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Schlussbericht zum Forschungsprojekt
Effizienzsteigerung eines Konstantdruck-systems 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)
i
Kurzfassung
Das Forschungsprojekt „Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwi-
schendruckleitung – KonZwi“ hatte zum Ziel, ein neues Hydrauliksystem zum effizienten Be-
trieb von Hydraulikzylindern in mobilen Arbeitsmaschinen zu entwickeln. Dieses System be-
steht aus einer Konstantdruckleitung (Hochdruckleitung), einer Tankleitung und einer Zwi-
schendruckleitung, 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 indivi-
duell 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 reprä-
sentative Lastprofile aufgenommen. Auf dieser Basis dieser Messungen wurde eine Steu-
erstrategie entwickelt und auf einer Steuerung programmiert. Ein mit Hilfe der Messergeb-
nisse validiertes Simulationsmodell wurde mit dem Programmcode der Steuerung gekoppelt
und die Steuerungsalgorithmen optimiert und die Energieeinsparung in der Simulation er-
fasst. 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 intermedi-
ate 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 cou-
pling the simulation model to the control code of the programmable logic control a virtual de-
velopment environment was set up to test and optimize the control strategy. Using the ex-
ample 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.
iii
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
2 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
3 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
4 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
5 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
6 Zusammenfassung und Ausblick ..............................................................................82
Abbildungsverzeichnis ......................................................................................................83
Tabellenverzeichnis ...........................................................................................................86
iv
Quellenverzeichnis .............................................................................................................87
v
1. Einleitung
1
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 - ge-
trieben durch die Entwicklungen im PkW-Bereich – viele Anwendungsfelder in den mobilen
Arbeitsmaschinen gefunden. Die Forschungsaktivitäten konzentrieren sich dabei neben ge-
eigneten Antriebsstrangkonfigurationen, Speicherwahl und Betriebsstrategien auf die Erset-
zung konventioneller hydraulischer oder mechanischer Antriebe durch elektrische Einheiten.
Durch die Weiterentwicklungen auf dem Gebiet der Leistungselektronik ist es heute problem-
los 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 Leis-
tungsübertragung in vielen Anwendungen unverzichtbar sind. Insbesondere bei der Übertra-
gung hoher Leistungen in Linearbewegungen mittels Hydraulikzylindern sind sinnvolle elekt-
rische 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 Publi-
kationen wird in Abgrenzung zu elektrischen Hybriden deshalb auch von hydriden Antriebs-
strängen gesprochen).
Neben der Möglichkeit zur Rekuperation potenzieller oder kinetischer Energie durch einen
Speicher, müssen hybride Antriebsstränge im Betrieb einen höheren Wirkungsgrad aufwei-
sen als Standards
ysteme, um höhere Investitionskosten für Speicher, Steuerung und Komponenten zu recht-
fertigen. Höhere Systemwirkungsgrade können durch eine Verbesserung der leistungsre-
gelnden und leistungswandelnden Komponenten oder durch eine optimierte Antriebs-
strangstruktur erzielt werden.
Seit ihrer Entwicklung in den 80er Jahren des letzten Jahrhunderts waren Konstantdrucksys-
teme 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 vergleichswei-
se 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 ho-
he Druckschwankungen abfangen bzw. in gewissen Grenzen halten soll (man spricht des-
halb 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 Sys-
tem fördern können, so dass es im Speicher für eine spätere Nutzung gespeichert werden
kann. Zahlreiche Forschungsarbeiten zu diesem Thema haben dieses System daher als be-
sonders geeignet identifiziert, zumal es aufgrund seiner einfachen Struktur erlaubt, die be-
sonders 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 Hybridi-
sierung positiven Eigenschaften dieses Systems ist die Sekundärregelung neben den derzeit
1. Einleitung
2
noch hohen Investitionskosten aus konstruktiver Sicht keine realistische Antriebsalternative
für bestimmte Maschinentypen, da das Prinzip der Sekundärregelung nicht auf Linearver-
braucher 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 komponentensei-
tig 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 marktrei-
fen Lösungen zu akzeptablen Preisen zu erwarten ist.
Im Verbundprojekt „Effizienzsteigerung durch ein Konstantdrucksystem mit Zwischendruck-
leitung – KonZwi“ wird ein alternativer Ansatz untersucht, der eine effiziente Integration von
Hydraulikyzlindern in Konstantdrucksystemen ermöglicht und dies unter Verwendung han-
delsüblicher 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 Zylinder-
steuernden Proportionalventile angelegt werden. Ziel dieses Projektes war es, das Energie-
einsparpotenzial 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, so-
wie Neuentwicklungen und Prototypen, welche die Möglichkeit der Rekuperation aus der
Arbeitshydraulik vorweisen können. Da es sich bei diesen Systemen um hydraulische Hybri-
de 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 Arbeitsmaschi-
nen gibt es unterschiedliche Konzepte, welche sich in Speisung und Steuerungsart unter-
scheiden. Dabei wird in der Art der Speisung zwischen aufgeprägtem Druck und aufgepräg-
tem Volumenstrom unterschieden. Innerhalb dieser beiden Grundprinzipien können Steue-
rungssysteme nach ihrer Steuerungsart unterschieden werden, welche grundsätzlich in zwei
Gruppen eingeteilt werden kann: Widerstandssteuerungen oder Verdrängersteuerungen.
Heutige Steuerungssysteme für Hydraulikzylinder in mobilen Arbeitsmaschinen werden aus-
schließlich auf Basis von Widerstandssteuerungen betrieben, Konzepte zur Verdrängersteu-
erung 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 Steuerungssyste-
me 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
1. Einleitung
3
ermöglichen den Parallelbetrieb mehrerer Verbraucher, erzeugen jedoch auch hohe Verlus-
te.
Eine für die Steuerung mobiler Arbeitsmaschinen bedeutende Entwicklung war die Bedarfs-
stromregelung, welche sehr bald unter dem Namen „Load Sensing“ („Last fühlend“) Verbrei-
tung fand. In seiner einfachsten Ausführung, dem Open Center Load Sensing System (O-
CLS) wird ein Ventilblock von einer Konstantpumpe gespeist. Am Eingang dieses Ventil-
blocks 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 Regeldruckdif-
ferenz der Eingangsdruckwaage entspricht und das System einen stationären Zustand er-
reicht. Durch die proportionale Variierung des Öffnungsquerschnitts des Steuerventils wird
der hydraulische Widerstand verändert, so dass dieser stationäre Zustand je nach Bedien-
erwunsch 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 die-
sem Verbraucher sofort zu höheren Verschließkräften der Eingangsdruckwaage führen und
somit zu einer Erhöhung des Systemdrucks. Nachteilig an diesem System ist der hohe Vo-
lumenstrom, welcher vor allem bei hohen Einzellasten und geringem Volumenstrombedarf zu
einem schlechten Wirkungsgrad des Systems führt sowie die Beschränkung der lastunab-
hängigen 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 Arbeitsmaschi-
nen 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 inte-
griert und schwenkt die Pumpe in Neutralstellung der Ventile fast vollständig zurück, so dass
1. Einleitung
4
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 Pum-
penregelung verwendet wird. Bei Betätigung eines Steuerventils wird der Lastdruck des Ver-
brauchers mit der LS-Leitung verbunden, so dass die Pumpendruckwaage aus der Gleich-
gewichtslage 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 Steuer-
ventil 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 Rege-
lung des Pumpenschwenkwinkels abrückt und zu einer Steuerung übergeht (offene Steuer-
kette). Das Signal für die Einstellung des Pumpenschwenkwinkels wird von einer elektroni-
schen Steuerung berechnet und entspricht einer Soll-Volumenstromanforderung des Bedie-
ners. 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 Sys-
temen 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 Volumen-
strom 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 Druck-
abfall 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. Auf-
grund der prädominanten Rolle der Automobilindustrie sind Entwicklungen im Bereich hybri-
der Antriebsstränge vornehmlich durch elektrische Antriebsvarianten geprägt. Weiterhin be-
schränkt sich die Hybridisierung in den meisten Fällen auf den Fahrantrieb aufgrund der
schwierigen Leistungswandlung aus der Arbeitshydraulik. Abb. 1.2 zeigt auf einer Zeitschie-
ne 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 hydrauli-
schen Hybriden sind alleine der Harvester 405 H2 von HSM sowie das Pactronic-System von
Liebherr mit entsprechenden Rekuperationsmöglichkeiten für die Arbeitshydraulik ausgestat-
tet. Die Arbeitshydraulik des HSM 405 H2 besteht aus einem LS-Kreis zur Versorgung des
Kransteuerblocks und eines Konstantdrucksystems für den Harvesterkopf. Durch ein Lade-
und Entladeventil kann im Konstantdruckkreis ein Hydraulikspeicher be- oder entladen wer-
1. Einleitung
5
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 einge-
setzt 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 hyd-
raulischen hybriden Anwendungen werden im Folgenden nur jeweils die für das Forschungs-
vorhaben relevanten Publikationen genannt. Hierbei sollen aufgrund der besseren Übersicht-
lichkeit Arbeiten an Forschungsinstituten und Patentveröffentlichungen getrennt betrachtet
werden.
