Beschreibung

Technisches Gebiet

Die vorliegende Erfindung betrifft einen hydraulischen Antrieb für eine mobile Arbeitsmaschine, vorzugsweise einen Bagger mit einer Hydraulikpumpe und einer Hydraulikmaschine, die die Möglichkeit zur Rekuperation aufweist.

Stand der Technik

Aus der DE 10 2014 216 031 A1 ist ein hydrostatischer Antrieb zur Rekuperation von hydraulischer Energie bekannt. Die EP 3 358 201 A1 offenbart eine Vorrichtung zur Regeneration von hydraulischer Energie mit einer Hydraulikpumpe und einem Hydraulikgenerator.

Aus der EP 2 738 397 B1 ist eine Baumaschine mit einer Verstellpumpe und einer kombinierten hydraulischen Pumpe und Generator, also einer kombinierten Hydromaschine bekannt. Diese kombinierte Hydromaschine kann Energie rückgewinnen, aber auch ein Arbeitsfluid pumpen. In den genannten Antrieben stellt sich ein gesamtes Druckniveau für alle hydraulischen Verbraucher ein. Dieses gesamte Druckniveau wird durch den Verbraucher mit dem höchsten Lastdruck vorgegeben. Dadurch entstehen Verlustleistungen, die sich aus hohen Druckdifferenzen ergeben, die beispielsweise an Individualdruckwaagen gedrosselt werden müssen. Diese Drosselverluste treten dabei hauptsächlich im Teillastbetrieb und bei (gleichzeitiger) Parallelbetätigung von Verbrauchern auf und sind dabei durch den Aufbau als ein Ein- Kreis-System bedingt.

Zusammenfassung der Erfindung Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen verbesserten, insbesondere möglichst energieeffizienten hydraulischen Antrieb zum Anheben und Senken einer Last bereitzustellen. Ferner sollen für den hydraulischen Antrieb bevorzugt möglichst wenig Bauteile benötigt werden.

Diese Aufgabe wird durch einen hydraulischen Antrieb mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der beigefügten Unteransprüche.

Die Erfindung betrifft demzufolge einen hydraulischen Antrieb für eine oder einer mobile(n) elektrifizierte(n) Arbeitsmaschine, vorzugsweise einen oder eines Bagger(s). Der hydraulische Antrieb weist eine durchschwenkfähige Hydraulikmaschine auf, die dafür vorgesehen und ausgebildet ist, erste Verbraucherzylinder anzutreiben und potenzielle Energie beim Ein-/Rückfahren der ersten Verbraucherzylinder zu regenerieren. Der hydraulische Antrieb weist ferner eine Hydraulikpumpe auf, die weitere/andere Verbraucherzylinder antreibt. Offenbarungsgemäß ist die Hydraulikmaschine über einen ersten Steuerkreislauf mit den ersten Verbraucherzylindern und die Hydraulikpumpe ist über einen zweiten Steuerkreislauf mit den weiteren Verbraucherzylindern verbunden und die beiden Steuerkreisläufe sind hydraulisch voneinander getrennt.

Der hydraulische Antrieb weist die zwei Hydraulikmaschinen/Hydraulikpumpen auf. Die erste Hydraulikmaschine/Hydraulikpumpe ist hydraulisch mit einem ersten Verbraucher, vorzugsweise mit einem Ausleger des Baggers verbunden und hebt und senkt den ersten Verbraucher. Beim Senken des Auslegers wird potenzielle Energie in kinetische Energie umgewandelt. Ein Fluidstrom fließt aus einem Verbraucherzylinder zurück zur ersten Hydraulikpumpe. Diese kinetische Energie kann durch die erste Hydraulikpumpe regeneriert werden, da die erste Hydraulikpumpe durchschwenkfähig bzw. mooringfähig ist. D.h. die erste Hydraulikpumpe kann ihren Schwenkwinkel derart weit verändern, dass sie als ein Hydraulikgenerator fungiert.

In anderen Worten ist die durchschwenkfähige Hydraulikpumpe also eine kombinierte HydraulikpumpeZ-generator (Hydraulikmaschine). Eine Antriebswelle der Hydraulikmaschine muss dafür ihre Drehrichtung nicht wechseln. Die erste Hydraulikpumpe ist also eine Kombination aus einer hydraulischen Pumpe und einem hydraulischen Motor und kann sowohl in eine Förderrichtung laufen, um beispielsweise ein Fluid zu pumpen aber auch in eine andere Förderrichtung als hydraulischer Generator von einem Fluid angetrieben werden. Die zweite Hydraulikpumpe ist ausschließlich dafür vorgesehen und ausgebildet, weitere Verbraucher zu betreiben. Die weiteren Verbraucher sind beispielsweise ein Stiel, ein Löffel und ein Retarder des Baggers. Weitere Verbraucher können beispielsweise Fahren, Verstellausleger, Schild und/oder Optionsverbraucher sein. Die erste Hydraulikpumpe ist über einen ersten hydraulischen Steuerkreislauf mit dem ersten Verbraucher verbunden. Genauso ist die zweite Hydraulikpumpe über einen zweiten hydraulischen Steuerkreislauf mit den weiteren Verbrauchern verbunden. Die beiden Steuerkreisläufe sind dabei derart voneinander getrennt, dass zueinander unterschiedliche Druckniveaus in den jeweiligen Steuerkreisläufen möglich sind.

Die getrennten Steuerkreisläufe ermöglichen eine energieeffiziente Verteilung durch mehrere Arbeitsfluidströme, die von mehreren Hydraulikpumpen bereitgestellt werden, zu den linearen Haupt- und Nebenverbrauchern. Durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine kann die potenzielle Energie beim Absenken des Verbraucherzylinders vorzugsweise ohne eine Drehrichtungsumkehr der Antriebswelle, die die Pumpe antreibt, zurückgewonnen werden. Eine Energierückgewinnung beim Absenken des Auslegers bzw. beim Einfahren der Verbraucherzylinder unter aktiven Lasten wird ermöglicht. Durch die getrennten Steuerkreisläufe ist es erst möglich, unterschiedliche Druckniveaus in den jeweiligen Steuerkreisläufen anzulegen.

Die vorliegende Offenbarung weist die folgenden Vorteile auf.

• energieeffiziente Steueranordnung zum Betrieb einer mobilen Arbeitsmaschine/ eines elektrifizierten (Mobil)Baggers

• der elektrifizierte (Mobil)Bagger kann lokal emissionsfrei arbeiten

• Adressierung der relevanten bzw. wichtigsten Einspar- und Rückgewinnungspotentiale hinsichtlich des energetischen Verhaltens und somit kosteneffizienter Aufbau möglich • Nutzung von Rohrbruchsicherungsventilen als Leckagekompensation beim regenerativen Absenken des Verbraucherzylinders

• Anordnung eines Niederdruckspeichers zum Schutz der durchschwenkfähigen Pumpe durch Verhinderung von zu niedrigen Drücken unter z.B. einem bar im Druckbereich

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung wird ein Fluidstrom der Hydraulikpumpe durch ein Summierungsventil zu einem Fluidstrom der Hydraulikmaschine addiert und andersherum. Die beiden Steuerkreisläufe können durch das Summierungsventil zusammengeschaltet werden. Dabei werden die Volumenströme der beiden Pumpen bedarfsgerecht zu einem jeweiligen Summenvolumenstrom in einem der beiden Verbraucherkreise addiert. Der Fluidstrom der Hydraulikpumpe wird zugeschaltet, wenn der maximal mögliche förderbare Volumenstrom der jeweiligen Hydraulikmaschine nicht ausreicht, die geforderte Geschwindigkeit des Verbrauchers bzw. der Verbraucher zu erreichen. Durch die Möglichkeit der Addition der Fluidströme können die einzelnen Hydraulikpumpen und Bauteile kleiner ausgelegt werden. Das führt zu verminderten Verlusten durch Leckagen und Druckverlusten durch eine bessere Volumenstromauslastung vor allem auch bei Teillastbetrieb.

Das Summierungsventil trennt in einer Arbeitsstellung die beiden Steuerkreisläufe. In einer Arbeitsstellung des Summierungsventils kann ein Volumenstrom der Hydraulikpumpe auf eine Pumpenleitung der Hydraulikmaschine und anders herum aufgeschlagen werden.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist das Druckniveau in den einzelnen Steuerkreisläufen zueinander unterschiedlich. In dem ersten Steuerkreislauf und in dem zweiten Steuerkreislauf können je nach Lastsituation der Verbraucher zueinander unterschiedliche Drücke anliegen, was durch die Trennung der Steuerkreisläufe erst ermöglicht wird. Durch die Aufteilung in unterschiedliche Druckniveaus lassen sich besonders in einem Parallelbetrieb von mehreren Hydraulikpumpen und Verbrauchern Drosselverluste verringern, die dadurch bedingt sind, dass unterschiedliche Verbraucher unterschiedliche Lastdrücke benötigen und sich ein einzelner Steuerkreislauf am Verbraucher mit dem höchsten Lastdruck orientieren muss. Bei den übrigen Verbrauchern muss der Lastdruck weggedrosselt werden, was zu Verlusten führt.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung regeneriert die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine die zurückgewonnene Energie mechanisch über die gemeinsame Welle direkt an die Hydraulikpumpe. Die zurückgewonnene Energie wird direkt ohne elektrisches Zwischenspeichern an die Hydraulikpumpe übertragen. Dadurch kann die zurückgewonnene Energie ohne Verluste bei der Umwandlung von mechanischer Energie in elektrische Energie und ohne Verluste beim elektrischen Zwischenspeichern übertragen werden.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung wandelt die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine die zurückgewonnene Energie in elektrische Energie. Dabei wird kinetische Energie beim Einfahren des Verbraucherzylinders durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine in elektrische Energie umgewandelt. Die elektrische Energie wird dabei in einem Akkumulator gespeichert, der den oder die Elektromotore(n) der Hydraulikpumpen versorgt. Das ist besonders in dem Fall günstig, wenn die zurückgewonnene Energie nicht direkt von der Hydraulikpumpe benötigt wird, sondern erst später.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine über eine Pumpenleitung mit (integriertem) Hauptsteuerschieber und (integrierter) Individualdruckwaage mit einer Bodenseite der Verbraucherzylinder verbunden. Die Verbraucherzylinder sind über eine Regenerationsleitung / einen Pumpenkanal mit der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine verbunden. Der Fluidstrom der zweiten Hydraulikpumpe wird bei Bedarf über das Summierungsventil in die Pumpenleitung eingebracht.

