinder kann ein Gleichgangzylinder sein, dessen beide Zylinderräume dieselbe Querschnittsfläche haben. Überwiegend werden jedoch, insbesondere auch an mobilen Arbeitsmaschinen Hydraulikzylinder verwendet, die Differentialzylinder sind und nur auf der einen Seite des Kolbens eine Kolbenstange aufweisen. Die Querschnittsfläche des kolbenstangenabseitigen, ersten Zylinderraums ist kreis scheibenförmig und größer als die ringförmige Querschnittsfläche des kolbenstan genseitigen, zweiten Zylinderraums. Außer der ersten Hydroeinheit, die mit einem ersten Arbeitsanschluss über einen ersten Fluidpfad mit dem ersten Zylinderraum und mit einem zweiten Arbeitsanschluss über einen zweiten Fluidpfad mit dem zwei- ten Zylinderraum verbindbar ist, ist eine zweite Hydroeinheit vorhanden, die mit ei nem Arbeitsanschluss mit dem ersten Arbeitsanschluss der ersten Hydroeinheit und mit einem weiteren Arbeitsanschluss mit einem Vorratsbehälter für Druckfluid flui- disch verbunden ist und die zur Kompensation des sich beim Einfahren und Ausfah ren der Kolbenstange ändernden freien Volumens innerhalb des Hydraulikzylinders dient.

Die Fördermenge einer Hydraulikeinheit kann derart verstellt werden, dass unter Be rücksichtigung der Pumpenleckage die Soll-Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders erreicht wird.

Um während der Verdrängersteuerung des Hydraulikzylinders die Sollgeschwindig keit weitgehend genau zu erhalten, kann die Fördermenge einer Hydraulikeinheit derart vorgesteuert werden, dass unter Berücksichtigung von Leckagen, insbesonde re von Leckagen an den Hydroeinheiten, die Soll-Geschwindigkeit des Hydraulikzy linders erreicht wird. Die Leckagen können grob vermessen werden und in einem mehrdimensionalen Kennfeld in Abhängigkeit von der Drehzahl, den Druckverhält nissen und dem Hubvolumen, gegebenenfalls auch in Abhängigkeit von der Tempe ratur des Druckfluids abgelegt werden. Sind die Hydroeinheiten Axialkolbeneinheiten, so tritt an die Stelle des Hubvolumens bei einer Axialkolbeneinheit in Schrägschei benbauweise der Schwenkwinkel der Schrägscheibe und bei einer Axialkolbeneinheit in Schrägachsenbauweise der Schwenkwinkel der Zylindertrommel. Mit Kenntnis dieser Leckagen kann nun eine Hubvolumen-Vorsteuerung abgeleitet werden, die als Eingang die Soll-Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders und die Drehzahl einer Hydroeinheit erhält. Bei der Vorsteuerung wird berücksichtigt, ob sich der Hydrau likzylinder mit positiver Last oder mit negativer Last bewegt. Denn bei einer positiven Last ist die dem Hydraulikzylinder zufließende Druckfluidmenge gegenüber dem sich aus dem Produkt aus dem Hubvolumen und der Drehzahl ergebenden Wert um die Pumpenleckage vermindert, während bei einer negativen Last die vom Hydraulikzy linderwegfließende Druckmittelmenge gegenüber dem Produkt aus dem Hubvolu men und der Drehzahl um die Pumpenleckage vergrößert ist.

Bevorzugt ist jede vorhandene Hydroeinheit, auch wenn ihr Hubvolumen verstellbar ist, von einem Antriebsmotor mit einer einstellbaren veränderlichen Drehzahl, insbe- sondere von einem drehzahlgeregelten Elektromotor, antreibbar. Es können die erste Hydroeinheit von einem ersten Elektromotor und die zweite Hydroeinheit von einem zweiten Elektromotor antreibbar sein. Alternativ können die beiden Hydroeinheiten auch auf eine einzige Welle geschaltet sein. Bei einem Antrieb mit einem drehzahl geregelten Elektromotor erscheint es günstig, die Drehzahl so niedrig wie möglich einzustellen und in Abhängigkeit von der gewünschten Geschwindigkeit des Hydrau likzylinders zu wählen. Die Hydroeinheiten werden bei einem guten Wirkungsgrad mit einem großen Hubvolumen betrieben. Aus Gründen der Dynamik und zur Schmie rung der Hydroeinheiten sollte eine Mindestdrehzahl nicht unterschritten werden.

Vorzugsweise ist jede vorhandene Hydroeinheit in ihrem Hubvolumen verstellbar, wobei zur Druckregelung inklusive der Realisierung der Vorsteuerung der Förder menge das Hubvolumen zumindest der einen Hydroeinheit verwendet wird. Insbe sondere ist es im Fall einer positiven Last möglich, nur mit einer Hydroeinheit zu re geln.

Es ist von Vorteil, wenn im Betrieb der gegenüber dem mit Lastdruck beaufschlagten Zylinderraum andere Zylinderraum mit einem wenigstens annähernd konstanten Niederdruck einer Niederdruckquelle beaufschlagt ist. Günstig erscheint es hier, wenn der andere Zylinderraum unabhängig vom zugeordneten Stetigventil mit der Niederdruckquelle fluidisch verbunden ist. Dies gelingt auf einfache Weise mit einer invers arbeitenden Wechselventilanordnung, über die der dem lastseitigen Zylinder raum gegenüberliegenden Zylinderraum unter Umgehung der Stetigventile direkt mit der Niederdruckquelle fluidisch verbindbar ist.

Ist eine Wegsensorik vorhanden, so kann der Regeleingriff aufintegriert werden und daraus auf eine Abweichung der realen Leckage der Hydroeinheiten von der erwarte ten Leckage geschlossen werden. Das Ergebnis der Aufintegration ist ein Maß für die durch die Vorsteuerung nicht richtig kompensierten Leckagevolumenströme. Der Verlauf der integralen Größe kann zur Adaption der Vorsteuerung an die tatsächliche Leckage und zur Diagnose der Hydroeinheiten dienen.

Ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen hydrostatischen Linearantriebs und verschiedene Diagramme zur Verdeutlichung der Funktionsweise sind in den Zeichnungen dargestellt. Anhand dieser Zeichnungen wird die Erfindung nun näher erläutert.

Es zeigen

Figur 1 das elektrohydraulische Schalbild des Ausführungsbeispiels, das als Hydrau likzylinder einen Differentialzylinder aufweist,

Figur 2 ein Diagramm mit dem Simulationsergebnis für die rein verdrängergesteuerte Bewegung eines Hydraulikzylinders des Auslegers eines Baggers bei kleiner Soll-Geschwindigkeit und nicht vollständig kompensierten Leckagen,

Figur 3 einen Steueralgorithmus für das Ausführungsbeispiel und Figur 4 ein Diagramm mit dem Simulationsergebnis bei gleicher Soll-Geschwindigkeit wie in dem Diagramm nach Figur 2 und Anwendung der Erfindung.

Der hydrostatische Linearantrieb gemäß Figur 1 umfasst einen als Differentialzylin der ausgebildeten Hydraulikzylinder 10 mit einem Zylindergehäuse 11, dessen In nenraum ein Kolben 12, von dem einseitig eine Kolbenstange 13 absteht, in einen kolbenstangenabseitigen, ersten Zylinderraum 14 und in einen kolbenstangenseiti gen, zweiten Zylinderraum 15 aufteilt. Die Querschnittsfläche des ersten Zylinder raums 14 ist kreisförmig und größer als die ringförmige Querschnittsfläche des zwei ten Zylinderraums 15.

Es ist eine erste Hydroeinheit 20 vorhanden, die als Axialkolbenmaschine ausgebil det ist, die in ihrem Hubvolumen einseitig zwischen einem minimalen Wert und ei nem maximalen Wert verstellbar ist und die in beiden Durchflussrichtungen von Druckfluid durch sie hindurch sowohl als Hydropumpe als auch als Hydromotor arbei ten kann. Die Axialkolbenmaschine 20 besitzt einen ersten Arbeitsanschluss 21 , der über einen ersten Fluidpfad 22 mit dem ersten Zylinderraum 14 des Hydraulikzylin ders 10 fluidisch verbindbar ist, und einen zweiten Arbeitsanschluss 23, der über ei nen zweiten Fluidpfad 24 mit dem zweiten Zylinderraum 15 des Hydraulikzylinders 10 fluidisch verbindbar ist.

In den ersten Fluidpfad 22 ist ein Stetigventil 28 eingefügt, das zwischen einer voll ständig offenen Stellung, in der es für den Fluss eines Druckfluids zwischen der Axi alkolbenmaschine 20 und dem ersten Zylinderraum 14 keinen hydraulischen Wider- stand darstellt und einer maximal drosselnden Stellung stetig verstellbar ist. In den zweiten Fluidpfad 24 ist ein Stetigventil 29 eingefügt, das zwischen einer vollständig offenen Stellung, in der es für den Fluss eines Druckfluids zwischen der Axialkol benmaschine 20 und dem zweiten Zylinderraum 15 keinen hydraulischen Widerstand darstellt und einer maximal drosselnden Stellung stetig verstellbar ist. Als Stetigventil kann ein abgewandeltes Senkbremsventil verwendet werden, wie es zum Beispiel aus der DE 3239930 C2 oder aus der DE 195 11 524 A1 bekannt ist. Bei den be kannten Senkbremsventilen ist in einem Bypass zu einem steuerbaren Drosselquer schnitt ein zu dem hydraulischen Verbraucher hin öffnendes Rückschlagventil ange ordnet, so dass Druckfluid ungedrosselt zum hydraulischen Verbraucher fließen kann. Die Abwandlung besteht nun darin, dass der Bypass nicht vorhanden ist, so dass neben dem Abfluss von Druckfluid vom hydraulischen Verbraucher auch der Zufluss von Druckfluid zum hydraulischen Verbraucher nur über den steuerbaren Drosselquerschnitt erfolgen kann.

Der Druck in dem Zylinderraum 14 wird von einem Drucksensor 25 erfasst. Der Druck in dem Zylinderraum 15 wird von dem Drucksensor 26 erfasst. Und der Druck an dem Arbeitsanschluss 21 oder 22 der Axialkolbenmaschine 20, an dem jeweils der höhere Druck ansteht, wird über ein Wechselventil von einem Drucksensor 27 erfasst.

Es ist eine als Konstantpumpe ausgebildete und von einem Elektromotor 30 antreib- bare Speisepumpe 31 vorhanden, die über ein Rückschlagventil 32 in eine Speiselei tung 33 fördert, an die ein Niederdruckspeicher 34 angeschlossen ist. Der Druck in dem Niederdruckspeicher wird auf einem Druck von etwa 20 bar gehalten. Ohne dass dies näher dargestellt wäre, kann der Niederdruckspeicher 34 über ein Spei cherladeventil von der Speisepumpe geladen werden. Alternativ ist es möglich, den Druck in dem Niederdruckspeicher durch einen Drucksensor zu erfassen und den Elektromotor einzuschalten, wenn der Speicherdruck auf einen vorgegebenen mini malen Wert abgefallen ist, und den Elektromotor auszuschalten, wenn der Speicher druck einen vorgegebenen maximalen Wert erreicht. Die Speiseleitung 33 ist über ein Rückschlagventil 35 mit dem ersten Arbeitsanschluss 21 und über ein Rück schlagventil 36 mit dem zweiten Arbeitsanschluss 23 der Axialkolbenmaschine 20 verbunden. Wenn der Druck am ersten Arbeitsanschluss 21 der Axialkolbenmaschi- ne niedriger wird als der Niederdruck im Niederdruckspeicher 34, strömt über das Rückschlagventil 35 aus der Speiseleitung 33 Druckfluid in den ersten Fluidpfad 22 nach. Ebenso strömt aus der Speiseleitung 33 über das Rückschlagventil 36 Druck fluid in den zweiten Fluidpfad 24 nach, wenn der Druck in dem zweiten Fluidpfad niedriger wird als der Niederdruck. Der Druck an den Arbeitsanschlüssen 21 und 23 ist also stets mindestens annähernd so groß wie der Niederdruck.

