控制轴向活塞泵的方法和有此轴向活塞泵的驱动单元和有此
驱动单元的静液压行进驱动装置
技术领域
[0001] 本
发明涉及一种根据
权利要求1前序部分的用于控制能贯通摆动的轴向活塞泵的方法和一种具有这种轴向活塞泵和
电子控制单元的驱动单元。最后，本发明还涉及一种具有这种驱动单元的静液压行进驱动装置。
背景技术
[0002] 由
现有技术已知，通过调节缸在行程体积上调节针对用于移动式作业机械（例如用于轮式装载机）的静液压行进驱动装置而言的能贯通摆动（durchschwenkbar）的轴向活塞泵，以便由此选择行进速度并改变行进方向。在此，所述调节缸可以构造为具有两个调节腔的同步缸，其调节活塞能够在相反的侧面上并由此在相反的调节方向上加载调节压
力。两个调节腔中的调节压力分别通过电子比例式减压
阀来调节。
[0003] 调节活塞通过彼此相对作用的两个对中
弹簧被预紧到中间
姿态。在此，所述两个对中弹簧在调节活塞上抵抗轴向活塞泵的摆出或者说贯通摆动。每个对中弹簧具有止挡，使得其复位力不超过中间姿态起作用。减压阀的最小
电流典型地这样调整，使得轴向活塞泵以该电流恰好相对所涉及的对中弹簧的作用在调节活塞上的复位力摆出。
[0004] 在利用这种轴向活塞泵驱动的静液压行进驱动装置的动态行进方向变换或反转中已知的是，所涉及的移动式作业机械从延迟出来直接过渡到
加速中并在此不保留在静止状态中。
[0005] 根据现有技术，使用具有遮挡装置的调节装置，调节压力介质在摆动时流动通过该遮挡装置。所述遮挡装置可以要么布置在通向调节腔的入口中要么布置在通向罐箱的出口中。在遮挡装置上，由于摆动动态（高的体积流到一个调节腔中，相同的体积流从另一个调节腔出来）而产生滞止压力，该滞止压力足够因此使轴向活塞泵能够几乎没有静止状态地贯通摆动通过零
位置。当轴向活塞泵摆动时，遮挡装置处的压力下降。只要轴向活塞泵在过零处也仅针对很少几秒保持停止，调节压力介质的体积流就通过遮挡装置变为零并出现压力平衡。
[0006] 例如，在通向两个调节腔的入口中分别布置有遮挡装置，并且应当从向前行进反转为向后行进。在从轴向活塞泵的向前输送的返回摆动期间，在该侧上由此延迟地降低调节压力。因此，在轴向活塞泵实际上摆动到零位置中之前，向后减压阀的通电就已经开始。向后减压阀在向后侧的遮挡装置上建立压力（例如13bar）。然而，由于体积流经过该遮挡装置，在该向后调节腔中得到一较低的调节压力（例如仅3bar）。只要轴向活塞泵保持处于零姿势（Nulllage）中，那么全部的调节压力（例如13bar）也施加在向后调节腔中，并且调节于是才可以克服（ueberwinden）中间对中。
[0007] 现有技术的调节装置的遮挡装置还具有以下缺点：1.必须在机械应用中选择遮挡装置；
2.这些遮挡装置显著升高了生产差异；
3.必须设置用于可更换/可应用的遮挡装置的装入空间；
4.这些遮挡装置降低了摆动动态，并因此使得精确的高动态的泵控制变得困难；
5.遮挡装置直径仅对于运行点/摆动动态是最佳的。如果所述遮挡装置上的滞止压力在摆动速度小的情况下也足够用于连续的过零，则所述轴向活塞泵的动态受到很大限制。
发明内容
[0008] 与此相对地，本发明的任务在于，提供一种用于控制能贯通摆动的轴向活塞泵的方法和一种驱动单元，并且提供一种具有这种驱动单元的静液压行进驱动装置，其中克服了这些缺点。
[0009] 该任务通过具有权利要求1特征的方法和通过具有权利要求14特征的驱动单元和通过具有权利要求15特征的行进驱动装置来解决。
[0010] 本发明的其它有利设计方案在
从属权利要求中描述。
[0011] 由按本发明的方法控制的能贯通摆动的轴向活塞泵具有调节装置，该调节装置具有双重作用的调节缸，该调节缸具有彼此相对作用的两个调节腔和彼此相对作用的两个对中弹簧。这两个调节腔可以分别通过一减压阀被供给调节压力介质。取消了调节装置的（由现有技术已知的）遮挡装置，并且可以模拟在反转期间以及尤其是在摆动
角度过零期间该调节装置的作用。其
