Schlussbericht zum Forschungsprojekt

Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwischendruckleitung - KonZwi Förderkennzeichen: 01LY0907 A-D Projektlaufzeit: 01. September 2009 – 30. April 2012

Projektkonsortium Karlsruher Institut für Technologie (KIT), Lehrstuhl für Mobile Arbeitsmaschinen (Mobima) ARGO HYTOS GmbH FLUIDON GmbH Hermann Paus Maschinenfabrik GmbH

Verfasser Prof. Dr.-Ing. M. Geimer (KIT), Dipl.-Ing. Peter Dengler (KIT) Dr.-Ing. Gerhard Schuster (ARGO HYTOS) Dr.-Ing. Heiko Baum (FLUIDON), Dipl.-Ing. René von Dombrowski (FLUIDON) Dipl.-Ing. Christoph Wessing (Paus), Dipl.-Ing. Werner Paul (Paus)

Kurzfassung Das Forschungsprojekt „Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwischendruckleitung – KonZwi“ hatte zum Ziel, ein neues Hydrauliksystem zum effizienten Betrieb von Hydraulikzylindern in mobilen Arbeitsmaschinen zu entwickeln. Dieses System besteht aus einer Konstantdruckleitung (Hochdruckleitung), einer Tankleitung und einer Zwischendruckleitung, dessen Druck zwischen Hoch- und Tankdruck angesiedelt ist. An die Zwischendruckleitung ist ein Hydraulikspeicher angebunden, der aus der Arbeitshydraulik rekuperierte Energie speichern und später wieder abgeben kann. Durch die unterschiedlich hohen Drücke in den drei Leitungen können durch Schaltventile für jeden Verbraucher individuell unterschiedliche Druckpotenziale erzeugt werden. Dies führt zu einer Verringerung der Drosselverluste an den steuernden Proportionalventilen. Für das Forschungsvorhaben wurde ein Radlader mit Messtechnik ausgerüstet und repräsentative Lastprofile aufgenommen. Auf dieser Basis dieser Messungen wurde eine Steuerstrategie entwickelt und auf einer Steuerung programmiert. Ein mit Hilfe der Messergebnisse validiertes Simulationsmodell wurde mit dem Programmcode der Steuerung gekoppelt und die Steuerungsalgorithmen optimiert und die Energieeinsparung in der Simulation erfasst. Das Ergebnis zeigt eine Energieeinsparung von 13% in der Arbeitshydraulik, was nach einer ersten Abschätzung im realen Betrieb (Fahr- und Arbeitshydraulik kombiniert) zu einer jährlichen Kraftstoffeinsparung von 1.058 L Dieselkraftstoff pro Radlader führen würde.

Abstract The project introduces a new hydraulic system based on a constant pressure system with the aim to increase the efficiency of actuation of hydraulic cylinders in mobile machines. Using a third pressure level located between high pressure and tank pressure called intermediate pressure the system enables additional pressure potentials from high pressure to intermediate pressure and from intermediate pressure to tank pressure. This reduces throttle losses at hydraulic cylinders when driven at low or intermediate loads. An accumulator connected to the intermediate pressure line is being charged or discharged in function of which pressure potential is currently used. Within the research project typical duty cycles of a wheel loader were measured and analyzed with the help of a reference machine. A simulation model of the reference machine was build up and validated using the measurement results. By coupling the simulation model to the control code of the programmable logic control a virtual development environment was set up to test and optimize the control strategy. Using the example of a typical duty cycle of a wheel loader simulation results have shown an efficiency increase of 13% compared to a conventional Load Sensing system.

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Inhaltsverzeichnis Abstract ................................................................................................................................ i 1

Einleitung ..................................................................................................................... 1 1.1 Stand der Technik ................................................................................................... 2 1.1.1 Steuerungssysteme in mobilen Arbeitsmaschinen ........................................... 2 1.1.2 Hydraulische Hybride in mobilen Arbeitsmaschinen ......................................... 4 1.2 Stand der Wissenschaft .......................................................................................... 5 1.2.1 Arbeiten an Forschungsinstituten ..................................................................... 5 1.2.2 Patentveröffentlichungen.................................................................................10 1.3 Aufgabenstellung ...................................................................................................12

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Schaffung einer Vergleichsbasis...............................................................................15 2.1 Beschreibung des Versuchsträgers ........................................................................15 2.2 Messfahrten/Arbeitszyklen .....................................................................................20 2.2.1 Messtechnik/Messpunkte ................................................................................21 2.2.2 Y-Ladezyklus ..................................................................................................23 2.2.3 Referenzzyklus Palettenfahrt...........................................................................24 2.3 Erstellung eines Simulationsmodells für den Ist-Zustand ........................................26 2.3.1 Modellierung des LS-Systems .........................................................................27 2.3.2 Modellvalidierung ............................................................................................31

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Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik .....................................................................33 3.1 Schaltschema des KonZwi-Systems ......................................................................33 3.1.1 Hydraulischer Schaltplan .................................................................................34 3.1.2 Steuerblock .....................................................................................................37 3.1.3 Auswahl der Ventile ........................................................................................38 3.1.4 Aufbau des Komponentenprüfstandes (Mobima).............................................40 3.1.5 Ergebnisse aus Versuchen am Komponentenprüfstand (Mobima) ..................43 3.2 Mobile Steuerung für das KonZwi-System..............................................................48 3.2.1 Auswahl der Steuerung ...................................................................................49 3.2.2 Aufbau der Steuerung .....................................................................................49

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Entwicklung einer Steuerstrategie ............................................................................50 4.1 Bestimmung der optimalen Schaltsequenz .............................................................51 4.2 Ableitung einer Online-Schaltstrategie ...................................................................56 4.3 Aufbau des KonZwi-Systems in der Simulation ......................................................59 4.3.1 Simulationsmodell des KonZwi-Systems .........................................................59 4.3.2 Simulationskopplung mit Programmcode der Steuerung .................................63

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Testfahrten und Ergebnisse ......................................................................................67 5.1 Aufbau des Versuchsträgers ..................................................................................67 5.1.1 Vormontage im Werk Emsbüren .....................................................................67 5.1.2 Aufbau am Mobima in Karlsruhe .....................................................................70 5.1.3 Steuerungseinbau und Verkabelung ...............................................................72 5.2 Testergebnisse zum dynamischen Verhalten der Ventile .......................................73 5.3 Abschätzung der Kraftstoffeinsparung im Einsatz ..................................................74 5.4 Einsatzpotenziale in anderen Anwendungen ..........................................................76

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Zusammenfassung und Ausblick ..............................................................................82

Abbildungsverzeichnis ......................................................................................................83 Tabellenverzeichnis ...........................................................................................................86

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Quellenverzeichnis.............................................................................................................87

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1. Einleitung

1 Einleitung In den letzten Jahren kann eine starke Intensivierung der Forschungsaktivitäten auf dem Gebiet der hybriden Antriebsstränge in mobilen Arbeitsmaschinen beobachtet werden. Vor allem die Forschung und Entwicklung dieselelektrischer hybrider Antriebsstränge hat - getrieben durch die Entwicklungen im PkW-Bereich – viele Anwendungsfelder in den mobilen Arbeitsmaschinen gefunden. Die Forschungsaktivitäten konzentrieren sich dabei neben geeigneten Antriebsstrangkonfigurationen, Speicherwahl und Betriebsstrategien auf die Ersetzung konventioneller hydraulischer oder mechanischer Antriebe durch elektrische Einheiten. Durch die Weiterentwicklungen auf dem Gebiet der Leistungselektronik ist es heute problemlos möglich, diese Einheiten mit entsprechenden Umrichtern in den gewünschten Drehzahlen effizient zu regeln. Trotz anhaltender Forschungsbemühungen und erfolgreichem Einsatz elektrischer Antriebslösungen werden auch in Zukunft hydraulische Antriebe eine dominante Rolle spielen, da diese nach wie vor aufgrund ihrer hohen Leistungsdichte und flexiblen Leistungsübertragung in vielen Anwendungen unverzichtbar sind. Insbesondere bei der Übertragung hoher Leistungen in Linearbewegungen mittels Hydraulikzylindern sind sinnvolle elektrische Alternativen derzeit nicht verfügbar, so dass hier die Grenzen der Elektrifizierung zu sehen sind. Nichtsdestotrotz sind auch für die Arbeitshydraulik mobiler Arbeitsmaschinen hybride Lösungen gefragt, da gerade hier beim Absenken hoher Lasten oftmals ein hohes Rekuperationspotenzial potenzieller Energien besteht, welches heutzutage überwiegend über eine Steuerkante abgedrosselt und in Form von Wärme an die Umgebung abgegeben wird. Für eine Rückgewinnung dieser Energien bei gleichzeitiger Nutzung der Hydrostatik für die Leistungsübertragung werden hybride hydraulische Lösungen benötigt (in einigen Publikationen wird in Abgrenzung zu elektrischen Hybriden deshalb auch von hydriden Antriebssträngen gesprochen). Neben der Möglichkeit zur Rekuperation potenzieller oder kinetischer Energie durch einen Speicher, müssen hybride Antriebsstränge im Betrieb einen höheren Wirkungsgrad aufweisen als Standards ysteme, um höhere Investitionskosten für Speicher, Steuerung und Komponenten zu rechtfertigen. Höhere Systemwirkungsgrade können durch eine Verbesserung der leistungsregelnden und leistungswandelnden Komponenten oder durch eine optimierte Antriebsstrangstruktur erzielt werden. Seit ihrer Entwicklung in den 80er Jahren des letzten Jahrhunderts waren Konstantdrucksysteme mit Sekundärregelung häufig ein zentraler Bestandteil hydraulischer Hybride, da diese Systeme zur Regelung der Antriebsdrehzahl der Hydraulikmotoren keine leistungsregelnden Ventile benötigen und somit einen sehr hohen Systemwirkungsgrad erreichen. Durch den konstant gehaltenen hohen Druck im System können hohe Leistungen durch vergleichsweise geringe Volumenströme übertragen werden, was zu verringerten Reibverlusten in den Leitungen und somit einer weiteren Erhöhung des Wirkungsgrades beiträgt. Kennzeichnend für diese Systeme ist die Einbindung eines Hydraulikspeichers, welcher zum Einen allzu hohe Druckschwankungen abfangen bzw. in gewissen Grenzen halten soll (man spricht deshalb in der Fachliteratur auch von einem eingeprägtem Druck). Andererseits dient dieser Speicher auch als Leistungsspeicher, da die sekundärgeregelten Hydraulikmotoren in der Regel als 4-Quadranten-Einheiten vorgesehen sind, beim Bremsvorgang in den Pumpbetrieb wechseln können und somit durch Nutzung der Bremsenergie Öl aus dem Tank in das System fördern können, so dass es im Speicher für eine spätere Nutzung gespeichert werden kann. Zahlreiche Forschungsarbeiten zu diesem Thema haben dieses System daher als besonders geeignet identifiziert, zumal es aufgrund seiner einfachen Struktur erlaubt, die besonders in Europa weit verbreiteten Ein-Kreis-Hydrauliksysteme in Erdbewegungsmaschinen beizubehalten, was den Herstellern erlauben würde, Kosten für weitere Pumpen mitsamt Verschlauchung, Ventilen und Filterung einzusparen. Trotz dieser hinsichtlich einer Hybridisierung positiven Eigenschaften dieses Systems ist die Sekundärregelung neben den derzeit 1

1. Einleitung

noch hohen Investitionskosten aus konstruktiver Sicht keine realistische Antriebsalternative für bestimmte Maschinentypen, da das Prinzip der Sekundärregelung nicht auf Linearverbraucher übertragbar ist, welche besonders bei Baumaschinen von großer Bedeutung sind. Um ein integriertes hybrides Hydrauliksystem (Ein-Kreis-System) zu ermöglichen, welches eine Einbindung von Hydraulikzylindern bei weitgehender Eliminierung oder Reduzierung von Drosselverlusten im Teillastbetrieb ermöglicht, wurde bislang vor allem komponentenseitig ein hoher Aufwand betrieben. Obwohl durch diese Lösungsvorschläge aus technischer Sicht die Problematik des verlustarmen Betriebes von Zylindern in Konstantdrucksystemen gelöst zu sein scheint, tragen diese Entwicklungen eher noch zu einer weiteren Verzögerung der hydraulischen Hybridisierung bei, da diese neuartige Komponenten bislang nur vereinzelt als Prototypen in Forschungseinrichtungen existieren und in absehbarer Zeit keine marktreifen Lösungen zu akzeptablen Preisen zu erwarten ist. Im Verbundprojekt „Effizienzsteigerung durch ein Konstantdrucksystem mit Zwischendruckleitung – KonZwi“ wird ein alternativer Ansatz untersucht, der eine effiziente Integration von Hydraulikyzlindern in Konstantdrucksystemen ermöglicht und dies unter Verwendung handelsüblicher Komponenten und einer auf die Maschine und ihrer Anwendung abgestimmten Steuerstrategie. Durch die Einführung einer weiteren Druckleitung, an welche ein Speicher angeschlossen ist, dessen Vorspanndruck zwischen Hochdruck und Zwischendruck liegt, können mehrere Druckpotenziale durch Schaltventile gewählt werden, und an die Zylindersteuernden Proportionalventile angelegt werden. Ziel dieses Projektes war es, das Energieeinsparpotenzial zu bestimmen, sowie grundlegende Auslegungs- und Steuerungsverfahren zu entwickeln, um ein solches System in mobilen Anwendungen einsetzen zu können.

1.1 Stand der Technik Grundlage der Forschungsarbeiten am KonZwi-System war eine genaue Recherche zum Stand der Technik. Dieser umfasst die grundlegenden, am Markt verfügbaren Systeme, sowie Neuentwicklungen und Prototypen, welche die Möglichkeit der Rekuperation aus der Arbeitshydraulik vorweisen können. Da es sich bei diesen Systemen um hydraulische Hybride handelt, werden diese Entwicklungen in einem Kapitel gesondert vorgestellt.

1.1.1 Steuerungssysteme in mobilen Arbeitsmaschinen Für die Integration von Hydraulikzylindern in eine Antriebsarchitektur mobiler Arbeitsmaschinen gibt es unterschiedliche Konzepte, welche sich in Speisung und Steuerungsart unterscheiden. Dabei wird in der Art der Speisung zwischen aufgeprägtem Druck und aufgeprägtem Volumenstrom unterschieden. Innerhalb dieser beiden Grundprinzipien können Steuerungssysteme nach ihrer Steuerungsart unterschieden werden, welche grundsätzlich in zwei Gruppen eingeteilt werden kann: Widerstandssteuerungen oder Verdrängersteuerungen. Heutige Steuerungssysteme für Hydraulikzylinder in mobilen Arbeitsmaschinen werden ausschließlich auf Basis von Widerstandssteuerungen betrieben, Konzepte zur Verdrängersteuerung von Hydrozylindern sind derzeit noch Gegenstand der Forschung (siehe auch 1.2 Stand der Wissenschaft“). In Abbildung 1.1 sind die wesentlichen Entwicklungen auf dem Gebiet der Steuerungssysteme in mobilen Arbeitsmaschinen gezeigt. In ihren Anfängen wurde der Markt zunächst von Drosselsteuerungen dominiert. Diese Systeme bestanden aus einem Dieselmotor, welcher eine oder mehrere Konstantpumpen antrieb (Open-Center-Systeme). Somit war der erzeugte Volumenstrom nicht einstellbar und musste über entsprechende Ventile an den jeweiligen Verbrauchern dem Bedarf angepasst werden. Diese Systeme sind einfach im Aufbau und

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1. Einleitung

ermöglichen den Parallelbetrieb mehrerer Verbraucher, erzeugen jedoch auch hohe Verluste. Eine für die Steuerung mobiler Arbeitsmaschinen bedeutende Entwicklung war die Bedarfsstromregelung, welche sehr bald unter dem Namen „Load Sensing“ („Last fühlend“) Verbreitung fand. In seiner einfachsten Ausführung, dem Open Center Load Sensing System (OCLS) wird ein Ventilblock von einer Konstantpumpe gespeist. Am Eingang dieses Ventilblocks befindet sich eine Eingangsdruckwaage, welche den Systemdruck auf einem Niveau hält, welcher dem höchsten Lastdruck plus einem konstanten Differenzdruck entspricht. In Neutralstellung wird der (konstante) Volumenstrom der Pumpe über diese Druckwaage in den Tankt geleitet, wobei sich im System ein Druck einstellt, welcher zur Überwindung der Druckdifferenz an der Druckwaage nötig ist, entspricht. Bei Betätigung eines der Ventile ist der Lastdruck am Verbraucher mit der LS-Leitung und somit mit der Eingangsdruckwaage verbunden, so dass dieser zu der konstanten Regeldruckdifferenz aufaddiert wird. Der Druck im System steigt so lange an, bis der Volumenstrom zum angesteuerten Verbraucher so groß ist, dass der Druckabfall an der Steuerkante des steuernden Ventils der Regeldruckdifferenz der Eingangsdruckwaage entspricht und das System einen stationären Zustand erreicht. Durch die proportionale Variierung des Öffnungsquerschnitts des Steuerventils wird der hydraulische Widerstand verändert, so dass dieser stationäre Zustand je nach Bedienerwunsch bei höherem oder niedrigerem Volumenstrom eintritt. Der Vorteil dieses Systems ist neben der Effizienzsteigerung zu gewöhnlichen OC-Systemen in der lastunabhängigen Durchflusssteuerung des höchstbelasteten Verbrauchers zu sehen, da Lastsprünge an diesem Verbraucher sofort zu höheren Verschließkräften der Eingangsdruckwaage führen und somit zu einer Erhöhung des Systemdrucks. Nachteilig an diesem System ist der hohe Volumenstrom, welcher vor allem bei hohen Einzellasten und geringem Volumenstrombedarf zu einem schlechten Wirkungsgrad des Systems führt sowie die Beschränkung der lastunabhängigen Bedarfsstromregelung auf den lasthöchsten Verbraucher. Diese Nachteile wurden behoben in Closed Center- LS (CCLS) – Systemen mit integrierter Lastkompensation.

Abbildung 1.1: Entwicklung der hydraulischen Steuerungssysteme für mobile Arbeitsmaschinen nach [Dju07] Bei diesen Systemen werden Pumpen mit kontinuierlich veränderlichem Fördervolumen meist in Schrägscheibenbauweise - verwendet, welche die Bedarfsstromregelung über eine Verstellung der Pumpen realisieren. Der LS-Regler ist bei dieser Lösung in der Pumpe integriert und schwenkt die Pumpe in Neutralstellung der Ventile fast vollständig zurück, so dass 3

1. Einleitung

nur ein minimaler Volumenstrom in das System gefördert wird, welcher zum Ausgleich der Leckage benötigt wird. Der Druck im System entspricht dabei wie beim OCLS-System auch der konstanten Druckdifferenz an der Druckwaage, die jedoch im CCLS-System zur Pumpenregelung verwendet wird. Bei Betätigung eines Steuerventils wird der Lastdruck des Verbrauchers mit der LS-Leitung verbunden, so dass die Pumpendruckwaage aus der Gleichgewichtslage gebracht wird und die Pumpe ausschwenkt. Der Volumenstrom im System steigt an und erreicht sein Maximum, bis der Druckabfall am Steuerventil der eingestellten Druckdifferenz am Pumpendruckregler entspricht. Individualdruckwaagen an jedem Steuerventil ermöglichen bei erweiterten eine Lastkompensation, so dass eine Lastunabhängigkeit der Volumenstromsteuerung nicht nur auf den lasthöchsten Verbraucher beschränkt bleibt. Die LS-Systeme haben aufgrund ihrer hohen Effizienz und der parallelen, lastunabhängigen Volumenstromregelung der Verbraucher eine hohe Verbreitung in Europa gefunden. Eine Weiterentwicklung dieser Systeme ist das Electrohydraulic Flow Matching (EFM), welches unter Beibehaltung der Lastkompensation der minderbelasteten Verbraucher von der Regelung des Pumpenschwenkwinkels abrückt und zu einer Steuerung übergeht (offene Steuerkette). Das Signal für die Einstellung des Pumpenschwenkwinkels wird von einer elektronischen Steuerung berechnet und entspricht einer Soll-Volumenstromanforderung des Bedieners. Gleichzeitig mit der Auslenkung der Pumpe werden auch die entsprechenden Ventile zur Versorgung der Verbraucher angesteuert. Diese Systeme haben den Vorteil, dass der bei geregelten LS-Systemen erforderliche Regeldruck entfallen kann und das System dadurch effizienter wird. Weiterer Vorteil ist die höhere Stabilität dieser Systeme, da der Druck im System nun nicht mehr für die Regelung des Pumpenschwenkwinkels verwendet wird. In Asien haben sich OC-Systeme etabliert, welche den Pumpenschwenkwinkel so regeln, dass ein konstanter (geringer) Rücklaufstrom aus dem Ventilblock beibehalten wird. Diese Art der Regelung ist unter dem Namen Negative Control bekannt geworden. Bei diesen Systemen wird in die Rücklaufleitung eine Messblende eingebaut, welche den Druck vor und hinter dieser misst und als Steuersignal an den Pumpenregler weiterleitet. In Neutralstellung der Ventile schwenkt die Pumpe so weit zurück, dass der voreingestellte minimale Volumenstrom erreicht wird, der zum Aufbau der Regeldruckdifferenz an der Messblende benötigt wird. Bei Betätigung eines oder mehrerer Ventile wird der Volumenstrom auf die Verbraucher umgeleitet, so dass der Rücklaufstrom verringert wird, was zu einem geringeren Druckabfall an der Messblende führt. Dies führt zu einem Ausschwenken der Pumpe, welche erst dann einen stationären Zustand erreicht, wenn der Volumenstrom groß genug ist, dass der Druckabfall an der Messblende den voreingestellten Wert erreicht.

