Beschreibung

Die Erfindung betrifft eine Rudermaschine mit einem Hydraulikkreislauf und eine Ausgleichseinrichtung für einen Hydraulikkreislauf.

Im Stand der Technik sind sowohl Rudermaschinen bekannt, die elektrisch angetrieben werden als auch Rudermaschinen, die hydraulisch angetrieben werden.

Rein elektrisch betriebene Rudermaschinen haben im Hinblick auf die Energieeffizienz gegenüber hydraulisch betriebenen Rudermaschinen einen Vorteil. Allerdings benötigen sie ein Getriebe mit hoher Untersetzung oder einen Antrieb mit hohem Drehmoment.

Bei größeren Stellkräften werden fast ausschließlich hydraulische Antriebe eingesetzt. Als Stellantrieb werden dabei beispielsweise Plungerzy- linder, doppeltwirkende Hydraulikzylinder oder Drehkolbenzylinder verwendet, die in einem offenen hydraulischen Kreislauf betrieben werden. Dabei stellt eine Hydraulikpumpe den benötigten Hydraulikdruck zur Verfügung. Die Ansteuerung der Stellantriebe erfolgt meist über Stetigventile. Die Hydraulikpumpen werden entweder dauernd betrieben, oder aber, um Energie einzusparen, zeitweise abgestellt, wobei dann die erforderliche Hydraulikenergie zuvor aufgeladenen Speichern entnommen wird.

Um Energie zu sparen, ist der Einsatz von verstellbaren Hydraulikpumpen (Schrägachsenmaschinen) und die Drehzahlregelung der Pumpenan- triebe bekannt. Allerdings muss auch bei kleinen Drehzahlen ein ausreichendes Moment vorhanden sein.

Wegen der Ansteuerung mittels Hydraulikventilen und den damit ver- bundenen Strömungsverlusten ist eine derartige Ruderanlage wenig energieeffizient.

Eine regelbare Verstellpumpe zum Betrieb in einem offenen Hydraulikkreislauf einer Ruderanlage ist beispielsweise in DE 1 036 088 beschrie- ben.

Vor diesem Stand der Technik liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die Energieeffizienz in einem hydraulischen Kreislauf einer Rudermaschine zu erhöhen.

Diese Aufgabe wird gemäß der Erfindung durch eine Rudermaschine mit den in Anspruch 1 angegebenen Merkmalen sowie durch eine Ausgleichseinrichtung mit den in Anspruch 13 angegebenen Merkmalen gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den jewei- ligen abhängigen Ansprüchen definiert. Hierbei können gemäß der Erfindung die in den Unteransprüchen und der Beschreibung angegebenen Merkmale jeweils für sich aber auch in geeigneter Kombination die erfindungsgemäße Lösung gemäß Anspruch 1 bzw. gemäß Anspruch 13 weiterbilden.

Erfindungsgemäß wird eine Rudermaschine, insbesondere für ein Unterwasserfahrzeug, mit einem Hydraulikkreislauf bereitgestellt, in welchem eine Pumpe angeordnet ist, wobei die Pumpe eine motorbetriebene reversierbare Hydraulikpumpe ist und der Hydraulikkreislauf ein geschlossener Kreislauf ist. Die erfindungsgemäße Rudermaschine vereint die Vorteile der beiden oben beschriebenen Antriebsarten, d. h. die Vorteile der Energieeffizienz, die bisher mit elektrischen Antrieben erzielt werden konnten und die Vorteile der hohen Stellkräfte, die mit hydraulischen Antrieben erzielbar sind. Es wird eine Kombination von elektrisch angetriebener Hydraulikpumpe in einem geschlossenen Hydraulikkreislauf vorgesehen, welche eine erhöhte Energieeffizienz auf ein- fache Weise erzielt. Die Energieeffizienz beruht im Wesentlichen darauf, dass ein geschlossener hydraulischer Kreislauf Verwendung findet, sodass hydraulische Energie nur dann zugeführt werden muss, wenn das Ruder bewegt werden soll. Grundgedanke der erfindungsgemäßen Lösung ist es somit, einerseits einen geschlossenen hydraulischen Kreislauf vorzusehen, um die aufzuwendende Energie möglichst gering zu halten, andererseits eine rever- sierbare Pumpe vorzusehen, um unter Vermeidung aufwendiger Ventilsteuerungen in zwei Richtungen fahren zu können, das heißt unter Ver- wendung desselben hydraulischen Kreislaufes und ohne aufwändige Ventilanordnungen über einen doppeltwirkenden oder zwei einfach wirkende Stellzylinder das Ruder in die eine Richtung und wahlweise auch in die andere Richtung bewegen zu können. Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform wirkt die Hydraulikpumpe direkt auf eine Hydraulikzylinderanordnung, insbesondere auf einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder gleicher Kolbenfläche und mit beidseitiger Kolbenstange. Gemäß noch einer bevorzugten Ausführungsform ist die Hydraulikpumpe durch einen Servomotor, insbesondere einen im Vierquadrantenbetrieb betreibbarer Servomotor, angetrieben. Ein solcher Antrieb hat den Vorteil, dass die Ruderstellung direkt durch den Elektromotor steuerbar ist und keine Wegaufnehmer oder dergleichen erforderlich sind.