基础是检测所述过零的一时间点。第二电流（例如向后电流）大致在该时间点实现过零阶跃并且因此实现第二调节压力的阶跃式增加。用于第一减压阀的第一电流（例如，向前电流）优选地大致在该时间点被停用。
[0012] “大致”在本文中例如意味着从过零之前的十分之一秒直至过零的
时间窗口。
[0013] 本发明能够实现连续的行进方向变换，而没有轴向活塞泵的由于泵调节、降低的差异和降低的成本而引起的动态限制。此外，改进了轴向活塞泵的可控性，这尤其在
定位时是有利的。
[0014] 第二电流的过零阶跃优选根据摆动角度的变化率在过零之前不久进行。
[0015] “在过零之前不久”在本文中例如意味着这样的时间点，在该时间点上，所述摆动角度还具有0.5%的剩余摆动角度。
[0016] 在根据本发明的方法的一个特别优选的改进方案中，调节压力差被限定或计算为第一调节压力减去第二调节压力。该调节压力差通过所述两个减压阀在过零时间点根据轴向活塞泵的反转方向阶跃式升高或者阶跃式降低。更确切地说，在轴向活塞泵从向前到向后发生输送方向变化时，调节压力差阶跃式升高。在
驱动轴从向后至向前发生输送方向变化时，所述调节压力差阶跃式降低。
[0017] 在根据本发明的方法的一种特别优选的改进方案中，调节压力差的阶跃式升高或降低以两个对中弹簧的经累加的等效值来进行。当例如两个对中弹簧分别具有5bar的等效值时，将调节压力差升高或降低10bar。
[0018] 轴向活塞泵的摆动角度可以通过摆动角度
传感器来测量，以便如此检测所述过零。
[0019] 轴向活塞泵的摆动角度可以通过体积流平衡从消耗器体积流、
泄漏和轴向活塞泵的转速中计算出，以便如此检测过零。
[0020] 优选地，消耗器体积流是利用根据本发明的驱动单元所形成的静液压行进驱动装置的
液压马达的吸收体积流（Schluckvolumenstrom）。
[0021] 轴向活塞泵的摆动角度可以根据经验根据移动式作业机械的行进速度来参数化，所述作业机械由静液压行进驱动装置驱动。例如，在经限定的移动式作业机械和-1m/s2的经限定的延迟的情况下，过零总是在例如0.5km/h处发生。不同的值优选地存储在表格中并通过
软件来选择。因此，能够检测过零。
[0022] 附加地，如果增加的电流将调节压力限制到一压力截断
水平上，那么对于反转过程可以省去液压的压力截断。
[0023] 此外，在行进方向变换期间必须在第二侧（例如向后侧）上接通电流并在第一侧（例如向前侧）上切断电流。通过根据本发明取消遮挡装置，电流变化直接在调节压力变化中产生。为了使驾驶员不会作为干扰冲击感觉到这点，第二电流（例如向后电流）优选在摆动角度开始返回摆动或移动式作业机械开始延迟的瞬间被激活。在此，优选地选择第二预置电流，其仅将第二调节压力升高到最小值。
[0024] 导入阶跃（Einleitungs-Sprung）能够通过如下方式实现，即第二电流阶跃式地升高到预置电流（Vorspann-Strom）和/或第一电流阶跃式地降低。
[0025] 在根据本发明的方法的一个特别优选的改进方案中，在导入阶跃和过零阶跃之间的时间窗口中，第一电流至少暂时地沿着坡道降低和/或第二电流至少暂时地沿着坡道升高。当形成调节压力差时，该调节压力差沿着坡道降低。
[0026] 优选地，轴向活塞泵的压力截断水平和/或导入阶跃和/或坡道的缩放通过可作为函数示出的参数来进行。函数或参数取决于移动式作业机械的行进速度或取决于液压马达的转速，该液压马达与轴向活塞泵
流体连接，以便形成静液压行进驱动装置。因此，延迟的激进性被改变，以便保护液压马达或静液压行进驱动装置的其他部件。这种保护尤其可以是在液压马达高转速下防止高工作压力。
[0027] 当移动式作业机械的行进速度增加时或者当液压马达的转速增加时，导入阶跃被降低和/或坡道被展平和/或压力截断水平被降低。
[0028] 优选地，在延迟期间通过电流的可参数化限界来进行轴向活塞泵的压力截断。因此，在工作压力达到极限值的情况下，不需要通过限压阀浪费
能量。
[0029] 在该方法的一个优选改进方案中，通过参考图7描述的特性曲线方案来实现保护移动式作业机械的