1.2.1 Arbeiten an Forschungsinstituten
An Forschungsinstituten wurden ebenso Forschungsarbeiten zur Hybridisierung der Arbeits-
hydraulik mobiler Arbeitsmaschinen durchgeführt. Am Institut für Landmaschinen und Fluid-
technik der TU Braunschweig wurde ein System zur Energierückgewinnung entwickelt, wel-
ches über einen an der Motorwelle angebrachten Hydrostaten einen Speicher be- oder ent-
laden konnte [Ste10].
1. Einleitung
6
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 Bag-
gers 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 Enginee-
ring 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.
1. Einleitung
7
Abbildung 1.5: Reach Stacker mit Rekuperationsmöglichkeit aus Arbeitshydraulik und Trans-
formation 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 Wellen-
kraftwerk [Han12].
An der Universität Tampere in Finnland wurde ein Ventilsystem entwickelt, welches pro Ver-
braucher 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% reku-
periert werden.
Abbildung 1.6: Pro Druckniveau je ein 2/2-Wege Proportionalventil zur Versorgung einer Zy-
linderkammer
1. Einleitung
8
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 Effizienz-
steigerungen von bis zu 14,8% nachgewiesen werden. Aufgrund der fehlenden Druckanpas-
sung wird die Nutzung mehrerer Speicher mit unterschiedlichen Vorspanndrücken empfoh-
len.
Abbildung 1.7: Das an der Helsinki University of Technology entwickelte System unter Nut-
zung 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 ermög-
licht 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.
1. Einleitung
9
Abbildung 1.9: Schematische Darstellung des Mehrkammer-Zylinders
Dieses System wird mit der an der University of Tampere entwickelten Digitalhydraulik ge-
steuert und wurde von der Firma Norrhydro als Anwendung in einer Forstmaschine zur Se-
rienreife 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 Tiefsetzstel-
lers 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 han-
delt 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 ver-
glichen. Energieeinsparung bis zu 10% konnten nachgewiesen werden.
Abbildung 1.10: Das Load Sensing-System mit aktiver Regeneration (ARLS)
1. Einleitung
10
1.2.2 Patentveröffentlichungen
Die im folgenden aufgeführte Übersicht über Patentveröffentlichungen zeigt die Klassifizie-
rungen unterschiedlicher hybrider Hydrauliksysteme, welche den Systemwirkungsgrad durch
Rückgewinnung von Energie oder durch Minimierung systembedingter Drosselverluste erhö-
hen. Die Klassifizierung erfolgt dabei mit den in Tabelle 1.1 aufgeführten Kriterien.
Tabelle 1.1: Kategorien der Patentklassifizierung
Energierückgewinnung
In dieser Kategorie sind alle Patente enthalten, die Energie
aus der angetriebenen Mechanik zurückgewinnen können;
z.B. Potentielle Energie beim Absenken einer Last.
Energieumwandlung
hydraulisch-mechanisch
Erfolgt nach der Energierückgewinnung die Energieübertra-
gung auf andere Komponenten mechanisch, sind die Paten-
te in dieser Kategorie.
Speicherung in Druck-
tank
In dieser Kategorie sind alle Patente enthalten, welche die
zurückgewonnene Energie in einem hydraulischen Druck-
speicher zwischenspeichern können.
Speicherung in anderer
Form (elektrisch)
Hier sind alle Patente eingeordnet, welche die zurückge-
wonnene Energie in anderer Form z.B. elektrisch in einer
Batterie speichern.
Steuerung über Ver-
drängereinheit
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.
Parallel-
/Serienschaltung
Bei diesen Systemen können die verschiedenen Verbrau-
cher entweder parallel oder in Reihe geschaltet werden.
Druckerhöhung über
Doppelzylinder
Durch die Verwendung von zwei parallel geschalteten, me-
chanisch fest miteinander verbundenen Zylindern kann der
Druck transformiert und in den Speicher gedrückt werden.
Speicherausgang an die
Saugseite der Pumpe
Eine weitere Möglichkeit, die Energie aus dem Speicher
möglichst verlustfrei zu nutzen, ist die Zuschaltung des
Speichers an die Saugseite der Pumpe
Druckübersetzung auf
höheres Niveau
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 Ver-
braucher damit zu versorgen.
Hydraulischer Transfor-
mator
Mit Hilfe eines hydraulischen Transformators ist es möglich
hydraulische Leistung zu wandeln, wobei entweder der Vo-
lumenstrom 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.
1. Einleitung
11
Tabelle 1.2: Ergebnisse der Patentrecherche
Patentnummer
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rau
lisch
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Tra
nsfo
rma
tor
DE 10 2005 060 990 A1 + + +
DE 10 2007 054 035 A1 + + + +
DE 102 97 541 T5 + +
DE 103 15 071 A1 + + + +
DE 103 42 459 A1 + + +
DE 11 2004 002 171 T5 + +
DE 699 20 452 T2 + + +
EP 1 433 648 A2 + +
EP 2 071 196 A1 + + +
JP 2006 125566 A + + +
JP 2006 258291 A + +
JP 2007 032799 A + + +
JP 2007 040393 A + + + + +
JP 2007 327527 A + + +
JP 2008 128464 A +
JP 2008 232307 A + + +
JP 2008 275101 A + + +
JP 2009 127643 A + + +
JP 2010 048343 A + + +
JP 2010 048366 A + + +
JP 2010 053969 A + + +
JP 2010 084888 A + + + + + +
US 2004/0060430 A1 + +
US 2004/0107699 A1 + + + +
US 2007/0044462 A1 + + + +
US 2007/0175209 A1 + + +
US 2008/0104955 A1 + + + + + +
US 2008/0110166 A1 + +
US 2009/0000290 A1 + + + + + +
1. Einleitung
12
Patentnummer
En
erg
ierü
ckg
ew
innu
ng
En
erg
ieum
wa
nd
lung
hydra
u-
lisch -
me
cha
nis
ch
Sp
eic
heru
ng
in D
ruckta
nk
Sp
eic
heru
ng
in a
nd
ere
r F
orm
(ele
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isch)
Ste
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run
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ber
Ve
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l- /
Serie
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Dru
ckerh
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un
g ü
be
r D
op
pe
l-
zylin
de
r
Sp
eic
hera
usg
an
g a
n S
aug
sei-
te
Dru
cküb
ers
etz
ung a
uf hö
he-
res N
ive
au
Hyd
rau
lisch
er
Tra
nsfo
rma
tor
US 2009/0025379 A1 + + +
US 2009/0288408 A1 + +
US 5 477 677 A + + +
US 6 266 959 B1 + + +
US 6 434 864 B1 + + +
US 6 467 264 B1 +
US 6 655 136 B2 + +
US 6 725 581 B2 + + +
US 7 007 465 B2 + +
US 7 100 371 B2 + +
US 7 249 457 B2 + + +
US 7 269 944 B2 + + +
US 7 434 391 B2 + + +
WO 1996/013669 A1 + +
WO 1999/002865 A1 + +
WO 2006/088399 A1 + +
WO 2007/079935 + + + +
WO 2008/143568 A1 + +
1.3 Aufgabenstellung
Das Verbundvorhaben Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwi-
schendruckleitung 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 Re-
kuperation potenzieller Energie und ist somit geeignet in hybriden hydraulischen Antrieb-
strängen 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 Sys-
tem ist schematisch in Abbildung 1.11 dargestellt und benötigt neben der erwähnten Zwi-
1. Einleitung
13
schendruckleitung mit Speicher zusätzlich zwei 3/2-Wege-Schaltventile und ein Proportional-
ventil 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 Zwischen-
druckspeichers an die Saugseite der Pumpe ermöglicht, was aufgrund der niedrigeren anlie-
genden Druckdifferenz einen geringeren Energiebedarf der Pumpe zur Folge hat. Damit er-
geben 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 Ge-
schwindigkeitsregelung zu erreichen. Drucksensoren, die an die Kolben- und Ringseite des
Zylinders angeschlossen sind, erfassen den auf den Zylinder wirkenden Lastdruck. Zusätz-
lich 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 er-
mitteln. 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 entnom-
men 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 Be-
1. Einleitung
14
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 Zwi-
schendruck müssen also bei gegebenem Lastfall so gewählt werden, dass die Verluste mi-
nimal werden.
