Anforderungs- und einsatzgerechte Auslegung von Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen...

Anforderungs- und einsatzgerechte Auslegung

von Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen

Von der Fakultät Konstruktions-, Produktions- und Fahrzeugtechnik

der Universität Stuttgart

zur Erlangung der Würde eines Doktor-Ingenieurs (Dr.-Ing.) genehmigte

Abhandlung

Vorgelegt von

Dipl.-Ing. Steffen Häberle

aus Heidenheim a. d. Brenz

Hauptberichter: Prof. Dr.-Ing. Stefan Böttinger

Mitberichter: Prof. Dr. sc. agr. Ludger Frerichs

Tag der mündlichen Prüfung: 23.07.2019

Institut für Agrartechnik

Stuttgart 2019

VORWORT

Die vorliegende Arbeit entstand im Wesentlichen während meiner Tätigkeit als wis-

senschaftlicher Mitarbeiter am Institut für Agrartechnik der Universität Hohenheim.

Initiiert, gefördert und fachlich unterstützt wurde dieses Kooperationsprojekt von der

Bosch Rexroth AG in Elchingen. Hierfür möchte ich herzlich danken.

Mein besonderer Dank gilt Prof. Dr.-Ing. S. Böttinger für die Betreuung der Arbeit

und die konstruktive Unterstützung, auch in Bezug auf Publikationen. Außerdem

möchte ich mich für das entgegengebrachte Vertrauen und den daraus resultieren-

den Freiraum bei der Bearbeitung von Forschungsprojekten bedanken.

Herrn Prof. Dr. sc. agr. L. Frerichs danke ich für die Übernahme des Mitberichts

sowie für die konstruktiven und fachlich fundierten Anmerkungen.

Prof. Dr.-Ing. T. Maier gilt mein herzlicher Dank für die Übernahme des Prüfungs-

vorsitzes.

Allen Kolleginnen und Kollegen des Fachgebiets Grundlagen der Agrartechnik

danke ich für die ständige Hilfsbereitschaft, die tatkräftige Unterstützung, das posi-

tive Arbeitsklima sowie für manch fachliche Diskussion und Anregung. Ebenfalls

möchte ich mich bei den Mitarbeiterinnen und Mitarbeitern der Werkstatt und Mess-

technik für die technische Umsetzung meiner Ideen bedanken. Gleiches gilt für die

zahlreichen wissenschaftlichen Hilfskräfte, Studentinnen und Studenten, welche

mich mit der Bearbeitung wichtiger Teilaufgaben unterstützt haben. Stellvertretend

für die Mitarbeiterinnen und Mitarbeiter der Bosch Rexroth AG in Elchingen, die

mich im Rahmen dieser Arbeit unterstützt haben, danke ich Dr.-Ing. S. Mutschler

für die Leitung des Forschungsprojekts.

Ganz besonderer Dank gilt vor allem meiner Frau Daniela. Sie hat mich immer wie-

der motiviert, sich in der Entstehungszeit dieser Dissertation aufopferungs- und lie-

bevoll um unsere beiden Kinder gekümmert und mir damit den Freiraum für einen

erfolgreichen Abschluss dieser Arbeit gegeben.

Herbrechtingen, im September 2019 Steffen Häberle

Inhaltsverzeichnis I

INHALTSVERZEICHNIS

FORMELZEICHEN ...................................................................................................... III

INDIZES ................................................................................................................. VIII

ABKÜRZUNGEN ......................................................................................................... X

KURZFASSUNG ....................................................................................................... XII

ABSTRACT ............................................................................................................ XIII

1 EINLEITUNG ........................................................................................................... 1

2 STAND DER FORSCHUNG UND DER TECHNIK ............................................................. 4

2.1 Fahrantriebe mobiler Arbeitsmaschinen ....................................................... 4

2.1.1 Aufbau und Struktur von Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen ...... 6

2.1.2 Der hydrostatische Fahrantrieb ......................................................... 10

2.1.3 Anforderungen an Fahrantriebe mobiler Erntemaschinen ................ 12

2.1.4 Funktionen aktueller Fahrantriebe .................................................... 13

2.2 Last- und Leistungskollektive ..................................................................... 15

2.2.1 Klassierverfahren .............................................................................. 16

2.2.2 Lastkollektive von Fahrantrieben mobiler Arbeitsmaschinen ............ 21

2.3 Effizienzbewertung von Antrieben .............................................................. 29

2.4 Zusammenfassung und Präzisierung der Aufgabenstellung ...................... 42

3 LAST- UND LEISTUNGSANALYSE BEIM MÄHDRESCHER ............................................. 44

3.1 Versuchsträger und Messtechnik ............................................................... 44

3.2 Versuchsdurchführung und Messziele ....................................................... 52

3.3 Einsatzprofile von Mähdreschern ............................................................... 54

3.4 Leistungsverteilung innerhalb des Mähdreschers ...................................... 59

3.5 Lastanalyse im Fahrantrieb des Mähdreschers .......................................... 63

3.5.1 Methode zur Lastanalyse und Übertragbarkeit der Ergebnisse ........ 64

3.5.2 Messungen auf Komponentenebene ................................................ 69

3.5.3 Simulation von Lastkollektiven auf Fahrzeugebene .......................... 79

3.5.4 Diskussion von Lastkollektiven einzelner Teilaufgaben .................... 83

3.6 Zusammenfassung zur Last- und Leistungsanalyse .................................. 86

Inhaltsverzeichnis II

4 BEWERTUNG UND OPTIMIERUNG VON FAHRANTRIEBEN ........................................... 87

4.1 Alternative Fahrantriebe für Mähdrescher .................................................. 87

4.1.1 Anforderungsgerechte Auslegung .................................................... 89

4.1.2 Antriebskonzept für eine Referenzmaschine .................................... 92

4.2 Simulation von hydrostatischen Fahrantrieben .......................................... 95

4.2.1 Modellaufbau für Mähdrescherfahrantriebe ...................................... 97

4.2.2 Modellvalidierung ............................................................................ 103

4.2.3 Implementierung eines alternativen Antriebssystems ..................... 110

4.3 Effizienzbewertung des Mähdrescherfahrantriebs ................................... 115

4.3.1 Methodenauswahl für die Effizienzbewertung ................................ 115

4.3.2 Bewertung am Beispiel des Versuchsmähdreschers ...................... 118

4.3.3 Bewertung und Optimierung des Summierungsantriebs ................ 120

4.3.4 Diskussion der Ergebnisse ............................................................. 124

5 ZUSAMMENFASSUNG UND AUSBLICK .................................................................... 127

6 LITERATURVERZEICHNIS ..................................................................................... 130

7 ANHANG ............................................................................................................ 154

Formelzeichen III

FORMELZEICHEN

Formelzeichen Einheit Bezeichnung

𝑎𝐹 m/s2

translatorische Fahrzeugbeschleunigung in Fahrtrichtung

𝐵ℎ l/h absoluter Kraftstoffverbrauch

𝑏𝑒 g/kWh spezifischer Kraftstoffverbrauch

𝑏𝑚 l/t erntemengenbezogener Kraftstoffverbrauch

𝐸𝐺 − Erfüllungsgrad

𝐷 − Schädigungssumme

𝐹𝑎 N Massenträgheitskraft

𝐹𝐿 N Luftwiderstandskraft

𝐹𝑅 N Rollwiderstandskraft

𝐹𝑆𝑡 N Steigungswiderstandskraft

𝐹𝑇 N Triebkraft

�̅�𝑇 N arithmetischer Mittelwert der Triebkraft

𝐹𝑈 N Radumfangskraft

𝐹𝑈,𝑛𝑜𝑟𝑚 − auf Einsatzgewichtskraft normierte Radumfangskraft

�̅�𝑈,𝜏 N zeitlich gewichteter Mittelwert der Radumfangskraft

𝑔 m/s2 Fallbeschleunigung (Ortsfaktor)

𝑔𝐻𝐾 − Gewichtungsfaktor Hauptkriterium

𝑔𝑈𝐾 − Gewichtungsfaktor Unterkriterium

𝑖 − Laufindex, Klasse

𝑖𝐺 − Getriebeübersetzung

𝐽𝑟𝑒𝑑 kg ∙ m2

auf die Raddrehzahl reduziertes Massenträgheitsmoment

Formelzeichen IV

𝑗 − Laufindex, Klasse

𝑘𝑚 − Auslegungsfaktor für Fahrantriebe

𝐿10 h Lebensdauer, die von mindestens 90 % der Prüflinge erreicht wird

𝑀 Nm Drehmoment, allgemein

𝑀2,𝑚𝑎𝑥 Nm maximales Abtriebsdrehmoment bei höchstem Förderdruck

𝑀2,𝑛𝑚𝑎𝑥 Nm maximales Abtriebsdrehmoment bei maximaler Abtriebsdrehzahl

𝑚 − Anzahl an Klassen in einem Kollektiv

𝑚𝐹 kg Masse Fahrzeug

𝑚𝐹,𝐸 kg Einsatzmasse Fahrzeug (Leermasse nach DIN 70020 zzgl. vollständige Arbeitsausrüstung)

𝑚𝐹,𝐿 kg Leermasse Fahrzeug nach DIN 70020

�̇�𝐾𝑜𝑟𝑛 t/h Korndurchsatz (Massenstrom)

𝑛 − Stichprobenumfang, Anzahl

𝑛𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 1/min Abtriebsdrehzahl Dieselmotor

�̅�𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 1/min arithmetischer Mittelwert der Abtriebsdrehzahl des Dieselmotors

𝑛𝑖𝑠𝑡 1/min Ist-Drehzahl, tatsächliche Drehzahl

𝑛𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 1/min Abtriebsdrehzahl Hydraulikmotor

�̅�𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 1/min arithmetischer Mittelwert der Abtriebsdrehzahl des Hydraulikmotors

𝑛𝑃𝑢𝑚𝑝𝑒 1/min Antriebsdrehzahl Hydraulikpumpe

𝑃 kW Leistung, allgemein

𝑃𝑎𝑢𝑠 kW abgegebene Leistung

𝑃𝐸𝑐𝑘 kW Eckleistung

𝑃𝑒𝑖𝑛 kW zugeführte Leistung, Eingangsleistung

𝑃ℎ𝑦𝑑 kW hydraulische Leistung

Formelzeichen V

𝑃𝑁𝑒𝑛𝑛 kW Nennleistung

𝑃𝑁𝑢𝑡𝑧 kW nicht-korrigierte Nutzleistung

𝑃𝑉 kW Verlustleistung

�̅�𝜏 kW zeitlich gewichteter Mittelwert der Leistung

𝑝 bar Druck, allgemein

�̅� bar arithmetischer Mittelwert des Drucks

𝑝𝐴 bar Druck in Arbeitsleitung/Anschluss A (Hochdruck bei Vorwärtsfahrt)

𝑝𝐵 bar Druck in Arbeitsleitung/Anschluss B (Hochdruck bei Rückwärtsfahrt)

𝑝𝑆𝑝 bar Speisedruck

�̅�𝜏 bar zeitlich gewichteter Mittelwert des Drucks

𝑄 l/min Volumenstrom, allgemein

�̅� l/min arithmetischer Mittelwert des Volumenstroms

𝑞 % Steigung

𝑅 − Wandlungsbereich hydrostatischer Rotationsan-triebe mit Verstellmöglichkeit

𝑟𝑑𝑦𝑛 m dynamischer Radhalbmesser (berechnet aus dem Abrollumfang des Reifens)