Durch den Hauptsteuerschieber und die Individualdruckwaage wird der Fluidstrom von der Hydraulikmaschine zu der Bodenseite der Verbraucherzylinder gesteuert. Beim Absenken der Verbraucherzylinder entsteht ein Fluidstrom von den Verbraucherzylindern zu der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine. Dieser Fluidstrom wird von der Funktionsweise der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine als Hydraulikgenerator in elektrische Energie umgewandelt. Sollte der Volumenstrom, der von der Hydraulikmaschine gefördert wird, nicht zum Einstellen der geforderten (maximalen) Geschwindigkeiten der Verbraucherzylinder ausreichen, kann der Fluidstrom der weiteren Hydraulikpumpe durch das Summierungsventil zugeschaltet werden.

Bei einem regenerativen Absenken des Verbrauchers wird ein Fluidstrom von der Bodenseite der Verbraucherzylinder über den Pumpenkanal zu der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine ermöglicht. Durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine kann die Geschwindigkeit des regenerativen Absenkens gesteuert werden.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb einen Niederdruckspeicher auf, der einen Mindestdruck bereitstellt, der verhindert, dass die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine in einem Bereich mit einem zu niedrigen Druck läuft.

Durch schnelle Lastwechsel und Bewegungsrichtungswechsel kann es an der Hydraulikmaschine zu einem Druckabfall kommen, der schädlich für die Hydraulikmaschine ist. Dies kann durch einen zusätzlichen Volumenstrom aus dem Niederdruckspeicher vermieden werden. Der Niederdruckspeicher wird durch eine Erhöhung der Vorspannung eines Rücklaufkanals in einem Hauptventilblock des hydraulischen Antriebs befüllt. Dazu können sowohl die Rücklaufmengen der Verbraucher als auch eine zusätzliche Einspeisung durch die Hydraulikpumpe des zweiten Steuerkreislaufs über ein Druckablassventil (z.B. Unloading-Ventil bei Ausprägung des Systems als LUDV-System) genutzt werden.

Zu niedrige Drücke können die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine beschädigen. Um dies zu verhindern, weist der hydraulische Antrieb den Niederdruckspeicher auf, der über ein Rückschlagventil Arbeitsfluid in den Pumpenkanal fördert. Dies wird insbesondere dann notwendig, wenn schnelle Last- und / oder Bewegungsrichtungswechsel vom Benutzer gefordert werden. Ein Beispiel dafür ist, wenn der Benutzer direkt nach dem Heben des Verbrauchers mit schneller Geschwindigkeit ein Absenken in die Gegenrichtung vorgibt und die Hydraulikpumpe in die negative Richtung ausschwenkt. Durch die Trägheit des Verbrauchers verbleibt dieser in seiner Geschwindigkeitsrichtung, die Hydraulikmaschine beginnt aber einen Volumenstrom aus dem Pumpenkanal zu saugen. Das gleiche Verhalten erfolgt auch beim Aufschlag der Schaufel auf dem Boden während des Absenkvorgangs. Hierdurch kann es zu einem massiven Druckabfall am Pumpenausgang kommen, welcher für Drücke unter z.B. 1 bar nicht ausgelegt ist. Daraus können Schädigungen resultieren, welche durch den zusätzlichen Arbeitsfluidstrom aus dem Niederdruckspeicher vermieden werden können.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb Rohrbruchsicherungsventile auf, die elektrisch angesteuert einen Öffnungsquerschnitt einstellen, durch den ein Volumenstrom von der Bodenseite der Verbraucherzylinder in den Pumpenkanal gesteuert wird.

Beim regenerativen Absenken können die Rohrbruchsicherungsventile einen Öffnungsquerschnitt einstellen, der die Menge an Arbeitsfluid, die von der Bodenseite der Verbraucherzylinder zu der Hydraulikmaschine fließt, steuert. Dadurch kann das regenerative Absenken des Auslegers genauer gesteuert werden, als es durch die Hydraulikmaschine möglich wäre. Die Rohrbruchsicherungsventile ermöglichen dadurch eine Feinsteuerung beim regenerativen Absenken des Auslegers.

Die Rohrbruchsicherungsventile werden unabhängig von dem Hauptsteuerschieber angesteuert. Als Rohrbruchsicherungsventile können alle proportionalen 2/2-Wegeventile mit einer Rückschlagfunktion in der einen und einer Durchströmungsfunktion in der anderen Richtung verwendet werden. Durch die Rohrbruchsicherungsventile kann ein Feinsteuerbereich, der für Kranarbeiten notwendig ist, bis zu einer bestimmten Geschwindigkeit abgebildet werden. Ab der bestimmten Geschwindigkeit öffnet das Rohrbruchsicherungsventil vollständig und die Geschwindigkeit beim regenerativen Absenken wird nur noch durch die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine bemessen, welche hierbei als ein hydraulischer Motor arbeitet und Leistung an die Antriebswelle zurückgeben kann.

Zudem kann das Rohrbruchsicherungsventil im Feinsteuerbereich zum Ausgleich der gesamten internen Leckagen im Absenk-Pfad des hydraulischen Antriebs benutzt werden, um eine stetige Geschwindigkeitserhöhung aus der Ruhelage zu ermöglichen und somit einen Offset im Geschwindigkeitsprofil zu vermeiden.

Die Erfindung gewährleistet die Absenkbewegung derart, dass komponenten- und systembedingte Leckagen kompensiert werden. Die komponenten- und systembedingten Leckagen treten beispielsweise in einem Stromregler in einem Lastdruck-Melde-Kanal bzw. einer Entlastungsleitung für eine Druckentlastung, einem ersten Bypassventil in dem Pumpenkanal zu der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine und durch Leckagen in der durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine auf.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb das erste Bypassventil auf, das eine hydraulische Verbindung zwischen dem Pumpenkanal und den Bodenseiten der Verbraucherzylinder sperrt und öffnet.

Beim klassischen Absenken des ersten Verbrauchers sperrt das erste Bypassventil die Verbindung zwischen dem Pumpenkanal und der Bodenseite der Verbraucherzylinder, um eine Erhöhung des Pumpendrucks und ein unkontrolliertes Absenken des Verbrauchers zu verhindern. Beim klassischen Absenken wird ein Druck aus der Hydraulikmaschine auf die Kolbenseiten der Verbraucherzylinder beaufschlagt. Arbeitsfluid von den Bodenseiten der Verbraucherzylinder wird in den Rücklaufkanal entlastet. Wenn die Verbindung von den Bodenseiten zu dem Pumpenkanal offen wäre, würden die Bodenseiten auch durch den Pumpenkanal entlastet werden. Dadurch würde der Pumpendruck steigen und als Folge über die Entlastungsleitung und eine Drossel entlastet werden. Das hätte ein unkontrolliertes Absenken des Verbrauchers zur Folge. Dieses unkontrollierte Absenken wird dadurch verhindert, dass das erste Bypassventil die hydraulische Verbindung zwischen den Bodenseiten der Verbraucherzylinder und dem Pumpenkanal beim klassischen Absenken sperrt.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb ein zweites Bypassventil auf, das eine Verbindung zwischen den Bodenseiten der Verbraucherzylinder und den Kolbenseiten der Verbraucherzylinder realisiert. Durch das zweite Bypassventil wird die Energieeffizienz der Gesamtanordnung erhöht und die Befüllung der Kolbenseite des Verbraucherzylinders gewährleistet. Durch das zweite Bypassventil werden ferner eine Erhöhung des Lastdrucks sowie eine Verringerung des Volumenstroms erreicht, welcher beim regenerativen Absenken des Auslegers von der Kolbenseite zu der mooringfähigen/durchschwenkfähigen Hydraulikmaschine gefördert werden muss. Aufgrund des dadurch verminderten Pumpenvolumenstroms können die Hydraulikmaschine einschließlich der die Hydraulikmaschine antreibende Elektromotor mit einer niedrigeren Drehzahl betrieben werden, als dies mit dem gesamten Auslegervolumenstrom möglich wäre und was zu geringeren mechanischen Verlusten führt. Auch hilft die hiermit einhergehende Verstellung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine auf nahezu den Maximalwert, die Reibungs- und somit die mechanischen Verluste weiter zu minimieren.

Durch das zweite Bypassventil ergeben sich zwei Vorteile. Die Kolbenseite der Verbraucherzylinder kann ohne einen Volumenstrom der Hydraulikpumpe befüllt werden. Ferner sinkt der Volumenstrom, der von der Bodenseite der Verbraucherzylinder zu der Hydraulikmaschine zurückfließen muss. Dadurch kann die Drehzahl abgesenkt und das Schluckvolumen der Hydraulikmaschine auf einen maximalen Wert gestellt werden. Zusätzlich verringern sich die durch den Volumenstrom verursachten Druckverluste in dem Pumpenkanal.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ermöglicht die Hydraulikpumpe beim rekuperativen Absenken des ersten Verbrauchers über das Summierungsventil einen Fluidstrom zu der Kolbenseite der Verbraucherzylinder. Dadurch kann das rekuperative Absenken durch ein zugeschaltetes aktives Absenken beschleunigt und die Befüllung der Kolbenseiten der Zylinder gewährleistet werden, wenn das regenerative Absenken ohne die Kurzschlussschaltung mit Hilfe des zweiten Bypassventils ausgeführt wird.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb Drucksensoren auf, die eine Änderung eines Lastzustands detektieren, damit der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine eingestellt werden kann.