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 entspre-
chende zusätzliche Komponenten in Form von Speicher und Ventilen, um es effizient betrei-
ben zu können. Das Projektkonsortium, bestehend aus der ARGO-HYTOS GmbH, der FLU-
IDON GmbH, dem Lehrstuhl für Mobile Arbeitsmaschinen am Karlsruher Institut für Techno-
logie (KIT) und der Hermann Paus Maschinenfabrik GmbH hat sich zur Aufgabe gemacht,
dieses System am Beispiel eines Radladers zu entwickeln und aufzubauen. Die wesentli-
chen 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.
0
10
20
30
40
50
60
60 80
Kraft [kN]
F
HDHD ZD
Kraftverlust durch
Drosselung am Ventil
FLast
Linie maximaler Kraft
Zwischendruck [bar]
HD=150 bar
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
15
2 Schaffung einer Vergleichsbasis
Um eine Datenbasis zu schaffen in welcher festgehalten ist, welche Lasten und Geschwin-
digkeiten in der Arbeitshydraulik nötig sind, wurden zunächst Messungen an einem Ver-
suchsträger 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 ein-
gegangen. Später werden die Einsatzszenarien beschrieben und die Ergebnisse der Mes-
sungen dargestellt. Diese Ergebnisse wurden verwendet, um ein Simulationsmodell der Rad-
laderhydraulik 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 an-
passt. 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 Si-
cherheitsverglasung 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 Dieselmo-
tor. 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 au-
tomatisch zurückgenommen wird bzw. bei sinkendem Zugbedarf die Geschwindigkeit her-
aufgesetzt wird. In beiden Fällen erfolgt dieses bei optimaler Leistungsabnahme des Diesel-
motors.
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
16
Abbildung 2.1: Abmessungen des Radladers nach [Pau10]
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
17
Tabelle 2.1: Abmessungen des Radladers [in mm]
Tabelle 2.2: Kraftübertragung des Radladers
Bauart hydrostatischer Fahrantrieb
Typ Axialkolbenverstellpumpe
Axialkolbenverstellmotor
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
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
18
Tabelle 2.3: Technische Daten der Achsen
Vorderachse Planetentriebachse,mit Selbstsperrdifferential
Bauart
Hinterachse Planetentriebachse, Pendelachse mit Unter-
setzungsgetriebe und integrierter Lamellen-
bremse 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 zusätz-
lich 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
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
19
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
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
20
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 Bewe-
gungsabläufe eines Radlader zu definieren. Dies sind Palettentransport sowie Graben/Laden
in Anlehnung an [VDI02].
Palettentransport/ Y-Zyklus
Tabelle 2.13: Bewegungsabschnitte nach [VDI02]
Vorgang Fahrbewegung Arbeitsbewegung
1. Anfahren
Anfahren zur Palette und
Gabel unter die Palette
schieben
Absenken der Gabel auf
Palettenhöhe
2. Palette aufnehmen Sobald Palette angehoben
ist Rückwärtsfahrt einleiten Anheben der Gabel
3. Zurücksetzen Rückwärtsfahrt bis Aus-
gangsposition
Gabel zurückkippen und
Hubgerüst absenken in
Fahrtposition (ca. 20-30 cm
über dem Boden)
4. Palette ablegen Vorwärts anfahren zur Abla-
destelle
Gabel nach vorne in waage-
rechte Position bringen und
Hubgerüst absenken (Palet-
te absetzen)
5. Zuücksetzen Zurückfahren zur Ausgang-
position
Hubgerüst anheben in
Fahrtposition
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
21
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 wer-
den 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 weite-
ren Verarbeitung zu Verfügung. Diese Werte dienen letztendlich zur Entwicklung einer Steu-
erungsstrategie für das Konzwi-System.
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
22
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
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
23
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 ab-senken! Ggf. Schaufel weiter anheben
4. Fahrt zur Abladestel-le
Anfahren zur Abladestelle
Schaufel wird während des Anfahrens zur Abladestelle weiter angehoben bis End-position; bei Erreichen der Abladestelle Schüttgut aus-kippen
5. Zurücksetzen Zurückfahren zur Ausgangs-position
Schaufel zurück in waage-rechte 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
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
24
2.2.3 Referenzzyklus Palettenfahrt
Der Versuch zur Vermessung des Radladers wurde analog zu [Koh06] aufgebaut und durch-
geführt. Die Palettenfahrt wurde unterschieden in den Beladevorgang, bei welchem des Be-
laden 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 Fahrbewegung Arbeitsbewegung
1. Anfahren
Anfahren zur Palette und
Gabel unter die Palette
schieben
Absenken der Gabel auf
Palettenhöhe
2. Palette aufnehmen
Nach Aufnahme der Palette
Rückwärtsfahrt in Aus-
gangsposition
Anheben der Gabel und zu-
rück kippen (Gabel in Fahrt-
position)
3. Anfahren zur Ablade-
stelle
Vorwärtsfahrt bis Abladestel-
le
Hubgerüst anheben auf Ab-
ladehöhe mit gleichzeitigem
Nach-vorne-kippen der Ga-
bel in waagerechte Position
4. Palette ablegen Sobald Palette abgesetzt ist
Rückwärtsfahrt einleiten
Hubgerüst absenken und
Palette absetzen
5. Zurücksetzen Rückwärts fahren zur Aus-
gangposition
Hubgerüst absenken in
Fahrtposition
Abbildung 2.6: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
25
Abbildung 2.7: Messergebnis Palettenfahrt - Beladezyklus
Palettentransport 1: Entladevorgang
Tabelle 2.16: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang
Vorgang Fahrbewegung Arbeitsbewegung
1. Anfahren
Anfahren zur Palette und
Gabel unter die Palette
schieben
Anheben der Gabel auf Pa-
lettenhöhe
2. Palette aufnehmen Sobald Palette angehoben
ist Rückwärtsfahrt einleiten Anheben der Gabel
3. Zurücksetzten Rückwärtsfahrt bis Aus-
gangsposition
Gabel zurückkippen und
Hubgerüst absenken in
Fahrtposition (ca. 20-30cm
über dem Boden)
4. Palette ablegen Vorwärts anfahren zur Abla-
destelle
Gabel nach vorne in waage-
recht Position bringen und
Hubgerüst absenken (Palette
absetzen)
5. Zurücksetzen Zurückfahren zur Ausgangs-
position
Hubgerüst anheben in
Fahrtposition
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
26
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 erwarten-
de 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 Referenz-
system. Einerseits wurden so detaillierte Systemzusammenhänge deutlich und tiefe Einbli-
cke in das Systemverhalten möglich. Andererseits konnte durch dieses Vorgehen eine virtu-
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
27
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 Systemoptimie-
rung standen wurden Lenkungs- und Fahrantrieb bei den simulationstechnischen Untersu-
chungen 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 Komponentenbiblio-
thek 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 Redun-
danzen in den unterschiedlichen Entwicklungsphasen [Ulr06].