内燃机免受延迟期间的超速。
[0030] 优选地，将移动式作业机械的所期望的行进动态转换为所述函数的参数，其中，这些参数共同地并且相互耦联地根据移动式作业机械所期望的行为通过参数化
接口来调节。这参考图8示例性地示出。
[0031] 在此，所期望的行进动态可以根据加速
踏板姿态或内燃机的转速来描述。
[0032] 根据本发明的驱动单元设计用于行进驱动装置并具有能贯通摆动的、带有调节装置的轴向活塞泵和电子控制单元。调节装置具有双重作用的调节缸，其具有彼此相对作用的两个调节腔和彼此相对作用的两个对中弹簧。这两个调节腔能够分别通过减压阀供应调节压力介质并且能够被加载调节压力。利用电子控制单元可以控制前述方法。
[0033] 根据本发明的静液压行进驱动装置被设计用于移动式作业机械并且具有前面所描述的驱动单元和至少一个液压马达，所述液压马达与所述驱动单元的轴向活塞泵以闭合回路流体地连接。
[0034] 在根据本发明的行进驱动装置的一种特别优选的改进方案中，通过控制单元可计算或限定作为第一调节压力减去第二调节压力的调节压力差。所述调节压力差能够通过所述两个减压阀大致在过零时间点根据移动式作业机械的行进方向变化的类型而由电子控制单元阶跃式升高或阶跃式降低。对于从向前行进到向后行进的行进方向变化，经限定的调节压力差可被阶跃式地升高。对于从向后行进到向前行进的行进方向变化，经限定的调节压力差可阶跃式地降低。
附图说明
[0035] 在附图中示出了按本发明的驱动单元的一种
实施例，利用该实施例来执行按本发明的方法：图1示出了根据本发明的驱动单元的实施例的线路图；
图2示出图1的驱动单元的简化线路图；
图3示出了轴向活塞泵在具有调节压力和电流曲线的反转过程期间的摆动角度的曲线；
图4示出了轴向活塞泵如何在反转过程中在其特性曲线族的背景下被控制；
图5示出电流的过零阶跃如何取决于摆动角度；
图6以两个图表示出在两个不同的摆动角度情况下调节压力差的阶跃式降低；
图7示出了内燃机的超速保护；
图8示出对所期望的反转行为的协调。
具体实施方式
[0036] 图1示出了根据本发明的驱动单元的实施例的线路图。图2示出图1中的驱动单元的仅对于本发明重要的组件的线路图。
[0037] 能贯通摆动的轴向活塞泵具有壳体1，在该壳体上布置了两个工作接口A、B，闭合回路的工作线路分别被连接到所述工作接口上。由此形成用于（未示出的）移动式作业机械的行进驱动装置。
[0038] 轴向活塞泵具有驱动机构2，所述驱动机构被实施具有倾
斜盘3，其摆动角度αpmp能够通过调节装置5调整。双重作用的调节缸6用于所述情况，该调节缸具有第一调节腔8A和与第一调节腔反向作用的第二调节腔8B。
[0039] 在每个调节腔8A、8B中布置有对中弹簧9A、9B，对中弹簧将活塞压向中间姿态。通过相应的（未示出的）止挡防止了对中弹簧8A、8B也超过中间姿态地起作用。
[0040] 第一调节压力pstA在第一调节腔8A中朝轴向活塞泵的摆动角度αpmp增大的方向并由此朝其行程体积Volpmp增大的方向朝第一输送方向起作用。与此相反，第二调节腔8B中的第二调节压力pstB在摆动角度αpmp减小的方向上并由此朝行程体积Volpmp减小的方向在第一输送方向上起作用。
[0041] 由于轴向活塞泵的能贯通摆动性，所述第一调节压力pstB朝所述轴向活塞泵的摆动角度αpmp增大的方向并由此朝其行程体积Volpmp增大的方向在相反的输送方向上起作用。
[0042] 限定一调节压力差Δpst = pstA - pstB，其中，该调节压力差Δpst根据限定始终朝摆动角度αpmp或行程体积Volpmp增大的方向在第一输送方向上起作用。
[0043] 通过轴向活塞泵的驱动轴10以转速npmp驱动其驱动机构2，并且此外还驱动馈给泵14。
[0044] 轴向活塞泵的驱动轴10由（未示出的）内燃机驱动，该内燃机优选是柴油马达，并且其
曲轴以转速nEng旋转。