Ein inverses Wechselventil 40 hat einen Anschluss 41 , mit dem es zwischen dem Stetigventil 28 und dem Zylinderraum 14 an den ersten Fluidpfad 22 und somit an das Druckniveau im Zylinderraum 14 angeschlossen ist, einen Anschluss 42, mit dem es zwischen dem Stetigventil 29 und dem Zylinderraum 15 an den zweiten Flu idpfad 24 und somit an das Druckniveau im Zylinderraum 15 angeschlossen ist, und einen dritten Anschluss 43, mit dem es an die Speiseleitung 33 angeschlossen ist. Das inverse Wechselventil ist druckgesteuert und nimmt, wenn der Druck im ersten Zylinderraum 14 größer ist als im zweiten Zylinderraum 15 eine Stellung ein, in der der dritte Anschluss 43 zum zweiten Anschluss 42 offen ist. Ist der Druck im zweiten Zylinderraum 15 größer als der Druck im ersten Zylinderraum 14, so nimmt das in verse Wechselventil 40 eine Stellung ein, in der der dritte Anschluss 43 zu dem ers ten Anschluss 41 offen ist. Somit steht also in dem dem mit dem Lastdruck beauf schlagten Zylinderraum gegenüberliegenden Zylinderraum unabhängig vom Durch flussquerschnitt des jeweiligen Stetigventils 28 oder 29 jeweils der Niederdruck an. Das Wechselventil 40 begrenzt also den Druck in dem dem mit Lastdruck beauf schlagten Zylinderraum gegenüberliegenden Zylinderraum auf den Niederdruck.

Über die Rückschlagventile 35 und 36 kann Druckfluid nur in die Zylinderräume 14, 15 strömen, aber nicht aus den Zylinderräumen heraus. Damit könnte es ohne das Wechselventil 40 zum einem ungewollten Druckaufbau auf der Niederdruckseite kommen. Zwischen der Stellung, in der der dritte Anschluss 43 zum ersten An schluss 41 offen ist, und der Stellung, in der der dritte Anschluss 43 zum zweiten An schluss 42 offen ist, hat das inverse Wechselventil 40 eine Stellung, in der alle drei Anschlüsse gegeneinander abgesperrt sind.

Der hydrostatische Linearantrieb umfasst eine zweite Hydroeinheit 45, die wie die Hydroeinheit 20 als Axialkolbenmaschine ausgebildet ist, die in ihrem Hubvolumen einseitig zwischen einem minimalen Wert und einem maximalen Wert verstellbar ist und die in beiden Durchflussrichtungen von Druckfluid durch sie hindurch sowohl als Hydropumpe als auch als Hydromotor arbeiten kann. Die Axialkolbenmaschine 45 besitzt einen ersten Arbeitsanschluss 46, der mit dem zwischen dem ersten Arbeits anschuss 21 der Axialkolbenmaschine 20 und dem Stetigventil 28 befindlichen Ab schnitt des ersten Fluidpfads 22 fluidisch verbunden ist, und einen zweiten Arbeits anschluss 47, der über ein Drosselrückschlagventil 48 mit einem Hochdruckspeicher 49 fluidisch verbunden ist. Das Drosselrückschlagventil umfasst ein Rückschlagventil 50, das von der Axialkolbenmaschine 45 zum Hochdruckspeicher 49 hin öffnet, und ein verstellbares Drosselventil 51 , dessen Durchflussquerschnitt zwischen null bei geschlossenem Ventil und einem maximalen Wert stetig veränderbar ist. An den Flu idpfad zwischen der Axialkolbenmaschine 45 und dem Drosselrückschlagventil 48 ist über ein zu der Axialkolbenmaschine 45 und zum Drosselrückschlagventil 48 hin öff nenden Rückschlagventil 52 die Speiseleitung 33 angeschlossen. Das bedeutet, dass in dem Hochdruckspeicher 49 immer mindestens der Niederdruck ansteht, mit dem auch der Niederdruckspeicher 34 beaufschlagt ist. Der Hochdruckspeicher 49 kann jedoch durch Zufluss von Druckfluid über die Axialkolbenmaschine 45 auf höhe re Drücke, zum Beispiel bis zu einem maximalen Druck von 300 bar, aufgeladen werden. Anstelle des Drosselrückschlagventils 48 kann gegebenenfalls auch ein 2/2 Wege-Schaltventil verwendet werden. In der Praxis wird an den Hydrospeicher 49 noch ein als Sicherheitsventil dienendes Druckbegrenzungsventil angeschlossen sein, das in der Figur nicht gezeigt ist. Vorteilhafterweise wird der im Hydrospeicher 49 anstehende Druck durch einen nicht näher dargestellten Drucksensor erfasst, so dass der Druck geregelt und überwacht werden kann.

Gemäß dem gezeigten Ausführungsbeispiel wird der Hochdruckspeicher 49 allein durch die Axialkolbenmaschine 45 auf ein Druckniveau eingestellt. Alternativ könnte er auch von einer separaten Hydromaschine gefüllt und entleert werden.

Die Axialkolbenmaschine 20 ist über ein Getriebe 54 mechanisch mit einem dreh zahlregelbaren und in seiner Drehrichtung umkehrbaren Elektromotor 55 mit Fre quenzumrichter 56 gekoppelt, der auch als Generator arbeiten kann. Die Axialkol benmaschine 45 ist über ein Getriebe 57 mechanisch mit einem drehzahlgeregelten und in seiner Drehrichtung ebenfalls umkehrbaren Elektromotor 58 mit einem Fre quenzumrichter 59 gekoppelt, der ebenfalls als Generator arbeiten kann. Alternativ können die beiden Axialkolbenmaschinen 20 und 45 auch gemeinsam von einem Elektromotor angetrieben werden. Ebenfalls alternativ können auch die Getriebe 54 und 57 entfallen und die Motoren direkt mit den Pumpen verbunden sein.

Zur Steuerung der Drehzahlen und der Drehrichtung der Elektromotoren 55 und 57, zur Einstellung der Durchflussquerschnitte der Stetigventile 28 und 29 und zur Ein stellung der Hubvolumina der Axialkolbenmaschinen 20 und 45 ist ein elektronisches Steuergerät 60 vorhanden, das über elektrische Leitungen mit den Frequenzumrich tern 56 und 59 sowie mit Aktoren an den Einrichtungen zur Verstellung der Hubvo lumina der Axialkolbenmaschinen 20 und 45 und mit Aktoren zur Verstellung der Durchflussquerschnitte der Stetigventile 28 und 29 verbunden ist. Die Verstellung der Stetigventile und der Axialkolbenmaschinen kann zum Beispiel elektrohydraulisch unter Nutzung von Proportionalelektromagneten erfolgen. Dem Steuergerät 60 wer den die elektrischen Ausgangssignale der Drucksensoren 25, 26 und 27 zugeführt. Aufgrund dieser Ausgangssignale der Drucksensoren liegt im Steuergerät eine In formation über die Differenz zwischen dem hochdruckseitigen Pumpendruck und dem Druck in dem die Last tragenden Zylinderraum und damit über die Druckdiffe renz über das zwischen dem hochdruckseitigen Arbeitsanschluss der Axialkolben pumpe 20 und dem mit Lastdruck beaufschlagten Zylinderraum angeordnete Stetig ventil 28 oder 29 vor.

Soll von der in Figur 1 gezeigten Stellung aus die Kolbenstange 13 des Hydraulikzy linders 10 unter positiver Last mit hoher Geschwindigkeit ausgefahren werden, also mit dem Zylinderraum 14 unter Lastdruck, so werden die beiden Stetigventile voll geöffnet und die beiden Axialkolbenmaschinen 20 und 45 werden bei Drehung in die eine Richtung unter Berücksichtigung der jeweiligen Drehzahl auf solche Schwenk winkel gestellt, dass die dem Zylinderraum 14 zufließende Druckfluidmenge zu der gewünschten Geschwindigkeit der Kolbenstange 13 führt. Die Axialkolbenmaschine 20 arbeitet dabei als Pumpe. Ihr Beitrag zur dem Zylinderraum 14 zufließenden Druckfluidmenge ist dabei so groß wie das Volumen, um das sich bei der gewünsch ten Geschwindigkeit der Zylinderraum 15 verkleinert. Der Beitrag der Axialkolbenma schine 45 zu der dem Zylinderraum 14 zufließenden Druckfluidmenge ist gleich dem Volumen, um das die Kolbenstange 13 aus dem Zylindergehäuse 11 herausfährt. Die Axialkolbenmaschine 45 arbeitet dabei als Pumpe, wenn der Lastdruck höher ist als der Druck im Hochdruckspeicher 49, und als Motor, der den Elektromotor 57 im Be trieb als Generator antreibt, wenn der Lastdruck niedriger als der Druck im Hoch druckspeicher ist. Beim Ausfahren der Kolbenstange 13 mit negativer Last, während dessen der Druck in dem Zylinderraum 15 höher ist als in dem Zylinderraum 14, ar beiten beide Axialkolbenmaschinen 20 und 45 als Motoren.

Soll von der in Figur 1 gezeigten Stellung aus die Kolbenstange 13 des Hydraulikzy linders unter positiver Last mit hoher Geschwindigkeit eingefahren werden, also mit dem Zylinderraum 15 unter Lastdruck, so werden die beiden Stetigventile wiederum voll geöffnet und die beiden Axialkolbenmaschinen 20 und 45 werden bei gegenüber der Drehrichtung beim Ausfahren der Kolbenstange umgekehrter Drehrichtung unter Berücksichtigung der jeweiligen Drehzahl auf solche Schwenkwinkel gestellt, dass die dem Zylinderraum 15 zufließende Druckfluidmenge zu der gewünschten Ge schwindigkeit der Kolbenstange 13 führt. Die Axialkolbenmaschine 20 arbeitet dabei als Pumpe und liefert die volle dem Zylinderraum 15 zufließende und dem Zylinder raum 14 entnommene Druckfluidmenge. Während der Bewegung der Kolbenstange 13 einwärts verkleinert sich das Volumen des Zylinderraums 14 um das Volumen der einfahrenden Kolbenstange mehr als das Volumen des Zylinderraums 15 zunimmt. Die Differenzmenge an Druckfluid wird von der Axialkolbenmaschine 45 im Betrieb als Pumpe dem Zylinderraum 14 entnommen und in den Hochdruckspeicher 49 ge fördert. Beim Einfahren der Kolbenstange 13 unter negativer Last, während dessen der Druck in dem Zylinderraum 14 höher ist als in dem Zylinderraum 15, arbeitet die Axialkolbenmaschine 20 als Motor. Die Axialkolbenmaschine 45 arbeitet dabei als Motor, der den Elektromotor 57 im Betrieb als Generator antreibt, wenn der Last druck höher ist als der Druck im Hochdruckspeicher 49, und als Pumpe, wenn der Lastdruck niedriger als der Druck im Hochdruckspeicher 49 ist.

Bei obiger Beschreibung der Funktionsweise des hydrostatischen Linearantriebs sind innere und äußere Leckagen der Axialkolbenmaschinen 20 und 45 nicht weiter be rücksichtigt worden. Dies ist auch gerechtfertigt, da bei einer hohen Geschwindigkeit der Kolbenstange die Leckagen im Vergleich zu den durch die Axialkolbenmaschinen hindurchfließenden Druckmittelmengen sehr klein sind. Äußere Leckagen der Pum pen werden gegebenenfalls durch Nachsaugen über die Rückschlagventile 35 und 36 ersetzt. Äußere und innere Leckagen der Axialkolbenmaschinen 20 und 45 wirken sich jedoch bei kleinen Geschwindigkeiten des Hydraulikzylinders 10 und damit klei nen durch die Axialkolbenmaschinen fließenden Druckfluidmengen aus, da dann die Leckagevolumenströme in die Größenordnung der Soll-Volumenströme zum und vom Hydraulikzylinder kommen. Grundsätzlich können die Leckagen durch Änderung der Fördermengen der Axialkolbenmaschinen im Vergleich zu dem Idealzustand oh ne Leckagen bei der Betätigung des Hydraulikzylinders berücksichtigt werden.

Wird zum Beispiel die Kolbenstange 13 unter positiver Last ausgefahren, so wäre zu der ohne Leckagen erforderlichen und sich durch die Drehzahl- und Hubvolumenein stellung der Axialkolbenmaschine 20 ergebenden Fördermenge die innere Leckage vom Arbeitsanschluss 21 zum Arbeitsanschluss 23, die äußere Leckage am Arbeits anschluss 21 und die äußere Leckage der Axialkolbenmaschine 45 zu addieren. Bei der Axialkolbenmaschine 45 wären die äußere Leckage am Arbeitsanschluss 47 von der sich ohne Leckage ergebenden Fördermenge abzuziehen und die innere Lecka ge vom Arbeitsanschluss 46 zum Arbeitsanschluss 47 zu addieren, wobei davon ausgegangen ist, dass der Druck in dem Hydrospeicher 49 kleiner als der Lastdruck in dem Zylinderraum 14 ist. Beim Ausfahren der Kolbenstange 13 unter negativer Last wäre von der ohne Leckagen erforderlichen und sich durch die Drehzahl- und Hubvolumeneinstellung der Axialkolbenmaschine 20 ergebenden Fördermenge die innere Leckage vom Arbeitsanschluss 23 zum Arbeitsanschluss 21 und die äußere Leckage am Arbeitsanschluss 23 und die äußere Leckage der Axialkolbenmaschine 45 zu addieren. Bei der Axialkolbenmaschine 45 wären die äußere Leckage am Ar beitsanschluss 47 von der sich ohne Leckage ergebenden Fördermenge abzuziehen und die innere Leckage vom Arbeitsanschluss 47 zum Arbeitsanschluss 46 zu addie ren, wobei jetzt der Druck in dem Hydrospeicher 49 auf jeden Fall gleich dem Druck, normalerweise jedoch größer als der Druck in dem Zylinderraum 14 ist.

Die Leckagen können allerdings nur berücksichtigt werden, wenn sie bekannt sind. Wenn aber aufgrund von Alterungseffekten oder Fertigungstoleranzen die Leckage vom Erwartungswert abweicht, ergeben sich doch Abweichungen der erreichten Zy lindergeschwindigkeit vom Sollwert.

Figur 2 zeigt das Simulationsergebnis für einen hydrostatischen Linearantrieb nach Figur 1, wobei der Hydraulikzylinder 10 der Auslegerzylinder eines Baggers ist und bei einer kleinen Geschwindigkeit rein verdrängergesteuert ist. Die Leckagen der Axialkolbenmaschinen sind dabei als doppelt so groß angenommen wie die normal erwarteten Leckagen. Nur die erwarteten Werte sind in der Vorsteuerung kompen siert worden.

Im obersten Schrieb stellt die obere Kurve 65 die gewünschte Zylindergeschwindig keit dar, die symmetrisch um die Geschwindigkeit null oszilliert. Die untere Kurve 66 stellt die tatsächliche Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders dar. Man erkennt, dass die tatsächliche Zylindergeschwindigkeit gegenüber der Soll-Geschwindigkeit einen Offset aufweist. Wie dem zweiten Schrieb von oben zu entnehmen ist, führt dieser Offset zu einer deutlichen Abweichung der Zylinderposition von sechs bis sieben cm innerhalb von vierzig Sekunden. Anstelle einer gewünschten langsamen Auf-Ab- Bewegung des Auslegers gemäß der Kurve 67 erhält man bei einer Zylinderlast von zum Beispiel vierzig Tonnen eine oszillierende Abwärtsbewegung gemäß Kurve 68. Der dritte Schrieb von oben zeigt die Drücke beidseits des Stetigventils 28. Man sieht nur eine Kurve 69, da das Ventil gemäß dem untersten Schrieb der Figur 2 mit der Kurve 70 vollständig geöffnet ist und kein Druckabfall über das Ventil stattfindet. Der Lastdruck beträgt um die 172 bar und ist wegen unterschiedlicher Reibungskräfte von der Bewegungsrichtung des Hydraulikzylinders abhängig.

Erfindungsgemäß wird nun bei kleinen Geschwindigkeiten der Hydraulikzylinder 10 nicht verdrängergesteuert, sondern drosselgesteuert, wobei der Übergang zwischen den beiden Betriebsarten Verdrängersteuerung und Drosselsteuerung stetig erfolgt, also kontinuierlich übergeblendet wird. Dies geht aus dem in Figur 3 als Blockschalt bild gezeigten und im Steuergerät 60 ablaufenden Steueralgorithmus hervor, wobei dort der Fall einer bei positiver Last, also unter Beaufschlagung des Zylinderraums 14 mit Lastdruck ausfahrenden Kolbenstange betrachtet ist. Für den Fall, dass die Kolbenstange unter negativer Last, also unter Beaufschlagung des gleichen Zylinder raum 14 mit dem Lastdruck eingefahren wird, ist das Blockschaltbild gemäß Figur 3 leicht anzupassen.

Dem Steuergerät 60 wird ein Sollwert v-soll für die Geschwindigkeit, mit der die Kol benstange 13 ausfahren soll, mitgeteilt. In dem Steuergerät sind drei Diagramme 72, 73 und 74 abgelegt, wobei im Diagramm 72 der Druckabfall über das Stetigventil 28 über der Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders beziehungsweise der Kolbenstange aufgetragen ist. Man erkennt, dass bei dem Betrage nach sehr kleinen Geschwindig keiten eine Druckdifferenz in Höhe eines festen Werts, der zum Beispiel zwischen 10 und 20 bar liegt, bestehen soll. Ab einem bestimmten Betrag der Soll- Geschwindigkeit nimmt die einzustellende Druckdifferenz über das Stetigventil 28 linear ab und wird mit zunehmender Soll-Geschwindigkeit schließlich zu null und bleibt null. Bei den Geschwindigkeiten mit einem festen Wert der Druckdifferenz über das Stetigventil 28 ist der Hydraulikzylinder rein drosselgesteuert, bei einer Druckdif ferenz von null über das Stetigventil 28 rein verdrängergesteuert. In dem Bereich mit sich linear verändernder Druckdifferenz erfolgt ein stetiger Übergang zwischen den Betriebsarten Verdrängersteuerung und Drosselsteuerung, es wird von einer Be triebsart zur anderen übergeblendet. Die Ist-Druckdifferenz über das Stetigventil 28 wird mit Hilfe der von den Drucksensoren 25 und 27 erfassten Drücke ermittelt.

Das Diagramm 73 zeigt den Durchflussquerschnitt des Stetigventils 28 in den ver schiedenen Geschwindigkeitsbereichen des Hydraulikzylinders 10. In dem Bereich der sehr kleinen Geschwindigkeiten nimmt der Durchflussquerschnitt von null mit ge ringer Steigung linear zu. Im Bereich der Überblendung, in dem die Druckdifferenz über das Stetigventil 28 von einem konstanten Wert auf null abfällt, nimmt der Durch flussquerschnitt mit zunehmender Geschwindigkeit mit größerer Steigung linear bis zum maximalen Durchflussquerschnitt zu.

Das Diagramm 74 zeigt die Durchflussquerschnitte der Ventile 29 und 51 in den ver schiedenen Geschwindigkeitsbereichen des Hydraulikzylinders 10. Die Durchfluss querschnitte werden im Bereich der sehr kleinen Geschwindigkeiten von null an mit zunehmender Geschwindigkeit mit großer Steigung größer und werden schon zu Beginn des Bereichs der Überblendung maximal. Zunächst sollen bei Soll- Geschwindigkeit Null die Ventile geschlossen sein. Der Übergang nach voll offen soll nicht hart sein, um Druckschwingungen zu vermeiden. Vom Prinzip her wird keine Androsselung mit den Ventilen 28 und 51 benötigt. Diese können von Geschwindig keit null an voll offen sein. Generell tragen leicht drosselnde Ventile dazu bei, Druck schwingungen zu vermeiden. Aus der Kennlinie gemäß Diagramm 72 ergibt sich bei der gewünschten Geschwin digkeit eine gewünschte Druckdifferenz über das Stetigventil 28. Diese wird mit der tatsächlichen Druckdifferenz verglichen. Die Differenz geht über ein Tiefpassfilter 75 und unter Berücksichtigung der Drehzahl in einen Korrekturwert für den Schwenk winkel der Axialkolbenmaschine 20 ein. Die Addition dieses Korrekturwertes zu dem durch eine Vorsteuerung, bei der sowohl die Soll-Geschwindigkeit des Hydraulikzy linders als auch die Kompensation abgeschätzter Leckagen berücksichtigt werden, ermittelten Schwenkwinkels ergibt den gewünschten Schwenkwinkel, gemäß dem die Axialkolbenmaschine 20 angesteuert wird. Das Signal des Tiefpassfilters 75 geht unter Berücksichtigung der Drehzahl auch in einen Korrekturwert für den Schwenk winkel der Axialkolbenmaschine 45 ein. Die Addition dieses Korrekturwertes zu dem durch eine Vorsteuerung ermittelten Schwenkwinkel ergibt den gewünschten Schwenkwinkel, gemäß dem die Axialkolbenmaschine 45 angesteuert wird.

Das Signal des Tiefpassfilters wird außerdem einem Integrierglied 76 zugeführt. Das aufintegrierte Signal ist ein Maß für den durch die Vorsteuerung nicht richtig kom pensierten Leckagevolumenstrom. Der Verlauf der integralen Größe kann zur Adap tion in der Berücksichtigung der Leckage und/oder zur Diagnose der Hydroeinheiten dienen.

Der für die gewünschte Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders 10 dem Diagramm 73 entnehmbare Durchflussquerschnitt für das Stetigventil 28 gelangt als elektrisches Signal über ein Tiefpassfilter 77 an den Aktor des Stetigventils 28. Die für die ge wünschte Geschwindigkeit dem Diagramm 74 entnehmbaren Durchflussquerschnitte für die Stetigventile 29 und 51 gelangen ebenfalls über ein Tiefpassfilter 78 als elekt rische Signale an die Aktoren der Stetigventile 29 und 51.

Figur 4 zeigt nun das Simulationsergebnis für eine solche Sollgeschwindigkeit des Hydraulikzylinders 10, für die auch die Simulation mit dem Ergebnis gemäß Figur 2 durchgeführt worden ist. Dabei sind nun jedoch die Stetigventile 28 und 29 und die Axialkolbenmaschinen 20 und 45 erfindungsgemäß gesteuert worden.