𝑆 − empirische Standardabweichung

𝑇 K Temperatur, allgemein

𝑇𝑎𝑚𝑏 K Umgebungstemperatur

𝑇𝐿 K Temperatur des Leckageöls

𝑡 s Zeit, allgemein

𝑡0 s Zeitpunkt zum Beginn einer Messung

𝑡𝐸 s Zeitpunkt zum Ende einer Messung

𝑡𝑔𝑒𝑠 s Gesamtzeit

Formelzeichen VI

𝑡𝑖 s Verweildauer innerhalb der Klasse 𝑖

𝑡𝑀𝑒𝑠𝑠 s Messzeit

𝑡𝑁𝑢𝑡𝑧 s Nutzungszeit

𝑡𝑣,𝑖 s Zeit für eine einzelne Geschwindigkeitsstufe in einem Histogramm

𝑈𝐵 V Brückenspeisespannung

𝑈𝑀 V Messspannung

𝑉𝑔 cm3 Verdrängungsvolumen, Schluckvolumen

𝑉𝐾 − Variationskoeffizient

𝑣 km/h Geschwindigkeit, allgemein

�̅� km/h arithmetischer Mittelwert der Geschwindigkeit

𝑣𝐹 km/h Fahrgeschwindigkeit

𝑣𝑡ℎ km/h theoretische (schlupffreie) Fahrgeschwindigkeit

�̅�𝑡ℎ,𝜏 km/h zeitlich gewichteter Mittelwert der theoretischen (schlupffreien) Fahrgeschwindigkeit

𝑊𝑁𝑢𝑡𝑧 J Nutzarbeit

𝑊𝑉 J Verlustarbeit

𝑊𝑧𝑢 J zugeführte Arbeit

𝑤𝑈𝐾 − Bewertung des Unterkriteriums für ein Antriebssystem

𝑥𝑖 − Stichprobenwert

�̅� − arithmetischer Mittelwert der Stichprobenwerte 𝑥𝑖

�̃� − Median der Stichprobenwerte 𝑥𝑖

𝛼𝑆𝑡 ° Steigungswinkel

∆ − Differenz

Formelzeichen VII

𝜖 ̅ − relative mittlere absolute Abweichung

𝜖�̅�𝑀𝑊 − relative mittlere quadratische Abweichung

𝜀 − Energienutzungsgrad

𝜂 − Wirkungsgrad, allgemein

𝜂𝑘𝑢𝑚 − kumulierter Wirkungsgrad

𝜂𝑚 − mittlerer Wirkungsgrad

𝜂𝑚ℎ − mechanisch-hydraulischer Wirkungsgrad

𝜂𝑇 − Wirkungsgrad gesamter Antriebsstrang (Antriebsstrangwirkungsgrad)

𝜂𝑣𝑜𝑙 − volumetrischer Wirkungsgrad

𝜗𝐴𝑐ℎ𝑠𝑒 °C Temperatur des Getriebeöls in der Achse

𝜗Ö𝑙 °C Temperatur des Hydrauliköls

𝜆 − Nutzbarkeitsbeiwert

𝜆𝑚 − Drehmassenzuschlagsfaktor

𝜌𝑅 − Rollwiderstandsbeiwert

𝜌𝑆 kg/m³ Schüttdichte

𝜏 s Verweildauer

𝜏𝑟𝑒𝑙 − relative Verweildauer

𝜑𝑁𝑢𝑡𝑧 − nutzbares Verlustleistungsreduktionspotential

𝜑𝑡ℎ − theoretisches Verlustleistungsreduktionspotential

𝜒 − allgemeine Messgröße

�̅� − arithmetischer Mittelwert einer allgemeinen Messgröße

�̅�𝜏 − zeitlich gewichteter Mittelwert einer allgemeinen Messgröße

𝜔 1/s Winkelgeschwindigkeit

Indizes VIII

INDIZES

Index Bezeichnung

A A-Seite (Hochdruck bei Vorwärtsfahrt)

Achse Antriebsachse, die Antriebsachse betreffend

AF Arbeitsfahrt

ab Abtrieb, abtreibend

abs absolut, tatsächlich

an Antrieb, angetrieben

B B-Seite (Hochdruck bei Rückwärtsfahrt)

Diesel Dieselmotor

DW Dreschwerk

F Funktion, funktional

FA Fahrantrieb

ges gesamt

hr hinten rechts

Last Lastfahrt

LL Leerlast, Leerlastanteil

i Laufindex, Klasse

j Laufindex, Klasse

kum kumuliert

Motor Hydraulikmotor, den Hydraulikmotor betreffend

max maximal, Maximum

mes Messgröße, Messung, gemessen

Nabe Radnabe

Indizes IX

Pumpe Hydraulikpumpe, die Hydraulikpumpe betreffend

Rad am Rad, an der Radnabe wirkend

RS Referenzsystem

rel relativ

SG Schaltgetriebe

Soll Sollgröße, Führungsgröße bei Reglern

sim simulierte Größe, Simulation

Tank Hydrauliköltank

th theoretisch

Volllast Volllastkennlinie, die Volllast betreffend

η Wirkungsgrad, den Wirkungsgrad betreffend

+ positiv

- negativ

Abkürzungen X

ABKÜRZUNGEN

1D eindimensional

3D dreidimensional

ABS Antiblockiersystem (automatischer Blockierverhinderer)

A/D analog/digital

ASR Anti-Schlupf-Regelung

BSL Best Straight Line (Kleinstwerteinstellung)

BZF Belastungs-Zeit-Funktion

CAE Computer-Aided Engineering

CAN Controller Area Network (serieller Feldbus für Kraftfahrzeuge)

CAPL Communication Access Programming Language

CFD Computational Fluid Dynamics (numerische Strömungssimulation)

CO Kohlenstoffmonoxid

CVR Constant Variabler Ropa-Antrieb

DBU Deutsche Bundesstiftung Umwelt

DIN Deutsches Institut für Normung

DMS Dehnungsmessstreifen

ECU Engine Control Unit (Motorsteuergerät)

EU Europäische Union

FEM Finite Elemente Methode

FFT Fast Fourier Transform (schnelle Fourier-Transformation)

FS Full Scale (Endwert)

FVA Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V.

HC unverbrannte Kohlenwasserstoffe

Abkürzungen XI

HCU Hydraulic Control Unit (Hydrauliksteuergerät)

HK Hauptkriterium

HUN Ungarn

HVT Hydromechanical Variable Transmission

KTBL Kuratorium für Technik und Bauwesen in der Landwirtschaft e.V.

MV Mecklenburg-Vorpommern

NMHC Non-Methane Hydrocarbons (Nichtmethan-Kohlenwasserstoffe)

NOx Stickoxide (nitrose Gase mit verschiedenen Oxidationsstufen)

PKW Personenkraftwagen

QFD Quality Function Deployment

ROI Return on Investment (Kapitalrentabilität)

RS Referenzsystem

SAE SAE International (früher: Society of Automotive Engineers)

TCU Transmission Control Unit (Getriebesteuergerät)

UK Unterkriterium

Kurzfassung XII

KURZFASSUNG

Fahrantriebe mobiler Erntemaschinen werden im Rahmen einer fortschreitenden

Automatisierung zunehmend zum integralen Bestandteil der Prozessführung. Kom-

plexe Anforderungen, die sich aus deren Einsatz ergeben, haben zu einer Etablie-

rung hydrostatischer Fahrantriebe geführt. Der zunehmende legislative Druck und

die steigenden Vermarktungschancen kraftstoffsparender Technologien rücken die

Effizienzbewertung von Antriebssystemen stärker in den Fokus der Forschung und

Entwicklung. Standardisierte Bewertungssysteme lassen sich bei mobilen Arbeits-

maschinen, wegen deren Heterogenität und Vielfältigkeit ihrer Aufgaben, allerdings

nur schwer umsetzen.

Die vorliegende Arbeit zeigt einen allgemeingültigen methodischen Ansatz zur Effi-

zienzbewertung anhand von Lastkollektiven und eines Simulationsmodells auf. Die-

ser lässt sich auf alle mobilen Arbeitsmaschinen mit quasistationären Lastanteilen

anwenden. Am Beispiel eines Mähdreschers werden typische Einsatzbedingungen

mit gemessenen Einsatzprofilen und Lastkollektiven ermittelt und in den Gesamt-

kontext möglicher Nutzungsszenarien kategorisiert. Mittels eines Antriebsstrangmo-

dells wird damit die Energieausnutzung des Fahrantriebs, entsprechend den Ein-

satzbedingungen, berechnet. Basierend auf diesen Ergebnissen und einer detail-

lierten Anforderungsanalyse sind neue Antriebslösungen erarbeitet und entspre-

chenden Leistungsklassen zugeordnet worden.

Für einen Referenzmähdrescher wird ein methodisch ausgewähltes Fahrantriebs-

konzept, ein sogenannter Summierungsantrieb, ausgelegt und modellbasiert be-

wertet. Die berechneten Ergebnisse der optimierten Antriebsvariante zeigen deutli-

che Verbesserungen der Energieausnutzung bei einem erhöhten Kundennutzen.

Optimierungslösungen zielen, wegen der hohen Zeitanteile im Betrieb, idealerweise

auf den Teillastbereich ab. Mit einer Erhöhung des Mitteldruckniveaus lassen sich

Effizienzverbesserungen in diesem Bereich erreichen. Allerdings führt dies zu einer

Reduzierung der zu erwartenden Lebensdauer, weshalb die Ausfallwahrscheinlich-

keit von Komponenten, im Sinne einer nachhaltigen Lösung, stets mitbetrachtet

werden muss. Insgesamt bieten anforderungs- und einsatzgerechte Fahrantriebe

bei Erntemaschinen noch Potential für Effizienzsteigerungen und höheren Bedien-

komfort. Werden diese Potentiale konsequent ausgeschöpft, sind hydrostatische

Fahrantriebe auch zukünftig konkurrenzfähig.

Abstract XIII

ABSTRACT

With the advancement of automation systems, traction drives of mobile harvesting

machines are increasingly becoming an integral part of process management. Com-

plex demands arising from the use of these machines have led to the establishment

of hydrostatic drives. The increasing legislative requirements and the better market-

ing opportunities of fuel-saving technologies are focussing research and develop-

ment on the efficiency evaluation of drive systems. Standardized assessment sys-

tems are difficult to implement for mobile machinery due to their heterogeneity and

diversity of tasks.

This thesis shows a general methodical approach for efficiency evaluation based on

load spectra and a simulation model. This approach can be applied to all mobile

machines with quasi-stationary load points. Using a combine harvester as an exam-

ple, typical use cases with measured operational profiles and load spectra are de-

termined and classified in the overall context of possible use case scenarios. By

means of a drive train model, the energy efficiency of the traction drive is calculated

in accordance with the conditions of use. Based on these results and a detailed

requirement analysis, new drive solutions are developed and assigned to corre-

sponding performance classes.

For a reference combine, a methodically selected traction drive concept, a so-called

summation drive, has been designed and evaluated model-based. The calculated

results of the optimized drive variant show significant improvements in energy utili-

sation with increased customer benefit. Ideally, optimizing solutions aim at the par-

tial load range because of the high time proportions during operation. Increasing the

mean pressure level can improve efficiency in this range. However, this leads to a

reduction in the expected service life, which is why failure probability of components,

in the sense of a sustainable solution, must always be taken into account.

Overall, requirement- and application-specific traction drives for harvesting ma-

chines still offer potential for increased efficiency and greater ease of use. If these

potentials are consistently exploited, hydrostatic traction drives will continue to be

competitive in the future.

Einleitung 1

1 EINLEITUNG

Effiziente Maschinen, die für effektiv gestaltete Arbeitsprozesse eingesetzt werden,

nutzen die bereitgestellte Energie in hohem Maße intelligent. Die optimale Strategie

zur Bedarfsminimierung des Produktionsfaktors Energie setzt somit sowohl bei der

Steigerung der Maschinen- als auch bei der Prozesseffizienz an. Logistiksysteme

in der landwirtschaftlichen Produktion, zur Koordination von prozessbeteiligten Ma-

schinen im Feld und außerhalb des Feldes, gewinnen deshalb immer mehr an Be-

deutung [1; 2]. Mit zunehmendem Einsatz intelligenter Assistenzsysteme werden

außerdem die Leistungspotentiale moderner Erntemaschinen besser ausgeschöpft

[3]. Gleichzeitig zeichnet sich bei mobilen Arbeitsmaschinen ein Trend hin zu ener-

gieeffizienten Antrieben ab [4]. Speziell für den Maschineneinsatz ausgelegte An-

triebsstränge bedürfen einer optimierten Betriebsstrategie mit bereits optimierten

Einzelkomponenten [5]. Um eine solche einsatzgerechte Auslegung durchführen zu

können, ist eine möglichst exakte Kenntnis der im Betrieb von mobilen Arbeitsma-

schinen auftretenden Betriebspunkte sowie deren Häufigkeit notwendig. Idealer-

weise werden für solche Betriebspunktanalysen Lastkollektive verwendet, da sich

damit sehr lange Belastungs-Zeit-Funktionen übersichtlich darstellen lassen.

Last- und Leistungskollektive werden klassischerweise für eine betriebsfeste Aus-

legung von Antrieben und Tragstrukturen eingesetzt. Eine exakte Kenntnis der im

Nutzungszeitraum von Maschinen auftretenden Belastungen führt, bei sachgemä-

ßer Auslegung, zu bedarfsgerechten Sicherheitsfaktoren [6] und somit zu einem

idealen Ressourceneinsatz bei hoher Einsatzsicherheit. Gerade bei Erntemaschi-

nen ist eine hohe Verfügbarkeit der Maschine im Ernteeinsatz wichtig für deren wirt-

schaftlichen Betrieb. Ein weiteres Einsatzgebiet für Lastkollektive ist die Effizienz-

bewertung von Maschinen, Baugruppen und Komponenten. Für Erntemaschinen

mit hohen Zeitanteilen quasistationärer Einsatzbedingungen eignen sie sich hervor-

ragend für die Beschreibung relevanter Betriebspunkte für Optimierungsmaßnah-

men. Durch die Identifikation von Leistungsbereichen mit hohen Zeitanteilen und

gleichzeitig hohen Verlustleistungen ist eine zielgerichtete und einsatzgerechte

Auslegung des Fahrantriebs möglich. Standardisierte Prüfzyklen zur Bewertung von

Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen sind derzeit nicht bekannt.

Einleitung 2

Bei Erntemaschinen wie Mähdreschern, Feldhäckslern, Rübenrodern und selbst-

fahrenden Mähaufbereitern sind die Fahrantriebe üblicherweise hydrostatisch aus-

geführt. Sie haben sich in diesem Bereich durchgesetzt, da sie die hohen gestellten

Anforderungen wirtschaftlich und mit etablierter Technik erfüllen. Die Möglichkeiten

zur Einbindung in moderne Fahrzeugkommunikationsumgebungen machen diese

Antriebe nach wie vor attraktiv und bieten ein hohes Automatisierungspotential.

Neben der kontinuierlichen Verbesserung bestehender Antriebskonzepte ist es

wichtig, über neue Lösungen nachzudenken. Eine detaillierte Funktions- und Anfor-

derungsanalyse sowie die Kenntnis repräsentativer Einsatzbedingungen und Last-

fälle ermöglichen die technisch-wirtschaftliche Auswahl geeigneter Varianten. Die

Quantifizierung des Energieeinsparpotentials lässt sich im virtuellen Fahr- und Feld-

versuch kostengünstig realisieren. Vor allem bei der finalen Variantenauswahl bietet

die Simulation virtueller Prototypen eine fundierte und belastbare Entscheidungsba-

sis. Wichtig dabei ist die Verwendung von reproduzierbaren Vergleichsgrößen, wel-

che die Nutzungsbedingungen der zu bewertenden Maschine möglichst exakt wi-

derspiegeln [7].

Die vorliegende Arbeit befasst sich im Wesentlichen mit der modellbasierten Effi-

zienzbewertung von Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen. Am Beispiel eines Ver-

suchsmähdreschers wird das methodische Vorgehen von der Einsatzprofil- und

Lastkollektiverfassung über die Erstellung und Validierung von Simulationsmodellen

bis hin zur Auswahl, Bewertung und Optimierung einer neuen Antriebslösung auf-

gezeigt. Hierfür wird zunächst der Stand der Forschung und Technik im Bereich der

Fahrantriebe, der Last- und Leistungsanalyse und deren Effizienzbewertung umris-

sen.

Die darauf aufbauenden Untersuchungen an einem Versuchsmähdrescher beinhal-

ten die Versuchsbeschreibung, die Erfassung von Einsatzprofilen und die Analyse

der Leistungsverteilung innerhalb eines Mähdreschers. Basierend auf gemessenen

Lastkollektiven und einem Simulationsmodell wird darüber hinaus eine allgemein-

gültige, teilaufgabenspezifische und übertragbare Methode zur Last- und Leistungs-

analyse beschrieben und exemplarisch auf den Versuchsmähdrescher angewen-

det.

Einleitung 3

Aus den gewonnenen Ergebnissen werden im Rahmen einer Bewertung und Opti-

mierung mögliche Fahrantriebslösungen diskutiert. Ein modular aufgebautes und

validiertes Simulationsmodell ermöglicht den direkten Vergleich einzelner Varian-

ten. Die damit durchgeführte Effizienzbewertung nutzt sowohl den Wirkungsgrad als

auch den Zeitanteil eines simulierten Lastpunkts als Bewertungsgröße. Damit wird

der Lasthäufigkeit eines typischen Einsatzes Rechnung getragen. Abschließend

wird die erarbeitete Methode anhand des Vergleichs eines Summierungsantriebs

mit dem Referenzantrieb des Versuchsmähdreschers diskutiert und exemplarisch

dargelegt.

Stand der Forschung und der Technik 4

2 STAND DER FORSCHUNG UND DER TECHNIK

Innerhalb dieses Kapitels wird zunächst der aktuelle Stand der Technik im Bereich

von Fahrantrieben mobiler Arbeitsmaschinen als Kurzübersicht aufgearbeitet. Als

spezielle Untergruppe werden anschließend die Fahrantriebe mobiler Erntemaschi-

nen detailliert beschrieben. Hauptthemengebiete der vorliegenden Arbeit sind unter

anderem Last- und Leistungskollektive sowie die Effizienzbewertung von Mähdre-

scher-Fahrantrieben. Hierzu wird in eigenen Unterkapiteln der aktuelle Stand der

Wissenschaft aufgezeigt.

2.1 Fahrantriebe mobiler Arbeitsmaschinen

Stufenlose Fahrantriebe haben sich bei vielen mobilen Arbeitsmaschinen etabliert.

Sie bieten einen hohen Fahrkomfort sowie das Potential zur Produktivitätssteige-

rung durch eine stufenlose Geschwindigkeitsanpassung an die Umgebungsbedin-

gungen des Arbeitsprozesses und die Möglichkeit zur Prozessautomatisierung. Ist

als Hauptfunktion einer mobilen Arbeitsmaschine die Erzeugung hoher Zug- und

Schubkräfte zu identifizieren, sind rein hydrostatische Antriebslösungen seltener

anzutreffen [8]. In diesem Bereich haben sich bei Traktoren Lastschaltgetriebe und

hydrostatisch-mechanisch leistungsverzweigte Getriebe [9–11] durchgesetzt. Typi-

sche Beispiele leistungsverzweigter Getriebe in Traktoren sind die ausgangsgekop-

pelten Vario-Getriebe (ML70-ML260 und TA400) [9], welche mit dem Modell ML200

von Fendt 1996 in Serie gebracht wurden [12; 13], sowie die eingangsgekoppelten

Baureihen Eccom, S-Matic und Terramatic von ZF. Diese werden unter anderem

von den Herstellern John Deere, Same Deutz-Fahr und Claas verbaut. John Deere

und Claas bieten zudem selbst entwickelte leistungsverzweigte Getriebe in Com-

pound-Bauweise an [9; 14].

Bei Radladern sind häufig rein hydrostatische Antriebe, Lastschaltgetriebe mit hyd-

rodynamischen Wandlern, hydrostatisch leistungsverzweigte Getriebe und hydro-

statische Summierungsantriebe vorzufinden [15–19]. Wobei die Fahrantriebe mit

hydrodynamischen Wandlern, wegen des besseren Betriebsverhaltens und der hö-

heren Leistungsdichte, zunehmend durch die beiden letztgenannten Antriebslösun-

gen substituiert werden [20]. Typische leistungsverzweigte Getriebe für Radlader


sind das ausgangsgekoppelte Getriebe cPower von ZF [21], das eingangsgekop-

pelte Getriebe von Caterpillar [19] und das HVT (Hydro-mechanical Variable Trans-

mission) von Dana Rexroth mit einem rein hydrostatischen Fahrbereich bei niedri-

gen Geschwindigkeiten und zwei leistungsverzweigten Fahrbereichen, welche ein-

gangsgekoppelt sind [22; 23]. Die Entwicklung eines weiteren eingangsgekoppelten

Getriebes mit rein hydrostatischem ersten Fahrbereich wird in [24] vorgestellt. Hyd-

rostatische Summierungsantriebe sind unter anderem bei Radladern des Herstel-

lers Liebherr vorzufinden. Durch zwei Hydroverstellmotoren in Schrägachsenbau-

weise und drei Kupplungen lassen sich insgesamt drei Fahrbereiche realisieren.

Dabei wird im ersten Fahrbereich die Leistung der beiden Verstellmotoren summiert

[15; 25]. Eine weitere Lösung mit zwei Radialkolbenmaschinen wird in [26] und [27]

vorgestellt.

Mobile Arbeitsmaschinen ohne hohe Dauerzugkräfte übertragen im Durchschnitt

nur einen Teil der Leistung des Verbrennungsmotors an den Fahrantrieb [8; 28].

Der Leistungsbedarf für den Fahrantrieb nimmt bezogen auf den Gesamtleistungs-

bedarf nicht den höchsten Stellenwert ein, da ein Großteil der Energie unter ande-

rem für die Verarbeitung von Material aufgewendet wird [28; 29]. Typische Beispiele

sind Erntemaschinen wie Feldhäcksler, Mähdrescher, Rübenroder und selbstfah-

rende Mähaufbereiter. Gleiches gilt auch für Stapler, Teleskoplader und Maschinen-

träger [8]. Beim Mähdrescher werden beispielsweise im Mittel nur 16-40 % der An-

triebsleistung für das Fahren benötigt [28; 30–32]. Der tatsächliche Anteil hängt ne-

ben den Umgebungsbedingungen, wie der Bodenbeschaffenheit und der Topogra-

fie, auch vom spezifischen Leistungsbedarf des verbauten Dresch- und Trennsys-

tems ab. Bei Feldhäckslern liegt der mittlere Leistungsanteil das Fahrantriebs für

die Maisernte bei ca. 10 % [33]. Deshalb fallen bei diesen Maschinen die Energie-

verluste im Bereich des Fahrantriebs bezogen auf die Gesamtverluste nicht so stark

ins Gewicht [8]. Zudem muss der höheren Verlustleistung eine gesteigerte Prozess-

leistung durch eine bestmögliche Anpassung der Fahrgeschwindigkeit gegenüber-

gestellt werden [34]. Insgesamt überwiegen die Vorteile hydrostatischer Fahran-

triebe, sodass sie häufig für Fahrantriebe, die primär der Fortbewegung und Pro-

zesssteuerung dienen, eingesetzt werden. Speziell der Aufbau und die Struktur von

Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen sollen im Folgenden detailliert betrachtet

werden.


2.1.1 Aufbau und Struktur von Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen

Fahrantriebe selbstfahrender landwirtschaftlicher Erntemaschinen stellen beson-

dere Anforderungen an deren Aufbau und Funktion. So ist eine Hauptanforderung

die stufenlose Anpassung der Fahrgeschwindigkeit im Erntebetrieb. Ebenso sind

Zugkraftunterbrechungen aus Komfort- und Akzeptanzgründen zu vermeiden [35].

