WO2009132762A2

WO2009132762A2 - Converter and method for converting mechanical energy into electric energy

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Publication number: WO2009132762A2
Application number: PCT/EP2009/002683
Authority: WO
Inventors: Nik Scharmann; Franz Wirzberger; Andreas Vath; Stefan Zimmermann
Original assignee: Robert Bosch Gmbh
Priority date: 2008-04-28
Filing date: 2009-04-09
Publication date: 2009-11-05

Abstract

Disclosed is a converter comprising a pump which is indirectly or directly driven by a natural force, e.g. waves, and by means of which a hydraulic machine can be driven. Said hydraulic machine is coupled to an electric machine via a drive train. The electric machine can act as a generator or motor. According to the invention, the adjustment angle of the hydraulic machine is regulated by means of a control loop in accordance with oscillation parameters of the natural force, the drive train being decelerated or accelerated by intervening in the controller of the electric machine in order to allow the tapped power to be smoothed.

Description

       

  Wandler und Verfahren zum Wandeln von mechanischer Energie in elektrische Energie 

  
Die Erfindung betrifft einen hydraulisch/elektrischen Wandler gemäss dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 und ein Verfahren zum Wandeln von mechanischer Energie in elektrische Energie mittels eines Wandlers gemäss dem Oberbegriff des nebengeordneten Patentanspruches 9. 

  
Hydraulisch/elektrische Wandler werden beispielsweise bei Wellengeneratoren eingesetzt, wie sie in der US 6,300,698 B1 beschrieben sind. Der bekannte Wellengenerator hat einen Hydrozylinder, der mit einer Boje in Wirkverbindung steht, so dass der Hydrozylinder durch den Wellengang und die entsprechende Bewegung der Boje betätigt und Druckmittel in einen Hydraulikkreis gefördert wird. Dem Hydrozylinder ist ein hydraulischer Gleichrichter zugeordnet, so dass unabhängig von der Bewegungsrichtung des Hydrozylinders Druckmittel in den Hydraulikkreis gefördert wird, um einen dem hydraulischen Gleichrichter nachgeschalteten Hydrospeicher aufzuladen und einen Konstantmotor anzutreiben. Die Abtriebswelle dieses Konstantmotors ist mit einem Generator verbunden, so dass die hydraulische Energie im vorbeschriebenen Hydraulikkreis in elektrische Energie umgewandelt wird.

   Da der Wellengang sowohl hinsichtlich der Wellenhöhe als auch der Freguenz stark variiert, muss eine aufwendige elektronische Schaltung zur Vergleichmässigung der Generator-Ausgangsspannung vorgesehen werden. 

  
In der nachveröffentlichten Patentanmeldung 10 2007 018 600 der Anmelderin ist ein Wandler mit einer vom Wellengang angetriebenen Pumpe offenbart, über die ein Hydrospeicher aufladbar und ein Hydromotor antreibbar ist, der seinerseits einen Generator antreibt. Der Hydromotor ist bei dieser Lösung an ein Drucknetz angeschlossen und drehzahlgeregelt ausgeführt, so dass der Generator durch Verstellen des Schwenkwinkels des Hydromotors in Abhängigkeit von hydraulikseitigen Druckschwankungen in weitem Umfang mit einer vorgegebenen Drehzahl angetrieben werden kann. Derartige Systeme mit einem an einem Drucknetz betriebenen drehzahlgeregelten Verstellmotor werden auch als Sekundärregelung bezeichnet, wobei die Drehzahl des Verstellmotors so geregelt ist, dass sie unabhängig vom jeweiligen Lastdruck bei dem im Drucknetz anliegenden Druck erreicht wird.

   Dieser Druck ist im Wesentlichen vom Ladezustand des Hydrospeichers abhängig. Dabei muss das Schluckvolumen des Hydromotors solange verändert werden, bis ein Gleichgewicht des Motordrehmoments mit der Last besteht und gleichzeitig die Solldrehzahl erreicht ist. Durch diese Art der Drehzahlregelung ist ein erheblicher vorrichtungsund regelungstechnischer Aufwand für den Wandler erforderlich. 

  
In der ebenfalls nachveröffentlichten Patentanmeldung DE 2007 056 400 der Anmelderin ist ein Regelungskonzept erläutert, gemäss dem der Wandler mit einem Regelkreis ausgeführt ist, über den die verstellbare Hydromaschine derart verstellbar ist, dass der Kolben der Kolbenpumpe mit einer vorbestimmten Kraft oder einer vorbestimmten Druckdifferenz beaufschlagt ist. Diese Druckoder Kraftregelung erfolgt derart, dass bei der eingeregelten Kraft bzw. dem eingeregelten Druck eine optimale Umsetzung der von der Naturkraft (Wellengang) eingetragenen Energie in hydraulische Energie gewährleistet ist. Dementsprechend ist der eingeregelte Druck oder die eingeregelte Kraft in Abhängigkeit von den Oszillationsparametern der Naturkraft (Wellengang) veränderlich.

   Die Erfindung löst sich somit von den eingangs beschriebenen Konzepten, bei denen die Generatordrehzahl mit vergleichsweise grossem Aufwand geregelt wurde und zielt praktisch darauf ab, dass die Pumpe, beispielsweise die Kraft-Hub-Kennlinie einer Kolbenpumpe in Abhängigkeit von den Oszillationsparametern im Hinblick auf eine optimale Wandlung der mechanischen Energie in hydraulische Energie eingestellt ist. 

  
Diese Lösung ermöglicht zwar eine Druckbzw. Kraftregelung des Systems mit äusserst geringem Aufwand. Es zeigte sich jedoch, dass die abgegriffene elektrische Leistung immer noch mit erheblichen Schwankungen behaftet ist. 

  
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, einen Wandler und ein Verfahren zu schaffen, über die mit geringem vorrichtungstechnischen Aufwand eine oszillierende Naturkraft, beispielsweise Wellengang ausgenutzt werden kann, um eine mit möglichst geringen Schwankungen behaftete elektrische Leistung bereit zu stellen. 

  
Diese Aufgabe wird hinsichtlich des Wandlers durch die Merkmalskombination des Patentanspruches 1 und hinsichtlich des Verfahrens durch die Merkmale des nebengeordneten Patentanspruches 9 gelöst. 

  
Erfindungsgemäss ist der Wandler mit einer von einer oszillierenden Naturkraft angetriebenen Pumpe ausgeführt, über die eine Hydromaschinenanordnung angetrieben wird. Diese ist wiederum mit einer elektrischen Maschine zur Umwandlung der hydraulischen Energie in elektrische Energie gekoppelt, wobei zumindest eine Hydromaschine der Hydromaschinenanordnung verstellbar ausgeführt ist und über einen Regelkreis in Abhängigkeit von den Bewegungsparametern der Pumpe oder der Naturkraft ansteuerbar ist. Die Hydromaschinenanordnung und die elektrische Maschine sind einem gemeinsamen Antriebsstrang zugeordnet, wobei die elektrische Maschine über eine Regeleinrichtung derart ansteuerbar ist, dass der Antriebsstrang je nach Belastungszustand abgebremst oder beschleunigt wird. 

  
Bei diesem neuen Regelkonzept wird die abgegriffene Leistung durch Eingriff in den hydraulischen Teil - Verstellung der Hydromaschine zur Kraft/ Druckbeaufschlagung der Pumpe - und in den elektrischen Teil - Ansteuerung der elektrischen Maschine derart, dass der Antriebsstrang in Abhängigkeit von der Belastung abgebremst oder beschleunigt wird - geglättet, so dass der Wandler gegenüber herkömmlichen Lösungen mit einem verbesserten Wirkungsgrad betrieben werden kann. Der erfindungsgemässe Wandler und das erfindungsgemässe Verfahren ermöglichen somit eine Kraft/ Druckregelung im hydraulischen Teil (Pumpe / Hydromaschine), in die auch die Drehzahl des Antriebsstrangs eingeht. Entsprechend erfolgt die Regelung der elektrischen Maschine in Abhängigkeit vom Sollwert der Regelung des hydraulischen Teils des Wandlers.

   Sowohl bei der Verstellung der Hydromaschine als auch bei der Verstellung der elektrischen Maschine gehen die Drehzahl und - mittelbar oder unmittelbar - die auf die Pumpe wirkende Kraft bzw. deren Bewegungszustand ein. 

  
Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung ist der Antriebsstrang mit einer Schwungmasse ausgeführt, durch die das GesamtMassenträgheitsmoment des Antriebsstrangs erhöht wird, so dass durch das Abbremsen und Beschleunigen der Schwungmasse bereits eine Glättung erfolgt. Über das erfindungsgemässe Konzept kann dann je nach Leistungseintrag von Seiten des hydraulischen Teils in den Antriebsstrang über den Generator die Schwungmasse abgebremst oder beschleunigt werden, um die Drehzahl und somit die abgegriffene Leistung des Systems zu glätten. 

  
Erfindungsgemäss wird es bevorzugt, wenn diese Schwungmasse ein Vielfaches des Trägheitsmoments der sonstigen, zum Antriebsstrang gehörenden rotierenden Massen beträgt. Dabei wird es besonders bevorzugt, wenn das Trägheitsmoment der Schwungmasse das 10-fache des Trägheitsmomentes der sonstigen rotierenden Massen beträgt. 

  
Der Schwenkwinkel der Hydromaschinenanordnung ist in Abhängigkeit von der auf die Pumpe wirkenden Kraft und von der Drehzahl der Schwungmasse einstellbar. 

  
Bei einer besonders bevorzugten Lösung ist die Hydromaschinenanordnung mit zwei Hydromaschinen unterschiedlicher Nenngrössen ausgeführt, die jeweils verstellbar sind. Eine derartige Lösung ermöglicht es, den Wandler aufgrund der geringen Abmessungen der kleineren Hydromaschinen sehr kompakt auszuführen, wobei derartige kleine Hydromaschinen auch im Ansprechverhalten im Hinblick auf die vorliegende Regelaufgabe optimiert sind, da eine schnellere Verstellung und eine entsprechende Drehmomentänderung ermöglicht wird. 

  
Die elektrische Maschine ist vorzugsweise als Asynchronmaschine ausgeführt, wobei die Regelung dieser Asynchronmaschine vorzugsweise - jedoch nicht notwendigerweise - über einen Frequenzumrichter erfolgt. 

  
Die Ansteuerung dieser Asynchronmaschine erfolgt vorzugsweise leistungsgeregelt, wobei in den Leistungssollwert die Drehzahl und das an der Asynchronmaschine anfallende Drehmoment oder die über den mechanisch/hydraulischen Wandler in den Antriebsstrang eingeleitete Leistung eingehen. 

  
Anstelle einer Leistungsregelung der elektrischen Maschine kann auch eine Drehzahlregelung oder dergleichen vorgesehen sein. 

  
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand weiterer Unteransprüche. 

  
Im Folgenden wird ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen: 

  
Figur 1 ein Schaltschema eines erfindungsgemässen hydraulisch/elektrischen Wandlers (Wellengenerator), 

  
Figur 2 eine Speisespüleinheit sowie eine Druckabsicherung des Wandlers aus Figur 1 ; 

  
Figur 3 einen Steuerkreis einer Regeleinheit des Wandlers aus Figur 1 und 

  
Figur 4 ein Diagramm, das die in einen Verbindungsstrang eingeleitete mechanische Leistung und die abgegriffene elektrische Leistung zeigt. 

  
Bei dem im Folgenden beschriebenen Ausführungsbeispiel ist der hydraulisch/elektrische Wandler als Wellengenerator 1 ausgeführt, über den im Wellengang gespeicherte Energie in hydraulische Energie und dann in elektrische Energie wandelbar ist. Dieser Wellengenerator.1 besteht im Wesentlichen aus einem Schwimmkörper 2, dessen durch den Wellengang verursachte oszillierende Bewegung auf eine Kolbenpumpe übertragen wird, die beim dargestellten Ausführungsbeispiel als Gleichgangzylinder (Plungerpumpe ) 4 ausgeführt ist. Dieser ist über einen geschlossenen hydraulischen Kreislauf mit einer Hydromaschinenanordnung mit zwei verstellbaren Hydromaschinen 6, 44 verbunden, deren Schwenkwinkel zur Veränderung des Förder/Schluckvolumens verstellbar ist. Diese Hydromaschinen 6, 44 können beispielsweise in Axialkolbenbauweise ausgeführt sein.

   Der Schwenkwinkel der Hydromaschinen 6, 44 wird über einen Regelkreis 8 verstellt, über den die auf den Gleichgangzylinder 4 wirkende Kraft eingeregelt wird. Die Hydromaschinen 6, 44 sind mit einer elektrischen Maschine kraftgekoppelt, die im Folgenden als Generator 10 bezeichnet wird. Dieser wird in der Regel von der Hydromaschine 6 angetrieben, so dass die generierte elektrische Energie in ein in Figur 1 mit dem Bezugszeichen 12 angedeutetes Netz eingespeist werden kann. 

  
Als Schwimmkörper 2 kann beispielsweise eine Konstruktion verwendet werden, wie sie von der Firma Archimedes Wave Swing, Ltd. Entwickelt wurde. Ein derartiger Schwimmkörper 2 ist am Meeresboden 18 verankert und vollständig unter Wasser angeordnet, wobei eine Schwingmasse 14 über den Wellengang von einer Kraft FW beaufschlagt wird, wobei diese Kraft entsprechend dem Wellengang unregelmässig sowohl in der Amplitude als auch in der Frequenz oszilliert. Derartige Kraft-Zeitverläufe lassen sich über geeignete Modellrechnungen praktisch für jedes Wellenklima näherungsweise oder idealisiert berechnen. Die FT-Profile werden dann in einem Datenspeicher abgelegt und bei der im Folgenden beschriebenen Regelung berücksichtigt. 

  
Wie des Weiteren der schematischen Darstellung in Figur 1 entnehmbar ist, wird die Aufund Abbewegung des Schwimmkörpers 14 über ein Feder-/Dämpfungssystem 16 geführt, so dass hochfrequente Schwankungen oder übermässige Beschleunigungen unterdrückt oder verringert werden. Hinsichtlich weiterer Einzelheiten zum Aufbau derartiger Schwimmkörper 2 sei auf die Domain der Firma AWS Ocean Energy (www.awsocean.com) verwiesen, so dass weitere Ausführungen entbehrlich sind. 

  
Die Schwingmasse 14 des Schwimmkörpers 2 wirkt auf eine Kolbenstange 20 eines Kolbens 22 des Gleichgangzylinders 4, so dass dieser der Vertikalbewegung der Schwingmasse 14 folgt. Der Kolben 22 unterteilt den Gleichgangzylinder 4 in zwei Ringräume 24, 26, die über Druckleitungen 28 bzw. 30 mit Anschlüssen A bzw. B der Hydromaschinen 6, 44 verbunden sind. Diese können im Vierquadrantenbetrieb laufen, so dass sowohl Drehrichtung als auch Momentenrichtung umkehrbar sind. Die Hydromaschinen 6, 44 können demnach sowohl als Hydropumpe als auch als Hydromaschine mit wechselnder Drehrichtung betrieben werden. In einem Verbindungsstrang 32 zwischen den Hydromaschinen 6, 44 und dem Generator 10 ist eine Kupplung 34 angeordnet, so dass die Kraftkopplung im Fall einer Störung im Netz 12 oder im Wandlerbereich getrennt werden kann.

   Diese Kupplung 34 ist üblicherweise mit Federungsund Dämpfungswirkung ausgeführt, so dass schlagartige Drehmomentschwankungen vergleichmässigbar sind. 

  
Zwischen dem Generator 10 und der Kupplung 34 ist beim dargestellten Ausführungsbeispiel eine Schwungmasse 42 vorgesehen, deren Massenträgheitsmoment wesentlich grösser als dasjenige der sonstige Bauelemente des Antriebsstrangs 33 (Hydromaschinen 6, 44, Generator 10, Kupplung 34, etc.) ist. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel beträgt das Massenträgheitsmoment der Schwungmasse 42 etwa das 10-fache der sonstigen Bauelemente. 

  
Zwischen der Schwungmasse 42 und dem Generator 10 ist noch eine weitere Kupplung 34 angeordnet. 

  
Der Generator 10 ist bei der dargestellten Lösung als Asynchrongenerator ausgeführt, der einen gewissen Schlupf zulässt. Der Generator 10 ist mit einem Frequenzumrichter 35 ausgeführt, der ebenfalls über die Regeleinheit 46 angesteuert wird. Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel erfolgt die Ansteuerung des Frequenzumrichters 35 nach einer Leistungsregelung, die ihren Sollwert (LeistungsSollwert) aus dem Regelalgorithmus zur Ansteuerung der Hydromaschinen 6, 44 erhält. Wie im Folgenden noch näher erläutert wird, werden die beiden Hydromaschinen 6, 44 vorzugsweise nach einer Kraftregelung angesteuert, wobei der Regelalgorithmus bei der Berechnung/Vorgabe der Schwenkwinkel Alpha die Drehzahl des Antriebsstrangs 32 berücksichtigt, die wiederum über den frequenzumrichtergesteuerten Generator 10 eingestellt wird.

   Die Hydromaschinen 6, 44 übertragen die über die Wellen (Naturkraft) eingetragene Eingangsleistung in Form des Produktes aus der Kraft K und der linearen Geschwindigkeit xp des Kolbens 22 auf den Antriebsstrang 22 in Form des Produktes aus dem über die Hydromaschinen 6, 44 aufgebrachten Drehmomentes und der Winkelgeschwindigkeit des Antriebsstrangs 32, die sich wiederum direkt aus der Drehzahl rpm ergibt. 

  
In diesem Bereich des mechanischen/hydraulischen Wandlers tritt keine Glättung der durch das Wellenklima vorgegebenen Unregelmässigkeiten auf - diese Glättung erfolgt erfindungsgemäss durch Ansteuerung des Frequenzumrichters 35 und damit des Generators 10. Die Leistungsglättung und die damit verbundene Effizienzsteigerung wird ermöglicht durch die gezielte Veränderung der Drehzahl des Antriebsstrangs 32 und besonders unterstützt durch das zusätzliche Massenträgheitsmoment der Schwungmasse 42. So wird beispielsweise bei Durchfahrung eines Leistungsanstiegs (Beschleunigung des Schwimmkörpers 2) wird die Schwungmasse 42 beschleunigt und somit kinetische Energie im System gespeichert.

   Durch geeignete Ansteuerung des Frequenzumrichters 35 wird jedoch die Schwungmasse 42 - oder genauer gesagt der gesamte Antriebsstrang 32 - abgebremst, so dass der Generator 10 weniger Leistung abgibt, als ihm eigentlich von der Hydraulikseite aus angeboten wird. 

  
In entsprechender Weise wird beim Durchfahren eines Leistungsabfalls (Bewegen der Schwungmasse 2 zu einem Umkehrpunkt) die Gesamtträgheit, d.h. die Schwungmasse 42 und die sonstigen Bauelemente des Antriebsstrangs 32 abgebremst - der Frequenzumrichter 35 des Generators 10 wird jedoch dann so angesteuert, dass dieser bei einer herkömmlichen Anlage zu vernichtende kinetische Energie in elektrische Energie umsetzt, so dass der Generator 10 mehr Leistung abgibt, als ihm eigentlich vom hydraulischen Teil des Wandlers 1 zur Verfügung gestellt wird. 

  
Die Ansteuerung des Asynchrongenerators 10 erfolgt dabei im Wesentlichen nach einer Leistungsregelung, wobei in diese das am Generator 10 anliegende Drehmoment und die Drehzahl eingehen. Aus diesen Istwerten wird ein Sollwert für den Leistungsregler ermittelt, wobei dieser Sollwert einem gleitenden Mittelwertbildner unterzogen und als Sollwert übergeben wird. Dieser Sollwert führt dann letztendlich zu der Drehzahlerhöhung oder -Verlängerung, die zur Erreichung des gewünschten Leistungssollwertes benötigt wird. 

  
Anstelle der zusätzlichen Messung des Drehmoments zur Ermittlung der am Generator 10 ankommenden Leistung könnte man auch die Leistung im Bereich des mechanischen/hydraulischen Wandlers, d.h. im Leistungsübertragungsweg von der Pumpe 4 zu den Hydromaschinen 6, 44 berücksichtigen. Diese Art der Leistungsermittlung ist jedoch noch nicht in der gewünschten Weise erprobt, so dass die vorbeschriebene Leistungsregelung in Abhängigkeit von den am Generator 10 anliegenden Parametern erfolgt. 

  
Wie bereits erwähnt, ist der Hydraulikkreislauf mit dem Gleichgangzylinder 4 und der Hydromaschine 6 als geschlossener Kreislauf ausgeführt. 

  
Über den Regelkreis 8 soll in Abhängigkeit vom Wellenklima der Kolben 22 des 

  
Gleichgangzylinders 4 mit einer Kraft F beaufschlagt werden, deren Verlauf ähnlich unregelmässig wie der Verlauf der Kraft Fw gemäss Figur 2 ist. Diese Kraft Fw wird in Abhängigkeit vom Wellenklima, d.h. in Abhängigkeit von dem abgespeicherten F-t-Verlauf berechnet und dann als Sollgrösse im Regelkreis 8 verarbeitet. Wie in Figur 1 ange-deutet, kann diese Sollgrösse F auch aus der über einen geeigneten Aufnehmer ermittelten Bewegungsgeschwindigkeit v des Kolbens 22 und einem Dämpfungsparameter beta berechnet werden, wobei dann F = xp. In diesem Fall ist beta ebenfalls in Abhängigkeit vom Wellenklima (Figur 2) in einem Datenspeicher einer in Figur 1 nicht dargestellten elektronischen Steuereinheit des Wandlers 1 abgelegt. In die Berechnung der Soll-Kraft geht des Weiteren noch die Drehzahl rpm des Antriebsstrangs 32 oder genauer gesagt der Schwungmasse 42 ein.

   Das Ergebnis der vorgenannten Berechnung ist dann wiederum die Soll-Kraft F. 

  
Beim dargestellten Ausführungsbeispiel wird der sich in den Ringräumen 24, 26 einstellende Druck über Druckaufnehmer 37, 39 erfasst und die entsprechenden Drücke PA und PB als Ist-Grössen der als Kraftregler ausgeführten Regeleinheit zugeführt, der beispielsweise als p-Regler ausgeführt ist. In der Regeleinheit 46 wird aus den erfassten Drücken und den Wirkflächen des Kolbens 22 die Ist-Kraft F»s[tau] berechnet und mit der Soll-Kraft F verglichen, wobei über die Regeleinheit auch der Soll-Leistungswert am Generator 10 mit dem Ist-Leistungswert verglichen und bei einer Abweichung ein Ausgangssignal an die Hydromaschinen 6, 42 und den Frequenzumrichter 42 abgegeben, so dass deren Schwenkwinkel alpha und die Drehzahl rpm verstellt wird.

   Die Verstellung erfolgt so lange bis die auf den Kolben 22 wirksame Kraft gleich der Sollkraft F ist und die Schwungmasse 42 mit der Solldrehzahl dreht. Die Kraft ist in Abhängigkeit vom Wellenklima so gewählt, dass eine optimale Umsetzung der kinetischen Wellenenergie in hydraulische Energie erfolgt, so dass der Wirkungsgrad der Anlage bei minimalem vorrichtungstechnischem Aufwand optimiert ist. 

  
Bei Erreichen eines der beiden Totpunkte des Kolbens 22 wird über die Regeleinheit der Schwenkwinkel alpha der Hydromaschinen 6, 42 über 0 verstellt, so dass bei der Umkehrung der Bewegungsrichtung des Kolbens 22 die Drehrichtung der Hydromaschinen 6, 42 unverändert bleibt. Durch dieses Über-Null-Verstellen kann auf einen hydraulischen oder elektronischen Gleichrichter verzichtet werden, so dass der Aufbau weiter vereinfacht ist. 

  
Die Einstellung der Schwenkwinkel alpha der beiden über Null verschwenkbaren Hydromaschinen 6, 44 erfolgt in Abhängigkeit von einem einzigen Ausgangssignal der Regeleinheit 46, über das Stellgeräte zur Verstellung der Schwenkwinkel der beiden Hydromaschinen 6, 44 synchron angesteuert werden. Dieses Steuersignal wird über eine Signalleitung 48 an die beiden Stellgeräte zur elektrohydraulischen Verstellung des Schwenkwinkels angelegt. Derartige Stellgeräte werden von der Anmelderin unter der Produktbezeichnung HS4 vertrieben, so dass hinsichtlich der Funktion auf die diesbezüglichen Ausführungen unter www. boschrexroth .de verwiesen werden kann. Bei dem in Figur 1 dargestellten Wandler ist zum Austausch des Druckmittels, zur Vermeidung von Kavitationen und zum Ausgleich von Leckageverlusten eine Speisespüleinheit 48 vorgesehen.

   Des Weiteren ist die Betriebssicherheit des Wandlers durch eine Druckabsicherung 50 verbessert. 