Innerhalb des Systemsimulationsprogrammes erfolgte eine detaillierte Modellierung der Hyd-
raulik 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 Verroh-
rung. 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 Energie-
verluste des Load-Sensing-Systems jedoch nicht auf eine konstante Load-Sensing Druckdif-
ferenz ΔpLS bezogen werden können, da diese zwar theoretisch innerhalb der LS-
Druckwaage über die Federvorspannung mit 20 bar fest eingestellt ist, sich je nach Betriebs-
zustand aber im System unterschiedlich einstellen kann.
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
28
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 Diffe-
renz zwischen Systemdruck (rote Kurve) und Load-Sensing-Druck (blaue Kurve) ergibt, je
nach Bewegung zwischen 5 bar und 20 bar variiert.
Abbildung 2.11: Messergebnisse von Systemdruck und Load-Sensing-Druck
0
100
200
300
400
500
600
700
800
0
10
20
30
40
50
60
70
80
0 10 20 30 40 50 60
We
g [m
m]
Dru
ck [
bar
]
Zeit [s]
Load-Sensing-Druck
Systemdruck
Hubzylinderweg
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
29
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 Pumpen-
verstellung 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 Lastbedin-
gungen des Systems nicht durch statische Lastzyklen oder vereinfachte Lastkraftberechnun-
gen annähern zu müssen, erfolgte eine Modellierung der Mechanik mittels Mehrkörpersimu-
lation (MKS) innerhalb des Programmes MOBILE [Kec93], siehe Abbildung 2.13.
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
30
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 ge-
samte 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 ver-
wendet, 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, wel-
ches 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 Hyd-
rauliksimulation 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 Ver-
fügung stand. Dieses eigenständige Mechanikmodul konnte dann problemlos in das Simula-
tionsmodell der Radladerhydraulik integriert werden.
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
31
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 Bewe-
gung von Hub- und Kippsystem hervorzurufen. Da die Ventilschieberpositionen jedoch mess-
technisch nicht erfasst werden konnten, musste innerhalb des Modells eine geeignete Füh-
rungsgröße geschaffen werden, um einen Vergleich von Messung und Simulation durchfüh-
ren 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, implemen-
tiert, welche die Ansteuerung der Ventilschieber übernahm. Die Generierung der Sollwert-
vorgaben 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 Bewe-
gungsgrößen der Hubzylinder, sowie die für die Energieeffizienz relevanten Werte System-
druck 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 wie-
der.
2. Schaffung einer Vergleichsbasis
32
Abbildung 2.15: Vergleich von Simulations- und Messergebnissen des Ausgangssystems
Durch das detaillierte Modell des Ist-Zustandes konnte, neben dem erhöhten Erkenntnisge-
winn über die Wirkzusammenhänge im Ausgangssystem, eine virtuelle Referenzbasis ge-
schaffen werden, welche im späteren belastbarere Aussagen über die Einsparpotenziale des
KonZwi-Systems ermöglichte.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
33
3 Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
Wie die grundlegende Idee des KonZwi-Systems beschreibt, stehen hier neben der Versor-
gungs- 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 Ver-
brauchers festgelegt.
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 gegen-
über üblichen hydraulischen Verschaltungen (Versorgen des Verbrauchers durch das Hoch-
drucksystem 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 ak-
tuelle Verbraucher- und Zwischenleitungsdruckniveau Berücksichtigung finden muss.
Das hydraulische Schaltungskonzept sollte die oben beschriebenen Verbindungen ermögli-
chen. 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
Zwischen-
druck
Hoch-
druck
Tank-
leitung
pU
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
34
aus dem Verbraucher geladen wird. Der Systemzustand ergibt sich letztendlich aus den
Drucksignalen der einzelnen Bereiche eventuell ergänzt um die Positionserfassung des Zy-
linders. Die Sensorinformationen entscheiden nicht nur über die Richtung des resultierenden
Volumenstroms sondern auch über die aktuelle Zwischenstellung des Ventilschiebers. Be-
dingt 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 ge-
wählten 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 überarbei-
tet 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 sämt-
liche Freiheitsgrade zur Verfügung. Durch den hochgradigen Einsatz der Proportionaltechnik
in sämtlichen Verbindungszweigen kann somit jede beliebige Position als auch jeder beliebi-
ge Positionswechsel angefahren werden. Spiegelt man diesen Aufbau an einem der Projekt-
ziele, nämlich ein System mit Energierückgewinnung zu schaffen, welches sich im Laufe
seiner Betriebszeit amortisiert, so muss man von dem Einsatz der Proportionaltechnik in je-
dem Verbindungszweig aus Kostengründen abweichen.
Aus diesem Grunde wurde im Rahmen der beteiligten Partner entschieden anstatt, wie dar-
gestellt 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, wer-
den 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 ge-
stellt, da nun nur noch die direkte Verbindung zum Verbraucher kontinuierlich verstellt wer-
den kann und die beiden anderen durch feste Schaltzeiten definiert sind.
Sollte den regelungstechnische Anforderungen des Systems aufgrund hoher Druckdifferen-
zen 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 Pro-
portionalventil nahezu von den Druckschwankungen entkoppelt und kann nun aufgrund der
konstant anliegenden Druckdifferenz viel mehr gesteuert als geregelt werden. Der Hinter-
grund warum dieser Lösungsansatz nicht direkt angestrebt wird ist, dass prinzipbedingt die
Druckwaage Druckverluste im System erzeugt, welche sich negativ auf die Gesamtenergie-
bilanz 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.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
35
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 wieder-
verwendet. Letztendlich zweimal jeweils in der Funktion Heben/Senken und Kippen. Die wei-
tere Funktion des Ver- und Entriegelns wird vom KonZwi-Aspekt ausgenommen da diese
Funktion nur während eines Werkzeugwechsels genutzt wird und hierbei nur geringe Ener-
giemengen Verwendung finden, so dass an dieser Stelle bzw. in dieser Funktion kein nen-
nenswertes 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)
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
36
Abbildung 3.3: Gesamtaufbau KonZwi-System Radlader
Heben / Senken
Kippen
Ver-/ Entriegeln
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
37
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
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
38
Abbildung 3.6 zeigt schlussendliche Umsetzung vom Schaltplan über den virtuellen Prototy-
pen 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 dar-
gestellt 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. Zylin-
der/Kolbenboden) und gleichzeitig die Rücklaufseite des Verbrauchers (z.B. Zylin-
der/Stangenseite) mit der Niederdruckseite zu verbinden. Im KonZwi System stehen als
Hochdruckseite die direkte Versorgung der Pumpe als auch der Zwischendruck zur Verfü-
gung, als Niederdruckseite die Tankleitung wie auch die Zwischendruckleitung. Welche Lei-
tungen 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 Po-
sitionserfassung. 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 zwi-
schen Ansteuersignal (generiert aus der Mobilsteuerung) und dem sich ergebenden Volu-
menstrom in Abhängigkeit der anliegenden Druckdifferenz bekannt sein. Damit das Ventil
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
39
beim Umschalten des KonZwi-Systems entsprechend angesteuert werden kann ist der an-
gesprochene Zusammenhang explizit für das verwendete Ventil experimentell erfasst wor-
den.
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 ab-
hängig 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 müs-
sen und zur Erfassung dieser sowie der Bewegungsrichtung wiederum ein Sensor ins Sys-
tem 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 verant-
wortlich sind werden ebenfalls messtechnisch erfasst. Im Vergleich zu den Proportionalventi-
len 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 Vo-
lumenstroms erfasst. Das Ergebnis ist in Abbildung 3.9 aufgeführt.