Vorzugsweise ist ein gefördertes Volumen der Hydraulikpumpe direkt proportional zu dem Zylinderhub der Hydraulikzylinderanordnung. Eine solche Ausbildung ist dann die Anzahl der Antriebsmotorumdrehungen, die im festen Verhältnis zur Schwenkbewegung des Ruders steht und somit eine sehr einfache Steuerung möglich ist. Darüber hinaus ist es bevorzugt, wenn ein Ruder über eine Koppeleinrichtung, insbesondere über eine Pleuelstange, mit der Hydraulikzylinderanordnung verbunden ist.

Gemäß noch einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die Be- wegung des Ruders über die Drehbewegung des Servomotors steuerbar, insbesondere die Stellung des Ruders über die Anzahl der Drehungen des Servomotors einstellbar.

Es können weiterhin Ventile zum hydraulischen Verriegeln des Ruders bei Pumpenstillstand im Hydraulikkreislauf vorgesehen sein. Eine hydraulische Verriegelung des Rotors ist vorteilhaft, da dann antriebsseitig keine Vorkehrungen getroffen werden müssen, um diese Gegenkraft aufbringen zu müssen, das heißt bei Pumpenstillstand auch keine elektrische oder sonstige Energie erforderlich ist.

Auch ist es vorteilhaft, wenn Druckbegrenzungsventile im hydraulischen Kreislauf vorgesehen sind.

Bei einseitiger Beaufschlagung einer Kolbenstange der Hydraulikzylin- deranordnung mit Tiefendruck ist es von Vorteil, wenn ein abgewandt gegenüberliegendes Ende der Kolbenstange ebenfalls mit Tiefendruck beaufschlagbar ist. Eine solche Ausgestaltung hat den Vorteil, dass die Kolbenstange hinsichtlich des Tiefendrucks stets druckausgeglichen ist, das heißt unabhängig von der Tauchtiefe stets die gleichen Kräfte zur Bewegung des Ruders erforderlich sind. In einer Zuleitung der Hydraulikpumpe können Kühler zum Abführen von Verlusfwärme angeordnet sein. Eine solche Kühlung der Hydraulikflüssigkeit in der Zuleitung der Hydraulikpumpe ist besonders wirksam um Kavitation zu vermeiden.

Gemäß noch einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist in dem Hydraulikkreislauf eine zweite Pumpe vorgesehen, welche in einem zweiten Leisfungsbereich, insbesondere in einem Hochleistungsbereich, zuschalfbar ist.

Vorzugsweise ist in dem Hydraulikkreislauf zusätzlich eine von einem druckluffbetriebenen Motor angetriebene Hydraulikpumpe oder ein Druckluftmotor als Hilfsantrieb für eine Hydraulikpumpe vorgesehen. Als Hilfsantrieb einen Druckluftmotor einzusetzen, ist besonders vorteilhaft, da unterseebootseitig Druckluft ohnehin zur Verfügung steht und diese auch verfügbar ist, wenn andere Energiequellen ausfallen. Darüber hinaus sind Druckluftantriebe kostengünstig und einfach zu installieren, da keine geschlossenen Kreisläufe und keine Rückführleitungen erforderlich sind.