Durch die Drucksensoren wird die Änderung des Lastzustandes erkannt. Das passiert beispielsweise, wenn der Ausleger den Boden berührt. In diesem Fall ist die Hydraulikmaschine im rekupertiven Modus und ins Negative geschwenkt. Wenn der Boden bearbeitet werden soll, wird eine aktive Belastung des Zylinders durch die Hydraulikmaschine benötigt. Dann erfolgt eine Verstellung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine in den positiven Bereich. Außerdem wird der Hauptsteuerschieber in die weitere Arbeitsstellung geschoben und die beiden Bypassventile geschlossen. Damit ist der hydraulische Antrieb im Modus „klassisches Absenken“. Dadurch kann die Hydraulikmaschine schnell einen Druck beaufschlagen und die Verbraucherzylinder ausfahren und somit den Verbraucher aktiv betätigen.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb die Druckablassventile zum Ablassen von Druckspitzen auf, bei denen ein Lastdruck der Entlastungsleitung auf jeweils eine Stirnfläche der Druckablassventile in schließender Richtung wirkt.

Das Druckablassventil ist mit dem Pumpenkanal über die Entlastungsleitung verbunden. Beim rekuperativen Absenken liegt in dem Pumpenkanal der volle Lastdruck an. Dadurch steigt der Druck in der Entlastungsleitung. Würde der Lastdruck an der Stirnfläche in öffnende Richtung des Druckablassventils anliegen, würde sich das Druckablassventil öffnen, wenn der Lastdruck höher als das eingestellte Druckkraftäquivalent der Feder des Druckablassventils ist. Dies würde ein unkontrolliertes und nicht steuerbares Absenkverhalten des Auslegers zur Folge haben. Da der Lastdruck des Pumpenkanals auf die Stirnfläche in schließender Richtung wirkt, bleibt das Druckablassventil bei dem vollen Lastdruck des Pumpenkanals in der geschlossenen Stellung und es kann kein Volumenstrom unkontrolliert von dem Ausleger in den Rücklaufkanal fließen. Die Geschwindigkeit des Absenkens ist dadurch durch die Hydraulikmaschine steuerbar und kontrollierbar.

In anderen Worten wird der Lastdruck in dem Pumpenkanal beim Absenken über die mooringfähige/durchschwenkfähige Hydraulikmaschine in einen Lastdruck-Melde- Kanal gemeldet. Dadurch wird eine Öffnung des Druckablassventils verhindert.

Die Druckspitzen, die durch das Druckablassventil abgelassen werden, resultieren aus der Tatsache, dass eine Bewegung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine langsamer ist als eine Bewegung beim Schließen von Ventilen. Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine auf einer gemeinsamen Antriebswelle angeordnet. Dadurch werden nur ein Elektromotor, der die beiden Hydraulikpumpen antreibt, und ein Inverter benötigt. Das spart Kosten und Bauteile.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine auf jeweils unterschiedlichen Antriebswellen angeordnet. Dadurch kann eine optimale Drehzahl für jeden einzelnen Steuerkreislauf erreicht werden, was durch eine gemeinsame Antriebswelle nicht in jeder Betriebssituation erreicht wird.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikpumpe eine Verstellpumpe. Dadurch wird ein benötigter Volumenstrom in dem zweiten Steuerkreislauf sichergestellt.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikpumpe eine Konstantpumpe. Dies hat den Vorteil, dass die Hydraulikpumpe immer mit ihrem maximalen Schluckvolumen arbeitet. Dadurch wird die Hydraulikpumpe effizient betrieben und weist Kostenvorteile gegenüber einer verstellbaren Pumpe auf.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikmaschine verstellbar. Dadurch wird ein benötigter Volumenstrom in dem ersten Steuerkreislauf sichergestellt.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die durchschwenkfähige Hydraulikmaschine konstant. Dadurch arbeitet die Hydraulikmaschine immer mit ihrem maximalen Schluckvolumen. Dadurch wird die Hydraulikmaschine effizient betrieben und weist Kostenvorteile gegenüber einer verstellbaren Pumpe auf.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Pumpen für die Nebenverbraucher auf einer gemeinsamen Antriebswelle mit der Hydraulikmaschine und der Hydraulikpumpe angeordnet. Das spart Kosten, da keine weitere Antriebswelle, Elektromotor und Inverter nötig sind. Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung sind die Pumpen für die Nebenverbraucher auf einer anderen Antriebswelle als die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine angeordnet sind. Dadurch kann durch einen zusätzlichen Wandler eine niedrigere Spannung realisiert werden. Damit können günstigere Elektromotoren verwendet werden. Die Pumpen für die Nebenverbraucher müssen derart nicht ständig betrieben werden, wenn die Hydraulikpumpe und die Hydraulikmaschine angetrieben werden.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist die Hydraulikpumpe auf einer Antriebswelle angeordnet, die hydraulisch angetrieben wird, um Regeneration von Energie zu ermöglichen. Dadurch kann die energetische Effizienz gesteigert werden.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung weist der hydraulische Antrieb ein hydraulisches Drehwerk auf. Damit ist das Drehwerk zur Regeneration fähig. Dadurch ist das hydraulische Drehwerk fast genauso energieeffizient wie ein elektrisches Drehwerk. Ein hydraulisches Drehwerk weist einen Kostenvorteil gegenüber einem elektrischen Drehwerk auf.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist das hydraulische Drehwerk in einem geschlossenen Kreis ausgeführt. In dem geschlossenen Kreis weist der hydraulische Antrieb eine zusätzliche Hydraulikpumpe auf, die eine Hydraulikmaschine des Drehwerks antreibt. Die Hydraulikmaschine kann dabei mit einem konstanten oder einem variablen Schluckvolumen ausgeführt sein.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist das hydraulische Drehwerk in einem offenen Kreis ausgeführt. Dabei ist das System sekundär geregelt. Die zusätzliche Hydraulikpumpe stellt einen Volumenstrom zu der Hydraulikmaschine des Drehwerks sicher. Die Hydraulikmaschine wird durch eine Drehzahlregelung in ihrem Schluckvolumen geregelt. Es ist weiterhin denkbar auf die zusätzliche Hydraulikpumpe zu verzichten. In diesem Fall muss die Hydraulikpumpe, die das Drehwerk antreibt durchschwenkbar sein. Die Hydraulikmaschine des Drehwerks kann dabei sekundärgeregelt betrieben werden.

Kurzbeschreibung der Figuren Fig. 1 zeigt einen Schaltplan eines offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer ersten Ausführungsform;

Fig. 2 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß der ersten Ausführungsform;

Fig. 3 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer zweiten Ausführungsform;

Fig. 4 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer dritten Ausführungsform;

Fig. 5 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer vierten Ausführungsform;

Fig. 6 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer fünften Ausführungsform;

Fig. 7 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer sechsten Ausführungsform;

Fig. 8 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer siebten Ausführungsform;

Fig. 9 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer achten Ausführungsform; und

Fig. 10 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer neunten Ausführungsform.

Detaillierte Beschreibung der Ausführungsformen Nachstehend werden die Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung auf der Basis der zugehörigen Figuren beschrieben.

Erste Ausführungsform

Fig. 1 zeigt einen Schaltplan eines offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs 1 . Der hydraulische Antrieb 1 ist in einer (mobilen) elektrifizierten Arbeitsmaschine (nicht dargestellt) eingesetzt, vorzugsweise einem Bagger.

Der hydraulische Antrieb 1 weist eine Hydraulikpumpe 2 auf. Dabei kann es sich sowohl um eine Verstellpumpe als auch eine Konstantpumpe handeln. Der hydraulische Antrieb 1 weist ferner eine durchschwenkfähige Hydraulikmaschine 4 auf. Die Hydraulikpumpe 2 und die Hydraulikmaschine 4 sind beide auf einer gemeinsamen Antriebswelle 6 angeordnet, die von einem Elektromotor 8 angetrieben wird. Ein Inverter 10 ist dem Elektromotor 8 vorgeschaltet. Der Inverter 10 wird dabei durch einen elektrischen Zwischenkreis von einem Akku 12 versorgt. Der Akku 12 versorgt ebenfalls einen elektrischen Drehantrieb 14. Auf der Antriebswelle 6 sind außerdem weitere Pumpen 16, 18 für Nebenverbraucher angeordnet. Die Nebenverbraucher sind beispielsweise eine Leitung zur Bereitstellung des Steuerdrucks oder eine Lenkung und/ oder eine Bremse.