1.1.2 Hydraulische Hybride in mobilen Arbeitsmaschinen Bemühungen zur Hybridisierung mobiler Arbeitsmaschinen gibt es seit ca. 10 Jahren. Aufgrund der prädominanten Rolle der Automobilindustrie sind Entwicklungen im Bereich hybrider Antriebsstränge vornehmlich durch elektrische Antriebsvarianten geprägt. Weiterhin beschränkt sich die Hybridisierung in den meisten Fällen auf den Fahrantrieb aufgrund der schwierigen Leistungswandlung aus der Arbeitshydraulik. Abb. 1.2 zeigt auf einer Zeitschiene Entwicklungen von Unternehmen, welche eine hybridgetriebene mobile Arbeitsmaschine in Form eines Demonstrators oder durch Serienstart vorgestellt haben mit einer Unterteilung zwischen elektrischen und hydraulischen Hybriden. Unter den hier aufgeführten hydraulischen Hybriden sind alleine der Harvester 405 H2 von HSM sowie das Pactronic-System von Liebherr mit entsprechenden Rekuperationsmöglichkeiten für die Arbeitshydraulik ausgestattet. Die Arbeitshydraulik des HSM 405 H2 besteht aus einem LS-Kreis zur Versorgung des Kransteuerblocks und eines Konstantdrucksystems für den Harvesterkopf. Durch ein Ladeund Entladeventil kann im Konstantdruckkreis ein Hydraulikspeicher be- oder entladen wer-

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1. Einleitung

den, so dass die Hydraulikpumpe entlastet werden kann. Laut Herstellerangaben kann durch dieses System der Kraftstoffverbrauch um bis zu 20% gesenkt werden [Hoh11]. Das von der Firma Liebherr vorgestellte System Pactronic wird in Hafenmobilkranen eingesetzt und erlaubt die Rekuperation von potenzieller Energie beim Absenken von Containern, was zu einer Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs von 30% führt [Sch12].

Abbildung 1.2: Zeitschiene zur Entwicklung der Hybridantriebe für mobile Arbeitsmaschinen (aus [Thi11])

1.2 Stand der Wissenschaft Aufgrund der Vielzahl an Veröffentlichungen, Patentanmeldungen und Broschüren zu hydraulischen hybriden Anwendungen werden im Folgenden nur jeweils die für das Forschungsvorhaben relevanten Publikationen genannt. Hierbei sollen aufgrund der besseren Übersichtlichkeit Arbeiten an Forschungsinstituten und Patentveröffentlichungen getrennt betrachtet werden.

1.2.1 Arbeiten an Forschungsinstituten An Forschungsinstituten wurden ebenso Forschungsarbeiten zur Hybridisierung der Arbeitshydraulik mobiler Arbeitsmaschinen durchgeführt. Am Institut für Landmaschinen und Fluidtechnik der TU Braunschweig wurde ein System zur Energierückgewinnung entwickelt, welches über einen an der Motorwelle angebrachten Hydrostaten einen Speicher be- oder entladen konnte [Ste10]. 5

1. Einleitung

Abbildung 1.3: Das an der TU Braunschweig entwickelte System mit Pumpe/Motor-Einheit (4) zum Laden des Speichers Am Institut für Fluidtechnische Antriebe und Steuerungen (IFAS) der RWTH Aachen wird ein Konstantdrucknetz mit mehreren Hydrotransformatoren zum effizienten Betrieb eines Baggers erforscht [Ind10]. Die Energieeinsparung dieses Systems wird mit 32% im Vergleich zum Load Sensing System angegeben.

Abbildung 1.4: Das von [Ind10] vorgestellte System aus mehreren Hydrotransformatoren zur Wandlung der Drücke Am Department of Agricultural and Biological Engineering & School of Mechanical Engineering der Purdue Universität in den USA wurde ein hydraulisches hybrides System für einen Reach Stacker vorgestellt, dessen Verbraucher verdränger-gesteuert sind und die ebenfalls über einen an der Antriebswelle angebrachten Hydrostaten Öl in einen Speicher fördern können [Spr12a], [Spr12b]. Die Energieeinsparung für dieses System wird in [Spr12] mit bis zu 73% angegeben.

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1. Einleitung

Abbildung 1.5: Reach Stacker mit Rekuperationsmöglichkeit aus Arbeitshydraulik und Transformation über einen Hydrostaten An der Universität Aalborg, Dänemark wird an einem System geforscht, welches ebenso wie das KonZwi-System die Problematik der verlustreduzierten Druckwandlung über die Nutzung mehrerer Druckpotenziale zu lösen versucht. Der Anwendungsfall ist hier jedoch ein Wellenkraftwerk [Han12]. An der Universität Tampere in Finnland wurde ein Ventilsystem entwickelt, welches pro Verbraucher sechs 2/2-Wege-Proportionalventile vorsieht [Erk09]. In diesem System kann an Zu- und Rücklauf der Zylinder jeweils zwischen Hochdruck, Zwischendruck (Speicherdruck) und Tankdruck gewählt werden, wobei die Hochdruckleitung nicht als Konstantdruckleitung ausgeführt ist. Ein dem Speicher vorgeschalteter Hydrostat fungiert in diesem System als Hydrotransformator. Die potenzielle Energie im Zylinder kann laut Angabe bis zu 70% rekuperiert werden.

Abbildung 1.6: Pro Druckniveau je ein 2/2-Wege Proportionalventil zur Versorgung einer Zylinderkammer

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1. Einleitung

Ein unter der Verwendung der Digitalhydraulik (Ersetzung von Proportionalventilen durch eine Anzahl unabhängig voneinander steuerbarer Schaltventile) gesteuerter Reach Stacker wurde an der Helsinki University of Technology vorgestellt [Juh09]. Dieses System erlaubt die direkte Rekuperation potentieller Energien in einen Speicher. Es konnten dabei Effizienzsteigerungen von bis zu 14,8% nachgewiesen werden. Aufgrund der fehlenden Druckanpassung wird die Nutzung mehrerer Speicher mit unterschiedlichen Vorspanndrücken empfohlen.

Abbildung 1.7: Das an der Helsinki University of Technology entwickelte System unter Nutzung der Digitalhydraulik Am Department of Intelligent Hydraulics and Automation (IHA) der Tampere University in Finnland [Lin09a] wurde eine digitale Pumpe entwickelt, welche mehrere Druckleitungen unabhängig voneinander mit unterschiedlichen Drücken versorgen kann. Gleichzeitig ermöglicht die Pumpe einen reversiblen Betrieb. Dies wird ausgenutzt, um Energie zu rekuperieren und einen Speicher zu laden.

Abbildung 1.8: Mögliche Systementwürfe für den Einsatz der digitalen Pumpe nach [Lin09a] Eine weitere interessante Methode zur effizienten Druckwandlung und Energiewandlung an Hydraulikzylindern wurde ebenfalls am IHA durch [Lin09b] vorgestellt. Die Wandlung erfolgt über einen Hydraulikzylinder, welcher mehrere Kammern besitzt und seine Wirkfläche somit in diskreten Stufen verändern kann. Dadurch werden Drosselverluste reduziert, wenn er an einem Konstantdrucksystem angebunden ist. 8

1. Einleitung

Abbildung 1.9: Schematische Darstellung des Mehrkammer-Zylinders Dieses System wird mit der an der University of Tampere entwickelten Digitalhydraulik gesteuert und wurde von der Firma Norrhydro als Anwendung in einer Forstmaschine zur Serienreife gebracht [Sip11]. Ein anderer Ansatz zur effizienten Druckwandlung wird am Institute of Machine Design and Hydraulic Drives der Universität Linz verfolgt. Mit der Hilfe eines hydraulischen Tiefsetzstellers wird hier versucht, die Prinzipien der elektrischen Spannungswandlung auf die Hydraulik zu übertragen. Dadurch ist es theoretisch möglich durch die Verwendung schnellschaltender Ventile jeden beliebigen Druck aus der Arbeitshydraulik beim Absenken auf jeden beliebigen Speicherdruck zu transformieren. In [Sch08] wird eine Reduzierung der Drosselverluste im Vergleich zur Drosselsteuerung von bis zu 16% angegeben. Eine Nutzung potenzieller Energien ohne Speicher kann durch Regeneration erfolgen. Dabei wird die Energie direkt einem anderen aktiven Verbraucher zugeführt. Bei dem System handelt es sich um ein Load Sensing System mit aktiver Regeneration (Active Regeneration Load Sensing - ARLS) welches am Institute for Agricultural and Earthmoving Machines (IMAMOTER) in Ferrara, Italien untersucht wurde. In [Lea10] wird ein solches System als Antriebssystem für einen Bagger untersucht und mit einem konventionellen LS-System verglichen. Energieeinsparung bis zu 10% konnten nachgewiesen werden.

Abbildung 1.10: Das Load Sensing-System mit aktiver Regeneration (ARLS)

9

1. Einleitung

1.2.2 Patentveröffentlichungen Die im folgenden aufgeführte Übersicht über Patentveröffentlichungen zeigt die Klassifizierungen unterschiedlicher hybrider Hydrauliksysteme, welche den Systemwirkungsgrad durch Rückgewinnung von Energie oder durch Minimierung systembedingter Drosselverluste erhöhen. Die Klassifizierung erfolgt dabei mit den in Tabelle 1.1 aufgeführten Kriterien. Tabelle 1.1: Kategorien der Patentklassifizierung

Energierückgewinnung

Energieumwandlung hydraulisch-mechanisch Speicherung in Drucktank Speicherung in anderer Form (elektrisch) Steuerung über drängereinheit

Ver-

Parallel/Serienschaltung Druckerhöhung Doppelzylinder

über

Speicherausgang an die Saugseite der Pumpe

Druckübersetzung höheres Niveau

Hydraulischer mator

auf

Transfor-

In dieser Kategorie sind alle Patente enthalten, die Energie aus der angetriebenen Mechanik zurückgewinnen können; z.B. Potentielle Energie beim Absenken einer Last. Erfolgt nach der Energierückgewinnung die Energieübertragung auf andere Komponenten mechanisch, sind die Patente in dieser Kategorie. In dieser Kategorie sind alle Patente enthalten, welche die zurückgewonnene Energie in einem hydraulischen Druckspeicher zwischenspeichern können. Hier sind alle Patente eingeordnet, welche die zurückgewonnene Energie in anderer Form z.B. elektrisch in einer Batterie speichern. Zur Energierückgewinnung wird immer oder zeitweise ein hydraulischer rotatorischer Motor genutzt. Der hydraulische Motor kann dann entweder mit einem Generator oder einer weiteren Pumpe verbunden sein. Bei diesen Systemen können die verschiedenen Verbraucher entweder parallel oder in Reihe geschaltet werden. Durch die Verwendung von zwei parallel geschalteten, mechanisch fest miteinander verbundenen Zylindern kann der Druck transformiert und in den Speicher gedrückt werden. Eine weitere Möglichkeit, die Energie aus dem Speicher möglichst verlustfrei zu nutzen, ist die Zuschaltung des Speichers an die Saugseite der Pumpe In dieser Kategorie sind alle Systeme, bei denen es möglich ist bei der Energierückgewinnung den Druck im System zu erhöhen, entweder um einen Speicher mit einem höheren Druckniveau zu befüllen oder um direkt einen weiteren Verbraucher damit zu versorgen. Mit Hilfe eines hydraulischen Transformators ist es möglich hydraulische Leistung zu wandeln, wobei entweder der Volumenstrom oder der Druck in einem zweiten hydraulischen Kreislauf gegenüber einem ersten erhöht wird.

In der nachfolgenden Tabelle sind die Patente alphabetisch sortiert. Ein „+“ bedeutet, dass die Patente der jeweiligen Kategorie zugeordnet werden können.

10

1. Einleitung

DE 10 2005 060 990 A1

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DE 10 2007 054 035 A1

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DE 102 97 541 T5 DE 103 15 071 A1

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DE 103 42 459 A1

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DE 11 2004 002 171 T5

+

DE 699 20 452 T2

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EP 1 433 648 A2

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EP 2 071 196 A1

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JP 2006 125566 A

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JP 2006 258291 A

+

JP 2007 032799 A

+

JP 2007 040393 A

+

JP 2007 327527 A

+

JP 2008 128464 A

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JP 2008 232307 A

Hydraulischer Transformator

Druckübersetzung auf höheres Niveau

Speicherausgang an Saugseite

Druckerhöhung über Doppelzylinder

Parallel- / Serienschaltung

Steuerung über Verdrängereinheit

Speicherung in anderer Form (elektrisch)

Speicherung in Drucktank

Energieumwandlung hydraulisch - mechanisch

Patentnummer

Energierückgewinnung

Tabelle 1.2: Ergebnisse der Patentrecherche

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JP 2008 275101 A

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JP 2009 127643 A

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JP 2010 048343 A

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JP 2010 048366 A

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JP 2010 053969 A

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JP 2010 084888 A

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US 2004/0060430 A1

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US 2004/0107699 A1

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US 2007/0044462 A1

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US 2007/0175209 A1

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US 2008/0104955 A1

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US 2008/0110166 A1

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US 2009/0000290 A1

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US 2009/0025379 A1

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US 2009/0288408 A1

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US 5 477 677 A

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US 6 266 959 B1

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US 6 434 864 B1

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Hydraulischer Transformator

Druckübersetzung auf höheres Niveau

Speicherausgang an Saugseite

Druckerhöhung über Doppelzylinder

Parallel- / Serienschaltung

Steuerung über Verdrängereinheit

Speicherung in anderer Form (elektrisch)

Speicherung in Drucktank

Energieumwandlung hydraulisch - mechanisch

Patentnummer

Energierückgewinnung

1. Einleitung

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US 6 467 264 B1 US 6 655 136 B2

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US 6 725 581 B2

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US 7 007 465 B2

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US 7 100 371 B2

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US 7 249 457 B2

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US 7 269 944 B2

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US 7 434 391 B2

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WO 1996/013669 A1

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WO 1999/002865 A1

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WO 2006/088399 A1

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WO 2007/079935

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WO 2008/143568 A1

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+

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1.3 Aufgabenstellung Das Verbundvorhaben Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwischendruckleitung hat zum Ziel ein rekuperationsfähiges, effizientes System für den Betrieb von Hydraulikzylindern in einem Konstantdrucksystem zu entwickeln. Das System besteht aus einer Konstantdruckleitung (Hochdruckleitung), einer Zwischendruckleitung und einer Tankdruckleitung. Durch den Einsatz einer Zwischendruckleitung können mehrere diskrete Druckpotenziale zwischen diesen unterschiedlichen Druckniveaus gewählt werden, wodurch Verluste in den Ventilen reduziert werden können. Weiterhin erlaubt dieses System die Rekuperation potenzieller Energie und ist somit geeignet in hybriden hydraulischen Antriebsträngen mobiler Arbeitsmaschinen integriert zu werden. Die Zwischendruckleitung ist mit einem Hydraulikspeicher verbunden, welcher auf einen Druck vorgespannt ist, welcher zwischen dem Hochdruck und dem Tankdruck liegt. Das System ist schematisch in Abbildung 1.11 dargestellt und benötigt neben der erwähnten Zwi12

1. Einleitung

schendruckleitung mit Speicher zusätzlich zwei 3/2-Wege-Schaltventile und ein Proportionalventil pro Verbraucher. Über die Schaltventile kann zwischen Schaltzuständen mit folgenden Druckpotentialen gewählt werden:



Hochdruck zu Zwischendruck (HDZD)



Zwischendruck zu Tankdruck (ZDTD)



Zwischendruck zu Zwischendruck (ZDZD, nur bei geladenem Speicher)



Hochdruck zu Tankdruck (HDTD)

Zusätzlich ist ein weiteres Schaltventil integriert, welches ein Zuschalten des Zwischendruckspeichers an die Saugseite der Pumpe ermöglicht, was aufgrund der niedrigeren anliegenden Druckdifferenz einen geringeren Energiebedarf der Pumpe zur Folge hat. Damit ergeben sich zwei weitere Schaltstufen:



Hochdruck zu Zwischendruck mit Zuschalten (HDZD(2))



Hochdruck zu Tankdruck mit Zuschalten (HDTD(2))

Abbildung 1.11: Schaltschema eines Konstantdrucksystems mit Zwischendruckleitung (KonZwi) Ein Wegesensor ist an jedem Zylinderkolben angebracht, um eine lastunabhängige Geschwindigkeitsregelung zu erreichen. Drucksensoren, die an die Kolben- und Ringseite des Zylinders angeschlossen sind, erfassen den auf den Zylinder wirkenden Lastdruck. Zusätzlich muss auch der Druck in der ZD-Leitung überwacht werden, damit die Steuerung die für den Lastfall optimale Druckstufe erkennen und über die 3/2-Wege-Schaltventile einstellen kann. Zusätzlich ist der Steuerung eine Kennlinie des verwendeten Speichers hinterlegt, so dass die Überwachung des Zwischendruckes dazu dient, den aktuellen Ladezustand zu ermitteln. Im Falle von ziehenden Lasten sind alle Druckstufen auch in „umgekehrter“ Richtung schaltbar, so dass beispielsweise bei der Druckstufe ZD-TD aus der TD-Leitung Öl entnommen und in die ZD-Leitung gedrückt werden kann. Einen Sonderfall stellt die Druckstufe ZD-ZD dar: diese funktioniert ähnlich dem Prinzip der Eilgangschaltung, indem Stangen- und Kolbenseite über die ZD-Leitung kurzgeschlossen werden. In Abhängigkeit der Zylindergeometrie und des Druckes in der ZD-Leitung können dabei unterschiedlich hohe Kräfte entstehen. Eine Druckstufe kann grundsätzlich nur dann gewählt werden, wenn die damit erreichbare Kraft ausreicht, um die am Zylinder wirkende Last zu bewegen. Um eine kontinuierliche Be13

1. Einleitung

wegung zu gewährleisten, muss diese Kraft also über der aktuell anliegenden Last liegen. Die Differenz zwischen der aus der zugeschalteten Druckstufe verfügbaren Kraft und der am Zylinder benötigten Kraft wird am Proportionalventil in Form von Drosselverlusten vernichtet. Abbildung 1.12 zeigt am Beispiel der Druckstufe HD-ZD an einem Differentialzylinder den Zusammenhang zwischen der Höhe der Verluste und dem Zwischendruck bei konstanter Geschwindigkeit und Last (stationärer Zustand). Mit steigendem Druck in der ZD-Leitung sinkt die Druckdifferenz zwischen HD-Leitung und ZD-Leitung und damit die verfügbare Kraft, um den Zylinder zu bewegen. Um die Geschwindigkeit aufrechterhalten zu können, muss also das Proportionalventil weiter geöffnet werden, was zu einer Verringerung der Drosselverluste führt. Die sich bei einer Druckstufe für jeden Zwischendruck ergebenden Maximalkräfte bilden eine Linie, die über dem Zwischendruck aufgetragen werden kann. Die Druckstufe und der Zwischendruck müssen also bei gegebenem Lastfall so gewählt werden, dass die Verluste minimal werden. Kraft [kN]

Kraftverlust durch Drosselung am Ventil

60

Linie maximaler Kraft

50

F

40

FLast 30 20 HD

ZD

10 HD=150 bar

0 60

80 Zwischendruck [bar]

Abbildung 1.12: Maximalkräfte und Verluste bei der Stufe HD-ZD Das KonZwi-System ist einfach im Aufbau und mit gewöhnlichen, am Markt erhältlichen Komponenten, realisierbar. Allerdings erfordert es eine intelligente Steuerung und entsprechende zusätzliche Komponenten in Form von Speicher und Ventilen, um es effizient betreiben zu können. Das Projektkonsortium, bestehend aus der ARGO-HYTOS GmbH, der FLUIDON GmbH, dem Lehrstuhl für Mobile Arbeitsmaschinen am Karlsruher Institut für Technologie (KIT) und der Hermann Paus Maschinenfabrik GmbH hat sich zur Aufgabe gemacht, dieses System am Beispiel eines Radladers zu entwickeln und aufzubauen. Die wesentlichen Arbeitspakete waren:



Schaffung einer Vergleichsbasis (Verantwortlicher: Paus)



Entwicklung einer Steuerstrategie (Verantwortlicher: Mobima)



Unterstützung des Entwicklungsprozesses durch simulationstechnische Methoden (Verantwortlicher: FLUIDON)



Aufbau eines Prüfstandes und Optimierung der Umschaltvorgänge (Verantwortlicher: ARGO-HYTOS)



Vermessung und Umrüstung des Versuchsträgers (Verantwortlicher: Paus)

Das Ziel des Projektes ist es, die Effizienzsteigerung im Vergleich zu einem konventionellen Load Sensing System in Form einer Kraftstoffeinsparung nachzuweisen.

14

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

2 Schaffung einer Vergleichsbasis Um eine Datenbasis zu schaffen in welcher festgehalten ist, welche Lasten und Geschwindigkeiten in der Arbeitshydraulik nötig sind, wurden zunächst Messungen an einem Versuchsträger durchgeführt. Hierzu wurden typische Einsatzfälle des Radladers identifiziert. Diese sind der Ladezyklus (Y-Zyklus) und die Palettenfahrt. Nach Angaben des Herstellers Paus umfassen diese Einsatzfälle 90% aller Anwendungsfälle dieses Radladers, weshalb man sich für die Entwicklung auf diese beiden Einsatzszenarien konzentriert hat. In den nachfolgenden Abschnitten wird zunächst auf den Aufbau des Versuchsträgers eingegangen. Später werden die Einsatzszenarien beschrieben und die Ergebnisse der Messungen dargestellt. Diese Ergebnisse wurden verwendet, um ein Simulationsmodell der Radladerhydraulik aufzubauen und zu validieren.