[0045] 轴向活塞泵通过其工作接口A、B在闭合回路中供给移动式作业机械的一个或多个（未示出的）行进马达。在向前行进中，第一工作压力pA朝摆动角度αpmp减小的方向起作用。
[0046] 这两个调节压力pstA、pstB通过两个减压阀18A、18B来控制，所述减压阀在
输入侧通过馈给压力线路22由馈给泵14供给。减压阀18A、18B具有相应的电磁体a、b，所述电磁体通过相应的电气线路20A、20B由电子控制单元16加载激励电流IA、IB。两个减压阀18A、18B这样设计，使得相应的调节压力pstA、pstB与电流IA、IB的相应强度成比例。
[0047] 对于所描述的实施例，轴向活塞泵的第一输送方向与第一减压阀18A并与工作压力介质的向前输送和与移动式作业机械的向前行进相关联，所述移动式作业机械具有带静液压行进马达的相应的静液压行进驱动装置。相应地，轴向活塞泵的相反的或者说第二输送方向利用第二减压阀18B与工作压力介质的向后输送和与移动式作业机械的向后行进相关联。
[0048] 在下面对根据本发明的方法的说明中，首先假设工作压力介质通过工作接口A向前输送，并因此移动式作业机械向前行进。通过所述反转，工作压力介质于是相应地通过工作接口B被向后输送或移动式作业机械向后行进。
[0049] 图3示出了轴向活塞泵在反转过程期间的摆动角度αpmp，带有调节压力pstA、pstB和电流IA、IB的曲线：1.导入反转。用于向前行进的第一电流IA随着导入阶跃26而向下阶跃，以导入延迟。同时，接通第二电流IB用于向后行进，以便预先激活第二减压阀18B；
2.在延迟中应当连续改变用于向前行进的电流IA和用于向后行进的电流IB之间的差。
因此，只要用于向前行进的调节压力pstA达到零，用于向后行进的电流IB开始随坡道增加；
3.只要延迟还在持续，用于向后行进的调节压力pstB被限制到"压力截断水平" 27上。
因此确保了，延迟不会导致大于轴向活塞泵中的允许工作压力pA、pB的
制动负荷压力。在此，在那里在延迟期间通过所述第二电流IB的能参数化的限界来进行所述轴向活塞泵的压力截断，使得第二调节压力pstB不继续增加；
4.当摆动角度αpmp被归零时，现在相关的对中弹簧9A通过调节压力pstB的等效的阶跃式升高来平衡。该升高通过第二电流IB的所谓的过零阶跃24实现。第一电流IA被切断；
5.此后，通过继续升高用于向后行进的电流IB，移动式作业机械进入向后指向的加速。
[0050] 图4示出轴向活塞泵的特性曲线族以及如何在反转过程中示例性地通过该特性曲线族来控制该轴向活塞泵。在最大摆动角度αpmp和200bar工作压力pA或者pB的情况下开始，将调节压力差Δpst （从例如19bar到11bar）阶跃式地降低，以便导入反转。然后，在所述坡道上继续降低调节压力差Δpst，直至轴向活塞泵返回摆动并形成过零。
[0051] 图5示出，电流IA、IB的过零阶跃24的时间点必须取决于摆动角度αpmp的变化率28，因此该时间点总是直接导致经限定的调节压力pst并因此导致经限定的调节压力差Δpst （在该情况下为0bar）。在图5中示出的
信号流程图中示出，除了摆动角度αpmp之外，还有其变化率28以及关于电流IA、IB的调节压力pstA、pstB即减压阀18A、18B的响应动态使用于过零的触发信号（Trigger）发生移动。在此，高的变化率28导致触发信号的进一步提前。
[0052] 图6在左边的图表中示出了在两个不同的示例性当前摆动角度αpmp的情况下用于导入反转功能的调节压力差Δpst的阶跃式降低。相应地，电流IA的导入阶跃26的高度也取决于当前的摆动角度αpmp。
[0053] 在将根据本发明的方法应用在由内燃机驱动的所述行进驱动装置中时，功能上的扩宽可以用于在行进驱动装置的延迟状态下保护内燃机不会超速。
[0054] 为此，根据图6和7中的图示，一方面根据摆动角度αpmp限制作为预控制的调节压力pstA、pstB的降低，而且根据泵转速npmp影响导入阶跃26和降低坡道。