Die Hydraulikmaschine 4 ist mit einer Pumpenleitung 20 verbunden. Die Pumpenleitung 20 ist wiederum mit einem Hauptsteuerschieber 22 verbunden. Der Hauptsteuerschieber 22 ist als ein 8/3-Wege-Proportionalregelventil ausgeführt. Ein Anschluss des Hauptsteuerschiebers 22 ist mit einem Anschluss A verbunden. Ausgangsseitig ist der Hauptsteuerschieber 22 mit einer Leitung 24 zu einer Individualdruckwaage 26 verbunden. Der Hauptsteuerschieber 22 hat einen Anschluss für eine Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zurück zu dem Hauptsteuerschieber 22. In einer federvorgespannten Grundstellung sind alle Anschlüsse des Hauptsteuerschiebers 22 gesperrt. Eine Verbindung von der Pumpenleitung 20 zu der Leitung 24 zu der Individualdruckwaage 26 und eine Verbindung von Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zu dem Anschluss A sind in der Grundstellung unterbrochen. In einer elektrisch verstellbar betätigten Arbeitsstellung des Hauptsteuerschiebers 22 ist die Pumpenleitung 20 mit der Leitung 24 zu der Individualdruckwaage 26 hydraulisch gedrosselt verbunden. Die Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zu dem Hauptsteuerschieber 22 ist mit dem Anschluss A hydraulisch verbunden. Ein Anschluss B ist mit einem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden. Zwischen den Anschlüssen A und B und dem Hauptsteuerschieber 22 sind jeweils Sekundärdruckbegrenzungsventile 31 positioniert, über die ein Solldruckwert an den Leitungen eingestellt werden kann.

In einer weiteren elektrisch verstellbar betätigten Arbeitsstellung des Hauptsteuerschiebers 22, die ein aktives Absenken darstellt, ist die Pumpenleitung 20 mit der Leitung 24 zur Individualdruckwaage 26 hydraulisch gedrosselt verbunden. Die Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zu dem Hauptsteuerschieber 22 ist mit dem Anschluss B hydraulisch verbunden. Der Anschluss A ist mit dem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden. Ein Anschluss einer Entlastungsleitung bzw. einem Lastdruck-Melde-Kanal 32 ist mit der Leitung zu dem Anschluss B über ein Rückschlagventil hydraulisch verbunden.

Die Individualdruckwaage 26 ist als ein 3/3-Wege- Proportionalregelventil ausgeführt. Auf einer Eingangsseite ist die Individualdruckwaage 26 mit dem Hauptschieber 22 über die Leitung 24 verbunden. Auf einer Ausgangsseite der Individualdruckwaage 26 ist ein Anschluss zu der Entlastungsleitung 32 und die Leitung 28 zurück zu dem Hauptschieber 22 angeordnet. In einer federvorgespannten Grundstellung sind die hydraulischen Verbindungen gesperrt. Die Individualdruckwaage 26 wird durch einen Druck in der Leitung 24 zwischen dem Hauptsteuerschieber 22 und der Individualdruckwaage 26 hydraulisch in eine Arbeitsstellung geschoben. In der Arbeitsstellung der Individualdruckwaage 26 ist die Leitung 24 mit der Leitung 28 zurück zum Hauptschieber 22 hydraulisch verbunden. Der Anschluss der Leitung 24 von dem Hauptschieber 22 ist hydraulisch gedrosselt mit der Entlastungsleitung 32 verbunden. In der Leitung 28 zwischen der Individualdruckwaage 26 und dem Hauptsteuerschieber 22 sind zwei Rückschlagventile 34, 36 angeordnet.

Wenn die Leitung 24 mit Druck beaufschlagt ist, weil der Hauptsteuerschieber 22 in der Arbeitsstellung ist, wird die Individualdruckwaage 26 hydraulisch betätigt. Dadurch werden die Leitungen 24, 28 von dem Hauptsteuerschieber 22 über die Individualdruckwaage 26 zurück zum Hauptschieber 22 hydraulisch verbunden. Der Anschluss A ist damit hydraulisch über den Hauptsteuerschieber 22 und die Individualdruckwaage 26 mit der Pumpenleitung 20 verbunden.

Der Anschluss A ist über zwei Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 (vereinfacht dargestellt) mit Bodenseiten 42 von Verbraucherzylindern 44 verbunden. Die Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 sind mit dem Anschluss B verbunden. Der Anschluss B ist mit einem Anschluss des Hauptsteuerschiebers 22 verbunden. In der Arbeitsstellung des Hauptsteuerschiebers 22 ist der Anschluss B hydraulisch mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden.

Die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder sind mit einem ersten Bypassventil 46 verbunden. Das erste Bypassventil 46 ist als ein 2/2-Wege-Proportionalregelventil ausgeführt. In einer federvorgespannten Grundstellung sind die Anschlüsse des ersten Bypassventils 46 gesperrt. In einer elektrisch betätigten und einstellbaren bzw. pilotierten Arbeitsstellung sind die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 mit einem Pumpenkanal 48 verbunden. Der Pumpenkanal 48 ist mit der Hydraulikmaschine 4 verbunden. In dem Pumpenkanal 48 ist ein Rückschlagventil 50 angeordnet, sodass kein Fluidstrom von der Hydraulikmaschine 4 in den Pumpenkanal 48 möglich ist.

Der hydraulische Antrieb 1 weist ein zweites Bypassventil 52 auf, das ebenfalls als ein 2/2-Wege-Proportionalregelventil ausgeführt ist. Das zweite Bypassventil 52 ist zwischen der Bodenseite 42 und der Kolbenseite 45 der Verbraucherzylinder 44 angeordnet. In einer Grundstellung sperrt das zweite Bypassventil 52. In einer Arbeitsstellung verbindet das zweite Bypassventil 52 die Kolbenseite 45 mit der Bodenseite 42 der Verbraucherzylinder 44.

In den Leitungen von den Anschlüssen A und B zu der Bodenseite 42 bzw. der Kolbenseite 45 der Verbraucherzylinder 44 sind Drucksensoren 54 angeordnet.

Von dem Pumpenkanal 48 zweigt die Lastmeldeleitung 32 mit einem Rückschlagventil 56 ab. Die Lastmeldeleitung 32 ist über ein Druckbegrenzungsventil (Lastdruck-Melde-Ventil) 58 mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden. Zwischen dem Rückschlagventil 56 und dem Druckbegrenzungsventil 58 ist eine Drossel 60 angeordnet. Von dem Pumpenkanal 48 zweigt ebenfalls eine Leitung mit einer Drossel 63 ab. Die Leitung führt zu einem Tank 74 und hat die Funktion einer Entlastungsblende.

Die hydraulische Verbindung von der Hydraulikmaschine zu den Verbraucherzylindern 44 entspricht einem ersten Steuerkreislauf 5.

Die Hydraulikpumpe 2 ist über eine zweite Pumpenleitung 61 mit einem Summierungsventil 62 verbunden. Das Summierungsventil 62 kann als ein 3/3-Wege- Proportionalregelventil ausgeführt sein. Ausgangsseitig weist das Summierungsventil 62 einen Anschluss zu der Pumpenleitung 20 auf. In einer Grundstellung sperrt das Summierungsventil 62. In einer elektrisch betätigten Arbeitsstellung des Summierungsventils 62 ist die zweite Pumpenleitung 61 mit der ersten Pumpenleitung 20 hydraulisch verbunden. Von der Leitung von dem Summierungsventil 62 zu der ersten Pumpenleitung 20 führt eine Leitung zu einem Druckablassventil bzw. Unloadingventil 64. Das Druckablassventil 64 ist als ein 2/2-Wege- Proportionalregelventil ausgeführt und ist ausgangsseitig mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden. Das Druckablassventil 64 hat im Wesentlichen die Funktion eines Druckbegrenzungsventils. In einer Grundstellung sperrt das Druckablassventil 64 die Verbindung zwischen der Leitung von dem Summierungsventil 62 zu der Pumpenleitung 20 und dem Rücklaufkanal 30. In einer hydraulisch betätigten Arbeitsstellung des Druckablassventils 64 ist die Leitung von dem Summierungsventil 62 zu der Pumpenleitung 20 mit dem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden. Damit entlastet das Druckablassventil 64 die Leitung von dem Summierungsventil 62 bei einem zu hohen Druck.

Der hydraulische Antrieb 1 weist einen hydraulischen Speicher 66 auf. Der hydraulische Speicher 66 ist mit dem Pumpenkanal 48 und damit mit der Hydraulikmaschine 4 verbunden. Die Leitung zwischen dem hydraulischen Speicher 66 und der Hydraulikmaschine 4 weist ein Rückschlagventil 67 und einen Drucksensor 68 auf. Der hydraulische Speicher 66 ist über ein Rückschlagventil 70 mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden und kann aus diesem aufgefüllt werden. Druckbegrenzungsventile 72, 73 dienen zur Vorspannung des Rücklaufkanals 30. In der Leitung zu dem hydraulischen Speicher 66 ist ein Drucksensor 71 angebracht. Ein Rücklaufvolumenstrom wird über das Druckbegrenzungsventil 73 über einen Filter 75 in einen Tank 74 entleert.

Der hydraulische Antrieb 1 weist eine Retarderventilsektion 76 auf. Die Retarderventilsektion 76 weist einen Hauptsteuerschieber 78 und eine Individualdruckwaage 80 auf, die baugleich mit dem Hauptsteuerschieber 22 und der Individualdruckwaage 26 sind. Der Hauptsteuerschieber 78 ist mit einem Anschluss A verbunden. Über ein Druckbegrenzungsventil 82 zwischen dem Anschluss A und dem Rücklaufkanal 30 wird ein Lastdruck vorgegeben. Dadurch wird eine zusätzliche hydraulische Leistung nötig, die von der Hydraulikpumpe 2 bereitgestellt wird. Somit kann Energie, die durch das Einfahren der Verbraucherzylinder 44 regeneriert und an die Hydraulikpumpe 2 übertragen wurde, durch die Retarderventilsektion 76 dissipiert werden.

