WO2024078926A1 - Verfahren zum neutralschlalten eines hydrostatischen fahrantriebes - Google Patents

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WO2024078926A1
WO2024078926A1 PCT/EP2023/077381 EP2023077381W WO2024078926A1 WO 2024078926 A1 WO2024078926 A1 WO 2024078926A1 EP 2023077381 W EP2023077381 W EP 2023077381W WO 2024078926 A1 WO2024078926 A1 WO 2024078926A1
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hydraulic machine
machine
displacement volume
load
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Matthias Mueller
Abraham Barrera Villalpando
Franz Werner
Norman Brix
Ronny Herrmann
Ole Isfort
Hannes Klee
Erich Ilk
Peer MUMCU
Veronica ARENAS
Alessandro Arcolia
Andrea Alberti
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Robert Bosch Gmbh
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Definitions

  • Hydrostatic drive systems for mobile work machines are known in which a hydraulic pump and one or more hydraulic motors are connected in a closed hydraulic circuit to form a hydrostatic transmission.
  • the hydraulic pump is driven by an internal combustion engine - e.g. a diesel engine - and the hydraulic motors ultimately drive the mobile work machine - e.g. via a respective wheel.
  • the hydraulic pump of such travel drives is often adjustable in its delivery volume. This means that, for example, when the combustion engine speed is constant, the volume flow delivered by the hydraulic pump can be changed in a closed circuit and thus the output speed of the hydraulic motors or wheels - i.e. the driving speed of the mobile work machine - can be adjusted. It is also known that the hydraulic motor(s) can also be adjusted in their displacement volume.
  • the hydrostatic transmission is equipped with a mechanical gearbox coupled in series. Automation makes it possible for the gear stages of the gearbox of such transmission arrangements to be switched even while driving.
  • the torque between the hydraulic motor of the hydrostatic transmission and the transmission input of the manual transmission is reduced to zero. This is done by reducing the expulsion volume of the hydraulic motor to zero ("zero oscillation"). When the expulsion volume reaches zero, the old transmission stage is disengaged and the new transmission stage is engaged by mechanical synchronization.
  • the previous solutions only take into account a time-controlled adjustment of the hydraulic pump and the hydraulic motor without taking into account the physical state variables (e.g. pressure) or the system parameters (e.g. gear ratio). Disadvantages of the previous solutions include an extensive parameter space, which is required to map the necessary performance, limited performance due to worst case parameterization (slow ramps to avoid high pressures) and this results in very long transition phases until the neutral state.
  • the known solutions have limited robustness due to the state independence, as the fixed parameterization is only partially robust.
  • the object of the present invention is therefore to provide a method for switching with which the above-mentioned problems can be overcome.
  • Figure 1 shows a schematic circuit diagram of a travel drive
  • Figure 2 shows a schematic circuit diagram of a hydraulic pump.
  • a drive for example that of a mobile work machine, has a transmission arrangement 3 with a preferably designed as a diesel engine Drive engine 2, a hydrostatic transmission 4 and preferably a two-stage manual transmission 6 in the exemplary embodiment.
  • a hydrostatic transmission 4 is present.
  • the hydrostatic transmission 4 has a first hydraulic machine 8 designed as an axial piston pump in a swash plate design, which is fluidically connected in a closed hydraulic circuit via two working lines 10, 12 to a second hydraulic machine 14 designed as an axial piston motor in a bent axis design.
  • the first hydraulic machine 8 is coupled to the drive machine 2 via a drive shaft 16.
  • a drive shaft 18 of the second hydraulic machine 14 is coupled to an input shaft 20 of the manual transmission 6.
  • An output shaft 22 of the manual transmission 6 is coupled to a differential 24 of a two-wheel axle 26 of the travel drive 1.
  • Both hydraulic machines 8, 14 each have an adjustable displacement volume.
  • the first hydraulic machine 8 is designed in such a way that it can work in all four quadrants, in both torque directions, both as a hydraulic pump and as a hydraulic motor.
  • the transmission arrangement 3 has a control device 28, in particular for controlling the torque of the drive shaft 18.
  • a shift request device 30, a gear selection device 32, a direction selection device 34, an accelerator pedal 36, a creeper gear selection device 38, a brake pedal 40 and an automatic selection device 42 are signal-connected to the control device 28. All of the devices 30 to 42 mentioned are signal-connected via a CAN bus 44 on the one hand to the control device 28 and on the other hand at least to the drive machine 2.