2.1 Beschreibung des Versuchsträgers Fahrzeugbeschreibung Der PAUS- Radlader RL655 ist ein allradgetriebenes, knickgelenktes Fahrzeug, mit einer pendelnden Hinterachse, die sich in schwierigen Geländen jeder Bodenbeschaffenheit anpasst. Das Knickgelenk verbindet den Hinterwagen und den Vorderrahmen. Es verleiht dem Fahrzeug eine große Manövrierfähigkeit. Auf dem Hinterwagen befindet sich neben dem Motor der komplette Fahrantrieb und der Fahrerstand mit sämtlichen Bedienungs- und Überwachungseinrichtungen. Der Fahrerstand ist durch eine beheizte Stahlkabine mit Sicherheitsverglasung geschützt. Der Radlader ist durch sein vorne angebrachtes Ladersystem primär für das Schaufelladen oder Ausgraben durch eine Vorwärtsbewegung bestimmt. Der Arbeitszyklus erstreckt sich über das Füllen, Anheben, Transportieren und Entladen von Material. Fahrantrieb Angetrieben wird das Fahrzeug, je nach Ausführung, von einem wassergekühlten Dieselmotor. Der Antrieb des Laders ist als hydrostatischer Fahrantrieb ausgeführt. Der hydrostatische Fahrantrieb besteht aus der direkt am Dieselmotor angebauten Axialkolbenverstellpumpe (mit Fahrautomatik) und dem Axialkolbenverstellmotor, der über Hochdruckschläuche mit der Verstellpumpe in Verbindung steht. Der Axialkolbenverstellmotor ist an dem Verteilergetriebe der Hinterachse angebaut. Das Verteilergetriebe treibt die Hinterachse direkt und die Vorderachse über eine Gelenkwelle an. PAUS-Radlader besitzen infolge der Fahrautomatik ein automotives Fahrverhalten d.h. dass bei steigendem Zugkraftbedarf in Anlehnung an die Motordrückung die Geschwindigkeit automatisch zurückgenommen wird bzw. bei sinkendem Zugbedarf die Geschwindigkeit heraufgesetzt wird. In beiden Fällen erfolgt dieses bei optimaler Leistungsabnahme des Dieselmotors.

15

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.1: Abmessungen des Radladers nach [Pau10]

16

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Tabelle 2.1: Abmessungen des Radladers [in mm] A

4077

B

3378

C

3062

D

38°

E

2672

F

683

G

42°

H

2145

I

5003

J

445

K

24°

L

40

M

2742

N

1980

O

1850

P

R 4216

Q

R 2010

R

40°

S

470

V

1549

V1

3166

W

1258

X

5634

Z

555

Tabelle 2.2: Kraftübertragung des Radladers Bauart

hydrostatischer Fahrantrieb

Typ

Axialkolbenverstellpumpe Axialkolbenverstellmotor

17

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Tabelle 2.3: Technische Daten der Achsen Vorderachse

Planetentriebachse,mit Selbstsperrdifferential

Bauart Hinterachse

Planetentriebachse, Pendelachse mit Untersetzungsgetriebe und integrierter Lamellenbremse

Bauart Pendelwinkel

± 12°

Tabelle 2.4: Technische Daten der Lenkung Bauart

hydraulische Knicklenkung

Typ

± 40°

Tabelle 2.5: Bremsen des Radladers Betriebsbremse

Hydraulische Fußbremse betätigt zwei im Ölbad laufende Lamellenbremsen, die über den Allradantrieb auf alle 4 Räder wirken.

Feststellbremse

Mechanisch betätigte Lamellenbremse in der Hinterachse

Hilfsbremse

Der hydrostatische Fahrantrieb wirkt zusätzlich als verschleißfreie Hilfsbremse

Tabelle 2.6: Elektrische Anlage des Radladers Lichtmaschine Drehstrom

14 V, 60 A

Anlasser

2,2 kW / 12 V

Batterie

12 V - 88 Ah

Batteriespannung

12 V

Beleuchtung

Beleuchtungseinrichtung entsprechend der StVZO mit Halogen-Scheinwerfern

Tabelle 2.7: Gewichte Leergewicht ohne Anbaugeräte

4600 kg

zul. Achslast vorne

4000 kg

zul. Achslast hinten

4000 kg

zul. Gesamtgewicht

5500 kg 18

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Tabelle 2.8: Ladeanlage Serienmäßig hydraulische Schnellwechseleinrichtung, Ladeschaufelinhalt

0,8 m³

Schürftiefe bei waagerechter Schaufel

40 mm

Hubkraft am Boden

46 kN

Reißkraft

56 kN

Tabelle 2.9: Nutzlast mit Hubgabeln nach EN 474-3 Hubgabel

120 x 45 1250

Nutzlast

Transportstellung / geknickt

80 %

2360 / 2000 kg

60 %

2100 / 1760 kg

Tabelle 2.10: Motor Abgasnorm COM 3 (ab BJ 2008 eingesetzt) Fabrikat

DEUTZ - Dieselmotor

Bauart

Viertakt-Dieselmotor

Typ

D 2011 L04I

Leistung bei 2300 U/min

43,1 kW

Hubraum

3619 cm³

Tabelle 2.11: Bereifung Bauart

einfach, luftbereift

Typ Standard

12.5-20 R 20 MPT 01

Typ Optional

405/70 R 20 MPT 01

Tabelle 2.12: Maximaler Geräuschemmissionswert dB(A) Garantierter Schalleistungspegel Lwa= 101 dB/1pW

19

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Zubehör / Anbaugeräte Es besteht die Möglichkeit folgende Anbaugeräte anzubauen: ●

Hubgabel

●

Unischaufel

●

Dunggabel

●

Schneeschild

●

Steingitterschaufel

●

Leichtgutschaufel

●

Strauchschaufel mit Niederhalter

●

Lasthaken

●

Kehrmaschine

2.2 Messfahrten/Arbeitszyklen Für die Schaffung einer Vergleichsbasis ist es erforderlich, immer wiederkehrende Bewegungsabläufe eines Radlader zu definieren. Dies sind Palettentransport sowie Graben/Laden in Anlehnung an [VDI02]. Palettentransport/ Y-Zyklus Tabelle 2.13: Bewegungsabschnitte nach [VDI02] Vorgang 1. Anfahren 2. Palette aufnehmen

Fahrbewegung Anfahren zur Palette und Gabel unter die Palette schieben Sobald Palette angehoben ist Rückwärtsfahrt einleiten

3. Zurücksetzen

Rückwärtsfahrt bis Ausgangsposition

4. Palette ablegen

Vorwärts anfahren zur Abladestelle

5. Zuücksetzen

Zurückfahren zur Ausgangposition

Arbeitsbewegung Absenken der Gabel auf Palettenhöhe Anheben der Gabel Gabel zurückkippen und Hubgerüst absenken in Fahrtposition (ca. 20-30 cm über dem Boden) Gabel nach vorne in waagerechte Position bringen und Hubgerüst absenken (Palette absetzen) Hubgerüst anheben in Fahrtposition

20

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.2: Palettentransport nach [VDI02]

2.2.1 Messtechnik/Messpunkte Die Messtechnik besteht aus diversen Druck-, Temperatur-, Drehzahl-, Längenmess- und Volumenstromsensoren. Diese sind an den vorgesehenen Messstellen eingebaut und werden über ein CAN-Bus-System auf ein Multisystem 8050 geleitet, der als Master dient. Je nach Sensortyp sind weitere Messboxen, die ebenfalls in den CAN-Bus eingebunden sind, vorhanden. Der Master dient der gesamten Erfassung der Messwert und gleichzeitig der Steuerung des CAN-Bus. Die Messwerte werden über den Master ausgelesen und stehen somit zur weiteren Verarbeitung zu Verfügung. Diese Werte dienen letztendlich zur Entwicklung einer Steuerungsstrategie für das Konzwi-System.

21

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.3: Bockschaltbild für den Messaufbau

Auf dem Schaltplan befinden sich Indizes für die Messpunkte in Form von Waben mit einem Index. Index W… Längenmesssensor Index D… Drucksensor Index T… Temperatursensor Index DZ.. Drehzahlsensor Index V… Volumenstromsensor

Abbildung 2.4: Schaltplan mit Messstellen

22

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

2.2.2 Y-Ladezyklus Der Ladezyklus des Radladers (Y-Zyklus) wurde nach [Koh06] durchgeführt. Dieser Zyklus lässt sich in 5 Abschnitte aufteilen, welche in der nachfolgenden Tabelle aufgeführt sind. Tabelle 2.14: Bewegungsablauf Y-Zyklus Vorgang

Fahrerbewegung

Arbeitsbewegung

1. Einstechen

Einfahren in Haufwerk

Absenken des Hubzylinders

2. Schaufelfüllung

Vorschub im Haufwerk für gute Schaufelfüllung

Anheben des Hubzylinders, leichtes Zurückkippen des Kippzylinders

3. Zurücksetzten

Zurückfahren

Hubgerüst nicht wieder absenken! Ggf. Schaufel weiter anheben

4. Fahrt zur Abladestelle

Anfahren zur Abladestelle

Schaufel wird während des Anfahrens zur Abladestelle weiter angehoben bis Endposition; bei Erreichen der Abladestelle Schüttgut auskippen

5. Zurücksetzen

Zurückfahren zur Ausgangsposition

Schaufel zurück in waagerechte Position bringen; Hubgerüst absenken in Fahrtposition

Für eine einfachere Handhabung wurden die gemessenen Drücke in Kräfte umgerechnet. Diese Kraft/Weg-Diagramme bildeten die Basis der Untersuchungen zur Steuerstrategie.

Abbildung 2.5: Messergebnis Y-Zyklus

23

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

2.2.3 Referenzzyklus Palettenfahrt Der Versuch zur Vermessung des Radladers wurde analog zu [Koh06] aufgebaut und durchgeführt. Die Palettenfahrt wurde unterschieden in den Beladevorgang, bei welchem des Beladen eines Transportfahrzeugs simuliert wurde und in den Entladevorgang, bei dem ein Transportfahrzeug entladen wurde. Die Bewegungen und Fahrtstrecken verliefen analog. Palettentransport 1: Beladevorgang

Tabelle 2.15: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang Vorgang 1. Anfahren

2. Palette aufnehmen

3. Anfahren zur Abladestelle 4. Palette ablegen 5. Zurücksetzen

Fahrbewegung Anfahren zur Palette und Gabel unter die Palette schieben Nach Aufnahme der Palette Rückwärtsfahrt in Ausgangsposition Vorwärtsfahrt bis Abladestelle Sobald Palette abgesetzt ist Rückwärtsfahrt einleiten Rückwärts fahren zur Ausgangposition

Arbeitsbewegung Absenken der Gabel auf Palettenhöhe Anheben der Gabel und zurück kippen (Gabel in Fahrtposition) Hubgerüst anheben auf Abladehöhe mit gleichzeitigem Nach-vorne-kippen der Gabel in waagerechte Position Hubgerüst absenken und Palette absetzen Hubgerüst absenken in Fahrtposition

Abbildung 2.6: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang 24

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.7: Messergebnis Palettenfahrt - Beladezyklus

Palettentransport 1: Entladevorgang

Tabelle 2.16: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang Vorgang 1. Anfahren 2. Palette aufnehmen

Fahrbewegung Anfahren zur Palette und Gabel unter die Palette schieben Sobald Palette angehoben ist Rückwärtsfahrt einleiten

3. Zurücksetzten

Rückwärtsfahrt bis Ausgangsposition

4. Palette ablegen

Vorwärts anfahren zur Abladestelle

5. Zurücksetzen

Zurückfahren zur Ausgangsposition

Arbeitsbewegung Anheben der Gabel auf Palettenhöhe Anheben der Gabel Gabel zurückkippen und Hubgerüst absenken in Fahrtposition (ca. 20-30cm über dem Boden) Gabel nach vorne in waagerecht Position bringen und Hubgerüst absenken (Palette absetzen) Hubgerüst anheben in Fahrtposition

25

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.8: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang

Abbildung 2.9: Messergebnisse Palettenfahrt - Entladevorgang

2.3 Erstellung eines Simulationsmodells für den Ist-Zustand Um bereits in den frühen Entwicklungsphasen zuverlässige Aussagen über die zu erwartende Steigerung der Energieeffizienz des KonZwi-Systems treffen zu können, und somit auch die Energieeinsparungen des KonZwi-Systems mittels angepasster Schaltstrategien optimal auslegen zu können, erfolgte in einem ersten Schritt die simulationstechnische Modellierung des Ist-Zustandes und die Validierung der Modellgüte anhand von Messungen am Referenzsystem. Einerseits wurden so detaillierte Systemzusammenhänge deutlich und tiefe Einblicke in das Systemverhalten möglich. Andererseits konnte durch dieses Vorgehen eine virtu26

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

elle Vergleichsbasis des Ausgangszustandes geschaffen werden, die es auf unkomplizierte und schnelle Weise ermöglichte beliebige Lastzyklen im Hinblick auf ihren Energieverbrauch digital am Rechner zu untersuchen.

2.3.1 Modellierung des LS-Systems Da die hydraulischen Zylinderantriebe innerhalb des Projektes im Fokus der Systemoptimierung standen wurden Lenkungs- und Fahrantrieb bei den simulationstechnischen Untersuchungen vernachlässigt. Um die Gesamtheit des Systems der Arbeitshydraulik abbilden zu können, wurde für die Modellierung des hydraulischen Teilsystems ein eindimensionales Systemsimulationsprogramm gewählt. Aufgrund einer umfangreichen Komponentenbibliothek hydraulischer Bauteile und diversen Schnittstellen zu weiteren Software-Tools, wie Steuerungsprogrammen oder Programmen der Mehrkörpermechanik (MKS), wurde hierfür das Simulationsprogramm DSHplus [Flu12] genutzt. Gerade die Kopplungsmöglichkeit mit Spezialwerkzeugen aus unterschiedlichen technischen Domänen gewährleistet hierbei eine Durchgängigkeit in der Entwicklungskette und verhindert Dateninkonsistenz sowie Redundanzen in den unterschiedlichen Entwicklungsphasen [Ulr06]. Innerhalb des Systemsimulationsprogrammes erfolgte eine detaillierte Modellierung der Hydraulik von Hub- und Kippsystem mittels unterschiedlicher Komponentenmodelle für Zylinder, Ventile, Leitungen und Pumpen. Das hydraulische Teilmodell gliedert sich dabei grob in die Druckversorgung des Systems, den Ventilblock inklusive allen Sicherheitsventilen und in die Aktuatorik in Form von Zylinderantrieben mit entsprechender Berücksichtigung der Verrohrung. Besonderes Augenmerk wurde bei der Modellierung auf eine detaillierte Abbildung des Load-Sensing-Systems gelegt. Wie in Abbildung 2.10 zu erkennen ist, stellt die an der Druckwaage eingestellte Load-Sensing-Druckdifferenz bei einem Load-Sensing-System eine maßgebliche Größe für die Energieeffizienz des Systems dar. Aufgrund der tiefergehenden Untersuchungen des Ausgangssystems konnte herausgearbeitet werden, dass die Energieverluste des Load-Sensing-Systems jedoch nicht auf eine konstante Load-Sensing Druckdifferenz ΔpLS bezogen werden können, da diese zwar theoretisch innerhalb der LSDruckwaage über die Federvorspannung mit 20 bar fest eingestellt ist, sich je nach Betriebszustand aber im System unterschiedlich einstellen kann.

27

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.10: Energiebedarf hydraulischer Schaltungskonzepte In Abbildung 2.11 sind Ergebnisse von Messungen am Ausgangssystem dargestellt, welche am Mobima durchgeführt wurden. Die dargestellte Messung zeigt ein zweimaliges Aus- und Einfahren der Hubzylinder (grüne Kurve) mit unterschiedlichen Geschwindigkeiten. Es ist deutlich zu erkennen, dass die Load-Sensing-Druckdifferenz ΔpLS, welche sich aus der Differenz zwischen Systemdruck (rote Kurve) und Load-Sensing-Druck (blaue Kurve) ergibt, je nach Bewegung zwischen 5 bar und 20 bar variiert.

80

800

Load-Sensing-Druck Systemdruck

70

700

60

600

50

500

40

400

30

300

20

200

10

100

0

Weg [mm]

Druck [bar]

Hubzylinderweg

0 0

10

20

30

40

50

60

Zeit [s]

Abbildung 2.11: Messergebnisse von Systemdruck und Load-Sensing-Druck

28

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Um diesen Effekt auch in der Simulation abbilden zu können wurden 4-3-Wegeventile mit integriertem Load-Sensing-Anschluss, eine Druckwahl des höchstbelasteten Verbrauchers mittels Wechselventil, sowie die Load-Sensing-Druckwaage mit nachgeschalteter Pumpenverstellung detailliert im Modell berücksichtigt. Abbildung 2.12 zeigt das hydraulische Modell des Referenzsystems.

Abbildung 2.12: DSHplus Simulationsmodell der Arbeitshydraulik Um auch die Mechanik des Systems möglichst exakt zu berücksichtigen und die Lastbedingungen des Systems nicht durch statische Lastzyklen oder vereinfachte Lastkraftberechnungen annähern zu müssen, erfolgte eine Modellierung der Mechanik mittels Mehrkörpersimulation (MKS) innerhalb des Programmes MOBILE [Kec93], siehe Abbildung 2.13.

29

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.13: MOBILE Simulationsmodell der Radladerkinematik und –mechanik Über eine spezielle Co-Simulations-Schnittstelle erfolgte dann in einem ersten Schritt eine gekoppelte Simulation, in der beide Simulationswerkzeuge sequentiell entlang der Zeitachse rechnen und zu bestimmten Synchronisationszeitpunkten ihre Daten austauschen. Die gesamte Simulationsumgebung zeigt Abbildung 2.14. Durch die Koppelung von spezialisiertem Hydraulik- und Mechaniksimulationsprogramm konnte so sowohl die Hydraulik als auch die Mechanik des Systems detailliert berücksichtigt werden. Die Methode der Co-Simulation war für das KonZwi-Projekt aber mit zwei wesentlichen Nachteilen verbunden, die dazu geführt haben, dass in den folgenden Entwicklungsschritten eine alternative Kopplungsmethode von Hydraulik und Mechanik gewählt wurde. Zum Einen werden bei der Co-Simulation in der Regel zwei unabhängige Simulationsprogramme verwendet, was die Modellierungskomplexität und auch die Softwarekosten in die Höhe treibt, und zum Anderen ist bei den marktgängigen Co-Simulationslösungen meistens die Mechanik die führende Domäne, in die das Hydrauliksystem als Sub-System integriert wird. Da es sich beim KonZwi-Projekt um einen Neuentwurf des Hydrauliksystems handelt, welches kontinuierlich erweitert bzw. modifiziert wird, während die Kinematik des Hubsystems konstant gehalten wird, wäre die Sub-Systemlösung schlicht unpraktisch. Daher wurde für das KonZwi-System eine Lösung verfolgt, bei der die Mechanik des Hubgerüstes in der Hydrauliksimulation modelliert bzw. in diese integriert wird. Hierzu wurden die beschreibenden Differentialgleichungen der Mechanik extrahiert und in ein eigenständiges Mechanikmodul überführt, welches dann in der Bibliothek des hydraulischen Simulationsprogramms zur Verfügung stand. Dieses eigenständige Mechanikmodul konnte dann problemlos in das Simulationsmodell der Radladerhydraulik integriert werden.

30

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.14: Simulationsmodell der Arbeitshydraulik mit eingebettetem Mechanikmodell

2.3.2 Modellvalidierung Um das Simulationsmodell des Ausgangszustandes zu validieren, erfolgte ein Abgleich von Simulationsergebnissen mit Messwerten des Systems. In der Realität kann der Bediener des Radladers die Ventilschieber manuell über entsprechende Hebel verfahren, um eine Bewegung von Hub- und Kippsystem hervorzurufen. Da die Ventilschieberpositionen jedoch messtechnisch nicht erfasst werden konnten, musste innerhalb des Modells eine geeignete Führungsgröße geschaffen werden, um einen Vergleich von Messung und Simulation durchführen zu können. Die Ansteuerung des Ausgangsmodells erfolgte daher über Sollwegvorgaben der Zylinder. Innerhalb der Systemsimulation wurde durch regelungstechnische Elemente eine Lageregelung mit Hilfe von P-Reglern mit Verzögerungen erster Ordnung, implementiert, welche die Ansteuerung der Ventilschieber übernahm. Die Generierung der Sollwertvorgaben erfolgte in den ersten Modellierungsschritten durch Funktionsgeneratoren und im späteren Verlauf, zu Zwecken der Modellverifizierung, durch gemessene Wegprofile von Hub- und Kippzylindern des Referenzsystems. Abbildung 2.15 zeigt die Gegenüberstellung von Simulationsergebnissen und Messungen des Referenzsystems am Beispiel eines Hubzyklus. Dargestellt sind exemplarisch die Bewegungsgrößen der Hubzylinder, sowie die für die Energieeffizienz relevanten Werte Systemdruck und Pumpenvolumenstrom. Das Verhalten des Simulationsmodells zeigt dabei sehr gute Übereinstimmungen mit dem realen System. Lediglich der Anstieg des Systemdruckes beim Ablegen der Schaufel auf den Boden findet sich, aufgrund fehlender Berücksichtigung eines mechanischen Bodenanschlages im Modell, in den Simulationsergebnissen nicht wieder.