Der hydraulische Antrieb 1 weist eine weitere Ventilsektion 84 für den weiteren Verbraucher auf. Die weitere Ventilsektion 84 ist dabei der zweite Steuerkreislauf. Der Aufbau der weiteren Ventilsektion 84 ist im Wesentlichen identisch mit dem Aufbau des ersten Steuerkreislaufs. Die Hydraulikpumpe 2 baut über die zweite Pumpenleitung 61 einen hydraulischen Druck auf. Durch einen Hauptsteuerschieber 86 und eine Individualdruckwaage 88 ist die Hydraulikpumpe 2 mit einem Anschluss A verbunden. Dieser ist mit einer Bodenseite eines weiteren Verbraucherzylinders 90 verbunden. Eine Kolbenseite des weiteren Verbraucherzylinders 90 ist mit einem Anschluss B verbunden. Dieser ist mit dem Hauptsteuerschieber 86 verbunden. Zwischen dem Hauptsteuerschieber 86 und den Anschlüssen A und B sind Druckbegrenzungsventile 92 positioniert. Ein Entlastungskanal 94 führt über ein Druckbegrenzungsventil 96 zu dem Rückführkanal 30. Die weitere Ventilsektion 84 weist auch ein Druckablassventil 98 auf.

Die vorstehend beschriebene Anordnung funktioniert wie folgt:

Durch die Hydraulikmaschine 4 wird ein Druck in der Pumpenleitung 20 beaufschlagt. Wenn der Hauptsteuerschieber 22 durch Betätigung eines elektrischen Aktors in seine Arbeitsstellung geschoben wird, wird die Leitung 24 von dem Hauptsteuerschieber 22 zu der Individualdruckwaage 26 hydraulisch gedrosselt mit (Druck beaufschlagt) Volumenstrom versorgt. Dadurch wird die Individualdruckwaage 22 in ihre Arbeitsstellung geschoben und die Leitung 28 von der Individualdruckwaage 26 zurück zu dem Hauptsteuerschieber 22 ist hydraulisch mit der Pumpenleitung 20 verbunden. Die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 werden so über den Hauptsteuerschieber 22 und die Individualdruckwaage 26 mit (Druck beaufschlagt) Volumenstrom versorgt. Die Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 sind über den Anschluss B mit dem Rücklaufkanal 30 verbunden. Damit wird ein Rücklauf von Arbeitsfluid von den Kolbenseiten 45 in den Rücklaufkanal 30 ermöglicht.

Durch diesen Vorgang wird der Verbraucher bzw. Ausleger in klassischer Art und Weise angehoben bzw. der Verbraucherzylinder wird ausgefahren. Diese Funktionsweise entspricht der eines bekannten LUDV-Ventils aus dem Stand der Technik.

Wenn eine Energierückgewinnung beim Absenken des Auslegers nicht möglich ist, beispielsweise wenn der Ladezustand des Akkus 12 zu hoch ist, kann das Absenken „klassisch“, d.h. über den Hauptsteuerschieber 22, erfolgen. Dabei wird der Hauptsteuerschieber 22 in die weitere Arbeitsstellung geschoben. Dadurch ist die Pumpenleitung 20 über die Individualdruckwaage 26 mit dem Anschluss B hydraulisch verbunden. Dabei wird über die Hydraulikmaschine 4 ein (Druck) Volumenstrom den Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 eingeprägt. Die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 sind über den Hauptsteuerschieber 22 mit dem Rücklaufkanal 30 hydraulisch verbunden.

Bei aktiven, also antreibenden Lasten, gibt die Rücklaufblende des Hauptsteuerschiebers 22 (in Verbindung mit den Rohrbruchsicherungsventilen 38 und 40) die Absenkgeschwindigkeit des Auslegers vor. Die Absenkgeschwindigkeit des Auslegers ist die Einfahrgeschwindigkeit der Verbraucherzylinder 44 und durch die Hydraulikmaschine 4 wird in der Regel ein deutlich kleinerer zylinderflächenverhältnisbereinigter Zulaufvolumenstrom eingestellt. Der fehlende Differenzvolumenstrom kann durch die in dem Hauptsteuerschieber 22 befindliche Regenerationsschaltung aus dem Rücklaufvolumenstrom gewonnen werden. Dazu ist die Entlastungsleitung 32 über den Hauptsteuerschieber 22 mit der Leitung zu dem Anschluss B hydraulisch verbunden. Durch die Regenerationsschaltung aus der Entlastungsleitung 32 kann der Pumpenvolumenstrom abgesenkt und die energetische Effizienz vor allem in einem möglichen Summierungsbetrieb verbessert werden. Erfolgt ein Lastwechsel beispielsweise nach dem Kontakt der Schaufel (nicht dargestellt) auf dem zu bearbeitenden Untergrund, wird die Einfahrgeschwindigkeit des Auslegers folgend über den von der Hydraulikmaschine 4 bereitgestellten Zulaufvolumenstrom vorgegeben. Die sich hierdurch einstellende Verlangsamung der Auslegergeschwindigkeit wird vom Bediener akzeptiert, da in der Regel ab diesem Zeitpunkt der Grab- oder auch Aufbockvorgang beginnt und eine erhöhte Präzision erforderlich ist.

Das Absenken des Auslegers kann rekuperativ erfolgen. Durch elektrische Aktoren werden die Rohrbruchsicherungsventile 38, 40 und das erste Bypassventil 46 verschoben. Dadurch sind die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 mit dem Pumpenkanal 48 hydraulisch verbunden. Die Hydraulikmaschine 4 schwenkt durch und funktioniert als ein Hydraulikmotor. Dadurch wird Energie regeneriert. Für das rekuperative Absenken des Auslegers wird die Fähigkeit zum Durchschwenken des Schwenkmechanismus der Hydraulikmaschine 4 genutzt, wodurch diese als Hydraulikmotor betrieben werden kann, ohne dass eine Drehrichtungsumkehr der sie antreibenden Antriebswelle erfolgen muss.

In dem hydraulischen Antrieb treten konstruktions- und systembedingte Leckagestellen auf. Diese treten beispielsweise in der Entlastungsleitung 32, in dem ersten Bypassventil 46 zwischen den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 46 und dem Pumpenkanal 48 und in der Hydraulikmaschine 4 auf. Durch diese Leckagen kann der Druck in dem Pumpenkanal 48 vermindert werden, was zu einem sprunghaften Absenken des Auslegers führt. Das spricht einer Feinsteuerbarkeit des Auslegers entgegen und ist nicht hinnehmbar. Der Leckageeinfluss wird durch die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 kompensiert.

In anderen Worten stellt sich aufgrund der in der Verdrängereinheit vorhandenen konstruktions- und systembedingten Leckagestellen ein Volumenstromoffset ein, bedingt durch den sich einstellenden Leckagevolumenstrom, sobald ein Druck in dem Pumpenkanal 48 anliegen würde. Dieser Umstand würde einen Sprung im Geschwindigkeitsaufbau zur Folge haben, was einer Feinsteuerbarkeit entgegen spräche und so nicht hinnehmbar wäre. Um den Leckageeinfluss zu kompensieren, werden die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 verwendet.

Die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 sind als Proportionalventile ausgebildet und können sowohl direkt elektrisch jedoch pilotiert angesteuert werden, beispielsweise als Valvistor, oder über eine Leitung mit einem externen Steuerdruck versorgt werden. Über den Feinsteuerbereich der Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 wird folgend sehr feinfühlig ein Öffnungsquerschnitt eingestellt, welcher direkt die Absenkgeschwindigkeit der Verbraucherzylinder 44 beeinflusst, indem jeweils ein Volumenstrom aus den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 in den parallelen Pumpenkanal 48 fließt. Hierzu muss das erste Bypassventil 46 geöffnet werden, welches die Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 mit dem Pumpenkanal 48 verbindet. Das erste Bypassventil 46 kann dabei als ein Proportionalventil ausgeführt sein, sodass es theoretisch bei Baggern ohne die Notwendigkeit des Einsatzes von Rohrbruchsicherungsventilen (beispielsweise bei Baggern in Japan) ebenso die Funktionalität der Leckagekompensation abbilden kann.

Das erste Bypassventil 46 ist notwendig, um den Pumpenkanal 48 während des klassischen Absenkvorgangs über die Ventileinheit zu sperren und somit einer Erhöhung des Pumpendrucks, verursacht durch die notwendige Verbindung des Pumpenkanal 48 mit der Entlastungsleitung 32, entgegenzuwirken und um ein unkontrolliertes Absenken zu verhindern. Ist das erste Bypassventil 46 vollständig geöffnet, kann sich durch den aus den Rohbruchsicherungsventilen 38 und 40 fließenden Volumenstrom ein Druck in dem Pumpenkanal 48 aufbauen, wenn die system- und komponentenbedingten Leckagen ausgeglichen sind. Die system- und komponentenbedingten Leckagen stellen sich über die Hydraulikmaschine 4, das Rückschlagventil 56 und die Drossel 63 ein, während der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine 4 in dieser Phase der Geschwindigkeitseinleitung auf null zurück geschwenkt ist. Durch die Leckagen sinkt der Druck im Pumpenkanal 48 ab. Bei einem vollständig geöffneten ersten Bypassventil 46 führt ein Druckverlust in dem Pumpenkanal 48 zu einem unkontrollierten Absenken des Verbrauchers. Ab einem bestimmten zu definierenden Druck wird bei sich weiter steigernder Geschwindigkeitsvorgabe durch den Bediener der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine 4 in Richtung motorischer Betrieb ausgeschwenkt und die Rohbruchsicherungsventile 38 und 40 beginnen immer mehr, einen großen Öffnungsquerschnitt einzustellen. In einer dritten und letzten Phase bzw. einer bestimmten vorher an die Begebenheiten des Systems anzupassenden Geschwindigkeitsvorgabe durch den Bediener bestimmt nur noch der Schwenkwinkel der Hydraulikmaschine 4 die Geschwindigkeit des Auslegers. Die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 sind hierbei vollständig geöffnet und geben einen maximalen Öffnungsquerschnitt frei, sodass während des rekuperativen Absenkens nur sehr geringe Druckverluste über diesen entstehen.

Da die Hydraulikmaschine 4 während des rekuperativen Absenkens als Hydraulikmotor und somit als eine Arbeitsfluidstromsenke fungiert, kann sie nicht als Volumenstromquelle für die Befüllung der Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 genutzt werden. Auch eine Summierung mit dem Arbeitsfluidstrom aus der Hydraulikpumpe 2 über das Summierungsventil 62 macht aus energetischen Gründen wenig Sinn, da vor allem während des Parallelbetriebs mehrerer Verbraucher aufgrund des niedrigen Drucks des von dem Ausleger benötigen Volumenstroms eine hohe Verlustleistung bei gleichzeitig höheren Drücken der Parallelverbraucher entsteht. Aus diesem Grund weist der hydraulische Antrieb 1 das zweite proportional verstellbare Bypass- bzw. Regenerationsventil 52 auf, welches die Bodenseite 42 mit den Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 verbindet. Hierdurch kann ein Kurzschluss der beiden Zylinderkammern 42 und 45 erreicht werden (bei genügend großem Öffnungsquerschnitt des zweiten Bypassventils 52), wodurch sich die Drücke in den beiden Zylinderkammern 42 und 45 anpassen und es aufgrund einer virtuellen Verkleinerung der Zylinderfläche zu einer Druckerhöhung kommt.

Es ergeben sich zwei Vorteile aus der Kurzschlussverbindung zwischen den Bodenseiten 42 und den Kolbenseiten 45 der Verbraucherzylinder 44 durch das zweite Bypassventil 52: Zum einen kann die Kolbenseite 45 ohne einen zusätzlichen, durch zum Beispiel eine Pumpe bereitgestellten Arbeitsfluidstrom befüllt werden und zum anderen sinkt der Volumenstrom, welcher von den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 zu der Hydraulikmaschine 4 zurückfließen muss. Hierdurch können die Drehzahl abgesenkt und das Schluckvolumen der Hydraulikmaschine 4 auf einen maximalen Wert eigestellt werden. Zudem verringern sich die durch den Volumenstrom verursachten Druckverluste in den Widerständen der Druckleitungen. Diese genannten Umstände tragen zu einer Erhöhung der energetischen Gesamteffizienz des Systems im Wesentlichen durch komponentenbedingte Reduzierungen der mechanischen Verluste (Verringerung Planschverluste in der Hydraulikmaschine 4, günstigere Kraft- bzw. Hebelverhältnisse an den Axialkolben der Hydraulikmaschine 4, geringere Lagerreibung in der Elektromaschine 8 und der Hydraulikmaschine 4, etc.) bei.

Eine weitere Aufgabe des zweiten Bypassventils 52 besteht in der Maximaldruckbegrenzung der sich bei einem Kurzschluss einstellenden Drücke in den beiden Zylinderkammern 42 und 45. Sollte der Ausgangsdruck auf den Bodenseiten 42 der Verbraucherzylinder 44 bzw. die wirkende externe Zylinderkraft bereits derart hoch sein, dass sich bei Kurzschlussschaltung ein höherer Druck in den Zylinderkammern 42 und 45 als der an den Sekundärdruckbegrenzungsventilen 31 eingestellte Öffnungsdruck ergibt, wird durch eine entsprechende Regelung der Öffnungsquerschnitt des zweiten Bypassventils 52 so eingestellt, dass der hierdurch resultierende Strömungsverlust in dem Pumpenkanal 48 eine Reduzierung der Drücke in den Zylinderkammern 42 und 45 bewirkt. Der für die Regelung der Drücke eingestellte Sollwert muss dabei unter den an den Sekundärdruckbegrenzungsventilen 31 eingestellten Öffnungsdrücken liegen, um ein unkontrolliertes Absenken des Zylinders zu verhindern. Für die Regelung werden die Drucksensoren 53 und 54 genutzt, wobei der bodenseitige Drucksensor 54 zwingend notwendig ist und der kolbenseitige Drucksensor 53 nur für eine Verbesserung des Regelverhaltens enthalten ist.

Eine weitere Herausforderung dieser Steueranordnung liegt in der Umschaltung zwischen rekuperativem und klassischem Einfahren der Verbraucherzylinder 44 bei auftretenden Lastwechseln. Diese Lastwechsel erfolgen vor allem dann, wenn der Ausleger bzw. das Werkzeug, in der Regel der Löffel, den Boden berührt, welcher bearbeitet werden soll. Hierdurch ändern sich die Druckverhältnisse in den Verbraucherzylindern 44 und aus einer aktiven wird eine passive Last, welche angetrieben werden muss. Da die Hydraulikmaschine 4 jedoch durch den rekuperativen Absenkvorgang ins Negative geschwenkt ist, muss die Änderung des Lastzustands durch die Drucksensoren 53, 54 und 68 erfasst und von einer Auswerteeinheit erkannt werden. In diesem Fall erfolgt die Verstellung des Schwenkwinkels der Hydraulikmaschine 4 in den positiven Bereich und die Verstellung des Hauptsteuerschiebers 22 in Richtung Ausleger senken, sowie die Schließung der beiden Bypassventile 46 und 52. Der Ausleger kann nun „klassisch“ abgesenkt werden und eine entsprechende Kraft im Richtungssinn der Bewegung abgeben. Da auch bei einem vollständigen Absenkvorgang im klassischen Sinn bei einem Lastwechsel systembedingt ein Geschwindigkeitssprung zu spüren wäre, werden die Verzögerungszeiten bei einem Umschwenkvorgang von dem rekuperativen zum klassischen Absenken ebenso akzeptiert.

In dem hydraulischen Antrieb 1 müssen zusätzliche Maßnahmen vorgesehen werden, um ein unkontrolliertes Absenken zu vermeiden. Grund hierfür ist der Einsatz der Druckablassventile 64 und 98, welche Druckspitzen bei sich ändernden Volumenstromvorgaben abschneiden bzw. verhindern und eine Druckbegrenzung der Leitung von dem Summierungsventil 62 übernehmen. Die Druckablassventile 64 und 98 übernehmen also eine Primärdruckbegrenzung als eine Art vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil in Verbindung mit dem Lastdruck-Melde- Druckbegrenzungsventil 58. Die Druckspitzen resultieren aus einer gegenüber dem Schließen von Ventilen langsameren Bewegung des Pumpenschwenkwinkels beim Zurückschwenken. Da beim rekuperativen Absenken der Hauptsteuerschieber 22 nicht bewegt wird und somit auch keine Steuerkannten geöffnet werden, kann sich kein Lastdruck in der Entlastungsleitung 32 ausbilden. Während des rekuperativen Absenkens erhöht sich jedoch der Druck in dem Pumpenkanal 48 auf den Wert des Lastdrucks, nachdem die Rohrbruchsicherungsventile 38 und 40 vollständig sowie das erste Bypassventil 46 geöffnet sind. Dadurch steigt der Druck auf der öffnenden Stirnfläche des Druckablassventils 64, welches dadurch vollständig öffnen kann, sobald der Lastdruck höher als das eingestellte Druckkraftäquivalent der Feder des Druckablassventils 64 ist. Dies würde ein unkontrolliertes und nicht steuerbares Absenkverhalten des Auslegers zur Folge haben, welches schon aus Sicherheitsgründen nicht toleriert werden kann.

Aus diesem Grund wird in der vorliegenden Offenbarung eine Verschaltung vorgeschlagen, welche im Wesentlichen aus einer Verbindung des Pumpenkanals 48 mit der Entlastungsleitung 32 des Auslegers sowie den Rückschlagventilen 50 und 56 und der Drossel 63 besteht. Ziel ist es, dass der an der Hydraulikmaschine 4 während des rekuperativen Absenkens anliegende Lastdruck auch in die gemeinsame Entlastungsleitung 32 sowie dem Summierungsventil 62 gemeldet und ebenso auf der Stirnfläche des Druckablassventils 64 in schließender Richtung anliegt. Da in diese Richtung auch die Vorspannkraft der Feder wirkt, verbleibt das Druckablassventil 64 in einem geschlossenen Zustand und es kann kein Volumenstrom unkontrolliert vom Ausleger in den Rücklaufkanal 30 fließen und die Geschwindigkeit bleibt durch die Hydraulikmaschine 4 steuerbar.

Das Rückschlagventil 56 verhindert einen Rückfluss von Arbeitsfluid aus der Lastmeldeleitung 32 in den Pumpenkanal 48, wo es über die Drossel 63 ansonsten auch in den Rücklauf 30 fließen und sich somit im Normalbetrieb kein Druck in der Lastmeldeleitung 32 aufbauen könnte. Die Drossel 63 dient dazu, mögliche Druckeinspannungen in dem Pumpenkanal 48 zu vermeiden und als eine Dämpfungsblende während des Druckaufbaus beim rekuperativen Absenken des Auslegers. Das Rückschlagventil 50 verhindert ein Fließen des Arbeitsfluids in den Pumpenkanal 48 während des normalen Betriebs der Anordnung (beispielsweise beim Heben des Auslegers) und somit eine Anhebung des Pumpendrucks auf Maximaldruck, sollte das System als ein eLS-System ausgeführt werden.

Eine weitere Besonderheit dieser Steueranordnung besteht in der Verschaltung sowie Anordnung von Komponenten zum Schutz der Hydraulikmaschine 4. Dies ist notwendig, da bei Last- und Bewegungsänderungen Zustände auftreten können, die zu einer Kavitation am Druckeingang der Hydraulikmaschine 4 führen und diese somit schädigen können, da diese dafür nicht ausgelegt ist. Diese Kavitationszustände können dann auftreten, wenn beispielsweise eine schnelle Bewegungsumkehr vom schnellen Heben nach schnellem Absenken des Auslegers erfolgen soll. Da der Ausleger sehr träge ist, folgt er seiner Ansteuerung zeitverzögert und so kann beim Umschwenken der Hydraulikmaschine 4 bereits Arbeitsfluid aus dem Pumpenkanal 48 bzw. der Pumpenleitung 20 gesaugt werden, bevor die Verbraucherzylinder 44 ihre Bewegungsrichtung geändert haben und den Pumpenkanal 48 mit Arbeitsfluid füllen können. Auch bei sich ändernden Lastverhältnissen tritt dieser Effekt auf, wie in der Beschreibung des Umschaltens vom rekuperativen zum klassischen Einfahren der Verbraucherzylinder 44 bereits erläutert wurde. Auch hier kann die Hydraulikmaschine 4 Arbeitsfluid aus dem Pumpenkanal 48 bzw. der Pumpenleitung 20 saugen, wenn das Werkzeug den Boden berührt und sich der Ausleger somit nicht weiter absenken kann. Die beiden hier beschriebenen Zustandsänderungen können zwar z.T. mit den Drucksensoren 53, 54 und 68 erfasst werden, jedoch besteht durch unterschiedliche Dynamiken von Ausleger, Druckaufbau und Schwenkwinkelverstellung immer die Gefahr der Kavitation vor allem im transienten Verhalten. Um vor allem in diesen transienten Bereichen die Hydraulikmaschine 4 zu schützen und Kavitation zu verhindern, kann über das Rückschlagventil 67 Arbeitsfluid aus dem hydraulischen Speicher 66 entnommen und in die Pumpenleitung 20 der Hydraulikmaschine 4 gefördert werden. Dies geschieht selbstständig, sobald der Druck in der Pumpenleitung 20 kleiner als der Druck in dem hydraulischen Speicher 66 ist.

Um den hydraulischen Speicher 66 zu füllen, werden die Sollwerte für die Öffnungsdrücke der beiden Druckbegrenzungsventile bzw. vorgespannte Rückschlagventile 72 und 73 gleichermaßen auf einen Wert erhöht, sodass der Rücklaufvolumenstrom aus dem Rücklaufkanal 30 durch das Rückschlagventil 70 den hydraulischen Speicher 66 soweit befüllen kann, bis der maximal vorgegebene Speicherdruck erreicht ist. Die Druckbegrenzungsventile 72 und 73 dienen der Vorspannung des Rücklaufkanals 30, wobei das Druckbegrenzungsventil 73 auf einen niedrigeren Wert als das Druckbegrenzungsventil 72 eingestellt ist, sodass ein großer Teil des Rücklaufvolumenstroms auf dem Weg zu dem Tank 74 den Filter 75 durchfließen kann. Steigt der Durchflusswiederstand über dem Filter 58 zu stark, öffnet das Druckbegrenzungsventil 72 und lässt den überschüssigen Volumenstrom zum Schutz des Filters 58 ungefiltert in den Tank 74. Der tatsächliche Speicherdruck kann dem Drucksensor 71 entnommen werden. Ist der Speicher 45 mit der notwendigen Menge Arbeitsfluid befüllt, können die Sollwerte für die Druckbegrenzungsventile 72 und 73 wieder auf ihre Standardwerte eingestellt werden. Die Ansteuerung der Druckbegrenzungsventile 72 und 73 kann mit einem von extern aufgeprägten Steuerdruck oder auch direkt elektrisch betätigt realisiert werden. Der Arbeitsfluidstrom für die Befüllung des hydraulischen Speichers 66 kann direkt aus den von den Verbrauchern in den Rücklaufkanal 30 zurückfließenden Volumenströmen oder, wenn diese nicht ausreichen bzw. nicht gegeben sein sollten, durch die Hydraulikpumpe 2 und/oder die Hydraulikmaschine 4 erfolgen.

Um dies zu realisieren, muss die Hydraulikpumpe über den eigentlichen Gesamtvolumenstrombedarf aller betätigten Verbraucher hinaus übersteuert werden, was sehr vorteilhaft bei sogenannten Flow Matching Systemen realisiert werden kann. Der von den Verbrauchern nicht benötigte Volumenstrom kann dann über die jeweiligen Druckablassventile 64 und/ oder 98 in den Rücklaufkanal 30 fließen. Eine weitere Möglichkeit besteht in der Ansteuerung der Retarderventilsektion 76, in dem der Hauptsteuerschieber 78 in Richtung A angesteuert wird und der Volumenstrom über das nicht angesteuerte Druckbegrenzungsventil 82 in den Rücklaufkanal 30 fließen kann. Die beiden Anschlüsse A und B der Retarderventilsektion 76 sind dabei verschlossen. Bevor der Ausleger rekuperativ abgesenkt werden kann, muss der hydraulische Speicher 66 immer gefüllt sein. Dies ist mit dem Drucksensor 71 prüfbar.

In erster Linie soll die Retarderfunktion die Funktionalität erfüllen, in dem Moment Energie dissipieren zu können, wenn aus Bewegungszuständen bzw. deren Änderungen Energie elektrisch zurückgewonnen, aber nicht in der Batterie zwischengespeichert werden kann. Das ist beispielsweise bei vollgeladener Batterie/ Akku 12 oder bei Defekten an der Batterie der Fall. Dies ist dann z.B. der Fall, wenn der Oberwagen in seiner Drehbewegung verzögert wird und die entstehende Energie nicht in den elektrischen Speicher/ Akku 12 eingespeist werden kann. Oder auch dann, wenn während des rekuperativen Absenkens die elektrische Energie nicht mehr aufgenommen werden kann, kann die Energie entsprechend durch den Retarder vernichtet werden. Durch den Hauptsteuerschieber 78 in der Retarderventilsektion 76 kann über die Zulaufblende in Richtung des Anschlusses A ein Volumenstrom bemessen und durch die Vorgabe des Öffnungsdrucks des Druckbegrenzungsventils 82 ein Lastdruck vorgegeben werden. Dies bewirkt eine zusätzliche hydraulische Leistung, welche durch die Hydraulikpumpe 2 bereitgestellt werden muss. Somit ist es möglich, die durch das rekuperative Senken des Auslegers zurückgewonnene Energie bzw. Leistung von der Hydraulikmaschine 4 direkt an die Hydraulikpumpe 2 zu übertragen, welche durch die Retardersektion dissipiert werden soll. Ähnlich verhält es sich mit der aus dem Drehwerk zurückgespeisten Leistung. Diese wird von dem Elektromotor 8 aufgenommen und durch die angeschlossene Antriebswelle 6 ebenso an die Hydraulikpumpe 2 weitergeleitet.

Fig. 2 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß der ersten Ausführungsform. Die Hydraulikpumpe 2 ist eine Verstellpumpe und die Hydraulikmaschine 4 ist eine verstellbare Hydromaschine. Die Hydraulikpumpe 2 und die Hydraulikmaschine 4 sind auf derselben Antriebswelle 6 angeordnet. Die Antriebswelle 6 wird von dem Elektromotor 8 angetrieben, dem ein Inverter 10 vorgeschaltet ist. Die Fluidströme der Hydraulikpumpe 2 und der Hydraulikmaschine 4 werden durch das Summierungsventil 62 addiert. Die Pumpen 16, 18 für die Nebenverbraucher sind ebenfalls auf der gemeinsamen Antriebswelle 6 angeordnet.

Zweite Ausführungsform

In den folgenden Ausführungsformen werden Bauteile, die identisch mit denen in der ersten Ausführungsform sind, nicht mehr detailliert beschrieben. Wenn die funktionalen Zusammenhänge zwischen den einzelnen Bauteilen in den Ausführungsformen gleich sind, wird nur auf die Unterschiede zwischen den einzelnen Ausführungsformen eingegangen.

Fig. 3 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer zweiten Ausführungsform. In der zweiten Ausführungsform ist die Hydraulikpumpe 2 eine Konstantpumpe. Die Anordnung der einzelnen Komponenten und die Wirkbeziehungen zwischen den Komponenten ist in der zweiten Ausführungsform gleich wie in der ersten Ausführungsform.

Die Volumenstromanforderung wird in diesem Kreis durch eine drehzahlvariable Steuerung des Elektromotors 8 erreicht, sodass in vielen Fällen bzw. Betriebszuständen während der Nutzung des Baggers eine bedarfsgerechte Versorgung erreicht werden kann. Der Vorteil liegt in einem effizienteren Betrieb, da die Hydraulikpumpe 2 immer mit ihrem maximalen Schluckvolumen arbeitet und auch in geringeren Kosten, da Hydraulikpumpen mit konstantem Schluckvolumen gegenüber Hydraulikpumpen mit variablem Schluckvolumen einen Kostenvorteil aufweisen.

Dritte Ausführungsform

Fig. 4 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer dritten Ausführungsform. Die Hydraulikmaschine 4 und die Pumpen 16, 18 für die Nebenverbraucher sind dabei auf dergleichen Antriebswelle 6 angeordnet. Die Hydraulikpumpe 2, die eine Verstellpumpe ist, ist auf einer eigenen Antriebswelle 100 angeordnet. Die Hydraulikpumpe 2 wird von einem eigenen Elektromotor 102 mit einem eigenen Inverter 104 angetrieben.

Hierdurch kann eine bessere Anpassung einer optimalen Drehzahl für jeden einzelnen Steuerkreislauf erreicht werden, was durch eine gemeinsame Antriebswelle nicht in jeder Betriebssituation erreicht wird. Eine Summierung der Volumenströme innerhalb des Summierungsventils 62 ist weiterhin möglich, sodass die Hydraulikpumpen 2, 4 und vor allem die Elektromotoren 8, 102 kleiner in ihren Dimensionen ausfallen können als in der ersten Ausführungsform. Die Pumpen 16 und 18 zur Bereitstellung der Volumenströme für die Steuerdruckversorgung sowie für die Lenkung / Bremse verbleiben auf einer gemeinsamen Antriebswelle mit einer der Hydraulikpumpen. Im gezeigten Fall ist dies die Hydraulikmaschine 4 für den ersten Verbraucher, also den Ausleger. Möglich wäre jedoch auch die Anbindung der Pumpen 16 und 18 an die Antriebswelle 100 der Hydraulikpumpe 4 für die weiteren Verbraucher, also Stiel und Löffel.

Vierte Ausführungsform

Fig. 5 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer vierten Ausführungsform. Die vierte Ausführungsform ähnelt der dritten Ausführungsform mit dem Unterschied, dass die Hydraulikpumpe 2 eine Konstantpumpe ist. Damit hat die Hydraulikpumpe 2 ein konstantes Schluckvolumen. Fünfte Ausführungsform

Fig. 6 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer fünften Ausführungsform. In der fünften Ausführungsform ist die Hydraulikmaschine 4 nicht verstellbar. Die Hydraulikmaschine 4 wird von dem Elektromotor 8 angetrieben. Die Hydraulikpumpe 2 ist ebenfalls nicht verstellbar und wird von dem weiteren Elektromotor 102 angetrieben. Die Pumpen 16, 18 für die Nebenverbraucher werden von einem nochmals weiteren Elektromotor 106 mit einem Inverter 108 angetrieben. Die Hydraulikpumpen 2, 4 und 16 und 18 sind also auf jeweils unterschiedlichen Antriebswellen angeordnet.

In dieser Variante werden die Steuerdruckpumpe 16 und die Pumpe 18 zur Versorgung von Lenkung und Bremse durch den separaten Elektromotor 106 angetrieben. Der Elektromotor 106 muss jedoch nicht zwangsläufig mit der Spannung des Zwischenkreises betrieben werden. Über einen zusätzlichen DC/DC-Wandler (nicht dargestellt) kann für die Versorgung des Inverters 108 auch eine deutlich niedrigere Spannung realisiert und somit auch günstigere Elektromotoren aus einem erweiterten Produktportfolio (beispielsweise 12V, 24 V oder 48 V) verwendet werden. Der Vorteil der Separierung der Versorgung der Antriebsleistung für Steuerdruck sowie Lenkung / Bremse liegt darin begründet, dass die Pumpen 16 und 18 nun nicht mehr ständig angetrieben werden, wenn die Hydraulikpumpen 2 und 4 angetrieben werden müssen. Hierdurch können Verlustleistungen vermieden werden, welche hauptsächlich aus Neutralumlaufstromverlusten in dem hydraulischen Antrieb resultieren. Eine weitere vorteilhafte Ergänzung kann in der Integration eines hydraulischen Speichers 110 in der Steuerdruckleitung gesehen werden. Hierdurch kann entsprechend hydraulische Energie gespeichert und der Hydraulikmotor bzw. die -pumpe 16 nur dann betrieben werden, wenn der Druck in dem hydraulischen Speicher 110 unter einen vorher festgelegten Mindestwert sinkt. Nur dann wird der Elektromotor 106 zugeschaltet und füllt den hydraulischen Speicher 110 wieder auf. Der Vorteil liegt hierin, dass die Pumpen 16 und 18 sowie der Elektromotor 106 nicht ständig in Betrieb sind und während sie im Betrieb sind jedoch in einem optimalen Arbeitsbereich betrieben werden können. Die Hydraulikpumpen 2 und 4 können in einer weiteren Ausprägung des Systems auch mit variablen Schwenkwinkeln realisiert werden. Sechste Ausführungsform

Fig. 7 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer sechsten Ausführungsform. Die Anordnung der Komponenten in der sechsten Ausführungsform gleicht der Anordnung der Komponenten in der fünften Ausführungsform. In der sechsten Ausführungsform sind die Hydraulikmaschine 4 und die Hydraulikpumpe 2 aber verstellbar. Zudem können die hydraulische Maschine 4 und die hydraulische Pumpe 2 über eine Kupplung 12 miteinander verbunden werden. Hieraus ergibt sich die Möglichkeit einer direkt mechanischen Rekuperation beim Absenken des Auslegers in Richtung der hydraulischen Pumpe 2, was die energetische Effizienz verbessern kann, wenn es die Betriebssituation zulässt. Zudem müssen die einzelnen elektrischen Maschinen 8 und 102 und Inverter 10 und 104 nicht auf Maximalleistung / Maximalmoment der hydraulischen Verbraucher ausgelegt werden, sondern können bei Bedarf zusammengeschaltet werden, wenn ein Verbraucher oder mehrere Verbraucher zum Beispiel ein höheres Moment anfordern, als das Maximalmoment, für welches die jeweiligen Elektromaschinen ausgelegt sind. Hierdurch können kleinere und vor allem günstigere Maschinen und Inverter verwendet werden.

Siebte Ausführungsform

Fig. 8 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer siebten Ausführungsform. Die bisher aufgeführten Ausführungsformen verfügen alle über ein Drehwerk bzw. eine Hydraulikpumpe, welches direkt elektrisch angetrieben wird. Aus Kostengründen kann es jedoch sinnvoll erscheinen, das Drehwerk hydraulisch auszuführen, wenn es ebenso zur Regeneration fähig ist und somit fast genauso energetisch effizient wie ein rein elektrisches Drehwerk betrieben werden kann. Fig. 8 zeigt dabei eine Variante, indem das Drehwerk im geschlossenen Kreis ausgeführt ist. Hierbei wird eine zusätzliche Hydraulikpumpe 114 auf der Antriebswelle 100 der Stiel / Löffel - Antriebseinheit integriert und treibt eine hydrostatische Pumpe 112 an, welche entweder mit konstantem oder variablem Schluckvolumen ausgeführt sein kann. Die Hydraulikpumpe 114 muss mit einstellbaren Schluckvolumen ausgeführt werden. Die Anordnung der Pumpen 16 und 18 für die Nebenverbraucher ist dabei identisch wie in der fünften und sechsten Ausführungsform.

Achte Ausführungsform

Fig. 9 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer achten Ausführungsform. Die achte Ausführungsform besteht in einer Ausprägung des Systems in Form eines offenen Kreises als ein sekundär geregeltes System. Hierbei stellt die hydrostatische Hydraulikpumpe 114 (mit variablem Schluckvolumen) einen Druck in der Zuleitung zu der hydrostatischen Pumpe 112, welche durch zum Beispiel einer Drehzahlregelung in ihrem Schluckvolumen gesteuert wird und durch Momentenaufbau eine Bewegung realisieren kann.

Neunte Ausführungsform

Fig. 10 zeigt eine schematische Darstellung ausgewählter Komponenten des offenbarungsgemäßen hydraulischen Antriebs gemäß einer neunten Ausführungsform. Es ist auch vorstellbar, auf die hydrostatische Hydraulikpumpe 114 der achten Ausführungsform zu verzichten und durch die Hydraulikpumpe 2 (diese muss dann ebenso wie Hydraulikmaschine 4 durchschwenkbar ausgeführt sein) bei Bedarf einen geforderten Druck im gemeinsamen Steuerkreislauf für den Stiel / Löffel-Kreis sowie des Drehwerks aufzubauen. Die hydrostatische Pumpe 112 kann dann wieder sekundärgeregelt betrieben werden. Hier kann zum Beispiel auch der beim Verzögern des Drehwerks zurückfließende Volumenstrom direkt den Verbrauchern Stiel und Löffel zur Verfügung gestellt werden. Zudem können auch hier die hydraulische Maschine 4 und die hydraulische Pumpe 2 über eine Kupplung 12 miteinander verbunden werden. Hieraus ergibt sich die Möglichkeit einer direkt mechanischen Rekuperation beim Absenken des Auslegers in Richtung der hydraulischen Pumpe 2, was die energetische Effizienz verbessern kann, wenn es die Betriebssituation zulässt. Zudem müssen die einzelnen elektrischen Maschinen 8 und 102 und Inverter 10 und 104 nicht auf Maximalleistung / Maximalmoment der hydraulischen Verbraucher ausgelegt werden, sondern können bei Bedarf zusammengeschaltet werden, wenn ein Verbraucher oder mehrere Verbraucher zum Beispiel ein höheres Moment anfordern, als das Maximalmoment, für welches die jeweiligen Elektromaschinen ausgelegt sind.

Hierdurch können kleinere und vor allem günstigere Maschinen und Inverter verwendet werden.

Der hydraulische Antrieb 1 kann als ein LUDV-System (lastdruckunabhängiges Durchflussventil) ausgeprägt sein, aber auch theoretisch als jedes andere für Bagger gängige Hydrauliksystem, z.B. NC, ePC, bzw. für jede andere Pumpenstrategie vorliegen, z.B. VBO.

Die in dieser Offenbarung beschriebene Steueranordnung ist als LUDV-System ausgeführt und kann sowohl mit einem elektronischen eLS-Systemregler als auch als ein EFM-System betrieben werden. Grundsätzlich besteht natürlich auch die Möglichkeit, diese Steueranordnung als jedes andere bei einem Einsatz in Baggern denkbare drosselgesteuerte System auszuführen. Zudem können jeweils die Pumpenvolumenströme eines Kreises bzw. einer Pumpe in den jeweils anderen Kreis gefördert bzw. summiert werden.

Sollte das System als ein EFM-System ausgelegt sein, kann theoretisch die Zulaufblende des Auslegerkreises vollständig geöffnet werden und der Volumenstrom kann verdrängergesteuert rein über die Pumpe vorgegeben werden. Dies hätte den Vorteil, dass über der Zulaufblende ein entsprechend niedriges Druckgefälle realisiert werden kann und somit die energetische Effizienz in diesen Zuständen verbessert wird.