Beide Charakteristiken werden in der Steuerstrategie berücksichtigt und somit auch in die
Mobilsteuerung integriert.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
40
Abbildung 3.9: Druckverlustcharakteristik Schaltventil
3.1.4 Aufbau des Komponentenprüfstandes (Mobima)
Um die Umschaltvorgänge zwischen den verschiedenen Schaltstufen zu testen und zu opti-
mieren, 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 3/2-
Wege 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 ein-
stellt. 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 Schlauchlei-
tungen und Schnellkupplungen die Hubzylinder des Radladers in den Prüfstand eingebun-
den. 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.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
41
Abbildung 3.10: Aufbau des Prüfstands
Abbildung 3.11: Anbindung des Hubzylinders an den Prüfstand
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
42
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 an-
gegeben. Das Ventilsignal wird in Prozent angegeben, dabei entsprechen 0 % einem Signal
von 12 mA, der Ventilschieber befindet sich in Neutralstellung. Ein Wert von 100 % ent-
spricht einem Signal von 20 mA und einer maximalen Steuerkantenöffnung in die eine Rich-
tung, -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 Druck-
sensoren erfasst. Diese liefern, genau wie der Temperatursensor, ein analoges Spannungs-
signal. Für das gesamte System ist nur ein Abstandssensor vorgesehen, daher wird dieser
für die Regelung und die Messung verwendet. Das analoge Spannungssignal des Abstands-
sensors wird parallel an die Steuerung und die Messtechnik geleitet. Die Zustände der
Schaltventile können direkt von der Steuerung abgegriffen werden. Das Signal für die Mes-
sungen 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 Proportionalven-
til 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 Ven-
tilsignal für das Proportionalventil beschaltet. Als Verbraucher wird ein Widerstand einge-
bunden 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 über-
tragen und mit der Software LabView mit einer Frequenz von 1000 Hz aufgezeichnet. Abbil-
dung 3.12 zeigt den verwendeten Messaufbau und Abbildung 3.13 die dafür benutzte Hard-
ware.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
43
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 Schau-
fel und einer vorgegebenen Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
44
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 Druckdiffe-
renz 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 gehal-
ten 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.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
45
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 Geschwindigkeit
t1 = 1,74 s Δp1 = 73,26 bar SigPV;1 = --43;07 % v1 = 27,61 mm/s
t2 = 5,01 s Δp2 = 31,18 bar SigPV;2 = -43;57 % v2 = 10,12 mm/s
t3 = 16,91 s Δp3 = 66,24 bar SigPV;3 = -43;08 % v3 = 30,34 mm/s
t4 = 20,12 s Δp4 = 24,85 bar SigPV;4 = -43;36 % 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 Messungenauig-
keiten mit den im System gemessenen Ventilsignalen überein, es wird also das vom Kenn-
feld geforderte Signal an das Proportionalventil gesendet. Die gewünschte Soll-
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
46
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
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
47
Die Messergebnisse haben gezeigt, dass es mit der Kennfeldregelung nicht zu jedem Be-
triebspunkt möglich war, die gewünschte Soll-Geschwindigkeit im System einzustellen. Ob-
wohl immer die vom Kennfeld geforderten Ventilsignale an das Proportionalventil übergeben
werden, kann nicht bei jeder Druckstufe und jeder Soll-Geschwindigkeit der gewünschte Vo-
lumenstrom 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 gefor-
derte Soll-Geschwindigkeit erreicht werden kann) ist grundsätzlich darauf zurückzuführen,
dass mit der Regelung das Ventilsignal des Proportionalventils und nicht die im Ventil vorlie-
gende 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 ge-
messen. Die schwarze Kurve in Abbildung 3.18(a) zeigt den erwarteten Verlauf des Volu-
menstroms 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 Proportio-
nalmagnet erzeugt in Abhängigkeit vom anliegenden Ventilsignal eine Kraft auf den Ventil-
schieber und stellt somit eine Steuerkantenöffnung ein. Die Strömungskraft im Ventil wirkt
entgegen der vom Proportionalmagneten erzeugten Kraft. Steigt die Druckdifferenz und so-
mit der Volumenstrom, werden auch die Strömungskräfte auf Grund der größeren Strö-
mungsgeschwindigkeiten 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 Druck-
differenz ändert. Wird diese sprunghaft variiert, so ändern sich die Strömungsverhältnisse im
Ventil und es wird eine andere Steuerkantenöffnung eingestellt, wie wenn dieselbe Druckdif-
ferenz 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 Steu-
erkantenöffnung davon ab, ob der Ventilschieber sich in öffnende oder schließende Richtung
bewegt. Diese Hysterese entsteht aus einem Zusammenspiel von Einflüssen der Strö-
mungskraft, der Reibung des Ventilschiebers und der Hysterese der Proportionalmagnete.
Anhand des Ventilsignals ist also nicht unbedingt eine genaue Aussage über die Steuerkan-
tenöffnung des Proportionalventils zu treffen, da diese vom Arbeitspunkt und der Richtung
abhängig ist in welche sich der Ventilschieber verschiebt. Durch die Verwendung des Diffe-
rentialzylinders, kann es zusätzlich zu Abweichungen kommen.
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
48
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 Zusammen-
hang 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 fol-
genden Darstellungen (vgl.: Abbildung 3.19, Abbildung 3.20 und Abbildung 3.21), zeigen die
möglichen Komplexitätslevel der Systemarchitekturen mit ihren jeweiligen Vor- und Nachtei-
len.
Abbildung 3.19: Steuerungskonzept A ohne Bussystemanbindung der Ventile
Abbildung 3.20: Steuerungskonzept B mit lokalen CANopen-Knoten am Hydrauliksteuerblock
3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik
49
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 um-
gesetzt werden, da zu diesem Zeitpunkt keine CANopen-fähige Elektronik von Argo-Hytos
zur Verfügung stand. Die Programmierung sollte jedoch so gestaltet werden, dass ein Um-
stieg auf Steuerungskonzept C ohne größeren Aufwand jederzeit möglich sein sollte. Parallel
dazu wurde die Weiterentwicklung der bereits CANopen-vorbereiteten Elektronik vorange-
trieben.
Im Endeffekt wird der Preis der einzelnen Komponenten (Ventil, Steuerung, Sensor) und des
Gesamtsystems (Verkabelungsaufwand, Modularität, etc.) entscheiden, welches Steue-
rungskonzept sich durchsetzt.
3.2.1 Auswahl der Steuerung
Ausgehend von den vorherigen Überlegungen muss die Steuerung neben den zu erwarten-
den Kriterien, wie Mobiltauglichkeit, ausreichende Performance und Preis auch folgende
Punkte erfüllen:
Modularität (zum Zeitpunkt der Auswahl war beispielsweise die abschließende An-zahl 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 ver-
fügbarer 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 ge-
wonnenen 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 not-
wendigen Sensoren und Aktoren auf der Versuchsmaschine gleichzeitig ansprechen zu kön-
nen. Um die Anzahl der verfügbaren Ports zu steigern und einen Ansatz für CAN-
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
50
Implementation auf der Steuerung zu ermöglichen wurde die bestehende Software in Zu-
sammenarbeit zwischen ARGO-HYTOS und Mobima um die notwendigen Module zur Steue-
rung des CAN Busses, um das CANopen Protokoll und die Ansteuerung der Erweiterungs-
moduls 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 ARGO-
HYTOS 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 Soll-
Geschwindigkeitssignal vom Bediener über den Joystick. Die Steuerung misst die aktuelle
Geschwindigkeit und vergleicht diese mit dem Sollwert. Eine Abweichung wird von der Steu-
erung detektiert und in eine Änderung des Steuersignals an das Proportionalventil umge-
setzt.
Die Steuerung der Schaltventile ändert die Schaltzustände des Systems und wählt den
Schaltzustand, welcher den Wirkungsgrad des Systems erhöht. Dabei wurde eine Sicher-
heitsabfrage 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 unab-
hängige 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
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
51
In den nachfolgenden Abschnitten wird die Vorgehensweise zur Ableitung und Optimierung
des äußeren Regelkreises dargestellt. Ergebnisse zur Funktionsweise des inneren Regel-
kreises 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 angenom-
men – 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 Auswir-
kung auf die Druckpotenziale der einzelnen Stufen hat. Diesen Effekt kann eine Steuerung
nutzen, indem sie Be- und Entladevorgänge so steuert, dass das Druckpotential stets opti-
mal an die Last angepasst ist und potentielle Energien, sofern vorhanden, möglichst rekupe-
riert werden können. Anders als bei Load Sensing Systemen, in welchen sich stets ein kon-
stanter 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 Schaltzustän-
den bestimmt wurde. Aufbauend auf dieser optimalen Sequenz kann dann mit Hilfe von Ver-
einfachungen, 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 kon-
stant 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 han-
delt sich um Energien, die in das System eingeleitet werden. Diese teilen sich auf in Aus-
gangsenergien (unterhalb der x-Achse), also Energien, die entweder in mechanische Ener-
gie, in potentielle Energie durch Beladen des Zwischendruckspeichers oder in Verlustenergie
in Form von Drosselverlusten umgesetzt werden. Während die benötigte mechanische Ener-
gie im gezeigten Beispiel konstant ist, variieren die Anteile an Pumpen-, Speicher- und Ver-
lustenergie je nach Schaltstufe sehr stark. So wird aus der Speicherenergie, welche zu Be-
ginn der Bewegung Ausgangsenergie war (Speicher wird geladen), nach dem ersten Um-
schaltvorgang 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 Be-
stimmung des Einsparpotentials ist jedoch ausschließlich die Pumpenenergie, da diese vom
Verbrennungsmotor erzeugt werden muss und daher als einzige Größe den Kraftstoffver-
brauch beeinflusst.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
52
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 komplexe-
ren 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 ent-
nommen 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 Schaltent-
scheidungen, 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
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
53
hydraulischer Energie EPumpe, welche von der Pumpe erzeugt werden muss. Unter der An-
nahme eines konstant gehaltenen Druckes pHD in der Hochdruckleitung können die Kosten
einer Ölentnahme in den Schaltstufen HDTD und HDID zum Schaltzeitpunkt i bestimmt wer-
den unter Verwendung des aus der Hochdruckleitung zur Bewegung des Zylinders entnom-
men 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 Absen-
ken schwerer Lasten über TDZD. Der Ladezustand des Speichers nach n Schaltentschei-
dungen 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 Kos-
ten 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 dem-
nach den aktuellen Energiezustand in ein Pareto-Optimum (Abbildung 4.3)
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
54
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 Zwischendruckspei-
cher, wenn dieser auch gefüllt ist. Ausgehend von einem Gesamtenergieverbrauch der
Pumpe EPumpe und der potenziellen Energie im Zwischendruckspeicher ESpeicher zum Zeit-
schritt 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 Pareto-
optimalen 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.
EPump
IP/TP IP/IP
HP/TP HP/IP
energies after i switching
decisions
EAcc
ΔEPump,i+1
ΔEAcc,i+1
HP/IP (2)HP/TP (2)
P: Pareto optimal switching decision
L: Legal switching decision
switching alternatives for
time step i+1L/P
L/P
L L
L/P
L
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
55
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 optima-
len 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 Vari-
ierung 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 ei-
nem Speicher mit 90 bar Vorspanndruck und 20 L Volumen festgestellt werden, so dass die-
ser Speicher bestellt und für das KonZwi-System verwendet wurde. Abbildung 4.5 zeigt das
Ergebnis, wenn die Speicherparameter variiert werden und die gefundene optimale Parame-
tervariation.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
56
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 nume-
risch berechnet und kann nun dazu verwendet werden, Regeln und Vereinfachungen abzu-
leiten, um einen Steuerungsalgorithmus zu entwerfen, welcher im Betrieb die optimale Schal-
tentscheidung trifft. Vereinfachungen sind hierbei notwendig, da aufwendige Rechenoperati-
onen im Maschinenbetrieb nicht realisierbar sind, ohne unzulässige Verzögerungen zu riskie-
ren. Abschnitt A (Einstechen ins Haufwerk und Aufnahme des Schüttguts) ist gekennzeich-
net 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 Ver-
lustenergie nach Gleichung 2 ist aufgrund des spontanen Charakters der auftretenden Belas-
tungen in diesem Abschnitt nicht anwendbar. In Abschnitt C sieht man, dass potentielle
Energie beim Auskippen und Absenken der Schaufel freigesetzt wird. Somit kann als einfa-
che Strategie für diesen Fall definiert werden, dass der Speicher nach Ausfahren des Zylin-
ders 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 Energieum-
satzes 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 gemes-
sener 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 aktuel-
len Position und dem aktuellen Ladezustand (State of Charge, SOC) die zukünftigen Schal-
tentscheidungen berechnen zu können.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
57
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 aufstei-
gendem Druckpotential festgelegt. Der Steuerungsalgorithmus berechnet sukzessive für jede
Schaltstufe, wie lange sie aktiv sein muss, bevor in die nächst höhere Stufe geschaltet wer-
den kann. Die Verweildauer bzw. Streckenlänge jeder Schaltstufe ist als analytische Funkti-
on hinterlegt, welche unter Verwendung aktueller Messdaten die Streckenlängen in mm aus-
gibt. Die Summe aller Strecken der einzelnen Schaltstufen ergibt die Restlänge der Bewe-
gung, also den Prädiktionshorizont. Damit die Zylinderbewegung möglichst verlustfrei gestal-
tet 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 gemein-
samen Zustandsgrößen (Ladezustand und Zylinderposition) miteinander verkettet werden.
Durch diese Verkettung der lokalen Minima wird erreicht, dass sich über den gesamten Prä-
diktionshorizont 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 Sys-
tem sehr stabil, weil keine zeitliche Abhängigkeit zwischen Systemzuständen und Lastprädik-
tion 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 ak-
tuell anliegenden Last FLast, ist und dem aktuellen Ladezustand (SOC) des Zwischendruck-
speichers VZD,1 die optimalen Wegstrecken s1 bis s6 für die einzelnen Schaltzustände be-
rechnet.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
58
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 Hyd-
raulik 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 verringer-
ten Bedarf von 13 % des neuen Systems im Vergleich zum Load Sensing System, Abbildung
4.8.
Abbildung 4.8: Simulationsergebnisse für das KonZwi-System
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
59
4.3 Aufbau des KonZwi-Systems in der Simulation
Nach erfolgter Validierung des Simulationsmodells von dem Ausgangszustand der Refe-
renzmaschine wurde in einem zweiten Schritt der virtuellen Enwticklung die Load-Sensing-
Verschaltung innerhalb des Simulationsmodells durch die neue Systemstruktur mit Zwi-
schendruckleitung ersetzt. Für die Bestimmung des Einsparpotentials des neuen Systems im
Vergleich zum Load-Sensing-System ist bei gegebenem Last- und Bewegungsprofil der Zy-
linder 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 simu-
lationstechnischen Untersuchungen eine allgemeingültige Betriebsstrategie abgeleitet, wel-
che 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 Hydraulikspei-
chern im Modell implementiert. Die Umsetzung des Steuerungskonzeptes in der Simulation
erfolgte zunächst vereinfacht mittels einer Zustandsmaschine, in der die für die Steuerungs-
strategie 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 ein-
fache Steuerungszusammenhänge mit geringem Aufwand in das Modell zu implementieren.