  • the manual transmission 6 has a first gear stage 46 with a small gear ratio and a second gear stage 48 with a larger gear ratio of the speed of the output shaft 23 to the speed of the input shaft 18.
  • the manual transmission 6 also has a claw clutch 50 which is designed without a synchronizer ring (but of course, within the scope of this invention, a synchronizer can be provided).
  • An actuator 52 of the claw clutch 50 is rigidly coupled to a piston 54 of an actuating cylinder 56.
  • the latter has two identical pressure medium chambers 58, 60 which are separate from the piston 54 and are connected via control lines 62, 64 to an electromagnetically actuated 4/3 switching valve 66.
  • the latter has a first switching position 66a in which the first pressure chamber 58 is connected to a Pressure medium line 68 and the second pressure chamber 60 is connected to a tank line 70.
  • a second switching position 66b the second pressure medium chamber 60 is connected to the pressure medium line 68 and the first pressure medium chamber 58 is connected to the tank line 70.
  • the first switching position 66a causes the piston 54 to be displaced in such a way that the first gear stage 46 is engaged via the claw clutch 50
  • the second switching position 66b causes the second gear stage 48 to be engaged via the piston 54 and the claw clutch 50.
  • the 4/3 switching valve 66 and the actuating cylinder 56 are combined into one unit.
  • This unit also has two limit switches 72, 74, via which the successful switching of the respective gear stage 46, 48 can be detected based on the position of the piston 54.
  • Both limit switches 72, 74 are each connected to the control device 28 via a signal line.
  • the 4/3-way switching valve 66 is connected to a feed pump 76 via the pressure medium line 68.
  • the hydrostatic transmission 4 has a variable, continuously adjustable gear ratio range.
  • the manual transmission 6 connected downstream serves to cover a required speed range of the travel drive 1.
  • the transmission arrangement 3 is designed in such a way that the manual transmission 6 can be switched during ferry operation.
  • the switching or changing of the gear stages 46, 48 can be controlled automatically via the control device 28.
  • the gear arrangement 3 has a speed sensor 76, via which the speed of the output shaft 22 can be detected.
  • it has a speed sensor 78 for detecting the speed of the input shaft 18.
  • the first gear stage 46 has a gear 80 which is firmly coupled to the input shaft and which is in permanent engagement with an idler gear 82 which can be coupled to the output shaft 22 via the claw clutch 50.
  • the second gear stage 48 has a gear 84 which is firmly coupled to the input shaft 18 and an idler gear 86 which is permanently engaged therewith and can be coupled to the output shaft 22 via the claw clutch 50.
  • the first hydraulic machine 8 has an adjustment unit 88 for adjusting its first displacement volume and the second hydraulic machine 14 has an adjustment device 90 for adjusting its second displacement volume, whereby the adjustment device 90 is electroproportional.
  • the adjustment device 90 has a hydraulic actuating cylinder, the mutually effective pressure chambers of which are each connected via a electroproportional adjustable pressure control valve can be supplied with pressure medium.
  • the electroproportional adjustment enables a continuous adjustment of the displacement volume.
  • the adjustment is made proportional to the applied electrical control current.
  • the control pressure is usually taken from the working lines 10, 12 and supplied to the pressure chambers via the electroproportional adjustable pressure control valves.
  • the adjustment of the second hydraulic machine is preferably independent of the load pressure.
  • the adjustment position (displacement volume) of the adjustment device 90 can be corrected so that a certain displacement volume can be reliably achieved, regardless of the load pressure.
  • the first hydraulic machine 8 is a load-sensitive pump, whereby in a load-sensitive hydraulic machine the adjustment of the displacement volume is dependent on the pressure in the first and/or second working line.
  • the differential pressure is controlled via the first hydraulic machine 8.
  • the control concept already mentioned is explained in more detail below on the basis of the control pressure to be controlled.
  • the working lines 10, 12 are connected via respective
  • each first hydraulic machine 8 has a control pressure connection G at which a constant control pressure is present.
  • an adjusting device 88 of the first hydraulic machine 8 has a pressure reducing valve 106.
  • This can be connected via a 4/3-way switching valve 96 to a pressure medium chamber of an actuating cylinder 98, the piston 100 of which is coupled to a pivoting cradle of the first hydraulic machine 8 for adjusting its first displacement volume.