  
Der konkrete Aufbau der Speisespüleinheit 48 und der Druckabsicherung 50 wird anhand Figur 2 erläutert. Diese zeigt die beiden Einheiten 48, 50 in vergrösserter Darstellung. Beim Betrieb des Wandlers 1 wechseln aufgrund der oszillierenden Bewegung des Schwimmkörpers 2 die Hochdruckund die Niederdruckseite in den Druckleitungen 28, 30 ständig und mit vergleichsweise hoher Frequenz. Bei ungünstigen Bedingungen kann es dabei vorkommen, dass niederdruckseitig Kavitationen auftreten. Diese Kavitationen können durch die Speisespüleinheit 48 verhindert werden. Der Grundaufbau einer derartigen Speisespüleinheit 48 ist bereits beispielsweise in der DE 10 2005 051 324 A1 oder in der nachveröffentlichten DE 10 2007 018 600 beschrieben, so dass hier nur die zum Verständnis der erforderlichen Bauelemente beschrieben werden. 

  
Die Speisespüleinheit 48 hat eine als Konstantpumpe ausgeführte Speisepumpe 52, deren Druckanschluss über eine sich verzweigende Druckleitung 54 mit den Druckleitungen 28, 30 verbunden ist. In den beiden mit den Druckleitungen 28 und 30 verbundenen Zweigen 56, 58 ist jeweils ein in Richtung zur jeweiligen Druckleitung 28 bzw. 30 öffnendes Rückschlagventil 60 bzw. 62 vorgesehen. Über diese Speisepumpe 52 kann bei Druckabfall in einer der Druckleitungen 28, 30 Druckmittel aus einem Tank T in die jeweilige Niederdruckseite gefördert werden. Diese Speisepumpe 52 dreht mit konstanter Drehzahl, wobei der Maximaldruck durch ein Speisedruckbegrenzungsventil 64 begrenzt ist, so dass bei Überschreiten des an diesem eingestellten Drucks die Konstantpumpe 52 im Umlauf fördert. 

  
Parallel zu den beiden Zweigen 56, 58 führen von den Druckleitungen 28, 30 zwei Spülleitungen 66, 68 weg, die zu Eingangsanschlüssen P1 , P2 eines Spülventils 70 geführt sind. Dieses ist bei der dargestellten Ausführung als 3-Wege-Schaltventil ausgeführt, das in seiner Feder vorgespannten Grundposition (0) die Verbindung von den beiden Eingangsanschlüsse P1 , P2 zu einem Tankanschluss T absperrt . Die Betätigung des Spülventils 70 erfolgt über jeweils eine an die Druckleitung 28 bzw. 30 angeschlossene Spülsteuerleitung 72 bzw. 74. Der in der Spülsteuerleitung 72 wirkende Steuerdruck beaufschlagt das Spülventil 70 in Richtung einer Schaltstellung (a), in der der Eingangsanschluss P2 mit dem Tankanschluss T verbunden ist und der weitere Eingangsanschluss P1 abgesperrt ist.

   Der Druck in der Spülsteuerleitung 74 beaufschlagt entsprechend einen Ventilschieber des Spülventils 70 in Richtung einer Schalt-Stellung (b), in der dann der Druckanschluss P2 abgesperrt und der Druckanschluss P1 mit dem Tankanschluss T verbunden ist. Letzterer ist über eine Tankleitung 76 und ein darin angeordnetes Druckbegrenzungsventil 78 mit dem Tank T verbunden. Das Druckbegrenzungsventil 78 ist so eingestellt, dass bei Überschreiten eines bestimmten Druckes in der Tankleitung 76 bei umgeschaltetem (Schaltstellungen (a), (b)) Spülventil 70 ein geringer Druckmittelvolumenstrom zum Tank T abströmen kann, der jedoch über die Speisepumpe 52 sofort ersetzt wird, so dass keinerlei Druckmittelverluste auftreten.

   Dadurch wird das Druckmittel im Druckmittelkreislauf kontinuierlich ausgetauscht, so dass eine Erwärmung des Druckmittels und damit ein Absinken des Wirkungsgrades des Wandlers verhindert werden kann. 

  
Zur Absicherung der Druckleitungen 28, 30 ist die Druckabsicherung 50 vorgesehen. Diese hat gemäss der Darstellung in Figur 6 zwei parallel geschaltete, die beiden Druckleitungen 28, 30 verbindenden Entlastungsleitungen 80, 82, in denen jeweils ein als Druckbegrenzungsventil ausgeführtes Druckabsicherungsventil 84, 86 angeordnet ist, wobei das Druckabsicherungsventil 86 den Druck in der Druckleitung 30 und das Druckabsicherungsventil 84 entsprechend den Druck in der Druckleitung 28 begrenzt und bei Überschreiten dieses Maximaldrucks eine Druckmittelverbindung zur jeweils anderen Druckleitung aufsteuert. 

  
Bei dem in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel werden zwei vergleichsweise kleine Hydromaschinen 6, 44 mit unterschiedlichem Schluck/ Fördervolumen verwendet. Dabei können beispielsweise über 0 verschwenkbare Axialkolbenmaschinen verwendet werden, wie sie beispielsweise von der Anmelderin unter der Typenbezeichnung A4V vertrieben werden. 

  
Prinzipiell können diese beiden Hydromaschinen 6, 44 synchron angesteuert werden. Erfindungsgemäss wird es jedoch bevorzugt, wenn diese unabhängig voneinander angesteuert werden. 

  
Von der Regeleinheit 46 wird - wie eingangs beschrieben - in Abhängigkeit von den Drücken in den Druckräumen des Gleichgangzylinders 4, vom Weg x des Schwimmkörpers 2 oder des Kolbens 22, von dessen Verfahrgeschwindigkeit xp oder dessen Beschleunigung xpp und von der Drehzahl rpm jeweils ein dem einzustellenden Schwenkwinkel entsprechendes Ausgangssignal erzeugt, das jeweils über eine Signalleitung 47 bzw. 88 zu dem jeweiligen den Hydromaschinen 6, 44 zugeordneten Stellgerät (HS4) geführt ist. D.h. über die Regeleinheit 46 wird ein jeweils einer Hydromaschine 6, 44 zugeordnetes Schwenkwinkelsignal alpha 1 , alpha 2 generiert.

   Gemäss einer Regelstrategie ist es dabei vorgesehen, dass zunächst die zweite Hydromaschine 44 auf Null verschwenkt ist und der Gleichgangzylinder 4 lediglich über die Kraft geregelte Hydromaschine 6 mit einer vorbestimmten, von den Wellencharakteristika abhängigen Kraft beaufschlagt ist. Sobald die Hydromaschine 6 voll ausgeschwenkt ist und der durch die Bewegung des Gleichgangzylinders 4 generierte Druckmittelvolumenstrom und die einzuregelnde Kraft weiter ansteigen, wird auch zusätzlich die zweite Hydromaschine 44 angesteuert. Prinzipiell ist es jedoch nicht erforderlich, die beiden Hydromaschinen 6, 44 mit einer derartigen Kaskadensteuerung anzusteuern, sondern das Ansteuern eines oder beider Hydromaschinen 6, 44 kann auch in Abhängigkeit anderer Betriebsparameter unterschiedlich oder synchron erfolgen. 

  
Figur 3 zeigt den Regelkreis des mechanisch/hydraulischen Teils des in Figur 1 dargestellten Wandlers, wobei diese Regelung als offener Regelkreis ausgeführt ist. 

  
Gemäss Figur 3 wird zunächst in Abhängigkeit von den Bewegungsparametern x, xp, xpp sowie dem das Wellenklima wiedergebenden Kennwert beta eine auf den Gleichgangzylinder 4 wirkende Sollkraft FSOLL bestimmt und ein entsprechendes Spannungssignal erzeugt. Über die beiden Druckaufnehmer 37, 39 werden die Drücke pA und pB erfasst und aus der resultierenden Druckdifferenz und der wirksamen Kolbenfläche A die wirkende hydraulische Kraft FIST berechnet. Die Differenz zwischen der Sollkraft FSOLL und der Ist-Kraft FIST wird dann der Regeleinheit 46 zugeführt, die beispielsweise als P-Regler ausgeführt ist. In Abhängigkeit von dem Vergleich der Ist-Kraft FIST und der Soll-Kraft FSOLL wird dann von der Regeleinheit 46 ein Ausgangssignal abgegeben.

   Bei der Regelstrategie gemäss Figur 3 wird jedoch nicht - wie bei bekannten Lösungen - dieses Ausgangssignal direkt in einen Schwenkwinkel zur Verstellung der zugeordneten Hydromaschine umgesetzt, sondern es erfolgt eine Art Steuergrösseraufschaltung, wobei aus der Geschwindigkeit xp des Kolbens 22 und der Kolbenfläche das im Gleichgangzylinder 4 verschobene Druckmittelvolumen berechnet wird und dann zusätzlich noch in Abhängigkeit von der Drehzahl rpm der Schwungmasse 42 ein Schwenkwinkel alphaO direkt berechnet wird, der theoretisch an der zugeordneten Hydromaschine eingestellt werden muss, um diese auf ein entsprechendes Schluckvolumen einzustellen.

   Dieser Wert alphaO gibt dann die von der Geschwindigkeit xp und der Drehzahl rpm abhängige Grundeinstellung des Schwenkwinkels vor, die dann zur Einspannung des Gleichgangzylinders 4 durch den über die Regeleinheit generierten Wert korrigiert wird. D.h. der Pilot-Schwenkwinkel alphaO wird dann entsprechend dem Ausgangssignal des Kraftreglers 40 verringert, um die Kraft FSOLL und die Drehzahl rpm einzuregeln. Es zeigte sich, dass diese Störgrössenaufschaltung - auch Pilotregelung genannt - zu einem sehr stabilen Regelsystem führt, da über die Regeleinheit lediglich eine kleine, der einzuregelnden Kraft und Drehzahl entsprechende Schwenkwinkeldifferenz vorgegeben werden muss. Das über die Störgrössenaufschaltung er-zeugte Signal wird dann noch mittels einer nicht linearen Adaption 90, 92 individuell für jede Hydromaschine 6, 44 angepasst.

   Das nach der Adaption, für jede Hydromaschine 6, 44 unterschiedlich vorliegende Steuersignal wird dann an das HS4-Schwenkwinkelstellgerät 94, 96 der Hydromaschine 6 bzw. der Hydromaschine 44 angelegt und entsprechend der Schwenkwinkel alpha[theta]act für die Hydromaschine 6 und der Schwenkwinkel alpha44act der Hydromaschine 44 eingestellt. Zur Optimierung der Regelung kann das an das jeweilige Stellgerät 94, 96 abgegebene Sollsignal alpha[beta]nom bzw. alpha44nom erfasst und mit den tatsächlich eingestellten Schwenkwinkel verglichen und ggf. der Schwenkwinkel nachgeführt werden. 

  
Es zeigte sich, dass sich mit einer Kraftregelung gemäss der vorbeschriebenen Regelstrategie in Abhängigkeit von der Drehzahl rpm ein sehr stabiles Hydrauliksystem einstellt, wobei der Wirkungsgrad des Wandlers bei Testversuchen höher als bei den Varianten gemäss den Figuren 1 und 4 liegt. Die Abweichungen zwischen den Schwenkwinkel-Sollwerten (alpha6/44nom) und den Schwenkwinkel-Istwerten (alpha6/44act) sind minimal, wobei der Wirkungsgrad bei einem in Kaskadenschaltung betriebenen System optimal ist. Die am Generator 10 abgreifbare Leistung ist dabei gegenüber herkömmlicher Systeme geglättet. Dies wird anhand Figur 4 erläutert. 

  
In Figur 4 sind die am Antriebsstrang 32 ankommende hydraulische/mechanische Leistung (Drehmoment x Drehzahl) und die am Generator 10 abgegriffene elektrische Leistung (Strom x Spannung) dargestellt. Dabei gibt die dünnere, durchgezogene Linie die ankommende Leistung in Abhängigkeit von der Zeit und die dickere, gestrichelte Linie die abgegriffene, elektrische Leistung in Abhängigkeit von der Zeit wieder. Diese Leistungen sind - wie das Wellenklima - schwankend, jedoch gleichgerichtet, wobei die integrierte Energie jeweils aufgrund der optimierten Entwicklungsstrategie gegenüber herkömmlichen Lösungen sehr hoch ist. Man erkennt in dieser Darstellung die stark schwankende, am Antriebsstrang 32 ankommende mechanische Leistung (Drehmoment x Drehzahl).

   Demgegenüber verläuft die abgegriffene elektrische Leistung (Strom x Spannung) wesentlich gleichmässiger mit verringerter Amplitude. In den Bereichen, in denen die durchgezogene Kurve (ankommende mechanische Leistung) einen grösseren Ausschlag ins negative zeigt, wird die Schwungmasse 42 beschleunigt und somit Energie gespeichert. In den Bereichen, in denen die abgegriffene Leistung (gestrichelte Linie) sich mehr in den negativen Bereich als die ankommende Leistung (durchgezogene Linie) erstreckt, wird die Schwungmasse 42 verzögert und entsprechend der Generator 10 von der Schwungmasse angetrieben. Prinzipiell kann auch eine der Hydromaschinen Kraft geregelt angesteuert werden, während die andere Hydromaschine drehmomentgeregelt ist.

   D.h. die letztgenannte Hydromaschine wird dann so verstellt, dass diese ein im Wesentlichen konstantes Drehmoment (unter Umständen auch abhängig von der Drehzahl) in den Antriebsstrang 32 einbringt. Den beiden Hydromaschinen 6, 44 können zum Druckausgleich noch Hydrospeicher zugeordnet werden - entsprechende Lösungen sind in den eingangs beschriebenen nachveröffentlichten Patentanmeldungen erläutert, so dass diesbezüglich auf die Voranmeldungen verwiesen wird, deren Inhalt zur Offenbarung der vorliegenden Patentanmeldungen zählt. Jeder Hydromaschine 6, 44 kann eine eigene Regeleinheit zugeordnet werden. 

  
Die vorbeschriebene Regelstrategie ist prinzipiell bei allen Wandlern gemäss den nachveröffentlichten Voranmeldungen der Anmelderin einsetzbar. Bei Wandlern mit mehreren kleinen Hydromaschinen, können diese synchron oder unabhängig voneinander in Abhängigkeit von nahezu beliebigen Systemparametern angesteuert werden. 

  
Offenbart ist ein Wandler mit einer von einer Naturkraft, beispielsweise Wellengang, mittelbar oder unmittelbar angetriebenen Pumpe, über die eine Hydromaschine antreibbar ist. Diese ist über einen Antriebsstrang mit einer elektrischen Maschine gekoppelt, die als Generator oder als Motor wirken kann. Erfindungsgemäss wird der Verstellwinkel der Hydromaschine in Abhängigkeit von Oszillationsparametern der Naturkraft über einen Regelkreis geregelt, wobei der Antriebsstrang durch Eingriff in die Steuerung der elektrischen Maschine abgebremst oder beschleunigt wird, um eine Glättung der abgegriffenen Leistung zu ermöglichen.



  Transducer and method for converting mechanical energy into electrical energy

  
The invention relates to a hydraulic / electrical converter according to the preamble of claim 1 and a method for converting mechanical energy into electrical energy by means of a transducer according to the preamble of independent patent claim 9.

  
Hydraulic / electrical converters are used for example in wave generators, as described in US 6,300,698 B1. The well-known wave generator has a hydraulic cylinder, which is in operative connection with a buoy, so that the hydraulic cylinder is actuated by the swell and the corresponding movement of the buoy and pressure medium is conveyed into a hydraulic circuit. The hydraulic cylinder is associated with a hydraulic rectifier, so that regardless of the direction of movement of the hydraulic cylinder pressure medium is fed into the hydraulic circuit to charge a hydraulic rectifier downstream hydraulic accumulator and to drive a constant motor. The output shaft of this constant-speed motor is connected to a generator, so that the hydraulic energy in the above-described hydraulic circuit is converted into electrical energy.

   Since the swell greatly varies both in terms of wave height and Freguenz, a complex electronic circuit for equalization of the generator output voltage must be provided.

  
The applicant's copending patent application 10 2007 018 600 discloses a converter with a pump driven by waves, via which a hydraulic accumulator can be charged and a hydraulic motor can be driven, which in turn drives a generator. The hydraulic motor is connected in this solution to a pressure network and speed controlled, so that the generator can be driven by adjusting the pivot angle of the hydraulic motor in response to hydraulic pressure fluctuations to a large extent at a predetermined speed. Such systems with a variable speed motor operated on a pressure network are also referred to as secondary control, wherein the speed of the variable displacement motor is controlled so that it is achieved independently of the respective load pressure at the pressure applied in the pressure network.

   This pressure is essentially dependent on the state of charge of the hydraulic accumulator. In this case, the displacement of the hydraulic motor must be changed until a balance of the engine torque with the load and at the same time the target speed is reached. By this type of speed control a considerable device and regulatory technical effort for the converter is required.

  
In the copending patent application DE 2007 056 400 of the applicant, a control concept is explained, according to which the converter is designed with a control loop over which the adjustable hydraulic machine is adjustable so that the piston of the piston pump is acted upon by a predetermined force or a predetermined pressure difference , This pressure or force control is carried out in such a way that an optimum conversion of the energy introduced by the natural force (swell) into hydraulic energy is ensured in the case of the adjusted force or the regulated pressure. Accordingly, the adjusted pressure or the adjusted force is variable depending on the oscillation parameters of the natural force (swell).

   The invention is therefore independent of the concepts described above, in which the generator speed was regulated with comparatively great effort and practically aims that the pump, for example the force-stroke characteristic of a piston pump in dependence on the Oszillationsparametern in terms of optimal Conversion of mechanical energy is set in hydraulic energy.

  
Although this solution allows Druckbzw. Force control of the system with extremely little effort. However, it was found that the tapped electrical power is still subject to considerable fluctuations.

  
In contrast, the present invention seeks to provide a converter and a method over which an oscillating force of nature, such as swell can be exploited with low device complexity, to provide an afflicted with the least possible fluctuations in electrical power.

  
This object is achieved in terms of the converter by the combination of features of claim 1 and in terms of the method by the features of the independent claim 9.

  
According to the invention, the converter is designed with a pump driven by an oscillating force of nature over which a hydraulic machine arrangement is driven. This is in turn coupled to an electric machine for converting the hydraulic energy into electrical energy, wherein at least one hydraulic machine of the hydraulic machine arrangement is adjustable and can be controlled via a control loop as a function of the movement parameters of the pump or the natural force. The hydraulic machine assembly and the electric machine are assigned to a common drive train, wherein the electric machine is controllable via a control device such that the drive train is decelerated or accelerated depending on the load condition.

  
In this new control concept, the tapped performance by engaging in the hydraulic part - adjustment of the hydraulic machine for force / pressure of the pump - and in the electrical part - control of the electric machine such that the drive train is decelerated or accelerated depending on the load - smoothed, so that the converter can be operated over conventional solutions with improved efficiency. The inventive converter and the inventive method thus allow a force / pressure control in the hydraulic part (pump / hydraulic machine), in which also enters the speed of the drive train. Accordingly, the regulation of the electrical machine takes place as a function of the desired value of the regulation of the hydraulic part of the converter.

   Both during the adjustment of the hydraulic machine and during the adjustment of the electric machine, the speed and - indirectly or directly - the force acting on the pump or their state of motion.

  
In a preferred embodiment of the invention, the drive train is designed with a flywheel, by which the total mass moment of inertia of the drive train is increased, so that already takes place by the deceleration and acceleration of the flywheel smoothing. About the inventive concept can then be decelerated or accelerated depending on the power input from the side of the hydraulic part in the drive train via the generator, the flywheel to smooth the speed and thus the tapped performance of the system.

  
According to the invention, it is preferred if this flywheel mass is a multiple of the moment of inertia of the other, belonging to the drive train rotating masses. It is particularly preferred if the moment of inertia of the flywheel is 10 times the moment of inertia of the other rotating masses.

  
The swing angle of the hydraulic machine assembly is adjustable in dependence on the force acting on the pump and the speed of the flywheel.

  
In a particularly preferred solution, the hydraulic machine assembly is designed with two hydraulic machines of different nominal sizes, which are each adjustable. Such a solution makes it possible to make the converter very compact due to the small size of the smaller hydraulic machines, such small hydraulic machines are also optimized in response to the present control task, as a faster adjustment and a corresponding torque change is enabled.

  
The electric machine is preferably designed as an asynchronous machine, wherein the regulation of this asynchronous machine is preferably - but not necessarily - via a frequency converter.

  
The activation of this asynchronous machine is preferably carried out under power control, wherein the rotational speed and the torque arising at the asynchronous machine or the power introduced into the drive train via the mechanical / hydraulic converter are included in the desired power value.

  
Instead of a power control of the electric machine and a speed control or the like may be provided.

  
Other advantageous developments of the invention are the subject of further subclaims.

  
In the following, a preferred embodiment of the invention is explained in more detail with reference to schematic drawings. Show it:

  
FIG. 1 shows a circuit diagram of a hydraulic / electrical converter according to the invention (wave generator),

  
FIG. 2 shows a feed purge unit and a pressure safeguard of the converter from FIG. 1;

  
3 shows a control circuit of a control unit of the converter of Figure 1 and

  
Figure 4 is a diagram showing the introduced into a connecting string mechanical power and the tapped electrical power.

  
In the embodiment described below, the hydraulic / electrical converter is designed as a wave generator 1, via which energy stored in the wave is convertible into hydraulic energy and then into electrical energy. This Wellengenerator.1 consists essentially of a floating body 2, the oscillating movement caused by the waves is transmitted to a piston pump, which is designed as a synchronous cylinder (plunger pump) 4 in the illustrated embodiment. This is connected via a closed hydraulic circuit with a hydraulic machine assembly with two adjustable hydraulic machines 6, 44, the pivot angle is adjustable to change the delivery / absorption volume. These hydraulic machines 6, 44 can be designed, for example, in axial piston construction.

   The pivoting angle of the hydraulic machines 6, 44 is adjusted via a control loop 8, via which the force acting on the synchronizing cylinder 4 force is adjusted. The hydraulic machines 6, 44 are force-coupled with an electric machine, which is referred to below as a generator 10. This is usually driven by the hydraulic machine 6, so that the generated electrical energy can be fed into an indicated in Figure 1 by the reference numeral 12 network.

  
As a floating body 2, for example, a construction can be used as described by the company Archimedes Wave Swing, Ltd. Was developed. Such a floating body 2 is anchored to the seabed 18 and arranged completely under water, wherein a vibration mass 14 is acted upon by the waves of a force FW, said force oscillates irregularly in amplitude and in frequency according to the waves. Such force-time curves can be calculated approximately or idealized for each wave climate via suitable model calculations. The FT profiles are then stored in a data memory and taken into account in the scheme described below.

  
As further shown in the schematic illustration in Figure 1, the up and down movement of the float 14 is guided over a spring / damping system 16, so that high-frequency fluctuations or excessive accelerations are suppressed or reduced. For further details on the construction of such floats 2 reference is made to the domain of AWS Ocean Energy (www.awsocean.com), so that further explanations are unnecessary.

  
The oscillating mass 14 of the floating body 2 acts on a piston rod 20 of a piston 22 of the synchronizing cylinder 4, so that it follows the vertical movement of the oscillating mass 14. The piston 22 divides the synchronous cylinder 4 in two annular spaces 24, 26, which are connected via pressure lines 28 and 30 to terminals A and B of the hydraulic machines 6, 44. These can run in four-quadrant operation, so that both the direction of rotation and the direction of the torque can be reversed. The hydraulic machines 6, 44 can therefore be operated both as a hydraulic pump and as a hydraulic machine with alternating direction of rotation. In a connecting strand 32 between the hydraulic machines 6, 44 and the generator 10, a clutch 34 is arranged, so that the power coupling in the event of a fault in the network 12 or in the converter area can be separated.

   This clutch 34 is usually designed with suspension and damping effect, so that sudden torque fluctuations are comparable.

  
Between the generator 10 and the clutch 34, a flywheel 42 is provided in the illustrated embodiment, the mass moment of inertia is substantially greater than that of other components of the drive train 33 (hydraulic machinery 6, 44, generator 10, clutch 34, etc.). In the illustrated embodiment, the mass moment of inertia of the flywheel 42 is about 10 times the other components.

  
Between the flywheel 42 and the generator 10, a further clutch 34 is arranged.

  
The generator 10 is executed in the illustrated solution as an asynchronous generator, which allows a certain amount of slip. The generator 10 is designed with a frequency converter 35, which is also controlled via the control unit 46. In a preferred embodiment, the drive of the frequency converter 35 is carried out after a power control, which receives its setpoint (power setpoint) from the control algorithm for controlling the hydraulic machines 6, 44. As will be explained in more detail below, the two hydraulic machines 6, 44 are preferably controlled according to a force control, wherein the control algorithm takes into account the speed of the drive train 32 in the calculation / specification of the swivel angle alpha, which in turn is set via the frequency converter controlled generator 10.

   The hydraulic machines 6, 44 transmit the power input via the shafts (natural force) in the form of the product of the force K and the linear speed xp of the piston 22 to the drive train 22 in the form of the product from the torque applied via the hydraulic machines 6, 44 and the angular velocity of the drive train 32, which in turn results directly from the rpm rpm.

  
In this area of the mechanical / hydraulic converter no smoothing of the irregularities given by the wave climate occurs - this smoothing is carried out according to the invention by driving the frequency converter 35 and thus the generator 10. The power smoothing and the associated increase in efficiency is made possible by the targeted change in the speed of Drivetrain 32 and especially supported by the additional moment of inertia of the flywheel 42. Thus, for example, when a power increase (acceleration of the float 2), the flywheel 42 is accelerated and thus stored kinetic energy in the system.

   By suitable control of the frequency converter 35, however, the flywheel 42 - or more precisely the entire drive train 32 - braked, so that the generator 10 delivers less power than it is actually offered from the hydraulic side.

  
Similarly, when traversing a power drop (moving the flywheel 2 to a turning point), the total inertia, i. the flywheel 42 and the other components of the drive train 32 braked - the frequency converter 35 of the generator 10 is then controlled so that this converts kinetical energy to be destroyed in a conventional system into electrical energy, so that the generator 10 gives more power than him is actually provided by the hydraulic part of the converter 1 available.

  
The control of the asynchronous generator 10 is carried out substantially according to a power control, in which the torque applied to the generator 10 and the speed received. From these actual values, a setpoint for the power controller is determined, whereby this setpoint is subjected to a moving mean value generator and transferred as setpoint. This setpoint then ultimately results in the speed increase or increase required to achieve the desired power setpoint.

  
Instead of the additional measurement of the torque to determine the power arriving at the generator 10, the power in the region of the mechanical / hydraulic converter, i. in the power transmission path from the pump 4 to the hydraulic machines 6, 44 into account. However, this type of power determination is not yet tested in the desired manner, so that the above-described power control is performed in dependence on the voltage applied to the generator 10 parameters.

  
As already mentioned, the hydraulic circuit with the synchronous cylinder 4 and the hydraulic machine 6 is designed as a closed circuit.

  
About the control circuit 8 is in response to the wave climate of the piston 22 of the

  
Gleichgleichzylinders 4 are acted upon by a force F whose course is similar to irregular as the course of the force Fw according to Figure 2. This force Fw will vary depending on the wave climate, i. calculated as a function of the stored F-t curve and then processed as a setpoint in the control loop 8. As indicated in FIG. 1, this setpoint variable F can also be calculated from the movement speed v of the piston 22 determined via a suitable pickup and a damping parameter beta, in which case F = xp. In this case, beta is also stored as a function of the wave climate (FIG. 2) in a data memory of an electronic control unit, not shown in FIG. 1, of the converter 1. In addition, the speed rpm of the drive train 32 or, more precisely, the flywheel 42 is included in the calculation of the desired force.

   The result of the aforementioned calculation is then again the desired force F.

  
In the illustrated embodiment, the adjusting pressure in the annular spaces 24, 26 is detected by pressure transducers 37, 39 and the corresponding pressures PA and PB supplied as actual sizes of the control unit designed as a force regulator, which is designed for example as a p-controller. In the control unit 46, the actual force F »s [tau] is calculated from the detected pressures and the active surfaces of the piston 22 and compared with the setpoint force F, the setpoint power value at the generator 10 also being compared with the actual value via the control unit Power value compared and output an output signal to the hydraulic machines 6, 42 and the frequency converter 42 in a deviation, so that the pivot angle alpha and the rotational speed rpm is adjusted.

   The adjustment takes place until the force acting on the piston 22 is equal to the desired force F and the flywheel 42 rotates at the setpoint speed. The force is selected as a function of the wave climate so that an optimal conversion of the kinetic wave energy into hydraulic energy takes place, so that the efficiency of the system is optimized with minimal device complexity.

  
Upon reaching one of the two dead centers of the piston 22, the control unit of the pivot angle alpha of the hydraulic machines 6, 42 adjusted over 0, so that when reversing the direction of movement of the piston 22, the direction of rotation of the hydraulic machines 6, 42 remains unchanged. This over-zero adjustment can be dispensed with a hydraulic or electronic rectifier, so that the structure is further simplified.

  
The adjustment of the swivel angle alpha of the two hydraulic machines 6, 44 which can be pivoted about zero takes place as a function of a single output signal of the control unit 46, via which actuators for adjusting the swivel angle of the two hydraulic machines 6, 44 are controlled synchronously. This control signal is applied via a signal line 48 to the two actuators for the electro-hydraulic adjustment of the swivel angle. Such actuators are sold by the applicant under the product name HS4, so that in terms of function on the relevant versions at www. boschrexroth .de can be referenced. In the converter shown in FIG. 1, a feed purge unit 48 is provided for exchanging the pressure medium, for avoiding cavitations and for compensating for leakage losses.

   Furthermore, the reliability of the converter is improved by a pressure fuse 50.

  
The concrete structure of the feed purge unit 48 and the pressure safeguard 50 will be explained with reference to FIG. This shows the two units 48, 50 in an enlarged view. During operation of the converter 1 change due to the oscillating movement of the floating body 2, the high pressure and the low pressure side in the pressure lines 28, 30 constantly and at a relatively high frequency. In unfavorable conditions, it can happen that cavitations occur on the low pressure side. These cavitations can be prevented by the feed purifier 48. The basic structure of such a feed purifying unit 48 has already been described, for example, in DE 10 2005 051 324 A1 or in the subsequently published DE 10 2007 018 600, so that only those elements which are necessary for understanding the required components are described here.

  
The feed purge unit 48 has a feed pump 52 designed as a fixed displacement pump, the pressure connection of which is connected via a branching pressure line 54 to the pressure lines 28, 30. In the two connected to the pressure lines 28 and 30 branches 56, 58 in each case one in the direction of the respective pressure line 28 and 30 opening check valve 60 and 62 is provided. About this feed pump 52 can be promoted from a tank T in the respective low pressure side at pressure drop in one of the pressure lines 28, 30 pressure medium. This feed pump 52 rotates at a constant rotational speed, wherein the maximum pressure is limited by a feed pressure limiting valve 64, so that when the pressure set at this pressure is exceeded, the constant-displacement pump 52 circulates.

  
Parallel to the two branches 56, 58 lead from the pressure lines 28, 30 two purge lines 66, 68, which are guided to input ports P1, P2 of a purge valve 70. This is executed in the illustrated embodiment as a 3-way switching valve, the biased in its spring position (0) shuts off the connection from the two input ports P1, P2 to a tank port T. The actuation of the purge valve 70 is effected via a respectively connected to the pressure line 28 and 30 Spülsteuerleitung 72 and 74. The acting in the purge control line 72 control pressure acts on the purge valve 70 in the direction of a switching position (a), in which the input port P2 to the tank port T is connected and the other input terminal P1 is shut off.

   The pressure in the purge control line 74 accordingly acts on a valve spool of the purge valve 70 in the direction of a switching position (b), in which the pressure port P2 is then shut off and the pressure port P1 is connected to the tank port T. The latter is connected via a tank line 76 and disposed therein a pressure relief valve 78 to the tank T. The pressure limiting valve 78 is adjusted so that when a certain pressure in the tank line 76 is exceeded (switching positions (a), (b)) flushing valve 70, a small pressure medium volume flow to the tank T can flow, but which is replaced immediately via the feed pump 52, so that no pressure medium losses occur.

   As a result, the pressure medium is continuously replaced in the pressure medium circuit, so that heating of the pressure medium and thus a decrease in the efficiency of the converter can be prevented.

  
To protect the pressure lines 28, 30, the pressure protection 50 is provided. This has, according to the illustration in Figure 6, two parallel connected, the two pressure lines 28, 30 connecting relief lines 80, 82, in each of which a pressure relief valve designed as a pressure relief valve 84, 86 is arranged, the pressure relief valve 86, the pressure in the pressure line 30 and the Pressure relief valve 84 limits according to the pressure in the pressure line 28 and aufsteuert on exceeding this maximum pressure, a pressure medium connection to the other pressure line.

  
In the embodiment shown in Figure 1, two relatively small hydraulic machines 6, 44 are used with different sip / delivery volume. In this case, for example, over 0 pivotable axial piston machines can be used, as sold for example by the applicant under the type designation A4V.

  
In principle, these two hydraulic machines 6, 44 are controlled synchronously. According to the invention, however, it is preferred if these are controlled independently.