In Abbildung 4.9 ist zur Veranschaulichung vereinfacht das Zustandsdiagramm für einen
Wechsel der Druckstufe HDTD auf das niedrigere Druckniveau ZDTD dargestellt. So-
bald bei gewählter Druckstufe “Hochdruck auf Tankdruck“ der gemessene Druckabfall über
das Proportionalventil zu groß ist, und damit zu hohe Leistungsverluste über dem Ventil er-
zeugt werden, erfolgt ein Übergang in den Zustand des nächstniedrigeren Druckniveaus
“Zwischendruck auf Tankdruck“. Beim Eintritt in diesen Zustand werden die Druckvorwahl-
ventile dann entsprechend geschaltet. Unterschreitet die Druckdifferenz über dem Proportio-
nalventil jedoch einen Grenzwert, so dass gegebenenfalls nicht genügend Druck für die Aus-
führung der gewünschten Antriebsaufgabe bereitgestellt werden kann, wird die Druckstufe
erhöht.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
60
Abbildung 4.9: Vereinfachtes Zustandsdiagramm eines Druckstufenwechsels
Durch Zugriff auf alle globalen Zustandsgrößen und Parameter im Modell und durch die be-
nutzerfreundliche Definition der Steuerung konnte zunächst eine vereinfachte KonZwi-
Steuerung, auch ohne tiefergehende Programmierkenntnisse, im Modell berücksichtigt wer-
den. Im Gegensatz zum späteren Steuerungsprogramm, welches auf die speicherprogram-
mierbaren Steuerung (SPS) des Radladers geladen wird und welches mit dem speziell hier-
für entwickelten SPS-Programm CoDeSys erstellt wird, bietet der Zustandsautomat jedoch
nur einen begrenzten Funktionsumfang. Begleitend zur Entwicklung des Steuerungspro-
grammes 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 Zustandsautoma-
ten wurde zunächst eine Schaltlogik implementiert, welche nur in Abhängigkeit der anliegen-
den 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 betriebszustandsop-
timale Speicherbe- und -entladung ermöglicht, enthalten muss. Die erzielbare Energieein-
sparung 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.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
61
Abbildung 4.10: Simulationsumgebung mit Ansteuerung über Zustandsautomaten
Zum simulationstechnischen Vergleich zwischen Ausgangssystem und KonZwi-System wur-
de als Referenzzyklus ein Arbeitsablauf eines Radladers untersucht, welcher einen paralle-
len 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, ge-
wählt. Im Verlauf des betrachteten Y-Zyklus nimmt der Radlader mit der Schaufel ein Lade-
gut 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.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
62
In Abbildung 4.11 sind der Y-Zyklus aus der Vogelperspektive, die Zeitverläufe für die Zylin-
derpositionen 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
HDTD 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 Verfahrrich-
tung aus dem Zwischenspeicher gespeist. Beim Anheben hingegen wird soweit möglich die
Druckstufe “Hochdruck auf Zwischenspeicherdruck“ gewählt. Dies reduziert die Drosselver-
luste über dem Proportionalventil und führt zugleich Energie in den Zwischenspeicher ab.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
63
In Abbildung 4.13 sind die Simulationsergebnisse des KonZwi-Systems und des Load-
Sensing-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 Spei-
sung des Systems aus dem Zwischenspeicher im Gegensatz zum Dauerbetrieb der Pumpe
eines LS-Systems. Die teilweise größeren Gradienten im Energieverlauf des KonZwi-
Systems kennzeichnen den Speicherladebetrieb (HDZD), bei dem zwar der hohe System-
druck 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. Die-
ses 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.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
64
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 Steu-
erungshardware 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 Verfü-
gung. An diesen OPC-Server können verschiedene OPC-Clients angekoppelt werden. Die
OPC-Clients erhalten vollen Zugriff auf den gemeinsamen OPC-Serverraum und können
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
65
Daten einzelner Objekte in diesem schreiben oder lesen. Bei der späteren realen Steuerung
werden diese einzelnen Objekte zum Beispiel mit den Speicherplätzen der Sensoranschlüs-
se 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 eigentli-
che 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 ausge-
tauscht 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.
4. Entwicklung einer Steuerstrategie
66
Abbildung 4.16: Simulationsergebnisse mit mittlerern Beladung (600 kg)
5. Testfahrten und Ergebnisse
67
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 be-
fand, 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 Kom-
ponenten 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
5. Testfahrten und Ergebnisse
68
Abbildung 5.2: Schaltungsaufbau, Plan 2: LS-Ventile und Verbraucher
Abbildung 5.3: Gesamtansicht der Versuchsanlage am Vergleichsfahrzeug
5. Testfahrten und Ergebnisse
69
Abbildung 5.4: Seitenansicht in Fahrtrichtung links
Abbildung 5.5: Ventilgruppe
5. Testfahrten und Ergebnisse
70
5.1.2 Aufbau am Mobima in Karlsruhe
Nachdem das Vergleichsgerät im Werk zurückgebaut wurde, sind die Komponeten am Ver-
suchsträger am Mobima in Karlsruhe nachgerüstet worden.
Abbildung 5.6: KonZwi - Versuchsmontage
Abbildung 5.7: Komplett montiertes KonZwi-System
5. Testfahrten und Ergebnisse
71
Abbildung 5.8: Motor mit zweiter Verstellpumpe und installiertem Messequipment
Abbildung 5.9: Druckseite zweite Verstellpumpe mit installierter Messtechnik
5. Testfahrten und Ergebnisse
72
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 Not-
aus-Schalter), sowie der Anzeige des gegenwärtig aktiven Schaltzustand für Hub- und Kipp-
zylinder 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 Sicher-
heitsgründen 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 Senso-
ren. Mit dem Joystick wird der Steuerung ein Soll-Geschwindigkeitssignal vorgegeben, wel-
cher 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 Überwa-
chungselement
5. Testfahrten und Ergebnisse
73
Abbildung 5.11: Die Steuerung ist auf der Montageplatte aufgebaut und gibt alle Steuersig-
nale aus
5.2 Testergebnisse zum dynamischen Verhalten der Ventile
Für einen Einsatz des KonZwi-Systems muss sichergestellt werden, dass der Umschaltvor-
gang keine merkbaren Oszillationen während der Bewegung verursacht. Aufgrund der Prob-
leme mit der Kennfeldregelung (siehe Abschnitt 3.1.5) wurde im Verlauf des Projektes be-
schlossen, 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 vor-
sehen, müssen noch untersucht werden.
5. Testfahrten und Ergebnisse
74
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 Pro-
jektkonsortium hat sich dennoch entschlossen das Projekt eigenfinanziert weiterzuführen,
und wird diese Messungen nachholen. Für die Ermittlung der Kraftstoffersparnis soll an die-
ser 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 verwen-
det wird sowie Lenkbewegungen des Hubzylinders sind nicht dargestellt, da sie nicht im Fo-
kus 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 Ar-
beitshydraulik eingesetzt wird (also Kipp- und Hubzylinder), betrachtet. Bei einer Gesamt-
dauer 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 Kraftstoff-
verbräuche der Abschnitte sind in Tabelle 5.1 aufgeführt.
5. Testfahrten und Ergebnisse
75
Abbildung 5.13: Unterteilung des untersuchten Lastzyklus in Arbeits- und Fahranteile
Tabelle 5.1: Kraftstoffverbrauch und Zeitanteile der Abschnitte
Dauer [s] Verbrauch [L/h] Kumulierter Verbrauch [L]
Lenken & Fahren 20,64 7,97 0,046
Arbeiten 25,52 6,42 0,045
Gesamter Zyklus 46,16 7,11 0,091
Bei Betrachtung der kumulierten Kraftstoffverbräuche fällt auf, dass der Verbrauch während
des Arbeitens die Hälfte des Gesamtkraftstoffverbrauchs ausmacht. Da die Maschine wäh-
rend 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 Kraftstof-
feinsparung durch das KonZwi-System ist, wird im folgenden Verlauf ein Stillstand des Fahr-
antriebs und des Lenkzylinders während des Grabprozesses angenommen.
Unter Annahme der in Abschnitt 4.3.2 gefundenen Effizienzsteigerung von 13% in der Ar-
beitshydraulik 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 Gesamt-
verbrauchs 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.
5. Testfahrten und Ergebnisse
76
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 be-
stehen. Diese Eigenschaften sind in keiner mobilen Arbeitsmaschine so ausgeprägt wie bei
einem Hydraulikbagger, weshalb im Rahmen dieses Projektes eine Untersuchung zum Ein-
satzpotenzial 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 Mess-
werte 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 Volllast-
und Teillasteinsatz unterschieden.