Erfindungsgemäß wird darüber hinaus eine Ausgleichseinrichtung für einen geschlossenen Hydraulikkreislauf, insbesondere einer Rudermaschine, in welchem eine durch einen Motor angetriebene reversierbare Hydraulikpumpe direkt auf eine Hydraulikzylinderanordnung zur Steue- rung eines Ruders wirkt, bereitgestellt, wobei die Ausgleichseinrichtung zum Konstanthalten eines vorbestimmten Drucks in dem Hydraulikkreislauf vorgesehen ist und einen Tandemzylinder mit beidseitiger Kolbenstange und gleichen Kolbenflächen umfasst, wobei zwei in dieselbe Richtung wirksame Kolbenflächen mit einem Hydrospeicher und die anderen beiden Kolbenflächen jeweils mit einer Seite der Hydraulikzylinderanordnung in Verbindung stehen. Die Ausgleichseinrichtung sieht auf einfache und effektive Weise den für den geschlossenen Hydraulik- kreislauf notwendigen Volumenausgleich vor, wie er zum Ausgleich von temperaturbedingten Volumenschwankungen und Leckagen erforderlich ist. Temperatur- und leckagebedingte Volumenänderungen werden mittels der erfindungsgemäßen Ausgleichseinrichtung derart aus- geglichen, dass das Gesamtsystem beim Fahren des Zylinders im Gegensatz zu aus dem Stand der Technik bekannten Systemen „hart" bleibt. Aus dem Stand der Technik bekannte Systeme reagieren dagegen „weich", was eine aufwändige Regelung des Kolbenhubs erfordert. Die erfindungsgemäße Ausgleichseinrichtung sorgt also einerseits für den erforderlichen Volumenausgleich, vermeidet jedoch andererseits die von hydraulischen Speichern sonst bekannten Federwirkungen. Die erfindungsgemäße Ausgleichseinrichtung ist nicht nur für einen geschlossenen Hydraulikkreislauf einer Ruderanlage einsetzbar, sondern auch in beliebigen anderen hydraulischen Kreisläufen, vorzugsweise geschlossenen Kreisläufen, um diesen Effekt zu erzielen.

Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform umfasst die Hydraulikzylinderanordnung einen Arbeitszylinder, insbesondere einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder gleicher Kolbenfläche und mit beidseitiger Kol- benstange.

Vorzugsweise weist der Tandemzylinder einen ersten Zylinder mit einer ersten Kammer und einer zweiten Kammer und einen zweiten Zylinder mit einer ersten Kammer und einer zweiten Kammer auf, und der Ar- beitszylinder weist eine erste Kammer und eine zweite Kammer auf, wobei die jeweiligen ersten Kammern jeweils auf der einen, z. B. der linken Seite der jeweiligen Kolbenflächen liegen und die jeweiligen zweiten Kammern auf der jeweiligen anderen, dann der rechten Seite der jeweiligen Kolbenflächen liegen, wobei die erste Kammer des Ar- beitszylinders mit der ersten Kammer des ersten Zylinders verbunden ist und die zweite Kammer des Arbeitszylinders mit der ersten Kammer des zweiten Zylinders verbunden ist, und wobei die zweite Kammer des ers- †en Zylinders mit dem Hydrospeicher verbunden ist und die zweite Kammer des zweiten Zylinders mit dem Hydrospeicher verbunden ist.

Weiterhin ist es bevorzugt, wenn ein einzustellender Mitteldruck in dem Hydraulikkreislauf gleich einer halben maximalen Pumpendruckdifferenz plus einem Sockeldruck ist.

Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die Rudermaschine mit einer Ausgleichseinrichtung, wie oben beschrieben, ausge- stattet.