31

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

Abbildung 2.15: Vergleich von Simulations- und Messergebnissen des Ausgangssystems Durch das detaillierte Modell des Ist-Zustandes konnte, neben dem erhöhten Erkenntnisgewinn über die Wirkzusammenhänge im Ausgangssystem, eine virtuelle Referenzbasis geschaffen werden, welche im späteren belastbarere Aussagen über die Einsparpotenziale des KonZwi-Systems ermöglichte.

32

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

3 Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik Wie die grundlegende Idee des KonZwi-Systems beschreibt, stehen hier neben der Versorgungs- und Tankleitung eine Zwischendruckleitung sowohl als Quelle als auch als Senke zur Steuerung des Gesamtsystems „Arbeitshydraulik Radlader“ zur Verfügung. Die Anforderung an das hydraulische Schaltungskonzept liegt darin, die situationsabhängige Verbindung zwischen Versorgungs- bzw. Zwischendruck und Verbraucher herzustellen. Der jeweilige Schaltungszustand wird grundlegend durch das geforderte Druckniveau des Verbrauchers festgelegt. Zwischendruck

Hochdruck

Tankleitung

p

U

Abbildung 3.1: Grundlegendes hydraulisches Schaltungskonzept Abbildung 3.1. zeigt ein mögliches, jedoch stark vereinfachtes Schaltungskonzept des KonZwi-Systems.

3.1 Schaltschema des KonZwi-Systems Wie einleitend beschrieben ergeben sich bei der Verschaltung des KonZwi-Systems gegenüber üblichen hydraulischen Verschaltungen (Versorgen des Verbrauchers durch das Hochdrucksystem sowie das Ablassen des Verbrauchers zum Tank) zwei weitere „KonZwi“bedingte Zustände. Zum Einen ist dies die Versorgung des Verbrauchers aus der Zwischendruckleitung und zum Anderen das Laden der Zwischendruckleitung aus dem Verbraucher heraus, wobei das aktuelle Verbraucher- und Zwischenleitungsdruckniveau Berücksichtigung finden muss. Das hydraulische Schaltungskonzept sollte die oben beschriebenen Verbindungen ermöglichen. Hierbei ist darauf zu achten, dass der Vorgang des Überblendens so gestaltet wird, dass der Anwender im Einsatzfall keinerlei Auswirkung durch den Vorgang erfährt. Um dies zu realisieren müssen Informationen über den aktuellen Zustand des hydraulischen Systems erfasst werden. Diese Information ist die Basisinformation für die Fallentscheidung ob der Verbraucher aus der Zwischendruckleitung versorgt bzw. die Zwischendruckleitung 33

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

aus dem Verbraucher geladen wird. Der Systemzustand ergibt sich letztendlich aus den Drucksignalen der einzelnen Bereiche eventuell ergänzt um die Positionserfassung des Zylinders. Die Sensorinformationen entscheiden nicht nur über die Richtung des resultierenden Volumenstroms sondern auch über die aktuelle Zwischenstellung des Ventilschiebers. Bedingt durch die Forderung eines ruckfreien Ein- / Ausblendens der Zwischenleitung, kommen aus funktionaler und hydraulischer Sicht zur Umsetzung nur Proportionalventile in Frage. Wie die zuvor beschriebenen Größen erfasst und weiter verarbeitet werden, hängt vom gewählten Steuerungskonzept bzw. von der gewählten Steuerstrategie ab. Da zur Umsetzung der Steuerstrategie eine elektronische Mobilsteuerung zum Einsatz kommt, ist die flexibelste Möglichkeit zur Erfassung der benötigten Größen ebenfalls der elektronische Weg. Das hier beschriebene hydraulische Schaltungskonzept sollte darüber hinaus die Möglichkeit einer kompakten Ausführung haben. Hintergrund hierfür ist, dass jedem Verbraucher eine hydraulische Steuereinheit, welche die Verbindung zu den drei genannten Anschlüssen (Versorgung, Zwischendruck, Tank) bietet, vorgeschaltet werden muss.

3.1.1 Hydraulischer Schaltplan Das bereits in Abbildung 3.1 vorgestellte Schaltungskonzept muss mit Blick auf die spätere Anwendung und dem zugehörigen grundlegenden regelungstechnischen Aufwand überarbeitet werden. Dabei bleibt der Kern der KonZwi-Schaltung (wählbare Verbindung zwischen Hoch- und Zwischendruck, sowie Zwischen- und Tankdruck) jedoch erhalten. Unter regelungstechnischen Aspekten stellt die in Abbildung 3.1 aufgeführte Schaltung sämtliche Freiheitsgrade zur Verfügung. Durch den hochgradigen Einsatz der Proportionaltechnik in sämtlichen Verbindungszweigen kann somit jede beliebige Position als auch jeder beliebige Positionswechsel angefahren werden. Spiegelt man diesen Aufbau an einem der Projektziele, nämlich ein System mit Energierückgewinnung zu schaffen, welches sich im Laufe seiner Betriebszeit amortisiert, so muss man von dem Einsatz der Proportionaltechnik in jedem Verbindungszweig aus Kostengründen abweichen. Aus diesem Grunde wurde im Rahmen der beteiligten Partner entschieden anstatt, wie dargestellt 3 Proportionalventile zu verwenden, lediglich noch ein Proportionalventil (4/3-Wege) und zwei 3/2-Wege Schaltventile in die Schaltung zu integrieren. Um hydraulische Schläge innerhalb des Systems während des Schaltvorgangs so weit wie möglich zu vermeiden, werden Schaltventile mit integrierter hydraulischer Dämpfung verwendet. Durch den Einsatz der Schaltventile ist das System nicht mehr so kostenintensiv wie zuvor, jedoch werden neue aber auch höhere Anforderungen an die regelungstechnische Auslegung des Systems gestellt, da nun nur noch die direkte Verbindung zum Verbraucher kontinuierlich verstellt werden kann und die beiden anderen durch feste Schaltzeiten definiert sind. Sollte den regelungstechnische Anforderungen des Systems aufgrund hoher Druckdifferenzen am Ventil nicht Rechnung getragen werden können, so besteht die Möglichkeit vor bzw. nach dem Proportionalventil eine Druckwaage in das System zu integrieren. Druckwaagen zeichnen sich dadurch aus, dass sie die anliegende Druckdifferenz über dem Ventil nahezu konstant halten. Durch den Einsatz einer Druckwaage innerhalb des Systems wird das Proportionalventil nahezu von den Druckschwankungen entkoppelt und kann nun aufgrund der konstant anliegenden Druckdifferenz viel mehr gesteuert als geregelt werden. Der Hintergrund warum dieser Lösungsansatz nicht direkt angestrebt wird ist, dass prinzipbedingt die Druckwaage Druckverluste im System erzeugt, welche sich negativ auf die Gesamtenergiebilanz auswirken. Um die bisher erarbeitete KonZwi-Schaltung innerhalb des Versuchsfahrzeugs „Radlader“ zum Einsatz kommen zu lassen, muss die Schaltung um sicherheitsrelevante Komponenten bzw. Schaltungen ergänzt werden.

34

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Auf die Vielfalt der möglichen Schaltungskombinationen und somit auch die sich stellende Komplexität wird in Kapitel 4.1 im Rahmen der Steuerstrategie vertiefend eingegangen. Das folgende Bild zeigt den grundlegenden Schaltplan, wie er in diesem Projekt umgesetzt wurde.

Abbildung 3.2: KonZwi-Schaltungskonzept in der späteren Anwendung Der in Abbildung 3.2 wiedergegebene Schaltplan wird im Gesamtsystem mehrfach wiederverwendet. Letztendlich zweimal jeweils in der Funktion Heben/Senken und Kippen. Die weitere Funktion des Ver- und Entriegelns wird vom KonZwi-Aspekt ausgenommen da diese Funktion nur während eines Werkzeugwechsels genutzt wird und hierbei nur geringe Energiemengen Verwendung finden, so dass an dieser Stelle bzw. in dieser Funktion kein nennenswertes Einsparpotential erwartet wird. Letztendlich zeigt Abbildung 3.3 den Gesamtaufbau der KonZwi-Verschaltung im System Radlader für die Arbeitsfunktionen Heben/Senken, Kippen und Ver- bzw. Entriegeln. (Nicht dargestellt ist die Verbindung der Zwischendruckleitung zur Saugseite der Pumpe, da diese nicht innerhalb der Steuerblöcke integriert wurde)

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Ver-/ Entriegeln

Kippen

Heben / Senken

Abbildung 3.3: Gesamtaufbau KonZwi-System  Radlader 36

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

3.1.2 Steuerblock Im diesem Kapitel wird kurz auf den Aufbau des Steuerblocks eingegangen, der sich aus Abbildung 3.2. ergibt. Abbildung 3.4 zeigt den Aufbau des Steuerblocks. Zur besseren Orientierung sind die Ventile farblich abgehoben. Die Farben korrespondieren mit den Darstellungen im darauffolgenden Hydraulikschaltplan (Abbildung 3.5).

Abbildung 3.4: Vorder- und Rückansicht des KonZwi-Steuerblocks

Abbildung 3.5: Aufbau des KonZwi-Steuerblocks

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Abbildung 3.6 zeigt schlussendliche Umsetzung vom Schaltplan über den virtuellen Prototypen bis hin zum realen Muster.

Abbildung 3.6: Reales Muster des KonZwi Steuerblocks

3.1.3 Auswahl der Ventile Im Rahmen dieses Kapitels wird auf die an der KonZwi-Schaltung wesentlich beteiligten Proportional- und Schaltventile eingegangen. Alle weiteren Ventile die in Abbildung 3.2 dargestellt sind, wie z.B. Rückschlagventile, Druckbegrenzungsventile und verstellbare Drosseln dienen im Wesentlichen der Sicherheit des Systems. Das Proportionalventil hat die Aufgabe die Hochdruckseite mit dem Verbraucher (z.B. Zylinder/Kolbenboden) und gleichzeitig die Rücklaufseite des Verbrauchers (z.B. Zylinder/Stangenseite) mit der Niederdruckseite zu verbinden. Im KonZwi System stehen als Hochdruckseite die direkte Versorgung der Pumpe als auch der Zwischendruck zur Verfügung, als Niederdruckseite die Tankleitung wie auch die Zwischendruckleitung. Welche Leitungen mit dem Proportionalventil verbunden werden, entscheidet die Steuerstrategie. Diese schaltet dementsprechend die Schaltventile. Das Proportionalventil hat vor allem die Aufgabe den Wechsel der Versorgungsdrücke sowie auch der Niederdruckseite so zu vollziehen, dass der Anwender davon nicht beeinflusst wird. Aus diesem Grunde ist ein PRM7-Ventil der Firma ARGO-HYTOS dafür ausgewählt worden. Das PRM7 besitzt eine digitale OnBoardElektronik (OBE) und kann somit auch selbstständig Regelkreise ausführen und schließen. Abbildung 3.7 zeigt ein PRM7 mit OBE und ohne Positionserfassung. Wie bereits in vorhergehenden Kapiteln erläutert wird aus Kostengründen auf den Positionssensor verzichtet.

Abbildung 3.7: PRM7 mit OBE und ohne Positionserfassung Damit das PRM7 ohne Positionssensor verwendet werden kann muss die Korrelation zwischen Ansteuersignal (generiert aus der Mobilsteuerung) und dem sich ergebenden Volumenstrom in Abhängigkeit der anliegenden Druckdifferenz bekannt sein. Damit das Ventil 38

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

beim Umschalten des KonZwi-Systems entsprechend angesteuert werden kann ist der angesprochene Zusammenhang explizit für das verwendete Ventil experimentell erfasst worden. Das Ergebnis kann der Abbildung 3.8 entnommen werden. Das unbearbeitete Kennfeld (nicht dargestellt) weist eine Hysterese im Verlauf auf. Da diese Hysterese aber stark abhängig von der Bewegungsrichtung, sowie der Änderungsgeschwindigkeit ist kann sie in der Mobilsteuerung nicht berücksichtigt werden. Hintergrund hierfür ist das sämtliche möglichen Änderungsgeschwindigkeiten bei der Vermessung des Ventils Berücksichtigung finden müssen und zur Erfassung dieser sowie der Bewegungsrichtung wiederum ein Sensor ins System integriert werden muss der aus Kostengründen eingespart werden soll. Aus diesem Zusammenhang heraus ergeben sich bereits Abweichungen die zu Lasten der Genauigkeit der Steuerung gehen.

Abbildung 3.8: Kennfeld Proportionalventil Die Schaltventile, welche für die Zu- und Abführung der entsprechenden Anschlüsse verantwortlich sind werden ebenfalls messtechnisch erfasst. Im Vergleich zu den Proportionalventilen ist dies jedoch aufgrund der Ventilart deutlich einfacher. Da die Schaltventile lediglich 2 stabile Positionen besitzen werden in diesem Fall die Druckverluste in Abhängigkeit des Volumenstroms erfasst. Das Ergebnis ist in Abbildung 3.9 aufgeführt. Beide Charakteristiken werden in der Steuerstrategie berücksichtigt und somit auch in die Mobilsteuerung integriert.

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Abbildung 3.9: Druckverlustcharakteristik Schaltventil

3.1.4 Aufbau des Komponentenprüfstandes (Mobima) Um die Umschaltvorgänge zwischen den verschiedenen Schaltstufen zu testen und zu optimieren, wurde ein Prüfstand aufgebaut. Abbildung 3.10 zeigt den Prüfstandsaufbau. Es wird der in Abbildung 3.6 gezeigte Ventilblock mit dem 4/3-Wege Proportionalventil und den 3/2Wege Schaltventilen verwendet. Die Drücke pHD und pZD sind über Druckbegrenzungsventile einstellbar und der Zylinder wird durch ein nicht entlastetes Druckbegrenzungsventil ersetzt. Dieses erzeugt die Druckdifferenz, welche sich eigentlich durch die Last am Zylinder einstellt. Um das Proportionalventil in beide Richtungen durchströmen zu können, werden zwei Druckbegrenzungsventile und zwei Rückschlagventile verwendet, um die Last zu simulieren. Der Zwischendruck wurde immer über die Druckbegrenzungsventile konstant gehalten. Um Massenträgheiten, Kapazitäten und Reibkräfte des Hubzylinders mitberücksichtigen zu können, wurde im späteren Verlauf direkt der Hubzylinders des Radladers mit dem Prüfstand verbunden. Anstelle der nicht entlasteten Druckbegrenzungsventile sind über Schlauchleitungen und Schnellkupplungen die Hubzylinder des Radladers in den Prüfstand eingebunden. Somit kann das Hubgerüst des Radladers über den Prüfstand angehoben und gesenkt werden. Die Anbindung des Hubgerüstes an den Prüfstand, ist in Abbildung 3.11 skizziert.

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Abbildung 3.10: Aufbau des Prüfstands

Abbildung 3.11: Anbindung des Hubzylinders an den Prüfstand 41

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Über Druckbegrenzungsventile werden Hochdruck- und Zwischendruck auf konstante Werte eingestellt. Diese Werte wurden während der Messversuche auch als konstant angenommen und messtechnisch nicht erfasst. Während eines Messzyklus werden die Hubzylinder mit vorgegebener Geschwindigkeit einmal komplett ausgefahren und somit das Hubgerüst des Radladers angehoben. Während des Hubvorgangs wird der Kippzylinder nicht bewegt und ist so weit wie möglich ausgefahren. Das Absenken der Schaufel ist nicht Teil der Messung und wird nicht aufgezeichnet. Um die Ergebnisse diskutieren zu können, müssen folgende Größen gemessen werden: • Druck auf der Kolbenseite: pA • Druck auf der Stangenseite: pB • Hubweg: s • Zustand der Schaltventile • Ventilsignal: SigV • Öltemperatur: T Hierbei sind die physikalischen Größen Druck in bar, Weg in mm und Temperatur in °C angegeben. Das Ventilsignal wird in Prozent angegeben, dabei entsprechen 0 % einem Signal von 12 mA, der Ventilschieber befindet sich in Neutralstellung. Ein Wert von 100 % entspricht einem Signal von 20 mA und einer maximalen Steuerkantenöffnung in die eine Richtung, -100% entsprechen 4 mA und einer maximalen Steuerkantenöffnung in die andere Richtung. Die Zustände der Schaltventile sind als digitale Zustände dimensionslos. Die Drücke an der Zylinderkolben- und Stangenseite werden unter Zuhilfenahme von Drucksensoren erfasst. Diese liefern, genau wie der Temperatursensor, ein analoges Spannungssignal. Für das gesamte System ist nur ein Abstandssensor vorgesehen, daher wird dieser für die Regelung und die Messung verwendet. Das analoge Spannungssignal des Abstandssensors wird parallel an die Steuerung und die Messtechnik geleitet. Die Zustände der Schaltventile können direkt von der Steuerung abgegriffen werden. Das Signal für die Messungen ist parallel zu dem Steuersignal der Schaltventile angeschlossen. Dadurch erhält man ein digitales Spannungssignal, welches den Schaltzustand des Ventils beschreibt. Da bei der Steuerung nur analoge Stromausgänge benutzt werden und sie das Proportionalventil mit Hilfe eines solchen Signals steuert, kann hier nicht ohne Weiteres ein paralleler Abgriff erfolgen. Stattdessen, wird ein weiterer analoger Stromausgang der Steuerung mit dem Ventilsignal für das Proportionalventil beschaltet. Als Verbraucher wird ein Widerstand eingebunden und über den Spannungsabfall an diesem Widerstand das Ventilsignal bestimmt. Um ein Signalrauschen zu vermeiden und auch größere Kabellängen zuzulassen, werden die Spannungen differentiell gemessen. Unter Einsatz der National Instruments Hardware cDAQ-9172 und einer analogen Messkarte NI 9205 wurden die Signale an einen PC übertragen und mit der Software LabView mit einer Frequenz von 1000 Hz aufgezeichnet. Abbildung 3.12 zeigt den verwendeten Messaufbau und Abbildung 3.13 die dafür benutzte Hardware.

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Abbildung 3.12: Schematischer Aufbau der Prüfstandsmessungen

Abbildung 3.13: Messdatenerfassungssystem

3.1.5 Ergebnisse aus Versuchen am Komponentenprüfstand (Mobima) Abbildung 3.14 zeigt den Messschieb bei einer zusätzlichen Masse von 800 kg in der Schaufel und einer vorgegebenen Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s.

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Abbildung 3.14: Messschrieb der Kennfeldregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s Bei diesen Versuchen befindet sich der Druck an der Kolbenseite zwischen 125 und 135 bar im Zustand HDZD und zwischen 85 und 95 bar bei HDTD. Demnach liegt eine Druckdifferenz Δp von 25 bis 35 bar beziehungsweise von 65 bis 75 bar vor. Das Ventilsignal hat einen Wert von 40% und bleibt während beider Messungen annähernd konstant. Es ist sehr gut zu sehen, dass sich die Geschwindigkeit im Zustand HDTD richtig einstellt und konstant gehalten wird. Bei HDZD fällt die Hubgeschwindigkeit jedoch stark ab, so dass der Zylinder nur noch sehr langsam ausfährt und ab einem Hubweg von 310 mm praktisch bei Null ist. Hier wurde der Versuch abgebrochen und das Ventilsignal manuell auf Null gesetzt. Auffällig ist dabei, dass das Ventilsignal nur einen Wert von 40 % hat. Würde die Steuerung das Proportionalventil weiter öffnen, wäre zu erwarten, dass die richtige Hubgeschwindigkeit eingestellt werden und der Zylinder bis in die Endposition ausfahren könnte.

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Abbildung 3.15: Messschrieb der Kennfeldregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s Um zu kontrollieren, ob das richtige Ventilsignal von der Steuerung an das Proportionalventil gesendet wurde, wurden die Messdaten zu vier Zeitpunkten herangezogen und mit den Kennfeldwerten verglichen. Abbildung 3.15 zeigt den Messschrieb der Kennfeldregelung, die Werte zu den vier markierten Zeitpunkten sind in Tabelle 3.1 aufgeführt. Tabelle 3.1: Ausgesuchte Werte aus dem Messschrieb Zeit

Druckdifferenz

Ventilsignal

t1 = 1,74 s

Δp1 = 73,26 bar

SigPV;1 = --43;07 %

t2 = 5,01 s

Δp2 = 31,18 bar

SigPV;2 = -43;57 %

t3 = 16,91 s

Δp3 = 66,24 bar

SigPV;3 = -43;08 %

t4 = 20,12 s

Δp4 = 24,85 bar

SigPV;4 = -43;36 %

Geschwindigkeit v1 = 27,61 mm/s v2 = 10,12 mm/s v3 = 30,34 mm/s v4 = 0,22 mm/s

Legt man die oben bestimmten Druckdifferenzen bei einer Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s in das Kennfeld aus Abbildung 3.8 ein, so ergeben sich folgende Ventilsignale: Ventilsignal1 = 44,7 % Ventilsignal2 = 45,2 % Ventilsignal3 = 44,8 % Ventilsignal4 = 45,3 % Diese aus dem Kennfeld ermittelten Ventilsignale stimmen im Rahmen der Messungenauigkeiten mit den im System gemessenen Ventilsignalen überein, es wird also das vom Kennfeld geforderte Signal an das Proportionalventil gesendet. Die gewünschte Soll-

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Geschwindigkeit kann aber auch hier von der Kennfeldregelung nicht immer eingehalten werden.