  • the pressure reducing valve 106 is electromagnetically, electrically directly controlled, actuated and connected to the control device 28 according to Figure 1 via a signal line 44a.
  • the control pressure supplied from connection G is available via the control pressure line 102 at a control pressure inlet 104 of the pressure reducing valve 106.
  • a valve body of the pressure reducing valve 106 is preloaded by a spring into an end position in which a control pressure outlet of the pressure reducing valve 106 is brought into pressure medium connection with a tank T.
  • the spring force is counteracted by an electromagnet 109, which can be energized via the signal line 44a.
  • the valve body of the pressure reducing valve 106 moves from the mentioned end position (connection of the control pressure output with the tank T) to intermediate positions in which increasingly the other end position, which causes the fluidic connection of the control pressure input 104 with the control pressure output, gains influence
  • control pressure at the control pressure output 106 increases with increasing current supply to the electromagnet 109.
  • the control pressure output 106 is connected to the 4/3-way switching valve 96 via a control pressure line.
  • either one or the other pressure medium chamber of the actuating cylinder 98 is then pressurized with pressure medium.
  • the 4/3-way switching valve 96 thus serves as a valve that determines the direction of travel.
  • two different pressure reducing valves can be used to supply the two pressure medium chambers with control pressure independently of one another.
  • the input shaft 20, i.e. the drive shaft 18 should be controlled torque-free. This is made possible by controlling the displacement volume of the first and second hydraulic machines 8, 14. Once the drive shaft 18 is torque-free, the gear stage change can take place.
  • the aim of this invention is indeed to create a method to make the drive shaft torque-free.
  • a method is therefore described which makes it possible to make the drive shaft 18 torque-free.
  • a command is received to deactivate the power transmission between the first and the second hydraulic machine so that the drive shaft will no longer receive any torque from the drive machine 2.
  • a travel speed gradient of the working machine and/or a load of the working machine or an operating variable with which the load can be determined is recorded.
  • This recording can of course also be carried out continuously, so that when the command is received this variable is already known to the control device.
  • the operating variable can be a pressure in the first and/or in the second working line 10, 12, the load being determined by the recorded pressure.
  • the command can be generated either manually by the shift request device 30 or automatically by the control device 28.
  • the control device 28 can detect that a change of gear is required to achieve the driving request detected by the accelerator pedal 36.
  • the control device can detect that no power is needed from the drive engine, so that power transmission should be stopped to save energy. It should be noted that in this particular application, no manual transmission is needed in the travel drive (i.e., this invention can also be used with a drive without a manual transmission).
  • a desired behavior of a displacement volume change of the first and second hydraulic machines 8, 14 is determined during the deactivation of the power transmission on the basis of the detected driving speed gradient, load or operating variable.
  • the reason is that the higher the load or the driving speed gradients, the faster the power deactivation should take place (i.e. the higher the adjustment speed of the two hydraulic machines will be) so that the power of the drive machine can be fed back to the output. Conversely, if it is noticed that the gradients are low, the deactivation can be carried out much more slowly, making the deactivation more comfortable.
  • the desired behavior is determined on the basis of a function, wherein this function determines a displacement volume change gradient for the first hydraulic machine 8 and for the second hydraulic machine 14 on the basis of the detected travel speed gradient, load or operating variable, wherein the higher the detected travel speed gradient and/or the load, the greater the displacement volume change gradient will be.
  • a deactivation of the power transmission is carried out on the basis of the determined desired behavior by changing the displacement volumes of the first and the second hydraulic machine, whereby in this step the two hydraulic machines are pivoted towards zero displacement volume.
  • the pressure in the first and/or second working line 10, 12 is detected, wherein, in the event that the detected pressure exceeds a first value or falls below a second value, the desired behavior of the second hydraulic machine 14 and/or the first hydraulic machine 8 is adjusted such that the pressure in the first and/or second working line 10, 12 falls below the first value again or exceeds the second value again.
  • the reason for this is that dynamic differences between the motor (second hydraulic machine) and pump (first hydraulic machine) can lead to a pressure increase in the hydrostatic circuit.
  • the adjustment speed of at least one of the two hydraulic machines is reduced in proportion to the pressure increase. If, for example, the pressure exceeds the first value, the adjustment of the motor is slowed down, as otherwise even higher pressures will arise in the working lines. In addition, if the adjustment speed of the second hydraulic machine is too slow, the pressure in the working lines will drop massively.