Bei hohem Fahrwiderstand im Feld hätten diese einen sofortigen Stillstand der Ern-

temaschine [18] und somit eine Unterbrechung oder Störung des Ernteprozesses

zur Folge. Die bisher dominierenden rein hydrostatischen Fahrantriebe werden zu-

nehmend durch einsatzgerechte Antriebe, also Antriebe, die sehr spezifisch an die

Einsatzbedingungen der jeweiligen Maschine angepasst sind, ersetzt. Für diesen

hohen Grad der Spezialisierung ist eine genaue Kenntnis der Einsatz- und Nut-

zungsbedingungen sowie der auftretenden Belastungen im Betrieb unabdingbar

[36]. Auf der Suche nach innovativen und zukunftsweisenden Fahrantrieben wurden

bereits erste Untersuchungen zu elektrischen und teilelektrischen Antrieben bei

Erntemaschinen durchgeführt [35; 37–39]. Nach aktuellem technischen Stand sind

dieselelektrische Applikationen für große Erntemaschinen mit langen Volllastzyklen

praktikabel. Batterieelektrische Antriebe hingegen sind derzeit wegen ihrer geringen

Leistungsdichte für aktuell am Markt verfügbare Erntemaschinengrößen nicht sinn-

voll [40]. Beim Einsatz kleiner autonomer Feldroboter, die im Schwarm arbeiten,

scheint ein batterieelektrischer Antrieb geeignet zu sein. [41; 42]

Je nach Antriebsart sind unterschiedliche Topologien denkbar. Die optimale Fahr-

antriebstopologie richtet sich nach den stark variierenden Anforderungen und Ein-

satzbedingungen der einzelnen Erntemaschinen. Drehzahlvariabilität, Übertra-

gungsweg, Antriebsanordnung, Leistungsvermögen und Kosten sind entschei-

dende Faktoren für deren Auswahl [43]. Typische Ausführungen mit einer gelenkten

Achse sind in Bild 1 und mit mehreren gelenkten Achsen in Bild 2 dargestellt.

Fahrantriebe von Rübenrodern sind üblicherweise rein hydrostatisch, mit nachgela-

gertem mechanischen Schaltgetriebe als Zentralantrieb ausgeführt. Typischerweise

werden wegen der hohen Zugkraftanforderungen alle Achsen angetrieben und zu-

sätzlich zur Reduzierung des Wendekreises gelenkt [37; 44; 45]. Ein im vorderen

Bereich der Maschine verbautes Knickgelenk erlaubt zudem die Fahrt im Hunde-

gang zur Bodenschonung durch die Reduzierung des Multipass-Effekts.


Bild 1: Schematische Darstellung typischer Antriebskonzepte mobiler Erntema-schinen mit einer Lenkachse (erweitert nach [43])

Bild 2: Schematische Darstellung typischer Antriebskonzepte mobiler Erntema-schinen mit mehreren Lenkachsen (erweitert nach [43])

Neuere Antriebskonzepte für Rübenroder sind sogenannte Shift on Fly-Lösungen,

welche durch eigene Achsantriebe ein Schalten der Fahrbereiche ohne Zugkraftun-

terbrechung ermöglichen. Die Schaltzeitpunkte zwischen Vorder- und Hinterachse

AchsantriebAchs- und Einzelradantrieb

Einzelrad-

antriebeine Achse zwei Achsen

Mähdrescher

Feldhäcksler

Fahrt-

richtungDifferential

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

ZentralantriebAchsantrieb an

mehreren AchsenEinzelradantrieb

Rübenroderje nach Maschinengröße mit 2 oder 3 Achsen

selbstfahrender

Mähaufbereiter

Fahrt-

richtung

Differential

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb

An-

trieb


liegen bei minimal unterschiedlichen Fahrgeschwindigkeiten, sodass es beim

Wechsel zwischen den zwei Fahrbereichen lediglich zu einer Zugkraftreduzierung,

nicht aber zu einer Zugkraftunterbrechung kommt [14; 44]. Zudem ermöglicht das

Konzept des Achsantriebs eine variable Einstellung der Voreilung. Dies erhöht be-

sonders bei Hanglagen die Traktion und führt im Transferbetrieb zu einem reduzier-

ten Verschleiß [14]. Das Shift on Fly-Getriebe ist ein modifiziertes Stillstandsschalt-

getriebe, welches durch ein hydraulisches Abkuppeln einen synchronisierten

Schaltvorgang während der Fahrt mit sehr kurzen Schaltzeiten erlaubt [46]. Ein wei-

teres, innovatives Antriebskonzept für Rübenroder ist das CVR-Getriebe von

ROPA. Es handelt sich um einen Summierungsantrieb mit insgesamt zwei null-

schwenkbaren Hydroverstellmotoren und einem Konstantmotor. Dieser ist als

Zentralantrieb ausgeführt und erlaubt ein stufenloses Durchfahren des Geschwin-

digkeitsbereichs von 0-17,5 km/h im Acker- und 0-40 km/h im Straßenmodus bei

einer Verbrennungsmotorendrehzahl von 1.195 1/min. Aus Sicherheitsgründen wird

Motor 3 im Straßenmodus gegen das Getriebegehäuse blockiert. [45; 47] Bild 3

zeigt den schematischen Aufbau des Getriebes. Der Übersichtlichkeit halber sind

die Ansteuerung der Hydrostaten inklusive deren Druckabschneidung, die Sensorik,

der Kühler, die Filter und die Spülventile nicht dargestellt.

Bild 3: Schematische Darstellung des CVR-Getriebes von ROPA (nach [45])

K1K2

Moto

r 2

160 c

m³

Moto

r 1

0-2

15 c

m³

Motor 3

0-215 cm³

Abtrieb


Feldhäcksler hingegen sind nahezu ausnahmslos allradgetrieben und mit hydrosta-

tischen Fahrantrieben ausgestattet. Es werden Achsantriebe mit zwei bis vier me-

chanischen, im Stillstand schaltbaren Stufen oder Einzelradantriebe mit schaltbaren

Radnabenmotoren bzw. Axialkolben-Verstellmotoren mit Planetenendantrieben

verbaut [48–56]. Neben den bei hydrostatischen Achsantrieben üblicherweise ver-

wendeten Axialkolbenmaschinen in Schrägachsen-Bauart wird in [57] ein „Face-to-

Face“ Doppelmotor in Schrägscheiben-Bauart vorgestellt, welcher bereits bei Feld-

häckslern in Serie verbaut ist [54].

Moderne Hochleistungsmähdrescher werden ausschließlich mit hydrostatisch an-

getriebenen Achsantrieben ausgestattet. Zur Erweiterung des Wandlungsbe-

reichs 𝑅 (Gl. (1) [58]) werden zwei- bis vierstufige Stillstandsschaltgetriebe verbaut.

Der Kunde kann bei allen namhaften Herstellern zwischen Rad- und Bandlaufwer-

ken wählen. Optional werden Allradantriebe angeboten. Diese können als Achs-

oder Einzelradantrieb ausgeführt sein [59–63]. John Deere bietet für Mähdrescher

und Feldhäcksler optional einen hydrostatischen Fahrantrieb in Kombination mit ei-

nem zweistufigen Lastschaltgetriebe an [52; 62; 64].

𝑅 =𝑀2,𝑚𝑎𝑥𝑀2,𝑛𝑚𝑎𝑥

(1)

𝑀2,𝑚𝑎𝑥: größtmögliches Abtriebsmoment bei höchstem Förderdruck

𝑀2,𝑛𝑚𝑎𝑥 : maximales Drehmoment bei maximaler Abtriebsdrehzahl

Zusammenfassend lässt sich sagen, dass der hydrostatische Fahrantrieb die domi-

nierende Technologie im Bereich der Erntemaschinen ist [65]. Er wurde für europä-

ische Mähdrescher 1965 erstmals von Ködel und Böhm vorgestellt und hat die ab

den fünfziger Jahren des vergangenen Jahrhunderts üblichen Keilriemen-Verstell-

getriebe [66; 67] in den Industrieländern, trotz deren Wirkungsgradvorteil [68], voll-

ständig abgelöst. Gründe dafür sind der höhere Bedienkomfort und die gesteigerte

Produktivität durch verschleißfreies Reversieren, Anfahren ohne Fahrkupplung und

durch den etwa dreimal so großen Wandlungsbereich. Zudem ist der Raumbedarf

der Komponenten deutlich geringer [68; 69].


2.1.2 Der hydrostatische Fahrantrieb

Hydrostatische Fahrantriebe von modernen Erntemaschinen werden ausschließlich

im geschlossenen Kreis betrieben. Die Anpassung der Abtriebsdrehzahl und somit

der Fahrgeschwindigkeit erfolgt durch Veränderung der Verdrängungs- und

Schluckvolumina der eingesetzten Pumpen und Motoren. In der Grundform (Bild 4)

wird lediglich die Pumpe verstellt (Primärverstellung). Zur Erweiterung des Wand-

lungsbereichs 𝑅 werden Verstellpumpen und -motoren verbaut (Primär- und Sekun-

därverstellung). Hydrostatische Fahrantriebe ermöglichen eine stufenlose Drehmo-

ment-/Drehzahlwandlung aus dem Stillstand (𝑖𝐺 = ∞, Gl. (2)). Der Wandlungsbe-

reich 𝑅 von primär- und sekundärverstellbaren hydrostatischen Getrieben ist ver-

gleichsweise groß (üblicherweise bis 𝑅 = 15). [69]

𝑖𝐺 =𝑛𝑎𝑛𝑛𝑎𝑏

(2)

Bild 4: Grundschaltplan eines hydrostatischen Fahrantriebs nach [25]

Bild 4 zeigt den Grundschaltplan eines hydrostatischen Getriebes. Der von der Ver-

stellpumpe (1) erzeugte Volumenstrom wird zum Hydromotor (2) geleitet und von

dort aus wieder zurück zur Pumpe (geschlossener Kreislauf). Dadurch ist ein An-

fahren aus dem Stand möglich. Lässt sich die Pumpe durch die Nulllage durch-

schwenken, ist zusätzlich ein verschleißfreies Reversieren möglich. Der Hydromo-

tor kann als Konstant- oder Verstellmotor ausgeführt sein. Das Ölvolumen, welches

durch interne Leckagen und die kontrollierte Entnahme aus dem geschlossenen

(1) (2)(3) (4)

(5)

(6)

(6)

(7)

(8)

(9)

(10)

(10)

(11)

(11)

(12)


Kreis über das Spülventil (7) zur Kühlung (9) und anschließenden Filterung (5) ab-

fließt, wird durch die Speisepumpe (3) über die Speiseventile (6) hin zur Nieder-

druckseite wieder aufgefüllt. Zusätzlich wird die Speisepumpe (3) häufig als

Hilfsenergieversorger für Niederdruckhydrauliksysteme (12) wie beispielsweise die

Verstelleinrichtung der Pumpe oder Schaltventile am Getriebe verwendet. Der

saugseitige Vordruck an der Pumpe (1) wird über die Druckbegrenzungsventile (4)

und (8) eingestellt. Bei einem Defekt am Speisesystem ermöglichen die Ventile (11)

ein Notansaugen. Die Hochdruckbegrenzungsventile (10) sichern den geschlosse-

nen Kreis gegen Überdruck ab. [25; 69; 58]

Hydrostatische Getriebe im geschlossenen Kreis, welche in modernen mobilen Ern-

temaschinen ausnahmslos zum Einsatz kommen, bieten folgende systembedingte

Vorteile [70; 17; 20; 25; 69; 58; 71; 72]:

keine prinzipbedingten Drossel- oder Volumenstromverluste im Leistungsteil,

großer Wandlungsbereich durch Primär- und Sekundärverstellung,

4-Quadrantenbetrieb mit stetigem Übergang, kein verschleißbehaftetes

Reversiergetriebe notwendig,

stufenlose und feinfühlige Geschwindigkeitsanpassung und -regelung,

hohes Automatisierungspotential,

freizügige Anordnung der Getriebekomponenten,

Möglichkeit zur Rekuperation durch zusätzliche Hydrospeicher,

kleines Öltankvolumen ausreichend,

nur ein Medium für Leistungsübertragung, Kühlung und Schmierung,

sehr günstiges Leistungsgewicht,

geringe Lastabhängigkeit der Übersetzung,

integrierter Überlastschutz durch Druckbegrenzungsventile,

Vielseitigkeit in der Anwendung durch hohe Komponentenvielfalt,

vielfältige Steuer- und Regelmöglichkeiten sowie

gute Bremswirkung durch Schleppen des Dieselmotors.

Ein Nachteil des hydrostatischen Getriebes ist der mäßige Wirkungsgrad verglichen

mit mechanischen Getrieben. Die Bestwerte liegen bei 78-84 % für hydrostatische

Getriebe und bei etwa 90-95 % für vergleichbare Vielstufen-Zahnradgetriebe. Nicht


betrachtet sind hierbei Verlustleistungen in den Achsen und anderen festen Über-

setzungen. [25; 73]

2.1.3 Anforderungen an Fahrantriebe mobiler Erntemaschinen

Die Fahrantriebe aktueller Erntemaschinen sind keinesfalls nur für die Fortbewe-

gung der Maschine zuständig, sie sind vielmehr integraler Bestandteil der Prozess-

führung. Deshalb werden hohe Anforderungen an die Steuer- und Regelbarkeit so-

wie an die Einbindung in aktuell verfügbare Bussysteme gestellt. Ein Beispiel sind

Fahrassistenzsysteme, wie automatische Vorfahrtsregler bei Feldhäckslern und

Mähdreschern. Hier kann der Fahrer verschiedene Fahrstrategien nutzen, um die

Maschine optimal auszulasten [54; 60]. Neben den Vorteilen, die ein hydrostatischer

Fahrantrieb systembedingt mit sich bringt (vgl. Abschnitt 2.1.2) und welche ihn für

selbstfahrende Erntemaschinen prädestinieren, können weitere spezifische Anfor-

derungen an ihn gestellt werden. Diese unterteilen sich in Markt-, Kunden-, Sicher-

heits- und Homologationsanforderungen. Die Markt- und Kundenanforderungen

sind nicht immer scharf trennbar und werden häufig über Recherchen und Befra-

gungen ermittelt. Marktanforderungen ergeben sich hingegen aus dem Wettbewerb

und der auf dem Markt verfügbaren Technik. Sie können aber auch aus legislativen

Anpassungen oder Marktlücken resultieren [74]. Generell sollten sich die Entwick-

lungsschwerpunkte an den Kundenwünschen orientieren. Eine etablierte Methode

zur Schwerpunktfestlegung in der Produktentwicklung ist die des Quality Function

Deployments (QFD) [75]. Sicherheits- und Homologationsanforderungen hingegen

leiten sich aus nationalen und internationalen Richtlinien und Gesetzen ab.

Im Folgenden sollen nur die technischen Anforderungen weiter betrachtet werden.

Nicht-technische wie Kosten und Zuverlässigkeit, welche im Rahmen eines Pro-

duktentstehungsprozesses ebenfalls zu berücksichtigen sind, werden nicht disku-

tiert. Tabelle 1 listet exemplarisch für leistungsstarke Mähdrescher der oberen Leis-

tungsklasse Anforderungen an Fahrantriebe auf.

Weitere Markt- und Kundenanforderungen lassen sich aus den Funktionen aktuell

im Markt befindlicher hydrostatischer Fahrantriebe ableiten. Diese sollen im folgen-

den Unterkapitel gesondert betrachtet und analysiert werden.


Tabelle 1: Ausgewählte Anforderungen an Mähdrescher-Fahrantriebe

Anforderung Wert Quelle

Maximalgeschwindigkeit bei Transferfahrten 40 km/h [60–62; 76]

Volllasttriebstrangwirkungsgrad im Hauptar-beitsbereich zwischen 4 und 8 km/h

≥74 % [35]

Gesamtverzögerung der Betriebsbremse ≥5,0 m/s² [77]

hydrostatische Verzögerung, falls Fahrantrieb als Hilfsbremsanlage genutzt wird

≥2,2 m/s² [77; 78]

geforderte Mindestlebensdauer ≥3.000 h [79]

geforderte nutzbare Maximalleistung 0,4∙PNenn,Diesel [30]

2.1.4 Funktionen aktueller Fahrantriebe

Hydrostatische Fahrantriebe bieten wegen ihrer hervorragenden Steuer- und Re-

gelbarkeit ein hohes Potential für die Umsetzung neuer Antriebsfunktionen und Re-

gelungssysteme [17]. Dabei zählt die aktive Druckabschneidung seit vielen Jahren

zum Stand der Technik. Die als Maximaldruckregelung ausgeführte Funktion redu-

ziert bei steigender Last das Fördervolumen der Pumpe und verhindert somit eine

Überlastung des Fahrantriebs. Der Druckabbau über die Hochdruckbegrenzungs-

ventile und somit eine Überhitzung des hydrostatischen Kreises wird dadurch wir-

kungsvoll vermieden [25; 69]. Wird im Betrieb einer mobilen Arbeitsmaschine die

verfügbare Leistung des Verbrennungsmotors voll genutzt, empfiehlt sich der Ein-

satz einer sogenannten Grenzlastregelung. Diese reduziert bei steigender Last und

zu starker Drückung des Dieselmotors durch ein Rückschwenken der Fahrpumpe

die Leistungsaufnahme des Fahrantriebs. Dadurch ist eine Priorisierung anderer

Funktionen wie beispielsweise die der Lenkung oder die der Arbeitsprozessantriebe

möglich [40; 69; 80]. Eine weitere Art der Leistungsregelung ist die automotive Fahr-

funktion, bei der abhängig vom Fahrerwunsch und dem Fahrzustand das Wand-

lungsverhältnis angepasst wird. Der Dieselmotor ist dabei integraler Bestandteil der

Regelung. Durch die lastdruckabhängige Anpassung der Drehzahl und dadurch

auch der verfügbaren Leistung ist eine verbrauchsoptimierte Fahrweise bei redu-

zierten Geräuschemissionen möglich [50; 65; 69; 80–82]. Die automotive Fahrfunk-

tion ist bei Mähdreschern im Transfermodus teilweise schon Stand der Technik [60].


Für ein sehr feinfühliges Positionieren, wie es beispielsweise bei Radladern oder

Staplern notwendig ist, lässt sich mit einer Inchfunktion der Fahrregler übersteuern.

Dadurch sind hohe Drehzahlen des Dieselmotors für die teilweise leistungsintensive

Betätigung der Arbeitshydraulik bei gleichzeitig niedrigen Fahrgeschwindigkeiten

möglich [81; 82].

Zur Erhöhung der Traktion im Feldeinsatz werden häufig hydrostatische Allradan-

triebe verbaut. Bei Achs- und/oder Einzelradantrieben ist eine Sperrung des hyd-

raulischen Längsdifferentials über Stromventile möglich [69]. Mit einem Zweipum-

pensystem und entsprechender Ventiltechnik lassen sich die Vorder- und die Hin-

terachse getrennt ansteuern. Dadurch werden zahlreiche Fahrbereiche, aber auch

eine variable Voreilung realisiert [48; 83]. Das Querdifferential lässt sich bei Achs-

antrieben mechanisch und bei Einzelradantrieben hydraulisch sperren. Einzelrad-

antriebe bieten darüber hinaus die Möglichkeit einer elektronischen Anti-Schlupf-

Regelung (ASR). Hierfür ist je angetriebenem Rad ein nullschwenkbarer elektro-

proportional verstellbarer Hydromotor mit Drehzahlsensor erforderlich. Sobald ein

einzelnes Rad zu stark beschleunigt, wird das Antriebsmoment und damit der

Schlupf reduziert [80; 84]. Eine Reduzierung des Schlupfes führt zur Bodenscho-

nung, Verschleißreduzierung und Verbesserung des Laufwerkwirkungsgrads [80;

85–88].

Aus Sicherheits-, Komfort- und Verschleißgründen wird häufig ein rein hydrostati-

sches Bremsen ohne den Einsatz der Betriebsbremse verlangt. Trotz steigender

Fahrzeugmassen und höherer Fahrgeschwindigkeiten soll ein Überdrehzahlschutz

des Dieselmotors zu jeder Zeit gewährleistet sein. Allerdings haben das Downsizing

und Optimierungsmaßnahmen moderner Dieselmotoren zu einer Reduzierung des

Reibmitteldrucks und somit zu einem reduzierten Schleppmoment geführt. Da sich

beim Bremsvorgang die Fahrpumpe am Dieselmotor abstützt, muss über spezielle

Bremsventile ein Überdrehen verhindert und gleichzeitig die maximal mögliche Ver-

zögerung erreicht werden. Zusätzlich ist bei Einzelradantrieben die Implementie-

rung einer ABS-Funktion denkbar. [89–92]

Neben den Fahr- und Sicherheitsfunktionen lassen sich mit hydrostatischen Fahr-

antrieben Zusatzfunktionen generieren. Die Tempomatfunktion, automatische Vor-

fahrtregler und eine vom Fahrer einstellbare Maximalzugkraft zählen mittlerweile


zum Stand der Technik [93; 94]. Ebenso lassen sich bei elektrohydraulischen Fahr-

antrieben die Beschleunigungs- und Verzögerungsrampen über die Steuersoftware

konfigurieren [65].

Zusammenfassend bietet der hydrostatische Fahrantrieb alle für Erntemaschinen

notwendigen Funktionen und erfüllt die an ihn gestellten Anforderungen. Dadurch

ist er für den Wettbewerb mit anderen Technologien gut gerüstet. Weitere Effizienz-

steigerungen lassen sich durch eine einsatzgerechte Auslegung sowie Optimierun-

gen an Komponenten und Peripheriesystemen erreichen. [17; 91]

2.2 Last- und Leistungskollektive

Die Entwicklung von ressourceneffizienten und wirtschaftlichen Maschinen erfordert

eine belastungsgerechte Dimensionierung der einzelnen Bauteile und übergeord-

neten Baugruppen [95]. Die Erfahrung des Ingenieurs wird zunehmend durch nu-

merische Berechnungsverfahren, welche sich unter dem Überbegriff CAE (Compu-

ter-Aided Engineering) zusammenfassen lassen, ergänzt. Grundlage für eine be-

triebsfeste Auslegung ist in beiden Fällen die exakte Kenntnis der im Lebenszyklus

von Maschinen auftretenden Belastungen und den daraus resultierenden Bean-

spruchungen [96]. Die Notwendigkeit einer betriebsfesten Auslegung von Bauteilen,

Komponenten und Maschinen ergibt sich meist aus den technischen, wirtschaftli-

chen und haftungsrechtlichen Anforderungen des Lastenhefts. Bereits im Pro-

duktentstehungsprozess müssen geeignete Methoden, Verfahren und Werkzeuge

angewandt werden, um Schwingbruchschäden im Betrieb zu vermeiden [97]. Hier-

von sind vor allem sicherheitsrelevante Bauteile besonders betroffen [98]. Die

Schwingungsbeanspruchung, welche die Grundlage der Lebensdauerberechnung

von dynamisch belasteten Bauteilen und Maschinen darstellt, ist in der Regel ge-

kennzeichnet durch ein zufälliges (stochastisches) Auftreten von Amplitude und

Häufigkeit [97].