Abbildung 3.16: Kennfeld bei 800 kg Schaufelzuladung und einer Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s Zum Vergleich sind in Abbildung 3.17 die Messergebnisse der Positionsregelung für diesen Versuch abgebildet. Die Drücke pA und pB haben zu Beginn der Messung ähnliche Werte wie bei der Kennfeldregelung. Da die Hubzylinder hierbei jedoch ganz ausgefahren sind, steigen mit wachsendem Hubweg aufgrund der Hubkinematik auch die Drücke, da zudem die Last größer wird. Der Druck pA liegt hier im Bereich von 125 bis 155 bar bei HDZD und zwischen 85 und 105 bar bei HDTD. Wie schon bei leerer Schaufel ist der Regler zu langsam, um die dynamischen Effekte während des Umschaltvorgangs auszuregeln. Stationär erreicht er aber wieder die gewünschte Hubgeschwindigkeit.

Abbildung 3.17: Messschrieb der Positionsregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s 46

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Die Messergebnisse haben gezeigt, dass es mit der Kennfeldregelung nicht zu jedem Betriebspunkt möglich war, die gewünschte Soll-Geschwindigkeit im System einzustellen. Obwohl immer die vom Kennfeld geforderten Ventilsignale an das Proportionalventil übergeben werden, kann nicht bei jeder Druckstufe und jeder Soll-Geschwindigkeit der gewünschte Volumenstrom durch das Ventil fließen. Bei Verwendung der Positionsregelung kann zumindest im stationären Fall die Soll-Geschwindigkeit erreicht und somit die Regelungsaufgabe erfüllt werden. Das Proportionalventil kann also den gewünschten Volumenstrom zur Verfügung stellen, wenn ein entsprechendes Ventilsignal anliegt. Das Problem der Kennfeldregelung (d.h. dass nicht bei jedem Betriebspunkt kann die geforderte Soll-Geschwindigkeit erreicht werden kann) ist grundsätzlich darauf zurückzuführen, dass mit der Regelung das Ventilsignal des Proportionalventils und nicht die im Ventil vorliegende Steuerkantenöffnung geregelt wird. Im Folgenden soll auf diese Problematik näher eingegangen werden. Bei der Erstellung des Kennfeldes wurde bei konstantem Ventilsignal die Druckdifferenz erhöht und der durch das Proportionalventil fließende Volumenstrom gemessen. Die schwarze Kurve in Abbildung 3.18(a) zeigt den erwarteten Verlauf des Volumenstroms über der Druckdifferenz bei konstantem Ventilsignal. Der reale Verlauf der Kurve ist in Abbildung 3.18(a) als rote Kurve zu sehen. Ab einer bestimmten Druckdifferenz steigt der Volumenstrom trotz weiter anwachsender Druckdifferenz nicht weiter an. Der Proportionalmagnet erzeugt in Abhängigkeit vom anliegenden Ventilsignal eine Kraft auf den Ventilschieber und stellt somit eine Steuerkantenöffnung ein. Die Strömungskraft im Ventil wirkt entgegen der vom Proportionalmagneten erzeugten Kraft. Steigt die Druckdifferenz und somit der Volumenstrom, werden auch die Strömungskräfte auf Grund der größeren Strömungsgeschwindigkeiten ansteigen und die Steuerkantenöffnung wird kleiner. Abbildung 3.18(b) zeigt den dargelegten Sachverhalt. Dabei zeigt die schwarze Kurve die erwartete und die rote Kurve die tatsächliche Steuerkantenöffnung.

Abbildung 3.18: Ideales und reales Verhalten eines Proportionalventils Zudem ist die Position des Ventilschiebers auch davon abhängig, wie schnell sich die Druckdifferenz ändert. Wird diese sprunghaft variiert, so ändern sich die Strömungsverhältnisse im Ventil und es wird eine andere Steuerkantenöffnung eingestellt, wie wenn dieselbe Druckdifferenz langsam angefahren wird. Dieser Effekt ist in Abbildung 3.18(b) als gestrichelte Linie eingezeichnet. Des Weiteren ist in hydraulischen Proportionalventilen immer eine Hysterese vorhanden. Bei konstantem Ventilsignal und sich ändernder Druckdifferenz hängt die Steuerkantenöffnung davon ab, ob der Ventilschieber sich in öffnende oder schließende Richtung bewegt. Diese Hysterese entsteht aus einem Zusammenspiel von Einflüssen der Strömungskraft, der Reibung des Ventilschiebers und der Hysterese der Proportionalmagnete. Anhand des Ventilsignals ist also nicht unbedingt eine genaue Aussage über die Steuerkantenöffnung des Proportionalventils zu treffen, da diese vom Arbeitspunkt und der Richtung abhängig ist in welche sich der Ventilschieber verschiebt. Durch die Verwendung des Differentialzylinders, kann es zusätzlich zu Abweichungen kommen. 47

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Bei der Erfassung des Kennfeldes sind die Volumenströme durch das Proportionalventil vom P- zum A-Anschluss und vom B- zum T-Anschluss des Ventils gleich groß. Auf Grund des Differentialzylinders ist der Volumenstrom von B nach T allerdings kleiner als der von P nach A. Dies führt dazu, dass sich auch die Strömungskräfte an der Steuerkante der Verbindung von B nach T bei der Verwendung eines Differentialzylinders zu den Strömungskräften bei der Erfassung des Kennfeldes unterscheiden. Dieser Unterschied wirkt sich wiederum auf die Steuerkantenöffnung in der Verbindung von P nach A und somit auf den Volumenstrom durch das Ventil aus. Aufgrund dieser Erkenntnisse wurde im weiteren Verlauf des Projektes darauf verzichtet, an einer Geschwindigkeitsregelung der Zylinder auf Basis eines Kennfeldes festzuhalten und man entschied sich, die Geschwindigkeit direkt über einen externen Sensor zu regeln.

3.2 Mobile Steuerung für das KonZwi-System Zur Minimierung des Energiehaushaltes untersuchte ARGO-HYTOS, welche im Zusammenhang mit der Steuerstrategie möglichen Ansteuerungskonzepte (z.B. analog oder CAN-Bus) umgesetzt werden können. Hierzu wurde auf neutraler Ebene mit Blick auf die Projektziele ein Vergleich der einzelnen möglichen Ansteuerungsarten und –systeme erarbeitet. Die folgenden Darstellungen (vgl.: Abbildung 3.19, Abbildung 3.20 und Abbildung 3.21), zeigen die möglichen Komplexitätslevel der Systemarchitekturen mit ihren jeweiligen Vor- und Nachteilen.

Abbildung 3.19: Steuerungskonzept A ohne Bussystemanbindung der Ventile

Abbildung 3.20: Steuerungskonzept B mit lokalen CANopen-Knoten am Hydrauliksteuerblock

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3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Abbildung 3.21: Steuerungskonzept C mit CANopen-fähiger Elektronik direkt am Ventil

Bei der Abwägung der Ziele, zur Verfügung stehender Ressourcen und des Zeitplans wurde ein mehrstufiges Konzept erarbeitet. Im ersten Schritt sollte das Steuerungskonzept A umgesetzt werden, da zu diesem Zeitpunkt keine CANopen-fähige Elektronik von Argo-Hytos zur Verfügung stand. Die Programmierung sollte jedoch so gestaltet werden, dass ein Umstieg auf Steuerungskonzept C ohne größeren Aufwand jederzeit möglich sein sollte. Parallel dazu wurde die Weiterentwicklung der bereits CANopen-vorbereiteten Elektronik vorangetrieben. Im Endeffekt wird der Preis der einzelnen Komponenten (Ventil, Steuerung, Sensor) und des Gesamtsystems (Verkabelungsaufwand, Modularität, etc.) entscheiden, welches Steuerungskonzept sich durchsetzt.

3.2.1 Auswahl der Steuerung Ausgehend von den vorherigen Überlegungen muss die Steuerung neben den zu erwartenden Kriterien, wie Mobiltauglichkeit, ausreichende Performance und Preis auch folgende Punkte erfüllen:



Modularität (zum Zeitpunkt der Auswahl war beispielsweise die abschließende Anzahl der anzusteuernden Ventile nicht klar)



Eignung für alle drei angedachten Steuerungskonzepte (ohne Busanbindung, mit CANopen-angebundenen Inseln und CANopen-angebundenen Ventilen)

Nach Abwägung aller zu erfüllenden Punkte und Gegenüberstellung mehrerer am Markt verfügbarer Steuerungen wurde die mobile Steuerung digsyCompact mit der (über CANopen) anschließbaren Erweiterung ICN-V der Firma InterControl ausgewählt.

3.2.2 Aufbau der Steuerung Um die Eignung der ausgewählten Steuerung für die Aufgabe zu demonstrieren, wurde ein Demonstrator bei der Firma ARGO-HYTOS GMBH aufgebaut und programmiert. Die gewonnenen Erkenntnisse wurden in Zusammenarbeit zwischen ARGO-HYTOS und Mobima an der Steuerung des Versuchsfahrzeugs bei Mobima umgesetzt. Im Rahmen des Projektes wurde die Steuerungssoftware erweitert um die angeschlossene Erweiterung ICN-V über den CAN-Bus ansprechen zu können. Die genutzte Steuerung bietet nicht ausreichend analoge Ein- und Ausgänge um alle notwendigen Sensoren und Aktoren auf der Versuchsmaschine gleichzeitig ansprechen zu können. Um die Anzahl der verfügbaren Ports zu steigern und einen Ansatz für CAN49

4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Implementation auf der Steuerung zu ermöglichen wurde die bestehende Software in Zusammenarbeit zwischen ARGO-HYTOS und Mobima um die notwendigen Module zur Steuerung des CAN Busses, um das CANopen Protokoll und die Ansteuerung der Erweiterungsmoduls von Intercontrol ICN-V erweitert. Zugleich ist das eine Variante des in Kapitel 3.2 vorgestellten Steuerungskonzeptes C. Die Implementierung der neuen Softwaremodule erfolgte in der Entwicklungsumgebung der Digsy Compact Steuerung, Codesys, im strukturierten Text nach IEC61131-3. Die neuen Module können als Grundlage für Implementierung der CAN (CANopen) Kommunikation mit den im Rahmen des Projektes entwickelten, CANopen fähigen Ventilen der Firma ARGOHYTOS GMBH dienen. Auf den direkten Einsatz der um die CANopen-Fähigkeit erweiterten Ventile musste im Rahmen des Projektes verzichtet werden, da die Serientauglichkeit der Ventile noch nicht sichergestellt war.

4 Entwicklung einer Steuerstrategie Für die Steuerung des Systems wurde ein Steuerungs-Gesamtkonzept entwickelt, welches sowohl die Steuerung (bzw. Regelung) der Zylinder übernahm als auch die Steuerung der Schaltventile. Für die Regelung der Geschwindigkeiten erhält die Steuerung ein SollGeschwindigkeitssignal vom Bediener über den Joystick. Die Steuerung misst die aktuelle Geschwindigkeit und vergleicht diese mit dem Sollwert. Eine Abweichung wird von der Steuerung detektiert und in eine Änderung des Steuersignals an das Proportionalventil umgesetzt. Die Steuerung der Schaltventile ändert die Schaltzustände des Systems und wählt den Schaltzustand, welcher den Wirkungsgrad des Systems erhöht. Dabei wurde eine Sicherheitsabfrage vorgesehen, welche die Wahl von Schaltzuständen nur dann ermöglicht, wenn die dadurch erzeugbare Kraft groß genug ist, um die aktuelle Last zu bewegen. Weiterhin wird eine Speicherentleerung nur dann erlaubt, sofern das Speicher-Überwachungsmodul noch ausreichend zur Verfügung stehendes Öl im Speicher detektiert. Beide Regelkreise, Geschwindigkeitsregelung und Schaltventil-Regelung wurden als unabhängige Regelkreise erstellt und wurden als „innerer Regelkreis“ und „Äußerer Regelkreis“ genannt. In Abbildung 4.1 ist der Aufbau der Steuerung dargestellt.

Abbildung 4.1: Grundsätzlicher Aufbau der Steuerung

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

In den nachfolgenden Abschnitten wird die Vorgehensweise zur Ableitung und Optimierung des äußeren Regelkreises dargestellt. Ergebnisse zur Funktionsweise des inneren Regelkreises sind in Abschnitt 5.2 dargestellt.

4.1 Bestimmung der optimalen Schaltsequenz Die verfügbaren Schaltzustände eines Konstantdrucksystems mit Zwischendruckleitung (KonZwi-System) unterscheiden sich neben den Druckpotentialen auch in der Art, wie sie den Speicher verwenden. Während es - einen ausfahrenden Differentialzylinder angenommen – in den Stufen ZDZD, ZDTD, sowie HDTD(2) und HDZD(2) zu einer Entladung des Speichers kommt, wird in der Stufe HDZD der Speicher geladen. Mit einer Änderung des Ladezustandes des Speichers ändert sich jedoch auch sein Druck, was eine direkte Auswirkung auf die Druckpotenziale der einzelnen Stufen hat. Diesen Effekt kann eine Steuerung nutzen, indem sie Be- und Entladevorgänge so steuert, dass das Druckpotential stets optimal an die Last angepasst ist und potentielle Energien, sofern vorhanden, möglichst rekuperiert werden können. Anders als bei Load Sensing Systemen, in welchen sich stets ein konstanter Regeldruckverlust zwischen Systemdruck und höchstem Lastdruck einstellt, sind die Drosselverluste in einem KonZwi-System abhängig vom Druckpotential der gewählten Stufe, so dass die Steuerung eine Sequenz von Schaltzuständen finden muss, welche einerseits Drosselverluste minimiert und andererseits die Rekuperation potentieller Energie maximiert. In einem ersten Schritt wurde an Hand eines gemessenen Lastprofils zunächst offline das Einsparpotential des Systems abgeschätzt, indem eine optimale Sequenz von Schaltzuständen bestimmt wurde. Aufbauend auf dieser optimalen Sequenz kann dann mit Hilfe von Vereinfachungen, Modellen und Regeln eine Steuerstrategie entwickelt werden, welche in einen Steueralgorithmus auf dem Steuergerät der Maschine umgesetzt werden kann. Abbildung 4.2 zeigt zunächst ein einfaches Beispiel eines Lastprofils (konstante Bewegung eines konstant belasteten Differentialzylinders) mit einer Sequenz unterschiedlicher Schaltzustände, um die Bewegung durchzuführen. Je nach Schaltzustand entstehen hierbei unterschiedliche Energieanteile, welche in Eingangs- oder Ausgangsenergien aufgeteilt werden können. Energieanteile oberhalb der x-Achse sind hier als Eingangsenergien dargestellt, d.h. es handelt sich um Energien, die in das System eingeleitet werden. Diese teilen sich auf in Ausgangsenergien (unterhalb der x-Achse), also Energien, die entweder in mechanische Energie, in potentielle Energie durch Beladen des Zwischendruckspeichers oder in Verlustenergie in Form von Drosselverlusten umgesetzt werden. Während die benötigte mechanische Energie im gezeigten Beispiel konstant ist, variieren die Anteile an Pumpen-, Speicher- und Verlustenergie je nach Schaltstufe sehr stark. So wird aus der Speicherenergie, welche zu Beginn der Bewegung Ausgangsenergie war (Speicher wird geladen), nach dem ersten Umschaltvorgang Eingangsenergie, da nun der Speicher entladen wird. Ähnliches ist auch mit der mechanischen Energie möglich, wenn ziehende Lasten potentielle Energien entstehen lassen, welche durch den Speicher rekuperiert werden können. Entscheidend für die Bestimmung des Einsparpotentials ist jedoch ausschließlich die Pumpenenergie, da diese vom Verbrennungsmotor erzeugt werden muss und daher als einzige Größe den Kraftstoffverbrauch beeinflusst.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.2: Schaltsequenz in einem Beispiel-Lastprofil Während sich beim Beispiel in Abb. 4.2 noch recht einfach bestimmen ließe, welche Schaltsequenz zu einem minimalen Bedarf an Pumpenenergie führt, ist dies bei komplexeren Bewegungen mit mehreren Verbrauchern nicht ohne weiteres möglich. Hierzu müssen Methoden wie zum Beispiel die multikriterielle Optimierung angewandt werden, um für ein gegebenes Lastprofil eine optimale Schaltsequenz numerisch bestimmen zu können. Es wird angenommen, dass zum Durchlaufen des Profils n Schaltentscheidungen getroffen werden müssen. Für jede Schaltentscheidung i, bei der Öl aus der Hochdruckleitung entnommen wird, wird eine Pumpenenergie ΔEPumpe,i nötig, um dieses Öl nachzufördern. Je öfter dieser Fall im Laufe eines Zyklus auftritt, desto höher wird der Gesamtenergiebedarf EPumpe und letztlich der Kraftstoffbedarf des Systems (Gleichung 1).

Um eine energieoptimale Schaltsequenz zu erhalten, muss also die Anzahl der Schaltentscheidungen, welche zu einer Ölentnahme aus der Hochdruckleitung führen, so gering wie möglich gehalten werden, so dass der minimale Energiebedarf angegeben werden kann als:

Da die Pumpe Öl in die Hochdruckleitung fördert, führen alle Schaltzustände, welche Öl aus der Hochdruckleitung ziehen, wie HDZD, HDZD(2), HDTD und HDTD(2) zu einer Erhöhung des Gesamtenergieverbrauchs. Diese Schaltzustände verursachen also Kosten in Form von 52

4. Entwicklung einer Steuerstrategie

hydraulischer Energie EPumpe, welche von der Pumpe erzeugt werden muss. Unter der Annahme eines konstant gehaltenen Druckes pHD in der Hochdruckleitung können die Kosten einer Ölentnahme in den Schaltstufen HDTD und HDID zum Schaltzeitpunkt i bestimmt werden unter Verwendung des aus der Hochdruckleitung zur Bewegung des Zylinders entnommen Ölvolumens ΔVZyl, HD,i während des Schaltintervalls i.

Die Schaltzustände ZD/ZD und ZD/TD erzeugen keine Kosten, da sie ausschließlich vom Speicher gespeist warden. Wenn sie an Stelle von HDTD oder HDZD verwendet werden, wird Gleichung (1) minimiert, da ΔEPumpe,i zu Null wird. Andererseits verringern ZDTD und ZDZD den Ladezustand des Speichers um das während des Schaltintervalls entnommenen Öls ΔVZyl,ZD,i, so dass die verbrauchte potenzielle Energie angegeben werden kann als

mit

ESpeicher,i ist negativ, wenn der Speicher entladen und positiv, wenn er beladen wird. Die potentzielle Energie muss also zunächst erzeugt werden mit HDZD oder durch das Absenken schwerer Lasten über TDZD. Der Ladezustand des Speichers nach n Schaltentscheidungen ist demnach

Die Schaltzustände HDZD(2) und HDTD(2) kombinieren Pumpenenergie und Speichenergie und führen demnach zu einer Reduzierung der Kosten, da der Speicher durch Zuschalten an die Saugseite der Pumpe Energie an diese abgibt. Die Kosten für HDZD(2) und HDTD(2) können somit angegeben werden mit

Die optimale Schaltabfolge erzeugt eine Balance zwischen Schaltzuständen mit hohen Kosten bei gleichzeitiger Erzeugung potenzieller Energie und solchen mit geringen oder Null Kosten bei gleichzeitig starker Speicherentleerung in einer Weise, dass die globalen Kosten, also der Gesamtenergieverbrauch EPumpe minimal wird. Dies ist ein Optimierungsproblem, welches mit der multikriteriellen Optimierung gelöst werden kann, da sie beide Energiearten, ESpeicher und EPumpe als äquivalent betrachtet. Die optimale Schaltentscheidung ändert demnach den aktuellen Energiezustand in ein Pareto-Optimum (Abbildung 4.3)

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

EPump switching alternatives for time step i+1 L/P HP/TP

HP/TP (2)

L

HP/IP (2)

HP/IP

L/P

L

ΔEPump,i+1 L

IP/TP

IP/IP

L/P

ΔEAcc,i+1 energies after i switching decisions P: Pareto optimal switching decision