  • the second value ensures that there is sufficient adjustment pressure to supply the second hydraulic machine 14, as this does not have an extra pump to deliver the adjustment pressure.
  • the displacement volume of the second hydraulic machine 14 is preferably first brought to zero, whereby after the displacement volume of the second hydraulic machine 14 has been set to zero, the displacement volume of the first hydraulic machine 8 can also be brought to zero.
  • This solution means that there can always be enough pressure in the working lines so that the adjustment of the second hydraulic machine can actually take place until the displacement volume is brought to zero.
  • the advantage would be that drag or friction torques of the second hydraulic machine 14 can be reduced to a minimum as a result of the low pressure.
  • a command for reactivation of the power transmission is received, wherein after the command is received, the reactivation of the power transmission is carried out on the basis of the determined desired behavior by changing the displacement volumes of the first hydraulic machine 12 and the second hydraulic machine 8.
  • the rotational speed of the drive machine 2 is kept constant throughout the deactivation (and preferably also during the reactivation).
  • a target value for the displacement volume of the second hydraulic machine 14 is determined, which is determined taking into account the displacement volume of the second hydraulic machine 14 before the deactivation of the power transmission and the gear ratio of the manual transmission 6.
  • a first and a second intermediate value are determined, whereby the two values are determined using two different functions. These functions can depend on whether the gear ratio of the manual transmission is being changed from a smaller to a larger one or vice versa.
  • VgL 2 describes a first function for the first intermediate value, in which a displacement volume for the second hydraulic machine can be determined at a low load
  • VgH 2 describes a second function for the second intermediate value, in which a displacement volume for the second hydraulic machine can be determined at a higher load can
  • Vg describes a displacement volume of the second hydraulic machine before switching
  • i A and i N describe the gear ratio before and after switching respectively.
  • VgL Vg
  • VgH describes a second function for the second intermediate value, at which a displacement volume for the second hydraulic machine can be determined at a higher load
  • Vg describes a displacement volume of the second hydraulic machine before switching
  • i A and i N each describe the gear ratio before and after switching.
  • the two intermediate values determined with these functions are then used to determine the target value for the displacement volume of the second hydraulic machine.
  • an interpolation is carried out between the first and the second intermediate value, this interpolation being carried out on the basis of the detected travel speed gradient and/or the detected load. The higher the load, the more relevant the second intermediate value will be and conversely the lower the load, the more relevant the first intermediate value will be.
  • the adjustment speed of the first hydraulic machine is reduced in proportion to a pressure drop, similar to the deactivation phase. This prevents the hydraulic motor (second hydraulic machine) from taking in more oil volume than the pump (first hydraulic machine) can deliver due to its dynamic limitation.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Steuern eines Fahrantriebes einer Arbeitsmaschine, wobei der Fahrantrieb mit einem hydrostatischen Getriebe (4) versehen ist, wobei das hydrostatische Getriebe (4) mit einer in ihrem Verdrängungsvolumen verstellbaren ersten Hydromaschine (8) versehen ist, wobei die erste Hydromaschine (8) mit einer Antriebsmaschine (2) gekoppelt ist und für die Druckmittelversorgung einer mit einem Abtrieb gekoppelten und in ihrem Verdrängungsvolumen verstellbaren zweiten Hydromaschine (14) des Fahrantriebes zuständig ist, wobei die erste Hydromaschine (8) mittels einer ersten und einer zweiten Arbeitsleitung (10, 12) mit der zweiten Hydromaschine (14) verbunden ist, wobei durch die erste Hydromaschine (8) und die zweite Hydromaschine (14) eine Leistungsübertragung von der Antriebsmaschine bis zu dem Abtrieb (26) stattfinden kann, wobei das Verfahren folgende Schritte umfasst: a. Erfassen eines Fahrgeschwindigkeitsgradienten der Arbeitsmaschine und/oder einer Last der Arbeitsmaschine oder einer Betriebsgröße, mit der die Last ermittelt werden kann; b. Erhalten eines Befehls die Leistungsübertragung zu deaktivieren; c. Ermitteln eines gewünschten Verhaltens einer Verdrängungsvolumenänderung der ersten Hydromaschine (8) und der zweiten Hydromaschine (14) während der Deaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des im Schritt a. erfassten Fahrgeschwindigkeitsgradienten, