Unter einem hydrostatischen Getriebe versteht man die Kombination einer Hydropumpe (Primärteil) mit einem Hydromotor (Sekundärteil), im einfachsten Fall mit einem Hydrozylinder deren Verdrängerräume im Betrieb idealerweise strömungswiderstandsfrei verbunden sind.

Derartige hydrostatische Getriebe bedürfen aufgrund der externen Leckagen der hydraulisch-mechanischen Wandler (insbesondere Pumpen, Hydromotoren, in geringerem Umfang auch Hydrozylinder) stets einer Einrichtung, die die Zuführung von Druckflüssigkeit in das Getriebe realisiert, um diese Verluste auszugleichen und die Funktionsfähigkeit des Getriebes zu erhalten. Durch diese Einrichtung muss insbesondere verhindert werden, dass sich in den Druckräumen Kavitationserscheinungen ausbilden. Als besonders vorteilhaft erweist sich ein Getriebe mit beidseitiger Einspannung des Abtriebsmotors (Sekundäreinheit). Durch diese Einspannung kann sowohl die Antriebsdynamik als auch die Laststeifigkeit gegenüber herkömmlichen Getrieben mit offenen Hydraulikkreisläufen wesentlich verbessert werden.

In der DE 40 08 792 AI ist ein hydrostatisches Getriebe dargestellt, bei dem ein Differentialzylinder über zwei Verstellpumpen mit Druckmittel versorgt wird.

Die Verstellpumpen werden von einem gemeinsamen Motor angetrieben, wobei über eine der Verstellpumpen ein Ringraum mit einem bodenseitigen Zylinderraum des

Zylinders verbunden ist, während die andere Verstellpumpe den Zylinderraum aus einem Tank mit Druckmittel versorgt.

Die beiden Verstellpumpen werden über eine Steuereinheit derart angesteuert, dass beispielsweise beim Ausfahren des Hydrozylinders der Zylinderraum mit etwas mehr Druckmittel versorgt wird als zur Ausfahrbewegung erforderlich ist, während beim Einfahren des Zylinders der Ringraum mit einer Überschussmenge versorgt wird. Durch diese Steuerung wird im jeweils anderen Druckraum ein Gegenhaltedruck aufgebaut, so dass der Kolben beidseitig eingespannt ist. Nachteilig bei dieser Lösung ist, dass die Ansteuerung und Installation der Verstellpumpen einen erheblichen vorrichtungstechnischen Aufwand erfordert.

Aus der CA 605,046 ist ein hydrostatisches Getriebe bekannt, bei der die Sekundäreinheit über zwei von einem gemeinsamen Motor angetriebene Konstantpumpen mit Druckmittel versorgt wird. Über eine der Konstantpumpen kann Druckmittel aus einem der Druckräume des Hydrozylinders in den jeweils anderen Druckraum gefördert werden, während die zweite Pumpe des Primärteils den bodenseitigen Zylinderraum mit Druckmittel aus einem hydrostatischen Speicher versorgt. Dieser hydrostatische Speicher ist bei Umgehung der beiden Pumpen mit den Druckräumen des Hydrozylinders verbindbar, so dass Leckageverluste ausgeglichen werden und auch entsprechend des Drucks in diesem Speicher eine beidseitige Einspannung erfolgt.

Nachteilig bei beiden Lösungen ist, dass die Einspannung der Sekundäreinheit (Abtriebsmotor) nur äußerst schwierig an unterschiedliche Betriebsbedingungen anpassbar ist. Des weiteren erfordern beide

vorbeschriebenen bekannten Varianten einen hohen Aufwand zur Ansteuerung der beiden Pumpen des Primärteils.

Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein hydrostatisches Getriebe zu schaffen, bei dem die Einspannung des Abtriebsmotors mit geringem vorrichtungstechnischen Aufwand ermöglicht ist.

Diese Aufgabe wird durch ein hydrostatisches Getriebe mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.

Erfindungsgemäß hat das hydrostatische Getriebe einen Primärteil mit einer Pumpe, über die Druckräume eines Ab- triebsmotors mit Druckmittel versorgbar sind. Zum Ausgleich von Leckagen und gegebenenfalls zum Einspannen des Abtriebsmotors (Sekundärteil) ist erfindungsgemäß eine Ladeeinrichtung vorgesehen, die zwei von einem gemeinsamen Lademotor angetriebene Ladepumpen hat. Diese sind jeweils einem Druckraum des Abtriebsmotors zugeordnet, so dass durch geeignete Regelung des Lademotors eine beidseitige Einspannung des Abtriebsmotors und der Ausgleich von Leckagen durchführbar ist.

Die Ladeeinrichtung mit dem Lademotor und den beiden vorzugsweise als Konstantpumpen ausgeführten Ladepumpen lässt sich mit einem äußerst geringen vorrichtungstechnischen Aufwand realisieren, wobei durch Regelung des Lademotors die Einspannung sehr einfach an unterschiedliche Betriebsbedingungen anpassbar ist.

Dabei wird es bevorzugt, wenn der Lademotor momentengeregelt ist. Dabei wird das Antriebsmoment des Lademotors vorzugsweise proportional zum Summendruck des hydrostatischen Getriebes geregelt. Diese Abhängigkeit des Antriebsmoments MA lässt sich nach der Gleichung

MA = V1A x PA + V1B X PB berechnen, wobei die V die Schluckvolumina der beiden Ladepumpen und p die Drücke in den beiden Druckräumen des Abtriebsmotors sind.

Bei einer bevorzugten Variante der Erfindung sind die Schluckvolumina der beiden Ladepumpen gleich groß.

Der Abtriebsmotor kann ein Differentialzylinder sein, es ist jedoch auch möglich andere Verbraucher, beispielsweise einen Hydromotor oder einen Gleichgangzylinder als Sekundärteil zu verwenden. Bei Verwendung eines Differentialzylinders als Abtriebsmotor wird der Primärteil mit zwei Pumpen ausgeführt, wobei eine die beiden Druckräume miteinander und die andere den größeren Druckraum mit dem Tank verbindet.

Die Pumpen der Schaltung werden vorzugsweise drehzahlgeregelt angesteuert. Die Schluckvolumina sind dem Verbraucher (Hydromotor) so anzupassen, dass die Bilanz der Verschiebevolumenströme ausgeglichen ist.

Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand weiterer Unteransprüche.

Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen : Fig. 1 ein Hydraulik-Schaubild eines hydrostatischen Getriebes mit einem Differentialzylinder als Verbraucher und Fig. 2 ein Ausführungsbeispiel mit einem Gleichgangzylinder als Verbraucher.

In Figur 1 ist ein hydrostatisches Getriebe 1 mit einem Primärteil 2, einem Sekundärteil 4 sowie einer Ladeeinrichtung 6 dargestellt. Das Sekundärteil 4 ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel durch einen Hydrozylinder 5 ausgebildet, der als Differentialzylinder ausgeführt ist. Ein Differentialkolben 7 des Hydrozylinders unterteilt diesen in einen bodenseitigen Zylinderraum 8 sowie einen kolbenstangenseitigen Zylinderraum 10. An einer Kolbenstange des Differentialkolbens 7 greift eine Last L in Pfeilrichtung an.

Das Primärteil 2 hat zwei Pumpen 12,14, die auf einer gemeinsamen Antriebswelle 16 eines drehzahlgeregelten Motors 18 sitzen. Dieser ist in der Drehrichtung umkehrbar, so dass entsprechend auch die Förderrichtung der beiden Pumpen 12,14 umkehrbar ist.

Die beiden Anschlüsse der Pumpe 14 sind über Leitungen 20,22 mit dem Ringraum 10 bzw. dem Zylinderraum 8 des Hydrozylinders 5 verbunden, so dass bei Betätigung dieser Pumpe 14 Druckmittel von einem Druckraum in den anderen Druckraum gefördert werden kann.

Ein Druckanschluss der weiteren Pumpe 12 ist über eine Druckleitung 24 mit dem Zylinderraum 8 des Hydrozylinders 5 verbunden. Eine Saugleitung 26 führt zu einem Tank, so dass Druckmittel vom Tank in den Zylinderraum 8 oder von diesem zum Tank T förderbar ist.

Die Ladeeinrichtung 6 hat zwei Ladepumpen 30,32, die über einen gemeinsamen Lademotor 34 und eine Welle 28 angetrieben werden. Der Lademotor 34 ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel als Synchronmaschine ausgeführt, prinzipiell kann jedoch auch eine Asynchronmaschine verwendet werden. Die Druckanschlüsse

der beiden Ladepumpen 30,32 sind über Ladeleitungen 36 und 38 mit den Leitungen 20 bzw. 22 verbunden, die mit den Räumen 8,10 verbunden sind. Die beiden Sauganschlüsse der Ladepumpen 28,30 sind über Tankleitungen 40,42 mit dem Tank T verbunden, so dass bei Ansteuerung des Lademotors 34 Druckmittel aus diesem Tank T über die Ladeleitungen 26,38 zu den Druckräumen 8,10 des Hydrozylinders 5 förderbar ist, um Leckageverluste auszugleichen und/oder eine beidseitige Einspannung des Hydrozylinders 5 vorzunehmen.

Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Schluckvolumina der beiden Pumpen 12,14 und die Schluckvolumina der beiden Ladepumpen 28,30 jeweils gleich ausgeführt. Das Flächenverhältnis a des Differentialzylinders 5 muss dann 2 : 1 betragen.

Bei Ansteuerung des Lademotors 34 fördern beide Ladepumpen 28,30 Druckmittel aus dem Tank T in die beiden Druckräume 8,10 des Hydrozylinders 5. Die Drücke PA und pg in den Druckkammern wirken proportional zum Fördervolumen der jeweiligen Ladepumpe 30,32 als Lastmomente auf die Antriebswelle 28. Unter Vernachlässigung von Reib-und Beschleunigungsmomenten lautet dann die Momentenbilanz an der Welle der Ladeeinheit PA x V1, A + PB x V1, B = MAn, wobei p die Drücke in den Druckräumen, V die Schluckvolumina und M das auf die Welle 28 der Ladeeinheit 6 wirkende Abtriebsmoment des Motors 34 ist.

Der Summendruck des Getriebes psum berechnet sich nach

Psum = ßA x PA + ßB x PB, wobei ß Gewichtungsfaktoren sind, deren Herleitung im folgenden ausführlich erläutert wird. Bei dem erfindungsgemäßen Konzept werden die Drücke in den Druckräumen 8,10 als Information über den Ladezustand des Getriebes genutzt, es zeichnet sich jedoch dadurch aus, das aufgrund der Kompressibilität des Druckmediums sich aus Änderungen des Belastungszustandes des Hydrozylinders 5 ergebende Druckänderungen nicht zu einer Wechselwirkung mit der Ladeeinrichtung führen.

Wie sich aus den beiden vorbeschriebenen Gleichungen zur Berechnung von MAn und psum ergibt, findet an der Welle 28 der Ladeeinrichtung eine Summenbildung der Abtriebsmomente statt, welche proportional zur Summendruckbildung (psum) ist, wenn das Verhältnis der Schluckvolumina V1 As V1 B der beiden Ladepumpen 30,32 gleich dem Verhältnis der Gewichtungsfaktoren ßA, ßB ist.

Die Vorgabe des Summendrucks kann gesteuert über das Antriebsmoment erfolgen. Jede Änderung des Ist- Summendrucks verursacht eine Änderung der Drehzahl, so dass das Gleichgewicht wieder hergestellt wird, indem der erforderliche Ladevolumenstrom bereitgestellt wird.

Mit einfachen Worten gesagt, bei Ansteuerung des Lademotors 34 wird über die beiden Ladepumpen 30,32 Druckmittel in die beiden Druckräume 8,10 gefördert, so dass der Hydrozylinder 5 beidseitig eingespannt wird. Es baut sich in den Druckräumen jeweils ein Druck pA, pg auf, der in einem auf die Welle 28 der Ladeeinrichtung 6 wirkenden Rückstellmoment resultiert. Diese Rückstellmoment wirkt dem Antriebsmoment der Ladepumpen 30,28 entgegen. Über die Momentensteuerung des Lademotors 34 wird der Motorstrom so eingestellt, dass das gesteuerte oder geregelte Antriebsmoment dem erzeug-

ten Rückstellmoment entspricht. Für den Fall, dass keinerlei Leckage des hydrostatischen Getriebes auftritt, bleibt dieses Rückstellmoment dann im wesentlichen konstant, wenn keine Änderung der Vorspannung vorgenommen werden soll.

Demgemäß kommt die erfindungsgemäße Lösung mit einem Minimum an Sensorik aus, da beispielsweise die Drücke in den Druckräumen nicht erfasst werden müssen, wie dies beispielsweise in der Lösung gemäß der DE 40 08 792 A1 der Fall ist.

Anhand der beigefügten Tabelle seien im folgenden zum besseren Verständnis noch einige theoretische Betrachtungen zur Wahl der Gewichtungsfaktoren ßA und ßB erläutert.

Die Drücke in den Druckräumen 8,10 können zur Ableitung des Ladezustands des hydrostatischen Getriebes 1 genutzt werden. Diese Drücke werden aber auch durch die Größe der Last bestimmt. Im Zustand ohne Last (L = 0) werden die Drücke p zum einen durch das Flächenverhältnis a (siehe Gleichung a) der Tabelle) bestimmt und zeigen zum anderen die Vorspannung des hydrostatischen Getriebes an. Wird der Hydrozylinder 5 als leckagefrei angenommen und die Leitungsanschlüsse des Hydrozylinders 5 hermetisch abgeschlossen, so bleibt die einmal eingestellte Vorspannung erhalten und die Kammerdrücke PA, PB ändern sich nur in Abhängigkeit von der Last L.

Dabei steigt ein Kammerdruck, während der zweite sinkt.

Die Summe psum (siehe oben) der gewichteten Drücke p sollte daher konstant bleiben und als Maß für die Vorspannung dienen können.

Die Änderung der Drücke PA, PB aufgrund einer äußeren Last L muss in die Bestimmung der Gewichtsfaktoren ßA und

ßg eingehen. Diese hängen vom Flächenverhältnis a und den hydraulischen Kapazitäten der Zylinderräume und damit von der aktuellen Kolbenposition ab. Unter Annahme eines konstanten Kompressionsmoduls lässt sich die Abhängigkeit von den hydraulischen Kapazitäten auf eine Betrachtung der Länge der beiden Ölsäulen zurückführen. Wird der Ursprung der Bewegungskoordinaten bei einem Hub x in der Mittenposition des Differentialkolbens 7 gewählt, so ist VA = VA, tot + (h/2 + x) x AA = (LA + x) x AA, wobei LA = VA, tot/AA + h/2. Entsprechendes gilt für das Volumen VB, mit negativen Vorzeichen für die Auslenkung aus der Mittenposition. Kennzeichnend für den Einfluss der hydraulischen Kapazitäten auf die gegenläufige Änderung der Drücke PA, pg in den Druckräu- men 8,10 unter Last L ist das Verhältnis y (siehe Gleichung g) in der Tabelle) der Länge der Ölsäulen.

In der angesprochenen Tabelle sind diese Überlegungen in mathematischer Form zusammengefasst. Als Ergebnis liegen die Gewichtungsfaktoren gemäß den Gleichungen k) und 1) vor, welche eine Summenbildung aus den Drücken PA und PB erlauben, für die ein Einfluss der Lastverhältnisse eliminiert ist und die die gewünschte Information über die Vorspannung des Getriebes zugänglich macht.

In der Tabelle sind die zur Berechnung der Gewichtungsfaktoren erforderlichen Parameter den Gleichungen f) und e) entnehmbar. Anhand der Gleichungen c) und d) können die in Abhängigkeit von einer Last auftretenden Druckänderungen in den Druckräumen 8, 10 ermittelt werden. Die Gleichung i) steht für den Summendruck in dem Fall, in dem keine Last wirkt. Nach Gleichung j) wird der Summendruck im Lastfall berechnet.

TABELLE Druckverhältnis Drücke unter Last : ohne Last a) pB,0=α#pAO b) pA=pA,0+#pA pB=pB,0+pB Druckänderungen unter Last bei leckagefreiem System und konstantem Kompressionsmodul ausgehend vom Zustand ohne Last : c) ApA=-1-PL/ (a+y) e) pL=FL/AB d) APB=Y-PL/ (a+Y) mit : f) α=AA/AB h) PL = PB-a-PA g) Y = (LA + x)/ (LB-x) Definition : i) pSum = (α#pA,0 + pB,0)/2 Ansatz : J) PSum = ßA PA + ßB#pB Lösung : k) ßA=γ#α/(α+γ)<BR> ßB= α/(α+γ)

Bei dem erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiel können die Gewichtungsfaktoren ßA und ßB durch geeignete Wahl der Schluckvolumina V1 A und Vl g der beiden Ladepumpen 30,32 bestimmt werden, um die erforderliche Gewichtung der Drücke in den Druckräumen 8,10 bei der Summenbildung der aus ihnen resultierenden Lastmomente zu erreichen.

Das Verhältnis der Schluckvolumina ist dann gegeben durch : Vl, A/Vl, B = ßA/ßB = Y = (LA + x)/ (Lg-x) (siehe Tabelle).

Für den praxisrelevanten Fall konstanter Schluckvolumina V muss auf einen Arbeitspunkt ausgelegt werden. Wählt man beispielsweise als Arbeitspunkt die Mittenposition des Kolbens 7, so ist in diesem Fall der Hub x = 0 und somit das erforderliche Verhältnis der Schluckvolumina Y = LA/LB = 1. D. h. bei Auslegung der Ladeeinrichtung auf diesen Arbeitspunkt können dann erfindungsgemäß baugleiche Ladepumpen mit identischem Hubvolumen eingesetzt werden. Bei Auslegung der Ladeeinrichtung auf einen anderen Arbeitspunkt müssen dann entsprechend die Hubvolumina der Ladepumpen gemäß den in der Tabelle aufgeführten Gleichungen angepasst werden, um den vorbeschriebenen Leckageausgleich und die Einspannung des Sekundärteils 4 vorzunehmen.

Bei dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel ist der Abtriebsmotor durch einen Differentialzylinder (5) gebildet, der über die Ladeeinrichtung (6) und die Pumpenanordnung (2) mit den beiden drehzahlgeregelten Pumpen (12,14) mit Druckmittel versorgt ist.

In Figur 2 ist ein Ausführungsbeispiel dargestellt, bei der an Stelle des Differentialzylinders ein Gleichgangzylinder (44) verwendet ist, bei dem in der dargestellten Mittelstellung die beiden Druckräume (46, 48) das gleiche Volumen aufweisen. Da bei einem Gleichgangzylinder (44) die beiden Druckräume (46,48) mit dem gleichem Querschnitt ausgebildet sind, ist das Flächenverhältnis a = 1. Es kann dann auf die Pumpe 12

verzichtet werden, über die beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel Druckmittel aus dem Tank T in den größeren Zylinderraum (8) oder in umgekehrter Richtung von diesem Tank T gefördert werden kann, um die Verschiebevolumenströme auszugleichen. In Fig. 2 oben ist desweiteren angedeutet, dass anstelle des Gleichgangzylinders 44 auch ein anderer Verbraucher, beispielsweise ein Hydromotor 50 einsetzbar ist.

Im übrigen entspricht die Schaltung aus Figur 2 dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel, so dass weitere Erläuterungen entbehrlich sind.

Anstelle der als Konstantpumpen ausgeführten Ladepumpen 30,32 könnten auch Verstellpumpen eingesetzt werden, dies würde zwar eine genauere Steuerung oder Regelung der Einspannung ermöglichen, würde jedoch die Investitionskosten erhöhen.

Offenbart ist ein hydrostatisches Getriebe mit einem Abtriebsmotor, der über eine von einem Motor angetriebene Pumpe mit Druckmittel versorgt ist. Zum Ausgleich von Leckagen und zur Einspannung des Abtriebsmotors ist das hydrostatische Getriebe mit einer Ladeeinrichtung ausgeführt, die erfindungsgemäß zwei von einem gemeinsamen Lademotor angetriebene Ladepumpen hat, über die jeweils ein Druckraum des Abtriebsmotors mit Druckmittel versorgbar ist.

Bezugszeichenliste: 1 hydrostatisches Getriebe 2 Primärteil 4 Sekundärteil 5 Hydrozylinder 6 Ladeeinrichtung 7 Kolben 8 Zylinderraum 10 Ringraum 12 Pumpe 14 Pumpe 16 Antriebswelle 18 Motor 20 Leitung 22 Leitung 24 Druckleitung 26 Saugleitung 28 Welle 30 Ladepumpe 32 Ladepumpe 34 Lademotor 36 Ladeleitung 38 Ladeleitung 40 Tankleitung 42 Tankleitung 44 Gleichgangzylinder 46 Druckraum 48 Druckraum 50 Hydromotor