EAcc

L: Legal switching decision

Abbildung 4.3: Pareto-optimale Schaltentscheidungen Um die multikriterielle Optimierung anwenden zu können, wurde der Lastzyklus in n diskrete Zeitschritte unterteilt. Bei jedem Zeitintervall i wurden zunächst alle „legalen“ Schaltzustände identifiziert. Ein „legaler“ Schaltzustand erzeugt Kräfte, die hoch genug sind, um die auf den Zylinder wirkende Last zu heben oder entnimmt nur dann Öl aus dem Zwischendruckspeicher, wenn dieser auch gefüllt ist. Ausgehend von einem Gesamtenergieverbrauch der Pumpe EPumpe und der potenziellen Energie im Zwischendruckspeicher ESpeicher zum Zeitschritt i werden die Energieflüsse EPumpe und ESpeicher aller legalen Schaltzustände für den nächsten Zeitschritt i+1 berechnet und zu den Ausgangsenergien EPumpe und ESpeicher addiert. Die optimalen Schaltentscheidungen verschlechtern keine Energieart ohne die andere zu verbessern und werden deshalb Pareto-optimal genannt. Im Fall von mehreren Paretooptimalen Entscheidungen muss die Schalthistorie dupliziert werden, und die Rechnung wird für das nächste Zeitintervall i+1 für mehrere Stränge parallel weiterverfolgt. Am Ende des Zyklus zum Zeitschritt i=n sind eine Menge an Lösungen gefunden, welche jede für sich eine Schaltabfolge darstellt, welches zu einem Pareto-optimalen Energiezustand am Ende des Zyklus führt. Die gesuchte Abfolge kann nun leicht als diese identifiziert werden, welche zum geringsten Pumpenenergieverbrauch führt. Abbildung 4.4 zeigt die optimale Schaltabfolge als Ergebnis der Pareto-Optimierung.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.4: Ergebnisse der Pareto-Optimierung für den Y-Zyklus Die beschriebene Optimierungsmethode berechnet die optimale Schaltabfolge und dient daher zur Bestimmung der Potenzialabschätzung des KonZwi-Systems. Neben der optimalen Sequenz ist jedoch auch die Wahl des richtigen Speichers entscheidender Einflussfaktor bei der Energieeffizienz des Systems. Die Pareto-Optimierung kann auch verwendet werden, um den optimalen Speicher zu identifizieren. Dazu wurde die Rechnung mehrfach unter Variierung der Speichergröße und des Speicher-Vorspanndruckes durchgeführt. Das Ergebnis zeigt eine charakteristische Korrelation zwischen Energiebedarf und der Parametervariation des Speichers. Es kann ein Tal geringen Energiebedarfs bei einem Vorspanndruck von 90 bar mit einem sanften Abfall hin zu größeren Speichern. Das Minimum konnte somit bei einem Speicher mit 90 bar Vorspanndruck und 20 L Volumen festgestellt werden, so dass dieser Speicher bestellt und für das KonZwi-System verwendet wurde. Abbildung 4.5 zeigt das Ergebnis, wenn die Speicherparameter variiert werden und die gefundene optimale Parametervariation.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.5: Ergebnis der Pareto-Optimierung für Speicherparameter

4.2 Ableitung einer Online-Schaltstrategie Die in Abbildung 4.4 gezeigte Schaltsequenz wurde an Hand bestehender Messdaten numerisch berechnet und kann nun dazu verwendet werden, Regeln und Vereinfachungen abzuleiten, um einen Steuerungsalgorithmus zu entwerfen, welcher im Betrieb die optimale Schaltentscheidung trifft. Vereinfachungen sind hierbei notwendig, da aufwendige Rechenoperationen im Maschinenbetrieb nicht realisierbar sind, ohne unzulässige Verzögerungen zu riskieren. Abschnitt A (Einstechen ins Haufwerk und Aufnahme des Schüttguts) ist gekennzeichnet durch kurze Lastsprünge und relativ kurze Zylinderbewegungen. Die Steuerung muss in diesem Bewegungsabschnitt die Schaltstufe wählen, die ausreichend hohe Kräfte erzeugen kann, um die Schaufel anzuheben. Eine Steuerstrategie im Sinne der Reduzierung der Verlustenergie nach Gleichung 2 ist aufgrund des spontanen Charakters der auftretenden Belastungen in diesem Abschnitt nicht anwendbar. In Abschnitt C sieht man, dass potentielle Energie beim Auskippen und Absenken der Schaufel freigesetzt wird. Somit kann als einfache Strategie für diesen Fall definiert werden, dass der Speicher nach Ausfahren des Zylinders möglichst entladen sein muss, um potentielle Energie effektiv rekuperieren zu können. Im Abschnitt B ist erkennbar, dass am meisten Energie durch den Hubzylinder beim Heben der Schaufel vor der Abladestelle umgesetzt wird. Hier ist eine optimale Schaltsequenz zur Minimierung der Drosselverluste besonders wichtig, da dies aufgrund des hohen Energieumsatzes eine hohe Auswirkung auf die globale Effizienz des Systems hat. Für gute Ergebnisse hat sich die Modelprädiktive Regelung als geeignet erwiesen [Dit04]. Dieses Verfahren, bei dem über einen Prädiktionshorizont das zukünftige Systemverhalten mit Hilfe aktuell gemessener Zustandsgrößen optimiert wird, ist bereits seit Jahrzehnten in der Verfahrenstechnik in der Regelung von chemischen Großanlagen im Einsatz [Qin97]. Dank der Fortschritte in der Prozessortechnologie kann dieses Verfahren nun auch auf Systeme übertragen werden, welche wesentlich schnelleren Zustandsänderungen unterzogen sind, wie zum Beispiel beim Radlader. Hierzu wird der Hub in mm als Prädiktionshorizont verwendet. Zusätzlich wird ein Modell der Last und ein Modell des Speichers hinzugezogen, um ausgehend von der aktuellen Position und dem aktuellen Ladezustand (State of Charge, SOC) die zukünftigen Schaltentscheidungen berechnen zu können.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Durch die einfache Kinematik des Radladers kann die Lastentwicklung als lineare Funktion angegeben werden. Bei Kenntnis der Last und der aktuellen Position des Hubzylinders kann das zukünftige Lastverhalten sehr schnell und präzise vorhergesagt werden. Ebenso kann der Speicherdruck in Abhängigkeit vom Ladezustand im interessierenden Bereich durch eine lineare Funktion approximiert werden (Abb. 4.6).

Abbildung 4.6: Modellierung der Last und des Zwischendruckspeichers Als weitere Vereinfachungsmaßnahme wurde die Reihenfolge der Schaltstufen nach aufsteigendem Druckpotential festgelegt. Der Steuerungsalgorithmus berechnet sukzessive für jede Schaltstufe, wie lange sie aktiv sein muss, bevor in die nächst höhere Stufe geschaltet werden kann. Die Verweildauer bzw. Streckenlänge jeder Schaltstufe ist als analytische Funktion hinterlegt, welche unter Verwendung aktueller Messdaten die Streckenlängen in mm ausgibt. Die Summe aller Strecken der einzelnen Schaltstufen ergibt die Restlänge der Bewegung, also den Prädiktionshorizont. Damit die Zylinderbewegung möglichst verlustfrei gestaltet werden kann, wird der Drosselverlust am Proportionalventil als Zielfunktion verwendet. Die einzelnen Streckenfunktionen werden bestimmt, indem ausgehend vom letzten Abschnitt rekursiv die optimalen Streckenlängen für jede Schaltstufe berechnet und über die gemeinsamen Zustandsgrößen (Ladezustand und Zylinderposition) miteinander verkettet werden. Durch diese Verkettung der lokalen Minima wird erreicht, dass sich über den gesamten Prädiktionshorizont für die Zielfunktion ein globales Minimum einstellt (Prinzip von Bellman, [Sni11]). Die auf diese Weise bestimmten Streckenfunktionen werden in der Steuerung hinterlegt und bei jedem Programmdurchlauf mit den aktuellen Messwerten des Ladezustandes, der Last und der Zylinderposition neu berechnet. Damit kann das System jederzeit auf Störungen, wie z.B. Abweichungen von der prädizierten Lastentwicklung, reagieren. Gleichzeitig ist das System sehr stabil, weil keine zeitliche Abhängigkeit zwischen Systemzuständen und Lastprädiktion besteht, sondern eine rein geometrische. Dadurch beeinflusst auch eine Unterbrechung der Hubbewegung die optimale Schaltsequenz nicht. Abbildung 4.7 zeigt beispielhaft, wie die Steuerung ausgehend von den Ausgangszuständen für die aktuelle Hubposition h1, der aktuell anliegenden Last FLast, ist und dem aktuellen Ladezustand (SOC) des Zwischendruckspeichers VZD,1 die optimalen Wegstrecken s1 bis s6 für die einzelnen Schaltzustände berechnet.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.7: Optimierte Streckenlängen der einzelnen Schaltstufen Der so entwickelte Steueralgorithmus wurde auf einem mobilen Steuergerät programmiert und zunächst mit einem Simulationsmodell des Systems gekoppelt (Software-in-the-Loop) ([Dom11], siehe auch Abschnitt 4.3.2). Dieses Simulationsmodell simuliert sowohl die Hydraulik als auch die Kinematik des Radladers und wurde durch Messdaten validiert. Durch die Ankopplung des realen Steuerungsalgorithmus kann das Systemverhalten direkt beobachtet und die Steuerstrategie optimiert werden. Die Simulationsergebnisse zeigen einen verringerten Bedarf von 13 % des neuen Systems im Vergleich zum Load Sensing System, Abbildung 4.8.

Abbildung 4.8: Simulationsergebnisse für das KonZwi-System 58

4. Entwicklung einer Steuerstrategie

4.3 Aufbau des KonZwi-Systems in der Simulation Nach erfolgter Validierung des Simulationsmodells von dem Ausgangszustand der Referenzmaschine wurde in einem zweiten Schritt der virtuellen Enwticklung die Load-SensingVerschaltung innerhalb des Simulationsmodells durch die neue Systemstruktur mit Zwischendruckleitung ersetzt. Für die Bestimmung des Einsparpotentials des neuen Systems im Vergleich zum Load-Sensing-System ist bei gegebenem Last- und Bewegungsprofil der Zylinder die Kenntnis der Abfolge an Druckstufen, welche die höchste Energieersparnis erlaubt, von zentraler Bedeutung, da diese die globale Effizienz des Systems bestimmt. Ausgehend von den theoretischen Überlegungen aus den Kapiteln 4.1 und 4.2 wurde mit Hilfe der simulationstechnischen Untersuchungen eine allgemeingültige Betriebsstrategie abgeleitet, welche für variable Lastfälle eine energieoptimale Abfolge von Druckstufen wählen soll.

4.3.1 Simulationsmodell des KonZwi-Systems Der Aufbau des KonZwi-Systems innerhalb der Simulationsumgebung erfolgte auf Basis des verifizierten Modells des Ausgangszustandes. Hierbei wurden innerhalb des Modells die Load-Sensing-Ventile durch die von Argo-Hytos konzipierten Ventilblöcke ersetzt und diese mit Hilfe von gemessenen Ventilkennlinien parametriert. Des Weiteren wurden die Leitungen der drei Drucknievaus Hochdruck, Zwischendruck und Tankdruck mit ihren Hydraulikspeichern im Modell implementiert. Die Umsetzung des Steuerungskonzeptes in der Simulation erfolgte zunächst vereinfacht mittels einer Zustandsmaschine, in der die für die Steuerungsstrategie relevanten Schaltzustände, Aktionen und Prüfbedingungen des KonZwi-Systems hinterlegt wurden. Eine Zustandsmaschine bildet das Verhalten eines Systems anhand von unterschiedlichen Zuständen, Zustandsübergängen und Aktionen ab und ermöglicht es einfache Steuerungszusammenhänge mit geringem Aufwand in das Modell zu implementieren. In Abbildung 4.9 ist zur Veranschaulichung vereinfacht das Zustandsdiagramm für einen Wechsel der Druckstufe HDTD auf das niedrigere Druckniveau ZDTD dargestellt. Sobald bei gewählter Druckstufe “Hochdruck auf Tankdruck“ der gemessene Druckabfall über das Proportionalventil zu groß ist, und damit zu hohe Leistungsverluste über dem Ventil erzeugt werden, erfolgt ein Übergang in den Zustand des nächstniedrigeren Druckniveaus “Zwischendruck auf Tankdruck“. Beim Eintritt in diesen Zustand werden die Druckvorwahlventile dann entsprechend geschaltet. Unterschreitet die Druckdifferenz über dem Proportionalventil jedoch einen Grenzwert, so dass gegebenenfalls nicht genügend Druck für die Ausführung der gewünschten Antriebsaufgabe bereitgestellt werden kann, wird die Druckstufe erhöht.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.9: Vereinfachtes Zustandsdiagramm eines Druckstufenwechsels Durch Zugriff auf alle globalen Zustandsgrößen und Parameter im Modell und durch die benutzerfreundliche Definition der Steuerung konnte zunächst eine vereinfachte KonZwiSteuerung, auch ohne tiefergehende Programmierkenntnisse, im Modell berücksichtigt werden. Im Gegensatz zum späteren Steuerungsprogramm, welches auf die speicherprogrammierbaren Steuerung (SPS) des Radladers geladen wird und welches mit dem speziell hierfür entwickelten SPS-Programm CoDeSys erstellt wird, bietet der Zustandsautomat jedoch nur einen begrenzten Funktionsumfang. Begleitend zur Entwicklung des Steuerungsprogrammes konnten anhand dieser Modellierungsstufe jedoch bereits verschiedene Effekte oder die generelle Funktion der Schaltlogik getestet werden. Abbildung 4.10 zeigt die Simulationsumgebung des KonZwi-Systems mit einer vereinfachten Abbildung der Steuerung in Form eines Zustandsautomaten. Innerhalb des Zustandsautomaten wurde zunächst eine Schaltlogik implementiert, welche nur in Abhängigkeit der anliegenden Ventildruckdifferenz und dem aktuellen Füllstand des Zwischenspeichers zwischen den einzelnen Druckstufen wechselt. Mit Hilfe dieses Modellansatzes erfolgte die Auslegung und Dimensionierung der neuen Komponenten. Des Weiteren konnten bereits kritische Elemente und Betriebszustände identifiziert und entsprechende Abhilfsmaßnahmen erarbeitet werden. Diese Modellierungsstufe zeigte bereits auf, dass die spätere reale Steuerung ein deutlich komplexeres Speicherlademanagement, welches eine verbrauchs- und betriebszustandsoptimale Speicherbe- und -entladung ermöglicht, enthalten muss. Die erzielbare Energieeinsparung des KonZwi-Systems gegenüber einem Load-Sensing System wird maßgeblich durch eine optimale Steuerstrategie bestimmt und hängt unter anderem von der Wahl des Zwischenspeicherdruckes und vom jeweiligen Betriebszustand ab.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.10: Simulationsumgebung mit Ansteuerung über Zustandsautomaten Zum simulationstechnischen Vergleich zwischen Ausgangssystem und KonZwi-System wurde als Referenzzyklus ein Arbeitsablauf eines Radladers untersucht, welcher einen parallelen Betrieb von Hub- und Kippantrieb berücksichtigt. Hierfür wurde die in Abbildung 4.11 dargestellte und bereits in Kapitel 2.2.2 erwähnte Ladezyklus, auch Y-Zyklus genannt, gewählt. Im Verlauf des betrachteten Y-Zyklus nimmt der Radlader mit der Schaufel ein Ladegut auf und entleert die Schaufel über einem Transportfahrzeug [Koh06]. Der abgebildete Ladezyklus setzt sich dabei aus fünf Teilen zusammen: 1. Der Radlader fährt von der Ausgangsstellung (A) zum Haufwerk (B). Die Schaufel wird über Kipp- und Hebekinematik abgesenkt und zum Boden ausgerichtet. 2. Der Ladevorgang wird ausgeführt, indem der Bediener gleichzeitig in das Haufwerk einfährt und die Hebe- und Kippfunktion der Schaufel bedient. 3. Der Radlader setzt vom Haufwerk (B) zum Ausgangspunkt (A) zurück und hebt die Schaufel an. 4. Der Radlader fährt bis zum Transportfahrzeug (C) vor, hebt gleichzeitig die Schaufel weiter an und entleert sie. 5. Der Radlader setzt vom Transportfahrzeug (C) zurück und der Bediener bringt die Schaufel zurück in die Ausgangsposition.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

In Abbildung 4.11 sind der Y-Zyklus aus der Vogelperspektive, die Zeitverläufe für die Zylinderpositionen sowie die Verläufe von Hub- und Kippkinematik dargestellt.

Abbildung 4.11: Simulierter Y-Zyklus eines Radladers Abbildung 4.12 zeigt die Simulationsergebnisse der Zylinderpositionen von Hub- und Kippsystem sowie die vom Zustandsautomaten gewählten Schaltzustände.

Abbildung 4.12: Simulationsergebnisse von Zylinderpositionen und Schaltzuständen Wird vom Bediener keine Bewegung gewünscht, so wird immer die höchste Druckstufe HDTD als Ausgangszustand gewählt, um zu Beginn einer anstehenden Bewegung stets genügend Druck zur Verfügung zu haben. Da zum Absenken der Schaufel nur eine geringe Kraft erforderlich ist, werden sowohl Hubzylinder als auch Kippzylinder in dieser Verfahrrichtung aus dem Zwischenspeicher gespeist. Beim Anheben hingegen wird soweit möglich die Druckstufe “Hochdruck auf Zwischenspeicherdruck“ gewählt. Dies reduziert die Drosselverluste über dem Proportionalventil und führt zugleich Energie in den Zwischenspeicher ab.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

In Abbildung 4.13 sind die Simulationsergebnisse des KonZwi-Systems und des LoadSensing-Systems für einen Y-Zyklus mit einer Lastmasse von 600 kg gegenübergestellt. Da mit beiden derselbe Bewegungszyklus abgebildet wurde sind die Positionen von Hub- und Kippzylindern nahezu deckungsgleich. Das KonZwi-System zeigt in ersten Simulationen eine Energieeinsparung von ca. 9 % im Vergleich zum LS-System. Man erkennt die deutliche Reduzierung der von der Pumpe aufzubringenden hydraulischen Leistung durch die Speisung des Systems aus dem Zwischenspeicher im Gegensatz zum Dauerbetrieb der Pumpe eines LS-Systems. Die teilweise größeren Gradienten im Energieverlauf des KonZwiSystems kennzeichnen den Speicherladebetrieb (HDZD), bei dem zwar der hohe Systemdruck am Proportionalventil angelegt wird, die überschüssige Energie jedoch genutzt wird, um den Zwischenspeicher aufzuladen.

Abbildung 4.13: Simulationsergebnisse des hydraulischen Energiebedarfs

4.3.2 Simulationskopplung mit Programmcode der Steuerung Die detaillierten Entwicklungs- und Testphasen der Steuerstrategie erfolgten zeitsparend anhand der Ankopplung des realen SPS-Programmes CoDeSys an das virtuelle Modell. Dieses Vorgehen ist auch unter dem Begriff Software-in-the-Loop bekannt und bildet zusammen mit der Ankopplung realer Hardware an virtuelle Modelle (Hardware-in-the-Loop) den Stand der Technik in der Steuerungsauslegung [Dom10]. Somit kann das Steuerungsprogramm bereits parallel zum Umbau des realen Systems entwickelt und detailliert getestet werden. Das so entwickelte und optimierte SPS-Programm kann dann im Anschluss direkt auf die reale SPS geladen und anhand erneuter Messungen des Referenzsystems bewertet werden.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.14: Kopplung von virtuellem Radladermodell und Steuerungsprogramm In Abbildung 4.14 ist das Kopplungsprinzip von realem Steuerungsprogramm und virtuellem Radladermodell dargestellt. Kern dieser Simulationsumgebung ist eine virtuelle SPS, die sogenannte SoftSPS, welche die reale Steuerung imitiert. Genau wie auf der späteren Steuerungshardware wird von der SoftSPS ein OPC-Server (Object Linking and Embedding for Process Control) zur Verfügung gestellt. Innerhalb dieses OPC-Serverraumes stehen alle Zustandsgrößen der Steuerung, wie Drücke oder Ventilstellsignale, als Objekte zur Verfügung. An diesen OPC-Server können verschiedene OPC-Clients angekoppelt werden. Die OPC-Clients erhalten vollen Zugriff auf den gemeinsamen OPC-Serverraum und können 64

4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Daten einzelner Objekte in diesem schreiben oder lesen. Bei der späteren realen Steuerung werden diese einzelnen Objekte zum Beispiel mit den Speicherplätzen der Sensoranschlüsse verknüpft. Im Fall der dargestellten Kopplung erfolgt die Zuweisung von Zustandsgrößen des Modells auf die einzelnen Objekte. Für das Steuerungsprogramm ist nicht ersichtlich ob die einzelnen Objekte nun von Daten des realen Systems oder von Simulationsergebnissen des virtuellen Modells gespeist werden. Abbildung 4.15 zeigt die grundsätzliche Struktur des Steuerungsprogrammes. Das eigentliche Steuerungsprogramm, welches zum Beispiel die Schaltlogik oder die Kalibrierung der Signale beinhaltet, bleibt dabei identisch, sowohl für die Kopplung mit dem virtuellen Modell als auch für die spätere Zielapplikation. Es mussten lediglich zwei unterschiedliche Ein- und Ausgangsschnittstellen definiert werden, welche die Zuweisung der Speicherplätze zu den in der Steuerung verwendeten Objekten koordinieren. Innerhalb des Steuerungsprogrammes kann dann einfach zwischen den unterschiedlichen Applikationen umgeschaltet werden. Damit auch die Kalibrierung der Ein- und Ausgangssignale bereits im Vorfeld anhand des virtuellen Modells vollzogen werden kann, musste innerhalb des Simulationsmodells auch die Elektronik von Sensorik und Aktuatorik abgebildet werden, so dass die Modellsignale mit den entsprechenden elektrischen Einheiten, Strom und Spannung, mit der Steuerung ausgetauscht werden können.

Abbildung 4.15: Struktur des Steuerungsprogrammes In Abbildung 4.16 sind exemplarisch die Simulationsergbnisse von Ausgangssystem und KonZwi-System für mehreren aufeinander folgenden Y-Zyklen mit einer mittleren Beladung von 600 kg dargestellt. Das KonZwi-System weist dabei im Vergleich zum Ausgangssystem eine Energieeinsparung von 13 % auf.

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4. Entwicklung einer Steuerstrategie

Abbildung 4.16: Simulationsergebnisse mit mittlerern Beladung (600 kg)

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5. Testfahrten und Ergebnisse

5 Testfahrten und Ergebnisse Für die Messungen wurde der Versuchsträger mit den neuen Steuerblöcken ausgestattet. Aus Sicherheitsgründen hat man sich dabei für ein redundantes System entschieden, d.h. dass auf den Versuchsträger sowohl das neue Ventilsystem als auch das alte Load Sensing System montiert waren. Durch ein System aus Kugelhähnen kann sehr schnell zwischen beiden Systemen hin- und hergewechselt werden, was auch schnelle Vergleichsmessungen erlaubt.

5.1 Aufbau des Versuchsträgers Da sich der Versuchsträger zur Istaufnahme der Vergleichswerte am KIT in Karlsruhe befand, und dort keine Möglichkeiten vorhanden sind, Halterungen, Schläuche uä. Dinge für den Einbau der Konzwi Komponenten zu fertigen, hat man sich im Projektkonsortium dazu entschlossen, ein vergleichbares Fahrzeug im Herstellerwerk mit allen erforderlichen Komponenten auszurüsten. Diese Umrüstung wurde nach Fertigstellung am Vergleichsfahrzeug wieder demontiert und am Versuchsträger nachgerüstet.

5.1.1 Vormontage im Werk Emsbüren

Abbildung 5.1: Schaltungsaufbau, Plan 1: Pumpen und KonZwi-Blöcke

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5. Testfahrten und Ergebnisse

Abbildung 5.2: Schaltungsaufbau, Plan 2: LS-Ventile und Verbraucher

Abbildung 5.3: Gesamtansicht der Versuchsanlage am Vergleichsfahrzeug

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5. Testfahrten und Ergebnisse

Abbildung 5.4: Seitenansicht in Fahrtrichtung links

Abbildung 5.5: Ventilgruppe

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5. Testfahrten und Ergebnisse

5.1.2 Aufbau am Mobima in Karlsruhe Nachdem das Vergleichsgerät im Werk zurückgebaut wurde, sind die Komponeten am Versuchsträger am Mobima in Karlsruhe nachgerüstet worden.

Abbildung 5.6: KonZwi - Versuchsmontage

Abbildung 5.7: Komplett montiertes KonZwi-System

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5. Testfahrten und Ergebnisse

Abbildung 5.8: Motor mit zweiter Verstellpumpe und installiertem Messequipment

Abbildung 5.9: Druckseite zweite Verstellpumpe mit installierter Messtechnik

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5. Testfahrten und Ergebnisse

5.1.3 Steuerungseinbau und Verkabelung Für die Erfassung der Drucksignale und der Steuerung der Ventile wurde eine Steuerung ausgewählt (siehe Abschnitt 3.2.1), welche in das Fahrzeug verbaut wurde. Die Bausteine dieser Steuerung werden in diesem Abschnitt erläutert. Von der Fahrzeugbatterie wird der Strom direkt in einen in der Fahrerkabine eingebauten Kasten geführt. Dieser dient zum Ein- und Ausschalten des KonZwi-Systems (inklusive Notaus-Schalter), sowie der Anzeige des gegenwärtig aktiven Schaltzustand für Hub- und Kippzylinder durch eine Anordnung von LEDs. Über eine Selbsthaltungs-Logik kann ein 12/24 VDC-Schalter bestromt werden, welcher die Hauptschütze in der Bedienerbox schließt und die Steuerung unter Spannung setzt (Hauptschalter). Ein weiterer Schalter legt aus Sicherheitsgründen gesondert die Spannung an die Proportionalventile an. Hinter dem Notaus- und dem Hauptschalter wird der Strom weiter zur Montageplatte (hinter dem Fahrersitz) geleitet, wo sich die Steuerung befindet. Die Hauptsteuerung auf der Montageplatte erlaubt entweder direkt oder über das Schalten von Schützen die Steuerung der Schalt- und Proportionalventile auf den Ventilblöcken. Gleichzeitig erfasst die Steuerung die Weg- und Drucksignale der entsprechenden Sensoren. Mit dem Joystick wird der Steuerung ein Soll-Geschwindigkeitssignal vorgegeben, welcher über die Wegesensoren überwacht wird. In Abbildung 5.10 und Abbildung 5.11 ist der prinzipielle Aufbau der Steuerung dargestellt.

Abbildung 5.10: Die Bedienerbox mit der Einschaltlogik als zentrales Schalt- und Überwachungselement

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5. Testfahrten und Ergebnisse

Abbildung 5.11: Die Steuerung ist auf der Montageplatte aufgebaut und gibt alle Steuersignale aus

5.2 Testergebnisse zum dynamischen Verhalten der Ventile Für einen Einsatz des KonZwi-Systems muss sichergestellt werden, dass der Umschaltvorgang keine merkbaren Oszillationen während der Bewegung verursacht. Aufgrund der Probleme mit der Kennfeldregelung (siehe Abschnitt 3.1.5) wurde im Verlauf des Projektes beschlossen, die Geschwindigkeitsregelung des inneren Regelkreises über eine Messung der Geschwindigkeit und einem PID-Regler zu realisieren. In Abbildung 5.12 ist ein Messschrieb dargestellt, der dokumentiert, dass die Regelung auch dann gut funktioniert, wenn beide Schaltventile schalten. Diese Versuche wurden für die Bewegung mit einer leeren Schaufel durchgeführt, weitere Untersuchungen, welche auch verschiedene Beladungsszenarien vorsehen, müssen noch untersucht werden.

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5. Testfahrten und Ergebnisse

Abbildung 5.12: Verhalten des PID-Reglers mit optimierter Parametrierung

5.3 Abschätzung der Kraftstoffeinsparung im Einsatz Für einen effizienten Betrieb des Systems wird eine Pumpe benötigt, die das Zuschalten des Zwischendrucks an die Saugseite der Pumpe ermöglicht, da dies die effizienteste Art ist, die potenzielle Energie des Zwischendruckspeichers dem System zurückzuführen. Diese Pumpe ist eine Spezialanfertigung der Firma Bosch Rexroth und ist nicht auf dem Markt verfügbar. Aufgrund von Lieferverzögerungen dieser Pumpe war es im Rahmen der Projektlaufzeit nicht möglich, Kraftstoffverbrauchsmessungen mit dem neuen System durchzuführen. Das Projektkonsortium hat sich dennoch entschlossen das Projekt eigenfinanziert weiterzuführen, und wird diese Messungen nachholen. Für die Ermittlung der Kraftstoffersparnis soll an dieser Stelle vorerst nur eine Abschätzung auf Basis von Messungen und Annahmen erfolgen. Der in Abbildung 2.5 dargestellte Lastzyklus ist verkürzt dargestellt, um Rechenzeit bei der Optimierungsrechnung zu sparen. Fahrtzeiten, zu denen die Arbeitshydraulik nicht verwendet wird sowie Lenkbewegungen des Hubzylinders sind nicht dargestellt, da sie nicht im Fokus der Untersuchungen standen. Für eine Abschätzung des Kraftstoffverbrauchs müssen diese Zeitabschnitte mitberücksichtigt werden, um ein realistisches Bild der Einsparung zu erhalten. In Abbildung 5.13 ist der gesamte Lastzyklus mitsamt dem Lenkzylinder dargestellt. Für die Betrachtung des Kraftstoffbedarfs werden nur die Zeitabschnitte, in denen die Arbeitshydraulik eingesetzt wird (also Kipp- und Hubzylinder), betrachtet. Bei einer Gesamtdauer von 46,16 s entfallen somit 20,64s auf das Lenken und Fahren, also knapp die Hälfte der Zeit. Die Zeitanteile, die mittleren Kraftstoffverbräuche sowie die kumulierten Kraftstoffverbräuche der Abschnitte sind in Tabelle 5.1 aufgeführt.

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5. Testfahrten und Ergebnisse

Abbildung 5.13: Unterteilung des untersuchten Lastzyklus in Arbeits- und Fahranteile

Tabelle 5.1: Kraftstoffverbrauch und Zeitanteile der Abschnitte Lenken & Fahren Arbeiten Gesamter Zyklus

Dauer [s] 20,64 25,52 46,16

Verbrauch [L/h] 7,97 6,42 7,11

Kumulierter Verbrauch [L] 0,046 0,045 0,091

Bei Betrachtung der kumulierten Kraftstoffverbräuche fällt auf, dass der Verbrauch während des Arbeitens die Hälfte des Gesamtkraftstoffverbrauchs ausmacht. Da die Maschine während des Arbeitsprozesses jedoch nur sehr kurz zur Ruhe kommt, soll an dieser Stelle darauf hingewiesen werden, dass Fahr- und Arbeitsprozess auf Basis der vorhandenen Daten nicht komplett separat betrachtet werden können, und es durchaus Überschneidungen zwischen Fahren und Arbeiten gibt. Da dies wie eingangs erwähnt nur eine Abschätzung der Kraftstoffeinsparung durch das KonZwi-System ist, wird im folgenden Verlauf ein Stillstand des Fahrantriebs und des Lenkzylinders während des Grabprozesses angenommen. Unter Annahme der in Abschnitt 4.3.2 gefundenen Effizienzsteigerung von 13% in der Arbeitshydraulik wird weiterhin angenommen, dass sich diese Effizienzsteigerung direkt auf den Kraftstoffverbrauch auswirkt. Damit würde sich der mittlere Kraftstoffverbrauch während der Arbeitsbewegungen auf 5,59 L/h reduzieren, was eine Gesamtreduzierung des Gesamtverbrauchs um 6,5% auf 0,085 L pro Zyklus nach sich ziehen würde. Der mittlere Verbrauch würde mit dem KonZwi-System auf einen Wert von 6,65 L/h sinken was pro Tag zu einer Kraftstoffeinsparung von 3,7 L führen würde. Auf ein Jahr berechnet könnte somit unter der Annahme von 1580 produktiven Arbeitsstunden eine jährlichen Einsparung von ca. 730 L Dieselkraftstoff erreicht werden, was derzeit einem Gegenwert von ca. 1.058 € entspricht. 75

5. Testfahrten und Ergebnisse

5.4 Einsatzpotenziale in anderen Anwendungen Das KonZwi-System ist für Maschinen mit hohem Leistungsbedarf in der Arbeitshydraulik entwickelt worden. Dabei sollte die Arbeitshydraulik größtenteils aus Hydraulikzylindern bestehen. Diese Eigenschaften sind in keiner mobilen Arbeitsmaschine so ausgeprägt wie bei einem Hydraulikbagger, weshalb im Rahmen dieses Projektes eine Untersuchung zum Einsatzpotenzial des KonZwi-Systems für einen Bagger durchgeführt wurde. Als Grundlage dieser Arbeit dient die Forschungsarbeit von Claus Holländer Untersuchungen zur Beurteilung und Optimierung von Baggerhydrauliksystemen [Hol98]. Hieraus sind die geometrischen Daten des Baggers sowie dessen Arbeitszyklen und Messwerte entnommen. Mit Hilfe dieser Daten wurde ein Modell des Baggers erstellt, das dazu dient das vorgestellte Konstantdruck-Zwischendruck-System innerhalb eines Baggerarbeitszyklus zu simulieren und dieses hinsichtlich der Energieeffizienz zu beurteilen. Untersucht werden die in [Hol98] beschrieben Arbeitszyklen. Diese werden in den Volllastund Teillasteinsatz unterschieden.

Abbildung 5.14: Arbeitszyklen [Hol98] Im Volllasteinsatz werden das Gewinnen von Erdstoffen und dessen gezieltes Entladen simuliert. Dabei wird der Tieflöffel unterhalb der Standebene des Baggers angesetzt und durch Stiel- und Löffelbewegungen befüllt. Danach wird die Arbeitseinrichtung über die Auslegerzylinder angehoben, wobei der Oberwagen ebenfalls in Richtung Entladefläche geschwenkt wird. Hat der Oberwagen die gewünschte Position zum Entladen erreicht, wird der Tieflöffel über die Stiel- und Löffelbewegungen gezielt entleert. Dabei ist darauf zu achten, dass der Erdstoff im Zielgebiet entleert wird. Soll ein Transportfahrzeug beladen werden, darf die Ausschüttgeschwindigkeit des Tieflöffels nicht zu hoch gewählt werden, um Beschädigungen am Transportfahrzeug zu vermeiden. Im letzten Abschnitt des Zyklus schwenkt der Oberwagen zurück und die Arbeitseinrichtung wird in die Position für den nächsten Arbeitszyklus gebracht. Der Fahrantrieb wird während der Dauer des Arbeitszyklus nicht verwendet. Dieser Arbeitszyklus wurde von unterschiedlichen Fahrern ausgeführt (Fahrer A und Fahrer B). 76

5. Testfahrten und Ergebnisse

Beim Teillasteinsatz (Gabenaushub) wird ein Graben mit bestimmten geometrischen Abmessungen ausgehoben. Der Aushub wird dabei nach einer vorher festgelegten Reihenfolge entweder links oder rechts vom Graben abgelegt. Im anderen Teillasteinsatz (Planum) wird ein Feinplanum erstellt. Hierbei soll durch das Heranziehen des Tieflöffels zum Bagger, eine Fläche planiert werden. Die Schneide des Löffels ist dabei fast senkrecht zur Bodenoberfläche ausgerichtet. Bei diesem Arbeitszyklus werden nur Stiel und Ausleger bewegt, während der Löffel keine Verstellung erfährt. Danach wird die Arbeitseinrichtung wieder in die Ausgangsposition gebracht, wobei sie der Oberwagen in eine neue Arbeitsposition bringt. Zur gleichen Zeit verfährt der Bagger in eine neue Position. Die in der Arbeit von Claus Holländer genaueren untersuchten Arbeitszyklen werden in folgender Tabelle 5.2 aufgelistet: Tabelle 5.2: Gegenüberstellung der untersuchten Arbeitszyklen Volllasteinsatz

Teillasteinsatz Planum Fahrer A Fahrer B Grabenaushub erstellen Arbeitsausrüstung [m³]

1,8

1,8

1,1

1,1

Last [t]

4,41

5,13

-

-

Zeit des Arbeitszyklus [s]

13,1

16,8

12,3

10,2

Abbildung 5.15 zeigt einen Arbeitszyklus. In diesem Fall wird der Volllasteinsatz des Fahrers A abgebildet. Hierfür wurden die der Quelle [Hol98] entnommenen Druckverläufe in Kraftverläufe umgerechnet und in ein Kraft-Zeit-Diagramm übertragen. Neben den Kraftverläufen der einzelnen Zylinder sind auch deren Hubwege über die Zeit aufgetragen. Der Zeitverlauf wurde für die Berechnungen in Datenpunkte umgewandelt, wobei 50 Datenpunkte eine Sekunde ergeben. Anhand des in Abbildung 5.15 dargestellten Zyklus soll das Arbeitsspiel beispielhaft erklärt werden. Der Zyklus ist in mehrere Abschnitte unterteilt (vgl. Kapitel 2.2.2), die durch die vertikal gestrichelten Linien markiert sind. Im ersten Abschnitt befindet sich der Löffel im Erdreich und wird durch die Stiel- und Löffelbewegung mit Erdgut befüllt. Dieser Abschnitt wird im weiteren Verlauf der Arbeit als Graben bezeichnet. Die Grabdauer entspricht 3,3 Sekunden. Durch den Eingriff des Löffels in das Erdreich entstehen Grabkräfte, die zu einem Kraftanstieg im Löffel- und Stielzylinder führen. Ebenso nimmt über die Dauer des Grabens die aufgenommene Masse innerhalb des Löffels zu, was eine weitere Krafterhöhung nach sich zieht. Der Ausleger wird in der Phase leicht angehoben, um eine gerade Grabfläche zu erhalten. Der anfängliche Kraftabfall ist damit zu erklären, dass sich die Arbeitseinrichtung zu Beginn des Grabens am Erdreich abstützen kann. Danach tritt ein Kraftanstieg ein, der von der sich erhöhenden Masse im Löffel und den beim Graben entstehenden Kräfte bewirkt wird. Das Graben ist beendet, wenn der Löffel befüllt ist. Der zweite Abschnitt beschreibt das Anheben der Arbeitseinrichtung durch die Auslegerzylinder, sowie das Schwenken des Oberwagens. Dieser Abschnitt wird als Heben und Schwenken bezeichnet und dauert 5 Sekunden. In diesem Abschnitt bewegen sich hauptsächlich das Drehwerk und der Ausleger. Der Kraftabfall des Auslegers ist mit dem Beenden des Grabens und den damit verbundenen Grabkräften zu erklären. Der darauffolgende Anstieg ist Folge des Anhebens der Arbeitseinrichtung. Die Kraftänderungen im Stiel- und Löffelzylinder werden durch die Positionsverschiebungen der Schwerpunkte während des Anhebens der Arbeitseinrichtung erzeugt.

77

5. Testfahrten und Ergebnisse

Das Entleeren stellt die dritte Phase dar und beginnt mit den Stiel- und Löffelbewegungen zum Entleeren des Erdstoffes aus dem Löffel. Hierbei werden der Stiel- und der Löffelzylinder eingefahren. Der Ausleger erreicht dabei den größten Hub und wird während des Entleerens nur in den ersten Momenten bewegt. Durch das Ausschütten des Erdstoffes fällt die Kraft im Auslegerzylinder. Ebenso fallen die Kräfte im Löffel- und Stielzylinder. Hierbei wird der Löffel zu Beginn des Entleerens von der Gewichtskraft des Erdstoffs geöffnet. Die beim Entleeren negativ dargestellte Kraft zeigt, dass die Kraft am Zylinder zieht und nicht mehr auf die Kolbenseite, sondern auf die Stielseite wirkt. Das Entleeren benötigt 1,9 Sekunden. Der letzte Abschnitt ist das Senken der Arbeitseinrichtung und das Rückschwenken des Oberwagens. Der Ausleger wird durch die Gewichtskraft abgesenkt. Der entstehende Kraftverlauf des Auslegerzylinders ergibt sich durch Druckschwankungen im Zylinder und Rückwirkungen von Durchflusswiderständen im System. Zusätzlich wird der Löffel in eine neue Ausgangsposition geschwenkt um einen neuen Arbeitszyklus zu beginnen. Heben + Schwenken

Graben

Entleeren

Senken + Rückschwenken

980

2500

780 2300

2100 380 1900 180

Hub in [mm]

Kraft in [kN]

580

1700

-20 -220

1500 0

50

0 Ausleger

100

150

2

200

250

4 Stiel

300

350

400

6 Zeit in [s] 8 Löffel

Datenpunkte Ausleger_Weg

450

500

550

10 Stiel_Weg

600

650

12 Löffel_Weg

Abbildung 5.15: Volllasteinsatz Fahrer A Für den oben vorgestellten Grabzyklus wurde das KonZwi-System appliziert und entsprechend des in Abschnitt 4.1 gezeigten Verfahrens der multikriteriellen Optimierung eine optimale Schaltabfolge berechnet. Als Berechnungsgrundlage wurde einerseits direkt der Messschrieb aus [Hol98] verwendet (Messschrieb Fahrer A und Fahrer B) und andererseits ein eigenes, statisches, Modell hinzugezogen, welches die Baggerkinematik abbildet. Damit war es möglich, die Lasten zu variieren, um die Effizienz des Systems im Teillastbetrieb nachzuweisen. Zunächst sollen die Ergebnisse des Volllasteinsatzes mit und ohne Drehwerk diskutiert werden. Tabelle 5.3 stellt dabei die Ergebnisse noch einmal dar.

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5. Testfahrten und Ergebnisse

Tabelle 5.3: Gegenüberstellung der Volllasteinsätze Modelliert

Fahrer A

Fahrer B

mit Drehwerk

ohne Drehwerk

mit Drehwerk

ohne Drehwerk

mit Drehwerk

ohne Drehwerk

ZD0 [Liter]

110

130

70

100

100

120

VZD [bar]

25

30

25

25

25

30

KonZwi [kJ]

993,2

696,6

1103,0

829,7

1077,0

825,4

LS [kJ]

1048,4

840,7

1060,9

869,0

991,2

793,0

5,3

17,1

-4,0

4,5

-8,7

-4,1

Ersparnis [%]

Versorgt das Konstantdruck-Zwischendruck-System neben dem Ausleger-, Stiel- und Löffelzylinder ebenfalls den Hydromotor des Drehwerks, liegen die Energiebedürfnisse von LSSystem und KonZwi-System prozentual weiter auseinander. Dies ist darauf zurückzuführen, dass das Konstantdruck-Zwischendruck-System für die Steigerung der Energieeffizienz von Hydraulikzylindern ausgelegt wurde. Durch die fehlende Druckdifferenz zwischen Zu- und Ableitung des Hydraulikmotors kann dieser kein Moment über die Schaltzustand ZDZD aufbringen. Somit kann das KonZwi-System den Hydromotor nicht über den Schaltzustand ZDZD betreiben. Die Wichtigkeit des Schaltzustandes ZDZD soll an einem Hydraulikzylinder erläutert werden. Soll Energie bei einem einfahrenden Hydraulikzylinder rekuperiert werden, stehen die Schaltzustände TDZD und ZDZD zur Verfügung. Die vom Druckspeicher erzeugte Gegenkraft zur einfahrenden Bewegung ist bei dem Schaltzustand ZDZD geringer. Der Grund hierfür ist das Anlegen des Zwischendrucks an Zu- und Ableitung des Hydraulikzylinders und der dadurch verringerten Druckdifferenz zwischen Kolben- und Stielfläche. Somit können auch geringere äußere Kräfte den Hydraulikzylinder einfahren und dadurch das Gasvolumen im Druckspeicher verdichten. Der Auslegerzylinder rekuperierte in den meisten Fällen die potentielle Energie beim Absenken der Arbeitseinrichtung über diesen Schaltzustand ZDZD. Im Vergleich dazu kann das Konstantdruck-Zwischendruck-System in der Verzögerungsphase des Oberwagens die kinetische Energie nur über den Schaltzustand TDZD rekuperieren. Der Schaltzustand TDZD ist jedoch nur schaltbar, wenn die kinetische Energie des Oberwagens größer als die benötigte Volumenänderungsarbeit zur Kompression des vorgespannten Gasvolumens im Druckspeicher ist. Die Berechnungen zeigten, dass mit steigendem Druckspeichervorspanndruck der Schaltzustand TDZD nicht mehr schaltbar war. Somit ist nur eine bedingte Rekuperation der kinetischen Energie des Oberwagens durch das Konstant-Zwischendruck-System möglich. Aus diesen Gründen zeigt das Konstantdruck-Zwischendruck-System bei der zusätzlichen Versorgung des Drehwerks schlechtere Resultate. Versorgt das KonZwi-System hingegen nur die Hydraulikzylinder, zeigen sich stark verbesserte Ergebnisse. Lag mit berücksichtigtem Drehwerk nur der Energiebedarf des modellierten Volllasteinsatzes unterhalb des LoadSensing Energiebedarf, so ergab ohne Berücksichtigung des Drehwerks auch bei Fahrer A eine Ersparnis von 4,5 % gegenüber dem LS-System. Die Abweichung zwischen modellierten Volllasteinsatz und des Volllasteinsatzes von Fahrer A sollen hier kurz erläutert werden. Der Kraftverlauf des Messchriebes ist von starken Schwingungen geprägt, welcher mit einem statischen Modell nicht abgebildet werden konn79

5. Testfahrten und Ergebnisse

te. Zudem weichen der Kraftverlauf des Löffels beim Entleeren bei Modell und Messchrieb voneinander ab, da hier Beschleunigungen zum Tragen kommen, welche in einem statischen Modell nicht abgebildet werden können. Dieser unterschiedliche Kraftverlauf des Löffels während des Entleerens des Tieflöffels zeigt einen feststellbaren Einfluss. So kann das Konstantdruck-Zwischendruck-System beim modellierten Volllasteinsatz die Phase des Entleerens besser zur Befüllung des Drucksspeichers nutzen, da in diesem Abschnitt geringere Kräfte auftreten. Weiterhin ergibt sich eine größere rekuperierbare Energie durch den gleichmäßigeren Kraftverlauf des Auslegers beim Absenken der Arbeitseinrichtung des modellierten Volllasteinsatzes. Daher kann das KonZwi-System in dieser Phase mehr Energie rekuperieren und diese an einer anderen Stelle des Arbeitszyklus unterstützend einsetzen. Bei Fahrer B hingegen zeigt das Load-Sensing-System seine Vorteile. Die zwei im System verwendeten Hydraulikpumpen werden jeweils von einem eigenen Load-Sensing-Regler geregelt. Hierdurch können die Regler die Pumpen individuell an die vorgegebene Lastsituation ihrer Verbraucher anpassen. So versorgt eine Hydraulikpumpe den Ausleger und Löffel, während die zweite Pumpe die Versorgung von Stiel und Drehwerk übernimmt. Da der Arbeitszyklus von Fahrer B eine längere Betätigungszeit des Stieles während des Grabens aufweist als bei Fahrer A, kann der Stiel verlustarm von seiner Hydraulikpumpe versorgt werden. Des Weiteren treten nur geringe Abweichungen der Lastdrücke von Löffel und Ausleger während des Grabens auf, wodurch ähnliche Lastdrücke an die Hydraulikpumpe gemeldet werden und deswegen geringe Verluste entstehen. Ebenfalls befinden sich die Hydraulikpumpen des Load-Sensing-System beim Volllasteinsatz im Sättigungsbereich, wodurch die Leistungsregelung die Load-Sensing-Druckdifferenz von seinem Sollwert herabsetzt. Dadurch werden die systembedingten Verluste verringert, was eine positive Auswirkung für das Load-Sensing-System im Vergleich zum KonstantdruckZwischendruck-System hat. Um diesen Effekt des Sättigungsbereichs genauer zu untersuchen, wurden Teillastfälle der drei vorgestellten Arbeitszyklen untersucht. Hierfür wurden Arbeitszyklen mit 50 % und 75 % der ursprünglich aufgenommenen Erdmasse simuliert. Das Drehwerk wird weiterhin nicht betrachtet. Tabelle 5.4 zeigt dabei die gefunden Ergebnisse. In der Spalte "Optimiert" sind die Ergebnisse einer erneuten Speicheroptimierung analog zu Abbildung 4.5 eingetragen. In der Spalte "Volllast" wurden die Energiebedürfnisse eingetragen, die mit den Speicherkonfigurationen erreicht wurden, die im Volllasteinsatz die optimalen Speicherkonfigurationen darstellten. Tabelle 5.4: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 50 % Modelliert

Fahrer A

Fahrer B

Optimiert

Volllast

Optimiert

Volllast

Optimiert

Volllast

a) 50%

b) 50%

b) 50%

a) 50%

b) 50%

a) 50%

ZD0 [bar]

100

130

90

100

110

120

VZD [Liter]

40

30

30

25

25

30

KonZwi [kJ]

613,7

628,9

667,7

676,8

591,7

604,0

LS [kJ]

769,9

769,9

787,4

787,4

670,1

670,1

Ersparnis [%]

20,3

18,3

15,2

14,0

11,7

9,9

Lastfall

80

5. Testfahrten und Ergebnisse

Die Ergebnisse zeigen, dass in allen Fällen mit dem Konstantdruck-Zwischendruck-System Ersparnisse zu erzielen sind. Hierbei zeigen sich konsequenterweise Abweichungen der Ersparnisse zwischen neuoptimierten Speicherkonfigurationen und den Speicherkonfigurationen des Volllasteinsatzes, wobei die niedrigste Ersparnis bei Fahrer B bei 9,9 % liegt. Die Abweichung zwischen dem modellierten Arbeitszyklus und den von Fahrer A verringert sich zu einem Wert von 3,1 % im Vergleich zum Volllasteinsatz mit 12,6 %. Der Grund hierfür ist, dass die Kraftabweichung des Löffels während des Entleerens zwischen modellierten Arbeitszyklus und den von Fahrer A nicht mehr so groß sind, wie es im Volllasteinsatz der Fall war. In Tabelle 5.5 werden die Ergebnisse der Teillastuntersuchung bei 75 % dargestellt. Die Spalten "Optimiert" und "Volllast" nehmen dabei die gleiche Bedeutung wie in Tabelle 5.4 ein. Tabelle 5.5: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 75 % Modelliert

Fahrer A

Fahrer B

Optimiert

Volllast

Optimiert

Volllast

Optimiert

Volllast

b) 75%

a) 75%

b) 75%

a) 75%

b) 75%

a) 75%

ZD0 [Liter]

110

130

80

100

100

120

VZD [bar]

35

30

20

25

25

30

KonZwi [kJ]

672,6

700,8

720,6

755,7

688,5

701,2

LS [kJ]

849,8

849,8

870,7

870,7

763,9

763,9

Ersparnis [%]

20,9

17,5

17,2

13,2

9,9

8,2

Lastfall

Wiederum zeigen alle Ergebnisse des Kontant-Zwischendruck-Systems positive Ersparnisse gegenüber dem Load-Sensing-System. Im Vergleich zur Teillastuntersuchung bei 50 % der Masse fallen jedoch die Ersparnisse im Mittel geringer aus. Dies lässt sich dadurch erklären, dass mit steigendem Lastdruck und gleichbleibender Load-Sensing-Differenz die Verluste des LS-Systems verringert werden. Auch ist aus Tabelle 5.4 und Tabelle 5.5 zu entnehmen, dass mit den Druckspeicherkonfigurationen des Volllasteinsatzes ebenfalls Einsparungen im Teillastbereich zu erreichen sind. Dies stellt eine wichtige Erkenntnis dar, da somit eine Aussage über die Einsatzfähigkeit des Konstantdruck-Zwischendruck-Systems außerhalb des Volllasteinsatzes getroffen werden kann. Die Ersparnisse der Teillastuntersuchungen fallen deutlich höher aus, als die Ersparnisse der Volllastuntersuchung. Dies ist einzig auf die reduzierte Load-Sensing-Druckdifferenz des LS-Systems zurückzuführen, da sich die Hydraulikpumpen im Sättigungsbereich befinden.

81

6. Zusammenfassung und Ausblick

6 Zusammenfassung und Ausblick Im Forschungsvorhaben „Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwischendruckleitung – KonZwi“ wurde am Beispiel eines Radladers ein neues Hydrauliksystem für den effizienten Betrieb von Hydraulikzylindern in einem Konstantdrucksystem entwickelt. In Kapitel 2 wurde gezeigt, wie auf Basis der Messungen repräsentativer Lastprofile eines Radladers ein validiertes Simulationsmodell erzeugt wurde, welches sowohl die Kinematik als auch die Hydraulik des Radladers abbildet. Auf Basis der Messergebnisse und dieses Modells konnte eine Steuerstrategie entwickelt werden (Kapitel 4). Dazu wurde mit Hilfe eines Optimierungsalgorithmus zunächst die optimale Sequenz an Schaltzuständen ermittelt, um den vorgegebenen Lastzyklus so effizient wie möglich durchfahren zu können. Diese erste Potenzialabschätzung zeigte eine Effizienzsteigerung von 20% für den betrachteten Zyklus. Mit Hilfe der Simulation konnte ein validiertes Modell des neuen Systems erstellt werden und der von der Offline-Optimierung abgeleitete Online-Optimierungsalgorithmus in der Simulation getestet werden, was eine Energieersparnis von 13% zeigte. Die Validierung des neuen Systems konnte erfolgen, da die für das KonZwi-System verwendeten Ventilblöcke vermessen und die Kennlinien aufgezeichnet wurden, wie in Kapitel 3 beschrieben. Des weiteren wird in diesem Abschnitt beschrieben, wie der Umschaltvorgang zwischen den Schaltstufen während einer Zylinderbewegung optimiert werden kann. Kapitel 5 beschreibt den Aufbau des Ventilsystems und des Steuerungssystems in den Versuchsträger. Erste Tests zur Regelung der Zylinder konnten zeigen, dass auch während der Bewegung ein ruckfreies Umschalten möglich ist. Weiterhin wurde eine Abschätzung des Kraftstoffverbrauchs durchgeführt, welche eine jährliche Einsparung von 1.058 L Dieselkraftstoff erwarten lässt. Als weiteres Anwendungsfeld des KonZwi-Systems wird ein Bagger empfohlen, hier zeigen erste (statische) Berechnungen ein Einsparpotenzial von über 20%. Die Forschungsarbeiten haben gezeigt, dass ein starres Hochdruckniveau große Drosselverluste beim Teillastbetrieb erzeugt und diese Verluste durch viel Rekuperation und effizienter Rückführung dieser Energie in das System wieder ausgeglichen werden muss. Diese Erkenntnis ist nicht überraschend, sollte jedoch die langfristige Zielstellung eines integrierten Ein-Kreis-Systems vor Augen führen, in dem (beim Beispiel des Radladers) Fahr- und Arbeitsantrieb in einem Hydraulikkreis eingebettet sind. Dies wäre ein Konstantdrucksystem mit sekundärgeregeltem Fahrantrieb und eine Zwischendruckleitung zur effizienten Steuerung der Hydraulikzylinder. In Abschnitt 5.2 wird gezeigt, dass der Zeitanteil vom Arbeiten nur die Hälfte der Gesamtzeit ausmacht, in der übrigen Zeit fährt der Radlader. Um dieses System effizienter zu gestalten, muss der Fahrantrieb näher untersucht und in die Effizienzbetrachtung mit einbezogen werden.

82

Abbildungsverzeichnis

Abbildungsverzeichnis Abbildung

1.1:

Entwicklung

der

hydraulischen

Steuerungssysteme

für

mobile

Arbeitsmaschinen nach [Dju07] ............................................................................................. 3 Abbildung 1.2: Zeitschiene zur Entwicklung der Hybridantriebe für mobile Arbeitsmaschinen (aus [Thi11]) .......................................................................................................................... 5 Abbildung 1.3: Das an der TU Braunschweig entwickelte System mit Pumpe/Motor-Einheit (4) zum Laden des Speichers ................................................................................................ 6 Abbildung 1.4: Das von [Ind10] vorgestellte System aus mehreren Hydrotransformatoren zur Wandlung der Drücke ............................................................................................................ 6 Abbildung 1.5: Reach Stacker mit Rekuperationsmöglichkeit aus Arbeitshydraulik und Transformation über einen Hydrostaten ................................................................................ 7 Abbildung 1.6: Pro Druckniveau je ein 2/2-Wege Proportionalventil zur Versorgung einer Zylinderkammer..................................................................................................................... 7 Abbildung 1.7: Das an der Helsinki University of Technology entwickelte System unter Nutzung der Digitalhydraulik .................................................................................................. 8 Abbildung 1.8: Mögliche Systementwürfe für den Einsatz der digitalen Pumpe nach [Lin09a] 8 Abbildung 1.9: Schematische Darstellung des Mehrkammer-Zylinders ................................. 9 Abbildung 1.10: Das Load Sensing-System mit aktiver Regeneration (ARLS) ....................... 9 Abbildung 1.11: Schaltschema eines Konstantdrucksystems mit Zwischendruckleitung (KonZwi) ...............................................................................................................................13 Abbildung 1.12: Maximalkräfte und Verluste bei der Stufe HD-ZD........................................14 Abbildung 2.1: Abmessungen des Radladers nach [Pau10] .................................................16 Abbildung 2.2: Palettentransport nach [VDI02] .....................................................................21 Abbildung 2.3: Bockschaltbild für den Messaufbau ...............................................................22 Abbildung 2.4: Schaltplan mit Messstellen............................................................................22 Abbildung 2.5: Messergebnis Y-Zyklus.................................................................................23 Abbildung 2.6: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang .........................................24 Abbildung 2.7: Messergebnis Palettenfahrt - Beladezyklus ..................................................25 Abbildung 2.8: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang ........................................26 Abbildung 2.9: Messergebnisse Palettenfahrt - Entladevorgang ...........................................26 Abbildung 2.10: Energiebedarf hydraulischer Schaltungskonzepte ......................................28 Abbildung 2.11: Messergebnisse von Systemdruck und Load-Sensing-Druck......................28 Abbildung 2.12: DSHplus Simulationsmodell der Arbeitshydraulik ........................................29 Abbildung 2.13: MOBILE Simulationsmodell der Radladerkinematik und –mechanik ...........30 Abbildung 2.14: Simulationsmodell der Arbeitshydraulik mit eingebettetem Mechanikmodell .............................................................................................................................................31 83

Abbildungsverzeichnis Abbildung 2.15: Vergleich von Simulations- und Messergebnissen des Ausgangssystems ..32 Abbildung 3.1: Grundlegendes hydraulisches Schaltungskonzept ........................................33 Abbildung 3.2: KonZwi-Schaltungskonzept in der späteren Anwendung ..............................35 Abbildung 3.3: Gesamtaufbau KonZwi-System  Radlader ................................................36 Abbildung 3.4: Vorder- und Rückansicht des KonZwi-Steuerblocks .....................................37 Abbildung 3.5: Aufbau des KonZwi-Steuerblocks .................................................................37 Abbildung 3.6: Reales Muster des KonZwi Steuerblocks ......................................................38 Abbildung 3.7: PRM7 mit OBE und ohne Positionserfassung ...............................................38 Abbildung 3.8: Kennfeld Proportionalventil ...........................................................................39 Abbildung 3.9: Druckverlustcharakteristik Schaltventil ..........................................................40 Abbildung 3.10: Aufbau des Prüfstands................................................................................41 Abbildung 3.11: Anbindung des Hubzylinders an den Prüfstand...........................................41 Abbildung 3.12: Schematischer Aufbau der Prüfstandsmessungen ......................................43 Abbildung 3.13: Messdatenerfassungssystem ......................................................................43 Abbildung 3.14: Messschrieb der Kennfeldregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer .............................................................................................................................................44 Abbildung 3.15: Messschrieb der Kennfeldregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer .............................................................................................................................................45 Abbildung 3.16: Kennfeld bei 800 kg Schaufelzuladung und einer Soll-Geschwindigkeit von .............................................................................................................................................46 Abbildung 3.17: Messschrieb der Positionsregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer .............................................................................................................................................46 Abbildung 3.18: Ideales und reales Verhalten eines Proportionalventils ...............................47 Abbildung 3.19: Steuerungskonzept A ohne Bussystemanbindung der Ventile ....................48 Abbildung 3.20: Steuerungskonzept B mit lokalen CANopen-Knoten am Hydrauliksteuerblock .............................................................................................................................................48 Abbildung 3.21: Steuerungskonzept C mit CANopen-fähiger Elektronik direkt am Ventil ......49 Abbildung 4.1: Grundsätzlicher Aufbau der Steuerung .........................................................50 Abbildung 4.2: Schaltsequenz in einem Beispiel-Lastprofil ...................................................52 Abbildung 4.3: Pareto-optimale Schaltentscheidungen .........................................................54 Abbildung 4.4: Ergebnisse der Pareto-Optimierung für den Y-Zyklus ...................................55 Abbildung 4.5: Ergebnis der Pareto-Optimierung für Speicherparameter .............................56 Abbildung 4.6: Modellierung der Last und des Zwischendruckspeichers ..............................57 Abbildung 4.7: Optimierte Streckenlängen der einzelnen Schaltstufen .................................58 Abbildung 4.8: Simulationsergebnisse für das KonZwi-System ............................................58 Abbildung 4.9: Vereinfachtes Zustandsdiagramm eines Druckstufenwechsels .....................60 Abbildung 4.10: Simulationsumgebung mit Ansteuerung über Zustandsautomaten..............61 84

Tabellenverzeichnis Abbildung 4.11: Simulierter Y-Zyklus eines Radladers .........................................................62 Abbildung 4.12: Simulationsergebnisse von Zylinderpositionen und Schaltzuständen ..........62 Abbildung 4.13: Simulationsergebnisse des hydraulischen Energiebedarfs..........................63 Abbildung 4.14: Kopplung von virtuellem Radladermodell und Steuerungsprogramm ..........64 Abbildung 4.15: Struktur des Steuerungsprogrammes .........................................................65 Abbildung 4.16: Simulationsergebnisse mit mittlerern Beladung (600 kg) .............................66 Abbildung 5.1: Schaltungsaufbau, Plan 1: Pumpen und KonZwi-Blöcke...............................67 Abbildung 5.2: Schaltungsaufbau, Plan 2: LS-Ventile und Verbraucher................................68 Abbildung 5.3: Gesamtansicht der Versuchsanlage am Vergleichsfahrzeug ........................68 Abbildung 5.4: Seitenansicht in Fahrtrichtung links...............................................................69 Abbildung 5.5: Ventilgruppe .................................................................................................69 Abbildung 5.6: KonZwi - Versuchsmontage ..........................................................................70 Abbildung 5.7: Komplett montiertes KonZwi-System ............................................................70 Abbildung 5.8: Motor mit zweiter Verstellpumpe und installiertem Messequipment ..............71 Abbildung 5.9: Druckseite zweite Verstellpumpe mit installierter Messtechnik ......................71 Abbildung 5.10: Die Bedienerbox mit der Einschaltlogik als zentrales Schalt- und Überwachungselement .........................................................................................................72 Abbildung 5.11: Die Steuerung ist auf der Montageplatte aufgebaut und gibt alle Steuersignale aus.................................................................................................................73 Abbildung 5.12: Verhalten des PID-Reglers mit optimierter Parametrierung .........................74 Abbildung 5.13: Unterteilung des untersuchten Lastzyklus in Arbeits- und Fahranteile ........75 Abbildung 5.14: Arbeitszyklen [Hol98] ..................................................................................76 Abbildung 5.15: Volllasteinsatz Fahrer A ..............................................................................78

85

Tabellenverzeichnis

Tabellenverzeichnis Tabelle 1.1: Kategorien der Patentklassifizierung .................................................................10 Tabelle 1.2: Ergebnisse der Patentrecherche .......................................................................11 Tabelle 2.1: Abmessungen des Radladers [in mm]...............................................................17 Tabelle 2.2: Kraftübertragung des Radladers .......................................................................17 Tabelle 2.3: Technische Daten der Achsen ..........................................................................18 Tabelle 2.4: Technische Daten der Lenkung ........................................................................18 Tabelle 2.5: Bremsen des Radladers....................................................................................18 Tabelle 2.6: Elektrische Anlage des Radladers ....................................................................18 Tabelle 2.7: Gewichte ...........................................................................................................18 Tabelle 2.8: Ladeanlage .......................................................................................................19 Tabelle 2.9: Nutzlast mit Hubgabeln nach EN 474-3 ............................................................19 Tabelle 2.10: Motor Abgasnorm COM 3 (ab BJ 2008 eingesetzt) .........................................19 Tabelle 2.11: Bereifung ........................................................................................................19 Tabelle 2.12: Maximaler Geräuschemmissionswert dB(A)....................................................19 Tabelle 2.13: Bewegungsabschnitte nach [VDI02]................................................................20 Tabelle 2.14: Bewegungsablauf Y-Zyklus .............................................................................23 Tabelle 2.15: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang............................................24 Tabelle 2.16: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang...........................................25 Tabelle 3.1: Ausgesuchte Werte aus dem Messschrieb .......................................................45 Tabelle 5.1: Kraftstoffverbrauch und Zeitanteile der Abschnitte ............................................75 Tabelle 5.2: Gegenüberstellung der untersuchten Arbeitszyklen ..........................................77 Tabelle 5.3: Gegenüberstellung der Volllasteinsätze ............................................................79 Tabelle 5.4: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 50 %..............................................80 Tabelle 5.5: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 75 %..............................................81

86

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