Im obersten Schrieb der Figur 4 stellt die Kurve 80 die gewünschte Zylinderge schwindigkeit dar, die wiederum symmetrisch um die Geschwindigkeit null oszilliert. Die Kurve 81 stellt die tatsächliche Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders dar. Man erkennt, dass der tatsächliche Geschwindigkeitsverlauf keinen Offset mehr gegen über dem Sollverlauf hat, dass aber Schwingungen hinzugekommen sind. Das liegt an Schwingungen in der Druckregelung, die einen Differenzdruck von 20 bar am Ste tigventil 28 einstellt. Wie dem zweiten Schrieb von oben zu entnehmen ist, in dem die obere Kurve 82 die gewünschte langsame Auf-Ab-Bewegung des Auslegers zeigt, folgt die Bewegung des Auslegerzylinders, die die Kurve 83 zeigt, wegen des fehlen den Offset in der Geschwindigkeit deutlich besser dem Sollwert. Ein anfänglicher Offset bei der Initialisierung bleibt konstant. Der dritte Schrieb von oben zeigt die Drücke beidseits des Stetigventils 28. Gemäß der geraden Kurve 84 ist der Druck am zylinderseitigen Anschluss des Stetigventils konstant entsprechend dem konstanten Lastdruck. Der Druck am pumpenseitigen Anschluss des Stetigventils 28, der von der Kurve 85 gezeigt ist, ist bei einer Bewegung des Hydraulikzylinders 10 mit aus fahrender Kolbenstange und unter positiver Last um den Druckabfall über das Stetig ventil größer und mit einfahrender Kolbenstange und unter negativer Last um den Druckabfall über das Stetigventil kleiner als der Lastdruck. Im untersten Schrieb zeigt die Kurve 86 den sich mit der Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders 10 ändernden Durchflussquerschnitt des Stetigventils 28. Das Ventil ist im Nulldurchgang der Ge schwindigkeit geschlossen, öffnet jeweils nur wenig und drosselt stark.

Bezugszeichenliste

10 Hydraulikzylinder

11 Zylindergehäuse

12 Kolben von 10

13 Kolbenstange an 12

14 kolbenstangenabseitiger Zylinderraum

15 kolbenstangenseitiger Zylinderraum 20 erste Axialkolbenmaschine 21 erster Arbeitsanschluss von 20 22 erster Fluidpfad

23 zweiter Arbeitsanschluss von 20

24 zweiter Fluidpfad

25 Drucksensor

26 Drucksensor

27 Drucksensor

28 Stetigventil

29 Stetigventil

30 Elektromotor

31 Speisepumpe

32 Rückschlagventil

33 Speiseleitung

34 Niederdruckspeicher

35 Rückschlagventil

36 Rückschlagventil

40 inverses Wechselventil

41 Anschluss von 40

42 Anschluss von 40

43 Anschluss von 40

45 zweite Axialkolbenmaschine

46 erster Arbeitsanschluss von 45

47 zweiter Arbeitsanschluss von 45

48 Drosselrückschlagventil

49 Hochdruckspeicher Rückschlagventil

Drosselventil

Rückschlagventil

Getriebe

Elektromotor

Frequenzumrichter

Getriebe

Elektromotor

Frequenzumrichter

Steuergerät

Kurve

Diagramm

Tiefpassfilter

Integrierglied

Tiefpassfilter

Kurve

Claims

Patentansprüche

1. Hydrostatischer Linearantrieb mit einem Hydraulikzylinder (10) mit einem Arbeitskolben (12), auf dessen einen Seite sich ein erster Zylinderraum (14) und auf dessen anderen Seite sich ein zweiter Zylinderraum (15) befindet, mit einer rotato risch antreibbaren Hydroeinheit (20), die mit einem ersten Arbeitsanschluss (21) über einen ersten Fluidpfad (22) mit dem ersten Zylinderraum (14) und mit einem zweiten Arbeitsanschluss (23) über einen zweiten Fluidpfad (24) mit dem zweiten Zylinder raum (15) verbindbar ist und über die verschieden große Volumenströme an Druck fluid aus dem einen Zylinderraum (14; 15) direkt dem anderen Zylinderraum (15; 14)zuführbar sind, und mit einem elektronischen Steuergerät (60), dadurch gekennzeichnet, dass in den ersten Fluidpfad (22) ein Stetigventil (28) eingefügt ist und dass der Hyd raulikzylinder (10) in einer Betriebsart Verdrängersteuerung, in der bei ganz geöffne tem Stetigventil (28) die zwischen dem mit Lastdruck beaufschlagten, ersten Zylin derraum (14) und der Hydroeinheit (20) strömende Druckfluidmenge durch die Steu erung der Hydroeinheit (20) bestimmt ist, und in einer Betriebsart Drosselsteuerung betreibbar ist, in der bei einem drosselnden Durchflussquerschnitt des Stetigventils (28) die zwischen dem ersten Zylinderraum (14) und der Hydroeinheit (20) strömen de Druckfluidmenge durch die Größe des Durchflussquerschnitts und durch den Druckabfall über den Durchflussquerschnitt des Stetigventils (28) bestimmt ist und dass das Stetigventil (28) und die Hydroeinheit (20) gemäß den Betriebsarten von dem elektronischen Steuergerät (60) gesteuert werden.

2. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 1 , wobei in den ersten Fluidpfad (22) ein erstes Stetigventil (28) und in den zweiten Fluidpfad (24) ein zwei tes Stetigventil (29) eingefügt ist und wobei der Hydraulikzylinder (10) in einer Be triebsart Verdrängersteuerung, in der bei ganz geöffnetem, zweitem Stetigventil (29) die zwischen dem mit Lastdruck beaufschlagten, zweiten Zylinderraum (15) und der Hydroeinheit (20) strömende Druckfluidmenge durch die Steuerung der Hydroeinheit (20) bestimmt ist, und in einer Betriebsart Drosselsteuerung betreibbar ist, in der bei einem drosselnden Durchflussquerschnitt des zweiten Stetigventils (29) die zwischen dem zweiten Zylinderraum (15) und der Hydroeinheit (20) strömende Druckfluidmen- ge durch die Größe des Durchflussquerschnitts und durch den Druckabfall über den Durchflussquerschnitt des zweiten Stetigventils (29) bestimmt ist.

3. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 1 oder 2, wobei zwi schen einer reinen Verdrängersteuerung und einer Drosselsteuerung kontinuierlich übergeblendet wird, indem der Durchflussquerschnitt des Stetigventils (28, 29) ver ändert und parallel dazu durch Verändern der Fördermenge der Hydroeinheit (20) ein Differenzdruck über das Stetigventil (28, 29) aufgebaut beziehungsweise abgebaut wird.

4. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 3, wobei bei einer ho hen Sollgeschwindigkeit des Arbeitskolbens (12) der Hydraulikzylinder (10) in der Betriebsart Verdrängersteuerung betrieben wird und bei kleiner werdenden Sollge schwindigkeiten der drosselnde Durchflussquerschnitt des Stetigventils (28, 29) im mer mehr verringert wird und die Fördermenge der Hydroeinheit (20) derart verän dert wird, dass der Volumenstrom zum Hydraulikzylinder (10) beziehungsweise vom Hydraulikzylinder (10) der Soll-Vorgabe folgt.

5. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 3 oder 4, wobei in der Betriebsart Drosselsteuerung das dem Zylinderraum (14; 15), der dem mit Lastdruck beaufschlagten Zylinderraum (15; 14) gegenüberliegt, zugeordnete Stetigventil (29; 28) auf einen kleineren als den maximalen Durchflussquerschnitt gestellt wird, wobei der Durchflussquerschnitt innerhalb des Geschwindigkeitsbereichs mit reiner Dros selsteuerung von null bei der Geschwindigkeit null mit zunehmender Geschwindigkeit auf den maximalen Durchflussquerschnitt zunimmt.

6. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei der Hydraulikzylinder (10) ein Differentialzylinder ist, bei dem der Querschnitt des ersten Zylinderraums (14) größer als der Querschnitt des zweiten Zylinderraums (15) ist, und wobei eine zweite Hydroeinheit (45) vorhanden ist, die mit einem Arbeitsanschluss (46) mit dem ersten Arbeitsanschluss (21) der ersten Hydroeinheit (20) und mit einem weiteren Arbeitsanschluss (47) mit einem Vorrats behälter (49) für Druckfluid fluidisch verbunden ist.

7. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei die Fördermenge einer Hydraulikeinheit (20, derart verstellt wird, dass unter Berücksichtigung der Pumpenleckage die Soll-Geschwindigkeit des Hydrau likzylinders erreicht wird.

8. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei die Fördermenge einer Hydraulikeinheit (20, 45) derart vorgesteuert wird, dass unter Berücksichtigung von erwarteten Leckagen die Soll-Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders (10) erreicht wird.

9. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 8, wobei die Leckagen in einem Kennfeld zumindest in Abhängigkeit von der Drehzahl, den Drücken und der Fördermenge abgelegt sind und wobei für die Vorsteuerung der Fördermenge die Soll-Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders (10) und die Drehzahl die Eingangsgrö ßen sind.

10. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei jede vorhandene Hydroeinheit (20, 45) von einem Antriebsmotor (55, 58) mit einer einstellbaren veränderlichen Drehzahl antreibbar ist.

11. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 10, wobei jede vor handene Hydroeinheit (20, 45) von einem drehzahlgeregelten Elektromotor (55, 58) antreibbar ist.

12. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei jede vorhandene Hydroeinheit (20, 45) in ihrem Hubvolumen verstell bar ist und wobei zur Druckregelung inklusive der Realisierung der Vorsteuerung der Fördermenge das Hubvolumen zumindest der einen Hydroeinheit (20, 45) verwendet wird.

13. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei im Betrieb ein lastseitiger Zylinderraum (14; 15) mit Lastdruck beauf schlagt ist und der andere Zylinderraum 15; 14) mit einem wenigstens annähernd konstanten Niederdruck einer Niederdruckquelle (34) beaufschlagt ist.

14. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 13, wobei eine invers arbeitende Wechselventilanordnung (40) vorhanden ist, über die der dem lastseitigen Zylinderraum (14; 15) gegenüberliegende Zylinderraum (15; 14) unter Umgehung der Stetigventile (28, 29) direkt mit der Niederdruckquelle (34) fluidisch verbindbar ist.

15. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei der Regeleingriff aufintegriert wird und daraus auf eine Abweichung der realen Leckage der Hydroeinheiten (20, 45) von der erwarteten Leckage ge schlossen wird.

16. Hydrostatischer Linearantrieb nach einem vorhergehenden Patentan spruch, wobei bei einer Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders (10) zwischen null und einem ersten Grenzwert sich der Durchflussquerschnitt des dem mit Lastdruck beaufschlagten Zylinderraum (14; 15) zugeordneten Stetigventils (28; 29) mit einem geringen Gradienten zwischen null und einem Grenzwert ändert und der Druckabfall über dieses Stetigventil (28; 29) konstant ist und wobei bei einer Geschwindigkeit zwischen dem ersten Grenzwert und einem zweiten Grenzwert sich der Durchfluss querschnitt des Stetigventils (28; 29) mit einem größeren Gradienten zwischen dem Grenzwert und dem maximalen Durchflussquerschnitt ändert und sich der Druckab fall über dieses Stetigventil (28; 29) auf null verringert.

17. Hydrostatischer Linearantrieb nach Patentanspruch 16, wobei bei einer Geschwindigkeit des Hydraulikzylinders (10) zwischen null und dem ersten Grenz wert sich der Durchflussquerschnitt des anderen Stetigventils (29; 28) von null auf den maximalen Durchflussquerschnitt vergrößert.