[0055] 图7示出了当内燃机不再能够支持期望的延迟时用于内燃机的超速保护的图表。在此，以上升的顺序描绘了内燃机的以下转速值nEng：低空转转速nEnglowidle/最大工作转速nEnghighidle /预警转速nEngmaxdrgctrlstrt/最大牵引转速nEngmaxdrg。
[0056] 用于坡道的缩放系数从达到最大工作转速nEnghighidle开始不进一步升高。当内燃机达到预警转速nEngmaxdrgctrlstrt时，缩放系数又降低。因此，当内燃机面临过度转动的危险时，缓慢地抑制所述延迟，从而操作者不会感到延迟的意想不到的减弱。
[0057] 图8作为所述方法的扩展示出了对所期望的反转行为的协调，例如在"温和"、"适中"和"激进"这三个阶段中。
[0058] 存在两种选项来适当地调整用于轴向活塞泵的反转：- 选项1：响应行为、延迟和加速可独立地调整，在此，不可调整对内燃机的转速nEng的相关性、即加速踏板姿态。
[0059] - 选项2：响应行为、延迟和加速的动态相互固定相关联。动态被调整为内燃机的转速nEng的函数。由此可以调整与加速踏板有关的行为，并且更少地需要参数。
[0060] 利用这两个选项，可以在没有关于反转流程和物理的知识的情况下通过百分数来对轴向活塞泵的行为进行适配。用于反转强度或响应行为的百分数又缩放反转
算法的物理的参量/参数。
[0061] 在选项2中，反转过程的动态必须由移动式作业机械上的启动工程师针对制造商来调整。如从图3中可看出的那样，待调整的参数的数量是高的并且相关性是复杂的。优选地，对于导入阶跃26、图3的左边的较早区域"延迟"中的延迟坡道以及图3的右边的较晚区域"加速"中的加速坡道分别将针对非常温和的行为的最小值以及针对非常激进的行为的最大值固定地存储在控制装置中。通过唯一的参数"反转动态"，其例如具有0至100%的值范围，所有三个参数能够被耦联地在其在"温和"和"激进"之间的经限定的值范围内进行调节。
[0062] 在另一优选的实施方案中，反转动态不仅是一值，而且是引导参量、例如加速踏板姿态或内燃机的转速nEng的例如特性曲线形式的函数。图8在一实施例中示出用于参数"反转动态"以步骤0 - 50 - 100%转换为用于控制函数的值的表格。在该示例中，动态附加地是内燃机的引导参量“转速nEng”的函数，其中，“低转速”是接近下空转转速的值，并且"高转速"是指接近全转速调节器的高空转转速的值。
[0063] 启动工程师可以基于存储的值利用唯一的参数"反转动态"简单地优化行进行为。
[0064] 反转算法的扩展是工作压力pA、pB在延迟阶段中的电子限制。为此，相应于算法根据泵特性来限界调节压力差Δpst.本发明公开了一种驱动单元，其具有轴向活塞泵和电子控制单元16。轴向活塞泵的贯通摆动以一种方法来执行，在该方法中，彼此相对作用的减压阀18A、18B被阶跃式通电。因为与此相关在调节装置5中没有设置遮挡装置，所以激励电流IA的所谓的导入阶跃26导致所配属的调节压力pstA或由此形成的调节压力差Δpst的阶跃式降低。然后，执行至少激励电流IB的过零阶跃24，以便克服对中弹簧9A并因此确保轴向活塞泵的连续过零。
[0065] 附图标记列表1壳体
2驱动机构
3倾斜盘
5调节装置
6调节缸
8A第一调节腔
8B第二调节腔
9A第一对中弹簧
9B第二对中弹簧
10驱动轴
14馈给泵
16电子控制单元
18A第一减压阀
18B第二减压阀
20A第一电气线路
20B第一电气线路
22馈给压力线路
24过零阶跃
26导入阶跃
27压力截断水平
28变化率
αpmp轴向活塞泵的摆动角度
A第一工作接口
B第二工作接口
IA第一电流
IB第二电流
nEng内燃机的转速
nEnglowidle 内燃机的低空转转速
nEnghighidle 内燃机的最大工作转速
nEngmaxdrgctrlstrt内燃机的预警转速
nEngmaxdrg内燃机的最大牵引转速
npmp轴向活塞泵的转速
pstA第一调节压力
pstB第二调节压力
pA第一工作压力
pB第二工作压力
Δpst调节压力差
T罐箱
Vgpmp轴向活塞泵的排挤体积。