Abbildung 5.14: Arbeitszyklen [Hol98]
Im Volllasteinsatz werden das Gewinnen von Erdstoffen und dessen gezieltes Entladen si-
muliert. Dabei wird der Tieflöffel unterhalb der Standebene des Baggers angesetzt und durch
Stiel- und Löffelbewegungen befüllt. Danach wird die Arbeitseinrichtung über die Auslegerzy-
linder 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 Aus-
schüttgeschwindigkeit 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 ge-
bracht. Der Fahrantrieb wird während der Dauer des Arbeitszyklus nicht verwendet. Dieser
Arbeitszyklus wurde von unterschiedlichen Fahrern ausgeführt (Fahrer A und Fahrer B).
5. Testfahrten und Ergebnisse
77
Beim Teillasteinsatz (Gabenaushub) wird ein Graben mit bestimmten geometrischen Ab-
messungen 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 Her-
anziehen 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 fol-
gender Tabelle 5.2 aufgelistet:
Tabelle 5.2: Gegenüberstellung der untersuchten Arbeitszyklen
Volllasteinsatz Teillasteinsatz
Fahrer A Fahrer B Grabenaushub Planum
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 Kraftver-
läufe 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, wo-
bei 50 Datenpunkte eine Sekunde ergeben. Anhand des in Abbildung 5.15 dargestellten Zyk-
lus soll das Arbeitsspiel beispielhaft erklärt werden.
Der Zyklus ist in mehrere Abschnitte unterteilt (vgl. Kapitel 2.2.2), die durch die vertikal ge-
strichelten 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 Kraftan-
stieg im Löffel- und Stielzylinder führen. Ebenso nimmt über die Dauer des Grabens die auf-
genommene 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 er-
halten. 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 Auslegerzy-
linder, sowie das Schwenken des Oberwagens. Dieser Abschnitt wird als Heben und
Schwenken bezeichnet und dauert 5 Sekunden. In diesem Abschnitt bewegen sich haupt-
sächlich das Drehwerk und der Ausleger. Der Kraftabfall des Auslegers ist mit dem Beenden
des Grabens und den damit verbundenen Grabkräften zu erklären. Der darauffolgende An-
stieg ist Folge des Anhebens der Arbeitseinrichtung. Die Kraftänderungen im Stiel- und Löf-
felzylinder werden durch die Positionsverschiebungen der Schwerpunkte während des An-
hebens der Arbeitseinrichtung erzeugt.
5. Testfahrten und Ergebnisse
78
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 Löffelzylin-
der eingefahren. Der Ausleger erreicht dabei den größten Hub und wird während des Entlee-
rens 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 Kraft-
verlauf des Auslegerzylinders ergibt sich durch Druckschwankungen im Zylinder und Rück-
wirkungen von Durchflusswiderständen im System. Zusätzlich wird der Löffel in eine neue
Ausgangsposition geschwenkt um einen neuen Arbeitszyklus zu beginnen.
Abbildung 5.15: Volllasteinsatz Fahrer A
Für den oben vorgestellten Grabzyklus wurde das KonZwi-System appliziert und entspre-
chend des in Abschnitt 4.1 gezeigten Verfahrens der multikriteriellen Optimierung eine opti-
male Schaltabfolge berechnet. Als Berechnungsgrundlage wurde einerseits direkt der Mess-
schrieb 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 nachzu-
weisen.
Zunächst sollen die Ergebnisse des Volllasteinsatzes mit und ohne Drehwerk diskutiert wer-
den. Tabelle 5.3 stellt dabei die Ergebnisse noch einmal dar.
0 2 4 6 8 10 12
1500
1700
1900
2100
2300
2500
-220
-20
180
380
580
780
980
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650
Zeit in [s]
Hu
b in
[m
m]
Kra
ft in
[kN
]
Datenpunkte
Ausleger Stiel Löffel Ausleger_Weg Stiel_Weg Löffel_Weg
Graben Heben + Schwenken Entleeren Senken + Rückschwenken
5. Testfahrten und Ergebnisse
79
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
Ersparnis [%] 5,3 17,1 -4,0 4,5 -8,7 -4,1
Versorgt das Konstantdruck-Zwischendruck-System neben dem Ausleger-, Stiel- und Löf-
felzylinder ebenfalls den Hydromotor des Drehwerks, liegen die Energiebedürfnisse von LS-
System und KonZwi-System prozentual weiter auseinander.
Dies ist darauf zurückzuführen, dass das Konstantdruck-Zwischendruck-System für die Stei-
gerung 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 Gegen-
kraft zur einfahrenden Bewegung ist bei dem Schaltzustand ZDZD geringer. Der Grund hier-
für 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 po-
tentielle Energie beim Absenken der Arbeitseinrichtung über diesen Schaltzustand ZDZD.
Im Vergleich dazu kann das Konstantdruck-Zwischendruck-System in der Verzögerungs-
phase des Oberwagens die kinetische Energie nur über den Schaltzustand TDZD rekuperie-
ren. Der Schaltzustand TDZD ist jedoch nur schaltbar, wenn die kinetische Energie des
Oberwagens größer als die benötigte Volumenänderungsarbeit zur Kompression des vorge-
spannten Gasvolumens im Druckspeicher ist. Die Berechnungen zeigten, dass mit steigen-
dem 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 berücksichtig-
tem Drehwerk nur der Energiebedarf des modellierten Volllasteinsatzes unterhalb des Load-
Sensing 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 konn-
5. Testfahrten und Ergebnisse
80
te. Zudem weichen der Kraftverlauf des Löffels beim Entleeren bei Modell und Messchrieb
voneinander ab, da hier Beschleunigungen zum Tragen kommen, welche in einem stati-
schen Modell nicht abgebildet werden können. Dieser unterschiedliche Kraftverlauf des Löf-
fels während des Entleerens des Tieflöffels zeigt einen feststellbaren Einfluss. So kann das
Konstantdruck-Zwischendruck-System beim modellierten Volllasteinsatz die Phase des Ent-
leerens 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 mo-
dellierten 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 Lastsitua-
tion ihrer Verbraucher anpassen. So versorgt eine Hydraulikpumpe den Ausleger und Löffel,
während die zweite Pumpe die Versorgung von Stiel und Drehwerk übernimmt. Da der Ar-
beitszyklus 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 Aus-
leger während des Grabens auf, wodurch ähnliche Lastdrücke an die Hydraulikpumpe ge-
meldet 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 Konstantdruck-
Zwischendruck-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 Ergebnis-
se 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
Lastfall 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
5. Testfahrten und Ergebnisse
81
Die Ergebnisse zeigen, dass in allen Fällen mit dem Konstantdruck-Zwischendruck-System
Ersparnisse zu erzielen sind. Hierbei zeigen sich konsequenterweise Abweichungen der Er-
sparnisse zwischen neuoptimierten Speicherkonfigurationen und den Speicherkonfiguratio-
nen 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
Lastfall 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
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 Druckspeicherkonfigu-
rationen 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.
6. Zusammenfassung und Ausblick
82
6 Zusammenfassung und Ausblick
Im Forschungsvorhaben „Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwi-
schendruckleitung – 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 ei-
nes 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 Ventilblö-
cke 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 Ver-
suchsträger. 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 Dieselkraft-
stoff 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 Drosselver-
luste beim Teillastbetrieb erzeugt und diese Verluste durch viel Rekuperation und effizienter
Rückführung dieser Energie in das System wieder ausgeglichen werden muss. Diese Er-
kenntnis ist nicht überraschend, sollte jedoch die langfristige Zielstellung eines integrierten
Ein-Kreis-Systems vor Augen führen, in dem (beim Beispiel des Radladers) Fahr- und Ar-
beitsantrieb 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 Effizienzbetrach-
tung mit einbezogen werden.
Abbildungsverzeichnis
83
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
Abbildungsverzeichnis
84
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
Tabellenverzeichnis
85
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
Tabellenverzeichnis
86
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
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87
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