Die Erfindung ist nachfolgend anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigen Fig. 1 eine schematische Darstellung eines geschlossenes hydraulisches System gemäß einer Ausführungsform der Erfindung, eine schematische Darstellung eines geschlossenes hydraulisches Systems mit einer Ausgleichseinrichtung gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung, und

Fig. 3 ein Hydraulikschaltplan einer Rudermaschine mit Ausgleichseinrichtung gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung.

Fig. 1 ist eine schematische Darstellung eines geschlossenen Hydraulikkreislaufs 1 , in welchem eine durch einen Servomotor 5 betriebene re- versierbare Hydraulikpumpe 4 direkt auf einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder 2 mit beidseitiger Kolbenstange 6 wirkt. Die beidseitigen Kolbenstangendurchmesser sind dabei gleich groß. Über eine hier nicht dargestellte Pleuelstange ist ein ebenfalls hier nicht dargestelltes Ruder an die Kolbenstange 6 angelenkt (siehe Fig. 3) und die Ruderbewe- gung wird ausschließlich durch die Bewegung des Servomotors 5 gesteuert. Zur Richtungsumkehr werden der Servomotor 5 und die Hydraulikpumpe 4 gestoppt und in entgegengesetzter Richtung wieder angefahren.

Der Hydraulikkreislauf 1 dieses geschlossenen Systems ist für einen bestimmten Systemdruck ausgelegt. Dehnt sich temperaturbedingt die Hydraulikflüssigkeit in dem Hydraulikkreislauf 1 aus, kann sich der Systemdruck erhöhen und zulässige Drücke überschreiten. Verringert sich der Systemdruck dagegen temperaturbedingt und/oder in Folge von Leckagen, kann es zu Kavitationserscheinungen an Pumpen und Ventilen kommen und die Funktion des Systems nicht mehr erfüllt werden. Um den Druck in diesem System daher möglichst konstant zu halten, ist an beide Seiten eines hydraulischen Arbeitszylinders 2 jeweils ein Hydro- Speicher 3 angeschlossen, der mit dem Systemdruck vorgespannt ist. Hierbei darf das Gasvolumen nicht zu klein bemessen sein, da es ansonsten in Folge von Temperaturschwankungen zu großen Systemdruckschwankungen kommt. Bei der hier dargestellten Ausführungsform handelt es sich um ein„weiches" System. Bei einer äußeren Belastung gibt der Kolben des Arbeitszylinders 2 nach. Druckseitig fließt Hydraulikflüssigkeit in den Hydrospeicher 3, während der saugseitige Hydrospei- cher 3 sich entspannt. Eine neue Gleichgewichtslage wird erreicht. Wird der Kolben des Arbeitszylinders 2 von der Hydraulikpumpe 4 angetrieben, so ist ein zusätzliches Volumen zu fördern und zusätzliche Kompres- sionsarbeit zu leisten, was durch eine Regelung des Kolbenhubs einzustellen ist.