Eine Besonderheit bei hydraulischen Antriebssystemen ist, dass standardisierte

Komponenten für eine Vielzahl sehr unterschiedlicher Anwendungen eingesetzt

werden. Für eine optimale Auslegung hinsichtlich ihrer Zuverlässigkeit und Effizienz

müssen die Belastungen für jede Anwendung separat analysiert werden [99]. Als

Zuverlässigkeit wird hierbei per Definition die Wahrscheinlichkeit dafür verstanden,

dass ein Produkt während einer definierten Zeitdauer unter gegebenen Funktions-


und Umgebungsbedingungen nicht ausfällt (VDI4001). Der Wahrscheinlichkeitsbe-

griff sagt hierbei aus, dass Ausfälle stochastisch verteilte Ursachen haben und somit

nur mittels Wahrscheinlichkeiten quantitativ beschreibbar sind [100]. Die Belas-

tungs-Zeit-Funktionen (BZF) sind im Falle von mobilen Arbeitsmaschinen ebenfalls

meist stochastisch und somit wegen ihrer Regellosigkeit mathematisch nicht mit

Funktionen oder Reihen beschreibbar, sondern nur durch statistische Methoden

[96]. Für deren Darstellung haben sich Last- und Leistungskollektive etabliert, wel-

che die Häufigkeitsverteilung der im Betrieb auftretenden Lasten darstellen. Deter-

ministische Belastungs-Zeit-Funktionen treten bei sich kontinuierlich wiederholen-

den Arbeitsprozessen unter konstanten Randbedingungen auf und lassen sich des-

halb mit Fourier-Reihen annähern [6; 96]. Die Beanspruchungsgröße und deren

Zeitpunkt können eindeutig angegeben werden. Typische Prozesse mit determinis-

tischem Belastungsverlauf sind das Gesenkschmieden und das Walzen von Bram-

men. Neben der reinen Kenntnis über die Belastungshöhe spielt auch deren Häu-

figkeit eine entscheidende Rolle. Deshalb müssen beispielsweise Zahnräder bei

identischer Belastung aber höherer Drehzahl wegen der höheren Anzahl an Zahn-

lastspielen robuster ausgelegt sein [95].

Im Folgenden werden zunächst die im Rahmen dieser Arbeit verwendeten Klassier-

verfahren zur Berechnung von Lastkollektiven beschrieben, da sie sich zur Darstel-

lung stochastischer Belastungs-Zeit-Funktionen sehr gut eignen. Unter realistischen

Betriebsbedingungen aufgenommene Lastkollektive ermöglichen eine übersichtli-

che Darstellung von Zeit-, Strecken-, Betätigungs-, Last- und Leistungsanteilen

[100]. Im weiteren Verlauf werden dann konkrete Beispiele aus der Literatur zu

Fahrantrieben mobiler Arbeitsmaschinen diskutiert.

2.2.1 Klassierverfahren

Mittels standardisierter Klassierverfahren werden aus beliebig komplexen Belas-

tungs-Zeit-Funktionen Häufigkeitsverteilungen der Amplituden berechnet. Zwar

stellt die Klassierung eine Datenreduktion und teilweise auch eine Reduktion des

Informationsgehalts dar, dennoch ermöglicht sie eine anschauliche und übersichtli-

che Darstellung der Messdaten. Bei der Verwendung der Zählverfahren ist stets im

Vorfeld zu prüfen, ob im spezifischen Anwendungsfall eine Datenreduktion zulässig


ist. Im Bereich der Betriebsfestigkeit hat sich die zweiparametrische Rainflow-Klas-

sierung etabliert. Allerdings bieten – je nach Einsatzzweck – andere Klassierverfah-

ren wegen der besseren Anschaulichkeit der grafischen Darstellung Vorteile [96;

101].

Um eine Klassierung durchführen zu können, muss zunächst der Messbereich vor-

zugsweise in Klassen gleicher Größe unterteilt werden [102]. Üblicherweise werden

diese fortlaufend mit steigendem Messwert nummeriert [96]. Eine Einteilung positi-

ver und negativer Klassen, ausgehend von einer Bezugslinie (Nulllinie), ist ebenfalls

möglich [102]. Liegt bei der Klassierung ein Wert direkt auf der Klassengrenze wird

dieser der nächst größeren Klasse zugeordnet. Diese Regelung ist zwingend not-

wendig um die Vergleichbarkeit verschiedener Klassierungen sicherzustellen [96;

101]. Die Festlegung der Klassenbreite sollte zudem in einem sinnvollen Verhältnis

zur Messgenauigkeit stehen [96].

Bei ereignisbasierten Klassierverfahren, welche beispielsweise beim Überschreiten

einer Klassengrenze eine Zählung auslösen, werden Schwingungen innerhalb einer

Klasse nicht detektiert. Schwingt ein Messsignal um eine Klassengrenze, wird hin-

gegen bei jedem Überschreiten der Klassengrenze eine Zählung ausgelöst. Da

kleine Schwingungen häufig von Messrauschen hervorgerufen werden oder nicht

schädigungsrelevant sind, werden sie mit der Einführung einer Hysterese unter-

drückt. Diese Hysterese, auch Rückstellbreite genannt, sorgt dafür, dass eine Zäh-

lung erst ab einem festgelegten Amplitudenausschlag ausgelöst wird. Je nach Klas-

siermethode muss die Rückstellbreite klassengrenzenorientiert (Bild 5, links) oder

extremwertorientiert (Bild 5, rechts) festgelegt werden.

Bei der Festlegung der Rückstellbreite muss exakt festgelegt werden, wie groß un-

terdrückte Schwingungen sein dürfen, um das Klassierergebnis nicht zu verfälschen

[97]. Gudehus und Zenner [103] empfehlen eine Rückstellbreite von 2,5 % der ma-

ximalen Schwingbreite oder kleiner.


Bild 5: Exemplarische Darstellung einer klassengrenzenorientierten (links) und einer extremwertorientierten (rechts) Rückstellbreite, nach [96]

Im Folgenden werden die Verweildauer- und die Rainflow-Klassierung detailliert

vorgestellt, da diese für die Analyse des Mähdrescherfahrantriebs im Rahmen der

vorliegenden Arbeit verwendet werden. Andere Klassierverfahren sollen an dieser

Stelle nicht behandelt werden. Es sei hierbei auf die einschlägigen Werke von Köh-

ler [96], Haibach [97], Buxbaum [104], Gudehus und Zenner [103] sowie die Richt-

linie FVA 131 IV der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. [101] und die ver-

altete Norm DIN 45667 [102] verwiesen.

Verweildauer-Klassierung

Die einparametrische Verweildauer-Klassierung ermittelt die Zeiten, die ein Mess-

signal innerhalb der einzelnen Klassengrenzen verweilt. Die Gesamtsumme aller

Verweildauern 𝑡𝑖 entspricht der Messdauer 𝑡𝑀𝑒𝑠𝑠. Als relative Verweildauer 𝜏𝑟𝑒𝑙

(Gl. (3)) wird die Verweildauer je Klasse 𝑖 bezogen auf die Messdauer bezeichnet.

Bild 6 verdeutlicht die Vorgehensweise exemplarisch anhand der Klasse 4. [96;

101]

𝜏𝑟𝑒𝑙,𝑖 =𝑡𝑖

𝑡𝑀𝑒𝑠𝑠=∑ ∆𝑡𝑖,𝑗𝑛𝑗=1

∑ 𝑡𝑖𝑚𝑖=1

(3)

1

2

3

4

5

6

Kla

sse

i

Zeit t

7

8

Zeit t

klassengrenzenorientierte Rückstellbreite extremwertorientierte Rückstellbreite


Bild 6: Exemplarische Darstellung der einparametrischen Verweildauer-Klassierung anhand der Klasse 4, nach [96]

Die statistische Auswertung, die mittels der Verweildauer-Klassierung durchgeführt

worden ist, enthält keine Informationen mehr über die Häufigkeit der Extrema und

somit auch nicht über die Größe und Häufigkeit von Schwingspielen. Die Einführung

einer Rückstellbreite ist nicht sinnvoll, da die Unterdrückung überlagerter Schwin-

gungen mit kleiner Amplitude nicht notwendig ist. Die Verweildauer-Klassierung fin-

det vor allem bei der Erstellung von Betriebsbereichsstatistiken für Drehzahlen,

Drehmomente, Leistungen, Drücke, Geschwindigkeiten und Temperaturen Anwen-

dung. [96; 101]

Analog zur einparametrischen Verweildauer-Klassierung wird die zweiparametri-

sche durchgeführt. Allerdings sind die idealerweise äquidistanten Klassen nicht

mehr eindimensional, sondern zweidimensional. Das Ergebnis der zweiparametri-

schen Verweildauer-Klassierung ist somit eine Matrix. Jeder Eintrag der Matrix

(Klasse) enthält die Verweildauer 𝑡𝑖𝑗, in der zwei Parameter die jeweiligen Klassen-

bedingungen erfüllen. Für die zweidimensionale grafische Darstellung eignen sich

Isohypsen, dreidimensional ist auch eine perspektivische Darstellung möglich. [96]

Die zweiparametrische Verweildauer-Klassierung eignet sich besonders gut für die

Darstellung der Häufigkeitsverteilung von Betriebspunkten. Typische Beispiele sind

die Drehmoment/Drehzahl- oder die Druck/Volumenstrom-Klassierung.

1

2

3

4

5

6K

lasse

i

Zeit t

7

8

Δt4,1 Δt4,2 … Δt4,nrelative Verweildauer τrel

0 5 10 15 20 30%

1

2

3

4

5

6

7

8


Rainflow-Klassierung

Der Algorithmus der Rainflow-Zählung erfasst jeweils geschlossene Hysteresen.

Nicht geschlossene Hysteresen werden als Residuum abgelegt [96]. Jede einzelne

Hysteresenschleife wird durch ihre Umkehrpunkte (lokale Minima und Maxima) ge-

kennzeichnet. Das Ergebnis, die sogenannte Rainflow-Matrix, beinhaltet die Anzahl

der geschlossenen Hysteresenschleifen. Diese Schleifen beginnen in der Start-

klasse, kehren in der Zielklasse um und enden wieder in der Startklasse. Dadurch

ist eine Unterscheidung zwischen hängenden und stehenden Hysteresen möglich.

Dies bedeutet, die Information in welcher Reihenfolge die Belastung auftritt, geht

durch die Klassierung nicht verloren. Bild 7 verdeutlicht das Vorgehen bei der Rain-

flow-Zählung. Die gekennzeichneten und nummerierten Dreiecke stellen soge-

nannte geschlossene Hysteresen dar. Nach der Klassierung verbleibt das Resi-

duum, also alle nicht geschlossenen Hysteresen. Je nach verwendetem Zählalgo-

rithmus ändert sich die Behandlung des Residuums und die Bewertung der Extrema

hinsichtlich der Festlegung geschlossener Hysteresen. [96; 97]

Bild 7: Veranschaulichung des Rainflow-Zählverfahrens (nach [96; 105; 106])

1 2 3 4 5 6

1 1 1

2 2

3 1

4 1

5 1

6

Sta

rtkla

sse

Zielklasse

1

2

3

4

5

6

a

b

c

d

evorderes

Residuum

hinteres

Residuum

Zeit t

Kla

sse

i

Die Residuen (a-b-c und c-d-e) werden je

nach Zählalgorithmus vernachlässigt,

mitgezählt oder separat abgelegt:

1

2

3

4

5

6

1

2 3 4

5

67

Kla

sse

i

a

b

c

d

e

Zeit t

Belastungs-

Zeit-Funktion

(BZF)

geschlossene

Hysterese-

schleife


Die Rainflow-Klassierung gilt als Zählverfahren, welches den Schädigungsinhalt

von Belastungs-Zeit-Funktionen am besten wiedergibt. Zudem lassen sich die Er-

gebnisse einparametrischer Klassierungen aus der Rainflow-Matrix ableiten [96].

Aus diesem Grund sind zweiparametrische Zählverfahren zu bevorzugen [103].