  
From the control unit 46 is - as described above - depending on the pressures in the pressure chambers of the Gleichgangzylinders 4, the path x of the floating body 2 or the piston 22, the travel speed xp or its acceleration xpp and the speed rpm each one to be set Swivel angle corresponding output signal generated, which is guided in each case via a signal line 47 and 88 to the respective hydromachines 6, 44 associated actuator (HS4). That A respective hydraulic machine 6, 44 associated swivel angle signal alpha 1, alpha 2 is generated via the control unit 46.

   According to a control strategy, it is provided that first the second hydraulic machine 44 is pivoted to zero and the synchronous cylinder 4 is acted upon only by the power controlled hydraulic machine 6 with a predetermined, dependent on the wave characteristics force. As soon as the hydraulic machine 6 has been fully swung out and the pressure medium volumetric flow generated by the movement of the synchronous cylinder 4 and the force to be regulated continue to rise, the second hydraulic machine 44 is additionally actuated. In principle, however, it is not necessary to control the two hydraulic machines 6, 44 with such a cascade control, but the control of one or both of the hydraulic machines 6, 44 can also take place differently or synchronously as a function of other operating parameters.

  
FIG. 3 shows the control circuit of the mechanical / hydraulic part of the converter shown in FIG. 1, this control being designed as an open control loop.

  
According to FIG. 3, a setpoint force FSOLL acting on the synchronous cylinder 4 is initially determined as a function of the motion parameters x, xp, xpp and the characteristic value beta representing the wave climate, and a corresponding voltage signal is generated. The pressures pA and pB are detected via the two pressure sensors 37, 39, and the resulting hydraulic pressure FIST is calculated from the resulting pressure difference and the effective piston area A. The difference between the setpoint force FSOLL and the actual force FIST is then fed to the control unit 46, which is designed, for example, as a P-controller. Depending on the comparison of the actual force FIST and the target force FSOLL, an output signal is then output by the control unit 46.

   In the control strategy according to FIG. 3, however, this output signal is not converted directly into a swivel angle for adjusting the associated hydraulic machine, but instead a kind of control variable interlocking occurs, wherein the velocity xp of the piston 22 and the piston surface is the same in the synchronous cylinder 4 shifted pressure medium volume is calculated and then additionally in dependence on the rotational speed rpm of the flywheel 42, a swivel angle alphaO is calculated directly, which must be theoretically set to the associated hydraulic machine to adjust them to a corresponding displacement.

   This value alphaO then predetermines the basic setting of the swivel angle which is dependent on the speed xp and the rotational speed rpm and which is then corrected for clamping the synchronous cylinder 4 by the value generated via the control unit. That the pilot swing angle alpha0 is then decreased according to the output of the force controller 40 to control the force FSOLL and the speed rpm. It turned out that this disturbance variable connection - also called pilot control - leads to a very stable control system, since only a small pivot angle difference corresponding to the force and speed to be regulated has to be specified via the control unit. The signal generated via the disturbance variable connection is then adjusted individually for each hydraulic machine 6, 44 by means of a non-linear adaptation 90, 92.

   The control signal, which varies according to the adaptation, for each hydraulic machine 6, 44, is then applied to the HS4 swivel angle actuator 94, 96 of the hydraulic machine 6 or the hydraulic machine 44 and corresponding to the swivel angle alpha [theta] act for the hydraulic machine 6 and the swivel angle alpha44act the hydraulic machine 44 is set. To optimize the control, the setpoint signal alpha [beta] nom or alpha44nom output to the respective actuating device 94, 96 can be detected and compared with the actually set pivoting angle and, if necessary, the swivel angle tracked.

  
It has been shown that a very stable hydraulic system adjusts itself with a force regulation according to the above-described control strategy as a function of the rotational speed rpm, the efficiency of the converter being higher in test tests than in the variants according to FIGS. 1 and 4. The deviations between the swivel angle set values (alpha6 / 44nom) and the swivel angle actual values (alpha6 / 44act) are minimal, whereby the efficiency is optimal in a cascade-operated system. The achievable at the generator 10 power is smoothed over conventional systems. This will be explained with reference to FIG.

  
FIG. 4 shows the hydraulic / mechanical power (torque x rotational speed) arriving at the drive train 32 and the electrical power (current x voltage) picked up at the generator 10. The thinner, solid line reflects the incoming power as a function of time and the thicker, dashed line the tapped, electrical power as a function of time again. These performances are - like the wave climate - fluctuating, but rectified, whereby the integrated energy is very high compared to conventional solutions due to the optimized development strategy. It can be seen in this illustration, the highly fluctuating, arriving at the drive train 32 mechanical power (torque x speed).

   In contrast, the tapped electrical power (current x voltage) is much more uniform with reduced amplitude. In areas where the solid curve (incoming mechanical power) shows a greater deflection to the negative, the flywheel 42 is accelerated and thus stored energy. In the areas in which the tapped power (dashed line) extends more in the negative range than the incoming power (solid line), the flywheel 42 is delayed and driven according to the generator 10 of the flywheel. In principle, one of the hydraulic machines can be controlled by force, while the other hydraulic machine is torque-controlled.

   That the latter hydraulic machine is then adjusted so that it introduces a substantially constant torque (under certain circumstances, depending on the speed) in the drive train 32. The two hydraulic machines 6, 44 can be assigned to the pressure equalization still hydraulic accumulator - corresponding solutions are described in the post-published patent applications described above, so that reference is made in this regard to the prior applications, the contents of which is one of the disclosure of the present patent applications. Each hydraulic machine 6, 44 can be assigned its own control unit.

  
The above-described control strategy can in principle be used with all converters according to the previously filed prior applications of the Applicant. For converters with several small hydraulic machines, these can be controlled synchronously or independently depending on almost any system parameters.

  
Disclosed is a converter with one of a natural force, such as swell, indirectly or directly driven pump through which a hydraulic machine is driven. This is coupled via a drive train with an electric machine that can act as a generator or as a motor. According to the invention, the displacement angle of the hydraulic machine is controlled as a function of oscillation parameters of the natural force via a control loop, wherein the drive train is braked or accelerated by intervention in the control of the electric machine to allow a smoothing of the tapped power.

Claims

claims

1. A hydraulic / electrical converter with a driven by an oscillating force of nature pump (4) via which a hydraulic machine assembly (6, 44) is driven, which is coupled to an electrical machine (10) for converting the hydraulic energy into electrical energy, wherein at least one hydraulic machine (6, 44) of the hydraulic machine arrangement is designed to be adjustable and controllable via a control circuit (8) as a function of movement parameters of the pump (4) or the natural force, wherein the hydraulic machine arrangement (6, 44) and the electric machine (10) a common drive train (32) are assigned, characterized in that the electrical machine (10) via a control unit (46) is controlled such that the drive train (32) decelerated or accelerated depending on operating parameters of the pump (4) or the natural force is.

2. Converter according to claim 1, wherein in the drive train (32) a flywheel (42) is provided.

3. A transducer according to claim 2, wherein the mass moment of inertia of the flywheel (42) is a multiple of the moment of inertia of the other rotating masses of the drive train (32).

4. A transducer according to claim 3, wherein the mass moment of inertia of the flywheel (42) is approximately 10 times the mass moment of inertia of the other elements of the drive train (32).

5. A transducer according to one of the preceding claims, wherein adjustment angle of the hydraulic machine assembly (6, 44) in dependence on the pump (4) acting force or of the rotational speed of the flywheel (42) is adjustable.

6. Transducer according to one of the preceding claims, wherein the hydraulic machine assembly has two hydraulic machines (6, 44) with different nominal sizes.

7. Converter according to one of the preceding claims, wherein the electrical machine (10) is an asynchronous machine, which is associated with a frequency converter (35).

8. A converter according to claim 7, wherein the asynchronous machine (10) is power-controlled, wherein in the power setpoint, the speed and the asynchronous machine (10) resulting torque or in the drive train (32) initiated mechanical power received.

9. A method for converting mechanical energy into electrical energy by means of a transducer (1) with a driven by a natural power pump (4) via which at least one hydraulic machine (6, 44) is driven, in turn via a drive train (32) an electric machine (10) is coupled, characterized in that the electric machine (10) is controlled such that the drive train (32) is braked or accelerated depending on the load condition, wherein in the control of the hydraulic machine (6, 44) also the Linkage speed is considered.

10. The method according to claim 9, wherein the control of the hydraulic machine (6, 44) takes place in such a way that the pump (4) is acted upon in dependence on movement parameters of the natural force with a predetermined pressure or force (force control).

11. The method according to claim 10, wherein in the drive train (32) a flywheel (42) is arranged.

12. The method according to any one of claims 9 to 11, wherein the electrical machine (10) via a frequency converter (35) directly or indirectly power or speed controlled.