Fig. 2 ist eine schematische Darstellung eines geschlossenen hydraulischen Systems mit einem Hydraulikkreislauf 1 gemäß einer weiteren Aus- führungsform der Erfindung, wobei es sich hier im Gegensatz zu dem in Fig. 1 dargestellten„weichen" System um ein„hartes" System handelt, welches auch bei Temperatur- und Leckagebedingten Volumenände- rungen im Hydraulikkreislauf 1 beim Bewegen des Zylinders„hart" bleibt. Um dies zu erreichen, ist in der hier dargestellten Ausführungsform ein Tandemzylinder 7 mit beidseitiger Kolbenstange 8 und gleich großen Kolbenflächen in dem Hydraulikkreislauf 1 angeordnet. Der Tandemzy- linder 7 weist einen ersten Zylinder 9 mit einer ersten Kammer 10 und einer zweiten Kammer 10' und einen zweiten Zylinder 1 1 mit einer ersten Kammer 12 und einer zweiten Kammer 12' auf. Der Arbeitszylinder 2 weist ebenfalls eine erste Kammer 13 und eine zweite Kammer 13' auf. Die ersten Kammern, nämlich die erste Kammer 10 des ersten Zylinders 9, die erste Kammer 12 des zweiten Zylinders 1 1 und die erste Kammer 13 des Arbeitszylinders 2 liegen in der Figur jeweils auf der linken Seite der jeweiligen Kolbenflächen 14, 15 und 1 6. Die zweiten Kammern, nämlich die zweite Kammer 10' des ersten Zylinders 9, die zweite Kammer 12' des zweiten Zylinders 1 1 und die zweite Kammer 13' des Ar- beitszylinders 2 liegen dagegen auf der jeweiligen rechten Seite der jeweiligen Kolbenflächen 14, 15 und 16. Ferner ist die erste Kammer 13 des Arbeitszylinders 2 mit der ersten Kammer 10 des ersten Zylinders 9 verbunden, und die zweite Kammer 13' des Arbeitszylinders 2 ist mit der ersten Kammer 12 des zweiten Zylinders 1 1 verbunden. Die zweite Kammer 10' des ersten Zylinders 9 ist mit einem Hydrospeicher 3 verbunden und die zweite Kammer 12' des zweiten Zylinders 1 1 ist ebenfalls mit dem Hydrospeicher 3 verbunden. Durch die so in Fluidkommu- nikation stehenden Kammernl 0, 10', 12, 12', 13, 13' der Zylinder 2, 9 und 1 1 drücken die Kammerdrücke den Tandemkolben 8 nach rechts. Die Kolbenkräfte addieren sich. In entgegengesetzter Richtung nach links wirkt der Druck des Hydrospeichers auf die Kolbenflächen 14, 15. Der Druck im Hydrospeicher ist folglich das arithmetische Mittel der beiden Kammerdrücke des Arbeitszylinders 2. Erhöht sich das Hydraulikvolumen des Hydraulikkreislaufs 1 durch einen Temperaturanstieg, so verschiebt sich die Kolbenstange 8 des Tandemzylinders 7 nach rechts und Flüssigkeit aus den beiden rechten Kammern 10', 12' des Tandemzylinders 7 wird in den Hydrospeicher 3 gedrückt. Der Systemdruck steigt entspre- chend dem verdrängten Volumen im Hydrospeicher leicht an. Vermindert sich das Hydraulikvolumen im Hydraulikkreislauf 1 infolge einer Abkühlung oder einer Leckage, schiebt Hydraulikflüssigkeit aus dem Hydrospeicher 3 im Hydrokreislauf 1 die Kolbenstange 8 des Tandemzylin- ders 7 nach links und das Kreislaufvolumen wird verringert. Der Systemdruck bleibt bis auf eine minimale Druckabsenkung erhalten.

Wirkt bei verschlossener Pumpe 4 eine Kraft F auf die Kolbenstange 6 des Arbeitszylinders 2, so entlastet sich die der Kraftrichtung zugewand- te Kolbenkammer um Δρ während die andere Kammer um Δρ belastet wird. Auf den Tandemzylinder 7 wirkt wieder das arithmetische Mittel, welches dem Systemdruck, vorgegeben durch den Gasdruck im Hydrospeicher 3, entspricht. Die Kolbenstange 6 wird sich nicht bewegen. Der einzustellende Systemdruck ist damit gleich der halben zulässigen Pumpendruckdifferenz plus einem Sockeldruck. Dieser ist notwendig, um Kavitation auszuschließen. Die Volumina von Tandemkolben 8 und Hydrospeicher 3 sind so bemessen, dass der geforderte Dichte- bzw. Temperaturbereich mit ausreichender Sicherheit ausgeglichen werden kann und auch für angenommene Leckagen ausreichend Flüssigkeit vorhanden ist.

Fig. 3 ist ein Hydraulikschaltplan einer Rudermaschine 17 mit einer Ausgleichseinrichtung gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung. Wie hier ebenfalls erkennbar ist, handelt es sich um einen ge- schlossenen Hydraulikkreislauf 1 , in welchem eine Hydraulikpumpe 4 direkt auf einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder 2 mit beidseitiger Kolbenstange 6 wirkt, wobei die Kolbenstangendurchmesser gleich groß sind. Über eine Koppeleinrichtung 18, welche hier als Pleuelstange ausgebildet ist, ist ein Ruder 19 mit dem Arbeitszylinder 2 bewegungs- gekoppelt. Die Hydraulikpumpe 4 ist reversierbar und wird durch den Servomotor 5 angetrieben. Zur Richtungsumkehr werden der Servomotor 5 und die Hydraulikpumpe 4 gestoppt und in entgegengesetzter Drehrichtung wieder angefahren. Die Hydraulikpumpe 4 ist hier als Schraubenspindelpumpe ausgeführt, da sie den Vorteil der Pulsations- armut aufweist. Weiterhin ist die Pumpe 4 ausgelegt, um unter Nennlast zum Anlauf bereits das Nennmoment zu erreichen. Außerdem sollten aus akustischen Gründen kleine Drehzahlen realisiert werden. Dies kann durch so genannte Torque-Motoren, ausgeführt als permanent erregte Synchronmotoren, erreicht werden. Diese haben ein Anfahrmoment in der Höhe des Nennmomentes. Da die Ruderbewegung über die Hydraulikpumpe 4 gesteuert wird, ist ein Motorsteller 20 vorgesehen, welcher für den Vier-Quadranten- Betrieb ausgelegt ist. Die Ruderbewegung wird damit ausschließlich über die Drehbewegung des Servomotors 5 gesteuert. Wird keine Ruderverstellung gefordert, wird das Ruder 19 in seiner Stellung durch Hal- teventile 21 , 21 ' (Rückschlagventile) hydraulisch verriegelt. Dadurch ist kein Motormoment im Stillstand aufzubringen und es wird Energie gespart. Neben den Rohrleitungsverlusten bewirken die Halteventile 21 , 21 ' einen Verlust. Für einen verlustarmen Betrieb sind diese im geöffneten Zustand widerstandsarm ausgeführt.

Fährt der Arbeitszylinder 2 in eine Endlage und der Motor 5 schaltet sich aus, sind zum Schutz von Motor 5 und Pumpe 4 Druckbegrenzungsventile 22, 22' in dem Hydraulikkreislauf 1 angeordnet, die den Öldruck und damit das Motormoment begrenzen. Um Verlustwärme abzuführen die überwiegend durch Reibungsverluste in der Pumpe 4 entsteht ist nahe an der Pumpe 4 ein Kühler 23 vorgesehen.

Da der geschlossene Hydraulikkreislauf 1 einen Volumenausgleich benötigt, um Volumenänderungen infolge von Temperaturänderungen aufzunehmen bzw. den mittleren Druck im System konstant zu halten, ist auch hier eine Ausgleichseinrichtung, wie in Zusammenhang mit Fig. 2 bereits beschrieben wurde, vorgesehen. Hierzu dient wiederum der Tandemzylinder 7 mit beidseitiger Kolbenstange 8 und gleichen Kolbenflächen. Die Saug- und Druckseite des Arbeitszylinders 2 sind mit dem Tandemzylinder 7 derartig verbunden, dass sich die Kolbenkräfte addieren. Die Verbindung der einzelnen Kammern wurde bereits in Zusam- menhang mit Figur 2 eingehend beschrieben. In entgegengesetzter Richtung wirkt der Druck des Hydrospeichers 3. Dieser Druck ist genau das arithmetische Mittel der Saug- und Druckseite des Arbeitszylinders 2. Dehnt sich das Volumen aus, so wird die Kolbenstange 8 des Tandemzylinders 7 in Fig. 3 nach rechts verschoben und Flüssigkeit in den Hydro- Speicher 3 gedrückt. Der mittlere Systemdruck steigt leicht an. Vermindert sich das Hydraulikvolumen im Hydraulikkreislauf 1 infolge einer Abkühlung, schiebt der Hydrospeicher 3 Hydraulikflüssigkeit in den Tandemzylinder 7, der sich dann in Fig. 3 nach links bewegt und das Kreislaufvolumen verringert, so dass der Systemdruck leicht sinkt. Der einzu- stellende Mitteldruck ist damit gleich der halben maximalen Pumpen- druckdifferenz plus einem Sockeldruck zur Vermeidung von Kavitation an Pumpen und Ventilen.