2.2.2 Lastkollektive von Fahrantrieben mobiler Arbeitsmaschinen

Bereits 1936 beschreiben W. Kloth und Th. Stroppel [107] die Problematik der Deu-

tung und Vergleichbarkeit von Belastungs-Zeit-Funktionen am Beispiel der Zugkraft

eines Pfluges. Stark schwankende Messwerte durch heterogene Bedingungen wer-

fen die Frage auf, ob die Zugkraft durch einen einzigen Zahlenwert beschrieben

werden kann. Wird der Mittelwert verwendet, liegt die Schwierigkeit bei der Ausle-

gung von Bauteilen in der Festlegung eines adäquaten Sicherheitsbeiwertes. Die

Verwendung des Grenzwertes hingegen führt zu einer überdimensionierten Ausle-

gung. Deshalb schlagen sie bereits zu diesem frühen Zeitpunkt der Lastanalysen

von Landmaschinen die Verwendung einer Häufigkeitsverteilung unter Festlegung

fixer Klassenbreiten vor [107]. Der „Pioniercharakter“ dieses Artikels ist daran zu

erkennen, dass die Zweckmäßigkeit der Gegenüberstellung von Lasthäufigkeit und

Wöhler-Kurve beschrieben ist [95]. Unterstützt wird diese Einschätzung außerdem

durch die damals fortschrittliche Unterteilung des Belastungs-Zeit-Verlaufs der Pa-

ckerwelle eines Mähbinders in einzelne Teilaufgaben [107]. Diese differenzierte Be-

trachtungsweise der einzelnen Häufigkeitsverteilungen erlaubt weitreichende Er-

kenntnisse über auftretende Einzelereignisse. Üblicherweise gehen bei der Klassie-

rung von Lastkollektiven die Informationen der zeitlichen Abfolge verloren. Bei einer

deterministischen Belastung können mittels der Unterteilung nach Teilaufgaben im

Verfahrensablauf einzelne Teilsequenzen dennoch gesondert betrachtet werden.

Bereits 1971 beschäftigt sich Müller [108] mit den Getriebebelastungen an mecha-

nischen und hydrostatischen Mähdrescher-Fahrantrieben. In einem theoretischen

Ansatz berechnet er die erforderlichen Abtriebsdrehmomente sowie die auftreten-

den Stoßbelastungen. Lastkollektive werden hier noch nicht verwendet. [108]

Renius [95] beschreibt 1976 den damaligen Forschungsstand im Bereich Lastkol-

lektive und deren Berechnungsgrundlagen zur Auslegung von Traktorgetrieben. Kri-

tisiert wird hierbei besonders, dass trotz vieler Lastkollektivmessungen keine ver-


wendbaren normierten Last- und Geschwindigkeitskollektive für eine praxistaugli-

che Berechnung vorliegen. Für eine betriebsfeste Auslegung von Getrieben wird die

Verwendung von repräsentativen motorseitigen und triebradseitigen Gesamtlastkol-

lektiven sowie eines Geschwindigkeitskollektivs vorgeschlagen. Für eine detaillier-

tere Betrachtungsweise können Einzelkollektive für typische Arbeitsgruppen und

Fahrgeschwindigkeitsbereiche betrachtet werden. Zudem erweitert die mehrpara-

metrische Darstellung den Informationsgehalt von Lastkollektiven. Als besonders

wichtig wird die Verwendung von Klassierverfahren eingeschätzt, welche die Zeit-

anteile beibehalten [95]. 25 Jahre später beschreibt Renius [109], wie sich Lastkol-

lektive bei der Auslegung von Traktorgetrieben etabliert haben. Weiter wird die Me-

thode der Betriebsfestigkeit als „wirtschaftlich und zukunftsträchtig“ beschrieben.

[109]

Im Jahr 1991 hat die Firma CLAAS das vierjährige Projekt Hydrauliköl auf Rapsölba-

sis gestartet. Ziel war die Freigabe von Hydraulikölen auf Rapsölbasis in Mähdre-

schern und Feldhäckslern. In diesem Rahmen sind insgesamt 24 Maschinen mit

Rapsöl befüllt und deutschlandweit getestet worden. Neben den Projektträgern,

dem damaligen Bundesministerium für Landwirtschaft und der Union zur Förderung

von Öl- und Proteinpflanzen, waren Komponenten-, Öl- und Filterhersteller mit am

Projekt beteiligt. Regelmäßige Viskositätsuntersuchungen, die kontinuierliche Über-

wachung der Drücke und Temperaturen sowie die abschließende Demontage und

Untersuchung aller Komponenten, aber vor allem die große Anzahl an Versuchsträ-

gern erlauben weitreichende Rückschlüsse auf die Eignung von Rapsöl in Erntema-

schinen [110]. Wendorff [111] publiziert in einer Ergebnispräsentation exemplari-

sche Lastdruckkollektive eines hydrostatischen Fahrantriebs der A-seitigen Arbeits-

leitung. Als A-Seite wird beim hydrostatischen Fahrantrieb im geschlossenen Kreis

üblicherweise die mit Hochdruck beaufschlagte Leitung bei der Vorwärtsfahrt be-

zeichnet. Grundlage der publizierten Daten sind Messungen an einem CLAAS

Dominator 88 SL, welcher über drei Ernten hinweg insgesamt 1120 Stunden im Ver-

suchseinsatz mit Rapsöl betrieben wurde, Bild 8. Insgesamt wird der Fahrantrieb

bei einem sehr moderaten Druckniveau betrieben. Die längste Verweildauer mit

39,8 % der Gesamtmesszeit liegt im Bereich zwischen 100 und 150 bar [111].

Renius [8] beschreibt den Hochlastanteil des primär verstellten hydrostatischen

Fahrantriebs als „etwas überdurchschnittlich“.


Bild 8: Lastdruckkollektiv des hydrostatischen Fahrantriebs eines Mähdreschers Messzeit: 1120 h, CLAAS Dominator 88 SL nach [111]

Huber [6] hat für seine Lastanalysen am Fahrantrieb eines Teleskopladers eine Ver-

suchsmaschine mit Messtechnik ausgestattet. Erfasst wurden die Drehmomente an

den Kardanwellen des Allradantriebs zur Vorder- und Hinterachse mittels DMS-Ap-

plikationen und einem Sensortelemetriesystem als Übertragungseinheit zwischen

Rotor und Stator. Außerdem sind die Drücke und Volumenströme beider Hydromo-

toren des Fahrantriebs, einem Konstant- und einem Verstellmotor, gemessen wor-

den. Zusätzlich zu den Messstellen konnten die Bediensignale mitgeloggt werden.

Die Randbedingungen, wie Arbeitstätigkeit und Anbaugerät, stellt der Fahrer manu-

ell über ein separates Bedienterminal als zusätzliche Eingangsgrößen bereit. Last-

kollektive und Einsatzprofile konnten auf drei Testbetrieben gemessen werden. Ins-

gesamt fokussiert diese Arbeit sehr stark die Betriebsfestigkeit von Bauteilen und

Baugruppen. Als Auswertemethode wird deshalb die Rainflow-Klassierung verwen-

det. Aus den erstellten Rainflow-Matrizen werden dann in einem zweiten Schritt

Amplitudenkollektive abgeleitet und zu Bemessungskollektiven verrechnet. Bemes-

sungskollektive decken die komplette Nutzungsdauer von Bauteilen ab und werden

meist aus kurzen, repräsentativen Messungen mittels Schätzung eines Einsatzpro-

fils extrapoliert [96]. Die publizierten Lastkollektive zeigen insgesamt einen hohen

Zeitanteil im Bereich der unteren Teillast sowie hohe Stillstandszeiten. [6]

0

100

200

300

400

500

0,01 0,1 1 10 100

Summenhäufigkeit

relative Verweildauer rel

Fa

hra

ntr

ieb

Dru

ck p

A

%

bar


Für Radlader-Fahrantriebe stellt Pfab [15] Last- und Drehzahlkollektive für typische

Einsatzfälle vor. Aus den gemessenen Einzelkollektiven werden unter Berücksich-

tigung des Einsatzprofils Gesamtlastkollektive berechnet [15]. In [112] schlägt

Kunze eine Methode zur Erstellung von Normlastkollektiven für Baumaschinen zur

Verbesserung der Lebensdauerabschätzung vor. Ebenfalls Teil der Methode ist es,

durch Superposition einzelner Rainflow-Matrizen entsprechend eines Einsatzprofils

eine Gesamtmatrix zu berechnen [112].

Lindner et al. beschreiben in [37] die Implementierung eines dieselelektrischen

Fahrantriebs in einen Rübenroder. Für dessen Auslegung wurde eine Verweildau-

erklassierung der hydraulischen Fahrantriebsleistung durchgeführt. Die erfasste Be-

triebszeit liegt bei 200 h und umfasst sowohl Transferfahrten als auch den Erntebe-

trieb zweier Versuchsmaschinen. Die exakten Randbedingungen werden, ebenso

wie der Auswerteumfang des Leistungskollektivs, nicht weiter spezifiziert. Bild 9

zeigt das gemessene Leistungskollektiv für den Rübenroder mit rund 31 t Leer-

masse und ca. 60 t Gesamtmasse.

Bild 9: Leistungskollektiv der hydraulischen Motorleistung im Fahrantrieb eines Rübenroders mit ca. 31 t Leermasse (nach [37])

Speziell im Bereich des Mähdreschers beschäftigte sich Müller [113] intensiv mit

Lastkollektiven sowie der Leistungsverteilung im Mähdrescher. Ziel des For-

50

100

150

200

250

300

00,01 0,1 1 10 100

Summenhäufigkeit

relative Verweildauer rel

hyd

rau

lisch

e L

eis

tun

g a

m F

ah

r-

an

trie

b e

ine

s R

üb

en

rod

ers

Ph

yd

,FA

%

kW


schungsprojektes ist die Bewertung alternativer Antriebssysteme zur Drehzahlent-

kopplung des Dieselmotors vom Antrieb der Arbeitsprozesselemente. Eine Ent-

kopplung der Antriebsdrehzahl bietet im Idealfall die Möglichkeit den Verbrennungs-

motor stets im verbrauchsoptimalen Betriebspunkt zu betreiben [114]. Um eine hohe

Prozessgüte zu erreichen, müssen drehzahlsensitive Arbeitsorgane wie die Rest-

kornabscheidung oder die Reinigungsanlage mit einer möglichst konstanten, den

Randbedingungen angepassten Erregerfrequenz betrieben werden [115–118]. Dies

stellt bei heterogenen Erntebedingungen hohe Anforderungen an das Entkopp-

lungselement bezüglich dessen Regelgüte. Die erforderliche Regelgüte beschreibt

dabei die Anforderungen hinsichtlich Stabilität, Störkompensation, Dynamik und Ro-

bustheit des dafür notwendigen Drehzahlreglers [119]. Zur Systemauswahl und Di-

mensionierung der Drehzahlentkopplung sind Lastkollektive möglichst aller Antriebe

im Mähdrescher erforderlich [120]. Müller [114] hat hierfür einen Versuchsmähdre-

scher des Typs CLAAS Lexion 470 Montana mit Leistungsmessstellen am Dresch-

werk, der Restkornabscheidung, dem Strohhäcksler, dem Fahrantrieb und dem Vor-

gelege des Antriebs für die Vorsatzgeräte ausgestattet. Unter repräsentativen Be-

dingungen konnten dabei Messdaten aus den Ernten 2011 und 2012 aufgezeichnet

und analysiert werden [113; 114]. Die in [113] publizierten Lastkollektive eines Wei-

zenfeldes mit einer Fläche von 3,3 ha weisen im Bereich der Arbeitsantriebe einen

signifikant hohen Anteil an Leerlast auf. Dieser liegt bei über 30 % der Einsatzzeit.

Die von Müller und Häberle in [36] publizierten Lastkollektive sind auf einem Wei-

zenschlag mit 3 ha und einem Durchschnittsertrag von 7,1 t/ha aufgezeichnet wor-

den und weisen ebenfalls einen ähnlichen Leerlastanteil auf. Auffallend ist der hohe

Teillastanteil mit über 70 % der Einsatzzeit.

Im Bereich des Fahrantriebs (Bild 10) liegen die Anteile für den Stillstand deutlich

über 10 % [36]. Wird unterstellt, dass das hydrostatische Bremsen auf einem ebe-

nen Feld und das Rückwärtsfahren vernachlässigt werden können, ist er am

Zeitanteil zu erkennen, welcher im Bereich des Speisedruckniveaus (ca. 0,1 bis

0,15∙ 𝑝𝐴,𝑚𝑎𝑥) liegt. Insgesamt liegen ca. 99 % der Lastpunkte unter 60 % Auslastung

[36]. Dies ist typisch für Mähdrescher-Fahrantriebe, da Leistungsreserven für

schwierige Erntebedingungen und Steigungen vorgehalten werden müssen. Jedoch

muss berücksichtigt werden, dass es sich beim verwendeten Versuchsmähdrescher


um eine Maschine handelt, welche speziell für Hanglagen konzipiert ist. Die leis-

tungsfähigeren Fahrantriebe dieser Mähdrescher weisen deshalb beim Einsatz in

der Ebene höhere Teillastanteile als Standardmaschinen auf.

Bild 10: Gesamtdruckkollektiv am Fahrantrieb für einen 3 ha Weizenschlag (nach [36])

Neben den in [36] publizierten Lastkollektiven wird dort auch ein erster Ansatz zur

Erstellung virtueller Lastkollektive vorgestellt. Hierbei wird das Gesamtkollektiv in

Teilkollektive zerlegt und entsprechend eines neu erstellten Einsatzprofils rekombi-

niert.

Für einen Feldhäcksler des Typs KRONE Big X 1000 hat Heckmann [34; 121] sehr

umfangreiche Last- und Leistungsanalysen im Fahrantrieb durchgeführt. Ziel des

durch die DBU (Deutsche Bundesstiftung Umwelt) geförderten Projektes [122] war

der Vergleich eines hydraulischen mit einem elektrischen Fahrantrieb. Die durchge-

führten Feldmessungen an der hydrostatisch angetriebenen Hinterachse zeigen

eine überproportionale Häufung der Betriebspunkte im ersten Quadranten des

Drehmoment-Drehzahlkennfeldes mit 87-88 % der Zeitanteile, Bild 11 und Bild 12.

Zudem konzentriert sich der Hauptarbeitsbereich auf ein schmales Betriebskennfeld

im Bereich der unteren Teillast. Die nach dem Klassendurchgangsverfahren

(DIN 45667 [102]) klassierten Lastkollektive sind über die zwei Parameter, dem the-

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

00,01 0,1 1 10 100

Summenhäufigkeit

relative Klassenhäufigkeit

no

rmie

rte

r L

astd

ruck im

Fa

hra

ntr

ieb

pA /

pA

,ma

x

%

-


oretischen Raddrehmoment und der -drehzahl, dargestellt. Das theoretische Rad-

drehmoment 𝑀𝑡ℎ,𝑅𝑎𝑑 errechnet sich dabei aus der gemessenen Druckdifferenz ∆𝑝

und dem eingestellten Schluckvolumen des Radialkolbenmotors 𝑉𝑔, Gl. (4).

𝑀𝑡ℎ,𝑅𝑎𝑑 =𝑉𝑔 ∙ ∆𝑝

2𝜋 (4)

Der Gesamtwirkungsgrad findet dabei keine Berücksichtigung, sodass die darge-

stellten Werte nicht den tatsächlichen Antriebsmomenten entsprechen. Zur Berück-

sichtigung des Gesamtwirkungsgrads sind dreidimensionale Kennfelder erforder-

lich, welche den Differenzdruck, die Drehzahl und das Schluckvolumen berücksich-

tigen. Als Klassenbreite sind 1 kNm für die Raddrehmomente und 2 1/min für die

Raddrehzahlen verwendet worden. [34]

Bild 11: Lastkollektiv Krone Big X 1000 (Serienstand) des rechten Hinterrades für hügeliges Gelände nach [34]

Bild 12: Lastkollektiv Krone Big X 1000 (Serienstand) des rechten Hinterrades für flaches Gelände nach [34]

rela

tive H

äufigkeit

10−4,5

10−4,0

10−3,5

10−3,0

10−2,5

10−2,0

10−1,5

Abbildung 5.1: Lastkollektiv in Form einer Drehmoment-Drehzahl-Verteilung für den rech-

ten Hinterradmotor bei Feldversuchen am 28.09.2009 im tertiären Hügelland

westlich von Freising; verändert auf Basis von [HB10a]

Raddrehzahl nRad

-40 -30 -20 -10 0 10 20 401/min

Raddre

hm

om

ent

Mth

,Rad

0

kNm

4

-4

-8

12

-12

Abbildung 5.2: Lastkollektiv in Form einer Drehmoment-Drehzahl-Verteilung für den rech-

ten Hinterradmotor bei Feldversuchen am 30.09.2009 im komplett flachen

Gelände auf Flächen der Versuchsstation Hirschau der Technischen Univer-

sität München östlich von Freising im Erdinger Moos; verändert auf Basis

von [HB10a]

rela

tive H

äufigkeit

10−4,0

10−3,5

10−3,0

10−2,5

10−2,0

10−1,5

Raddrehzahl nRad

-40 -30 -20 -10 0 10 20 401/min

Raddre

hm

om

ent

Mth

,Rad

0

kNm

4

-4

-8

12

-12


Neben den Feldversuchen unter verschiedenen Einsatzbedingungen sind auch

Prüfstandsuntersuchungen als reproduzierbare Vergleichsbasis des elektrischen

und hydrostatischen Antriebssystems durchgeführt worden. Damit sind präzise Aus-

sagen zu den Gesamt- und Teilsystemwirkungsgraden der Feldhäcksler-Hinter-

achse möglich. Zur Durchführung dieser Messungen ist am Lehrstuhl für Agrarsys-

temtechnik der TU München eigens ein Antriebsstrangprüfstand aufgebaut worden.

[34; 123; 124]

Im Vorgängerprojekt [125] vergleicht Gallmeier [28] elektrische mit hydrostatischen

Baugruppenantrieben am Beispiel des Feldhäckslers KRONE Big X 1000. Mittels

der Monte-Carlo-Methode werden dabei aus Feldmessungen Prüfzyklen für einen

reproduzierbaren Vergleich beider Systeme berechnet. Im Vordergrund steht hier-

bei, neben einer technischen und wirtschaftlichen Bewertung, die energetische Ana-

lyse der Antriebe. [28; 126]

Weitaus intensiver wurden in der Vergangenheit die Fahrantriebe von Traktoren un-

tersucht. Da Traktoren nicht Bestandteil der vorliegenden Arbeit sind, jedoch wich-

tige Parallelen zu Fahrantrieben mobiler Arbeitsmaschinen gezogen werden kön-

nen, soll eine nicht erschöpfende Auswahl wichtiger Literaturstellen kurz angerissen

werden. Eine bedeutende Zusammenfassung wichtiger Literaturstellen zur Ausle-

gung dynamisch beanspruchter Traktorgetriebe gibt Renius in [95]. Biller [127] hat

im Rahmen seiner Arbeit repräsentative Lastkollektive für einen Traktor, an den un-

terschiedliche Anbaugeräte angebaut wurden, erstellt. Bemerkenswert ist, dass die

Arbeitsgänge nach Hauptarbeit, Leerfahrt sowie Anfahren und Schalten unterteilt

wurden. Zudem sind die Einflussfaktoren Arbeitsverfahren, Fahrgeschwindigkeit,

Bearbeitungsart, Bodenfeuchtigkeit, Fahrbahnart und Betätigungsart der Kupplung

auf das Lastkollektiv untersucht worden [127]. Parallel dazu hat Meiners [128] den

Einfluss einer hydrodynamischen Kupplung beim Traktor anhand von Lastkol-

lektiven untersucht. Vahlensieck [129] hat für die Auslegung eines Getriebes mit

Zugkettenwandler Lastkollektive mit dem sogenannten Münchner Forschungstrak-

tor aufgenommen und analysiert. Zudem wurde eine Lebensdauerschätzung nach

gängigen Schadensakkumulationshypothesen durchgeführt [129]. In einem späte-

ren Artikel merkt Vahlensieck [130] an, dass insgesamt nur wenig Veröffentlichun-


gen zu Standard-Lastkollektiven verfügbar seien und die einzig verfügbaren im Be-

reich der mobilen Arbeitsmaschinen von Traktoren stammen. Dieser Umstand hat

sich nach aktuellem Stand nicht wesentlich verbessert.

2.3 Effizienzbewertung von Antrieben

Bei mobilen Arbeitsmaschinen übersteigen oftmals die variablen Kosten, welche zu

großen Teilen aus den Kraftstoffkosten resultieren, die Anschaffungskosten um ein

Vielfaches, weshalb sich Investitionen in energieeffiziente Antriebe amortisieren [5;

131]. Eine Ausnahme stellt der Mähdrescher dar. Wegen den sehr kurzen jährlichen

Einsatzzeiten übersteigen die nutzungsunabhängigen Fixkosten mit einem Anteil

von ungefähr 66 % die variablen Kosten [132]. Dies ist durch die sehr begrenzten

Erntefenster für Getreide von 3 bis 402 Stunden in Deutschland, je nach Klimagebiet

und Zielfeuchte des Ernteguts [79; 133], begründet. Insgesamt betrachtet hat jedoch

die Energieeffizienz von mobilen Arbeitsmaschinen einen hohen Stellenwert [4]. Vor

allem durch die politische Forderung nach einer höheren Energieeffizienz und somit

der Senkung verbrennungsmotorischer CO2-Emissionen [134], sehen sich die

Landtechnikhersteller mit neuen Herausforderungen konfrontiert [135; 136]. Aller-

dings wird die Umsetzung der Ökodesignrichtlinie [137] für mobile Arbeitsmaschi-

nen sehr kritisch gesehen, da landwirtschaftliche Prozesse sehr heterogen sind und

sich nicht mit einer einzigen Kennzahl, wie bei Energielabeln üblich, abbilden las-

sen. Zudem wird durch den produktzentrierten Ansatz ein sehr viel niedrigeres Ener-

gieeinsparpotential gesehen als bei einem ganzheitlichen prozessorientierten An-

satz [138].

Die bisher geltenden europäischen Abgasstufen I bis IV haben mit der Einführung

der Europäischen Richtlinie 97/68/EG [139], sowie deren Überarbeitung vom

21.04.2004 (2004/26/EG [140]), sukzessive zu einer Verschärfung der Emissions-

grenzwerte im Bereich mobiler Maschinen und Geräte geführt. Aktuell ist jedoch

deren CO2-Ausstoß nicht reglementiert. Tabelle 16 im Anhang listet die Emissions-

grenzwerte der einzelnen Abgasstufen für mobile Maschinen seit deren Einführung

auf. Diese Regulierung der Abgasemissionen (Stufe I bis V) hat in der Leistungs-

klasse von 130 bis 560 kW zu einer Reduzierung der Stickoxidgrenzwerte um

95,7 % und bei den Partikeln um 97,2 % geführt. Zusätzlich wird im dargestellten

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Bereich mit Einführung der Stufe V die Partikelanzahl auf 1012 Partikel/kWh be-

grenzt. Außerdem werden Dieselmotoren für mobile Maschinen mit einer Nutzleis-

tung PNutz größer 560 kW erstmals innerhalb der europäischen Abgasgesetzgebung

reglementiert [141].

Der Rahmen für die Klima- und Energiepolitik im Zeitraum 2020-2030 der Europäi-

schen Kommission sieht die Reduzierung der CO2-Emissionen vor. Nach kommis-

sionseigenen Analysen bedeutet das Treibhausgasemissionsminderungsziel von

40 % eine Energieeinsparung von rund 25 % bis ins Jahr 2030, bezogen auf das

Basisjahr

Anforderungs- und einsatzgerechte Auslegung von Fahrantrieben mobiler Erntemaschinen...

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