Bei Unterwasserfahrzeugen ist es üblich, die Kolbenstange 6 des Arbeits- Zylinders 2 durch einen Druckkörper 24 zu führen. Dadurch wirkt der Tauchdruck zusätzlich auf die Kolbenstange 6. Damit auf den Arbeitszylinder 2 unabhängig von der Tiefe keine weiteren Kräfte als das Rudermoment wirken, wird der Tauchdruck auch auf die entgegengesetzte Seite 25 der Kolbenstange 6 geführt, wodurch geringere Stellkräfte und Pumpendrücke und damit auch geringere Verluste der Pumpe 4 infolge innerer Leckage realisiert werden können.

Gemäß einer weiteren Ausführungsform kann die maximal benötigte Pumpenleistung auch auf zwei Aggregate unterschiedlicher Förderka- pazität aufgeteilt werden. Für die überwiegende Betriebszeit reichen kleine Ruderausschläge bei geringen Verstellgeschwindigkeiten aus. Werden z. B. für Hafenmanöver große Verstellgeschwindigkeiten gefor- der†, wird eine Pumpe mit höherer Förderkapazität parallel dazu geschaltet. Da ein kleineres Pumpenaggregat weniger Leckageverluste, weniger Reibung und auch der Stromsteller eines kleineren Motors geringere elektrische Verluste gegenüber einem großen Elektromotor hat, kann die Rudermaschine 1 7 noch effizienter betrieben werden. Zusätzlich ist eine Redundanz vorhanden.

Weiterhin ist ein Druckluftmotor 26 vorgesehen, der bei Ausfall des Servomotors 5 oder der Regelung die Pumpe 4 antreibt. Druckluft steht beispielsweise einem Unterwasserfahrzeug aus Drucklufttanks 27 ausreichend und instantan zur Verfügung. Der Druckluftmotor 26 wird allerdings sinnvollerweise erst dann mit der Pumpe 4 verbunden, was durch die gestrichelte Linie 28 angedeutet ist, wenn der Druckluftmotor 26 mit Druckluft beaufschlagt wird. Diese Schaltung ist von Druckluftanlassern für Dieselmotoren bekannt. Das Ruder 19 wird dann entweder manuell oder elektrisch über ein 3/4-Wegeventil 29 gestellt.

Die Regelung der Rudermaschine 19 wird wie folgt durchgeführt. Vorgegeben ist der Soll-Ruderwinkel bzw. der Weg s des Arbeitszylinders 2. Ein Regler 30 für die Wegvorgabe 31 ermittelt die Abweichung zum Ist- Wert und gibt die Drehrichtung und Drehgeschwindigkeit des Motors 5 vor. Der Regler 30 hat die Aufgabe, ein Schwingen um den Sollwert zu vermeiden. Der Arbeitszylinder 2 ist dazu mit einem Wegsensor 32 zur Wegmessung ausgestattet.

Bezugszeichenliste

1 - Hydraulikkreislauf

2 - Arbeitszylinder

3 - Hydrospeicher

4 - Pumpe

5 - Motor

6 - Kolbenstange des Arbeitszylinders

7 - Tandemzylinder

8 - Kolbenstange des Tandemzylinders

9 - erster Zylinder des Tandemzylinders

10, 10' - erste und zweite Kammer des ersten Zylinders

1 1 - zweiter Zylinder des Tandemzylinders

12, 12' - erste und zweite Kammer des zweiten Zylinders 13, 13' - erste und zweite Kammer des Arbeitszylinders

14 - Kolbenfläche des ersten Zylinders

15 - Kolbenfläche des zweiten Zylinders

1 6 - Kolbenfläche des Arbeitszylinders

1 7 - Rudermaschine

18 - Koppeleinrichtung

19 - Ruder

20 - Motorsteller

21 , 21 ' - Halteventile

22, 22' - Druckbegrenzungsventile

23 - Kühler

24 - Druckkörper

25 - entgegengesetzte Seite der Kolbenstange 6

26 - Druckluftmotor

27 - Drucklufttank

28 - gestrichelte Linie

29 - 3/4-Wege-Ventil

30 - Regler - Weg vorgäbe - Wegsensor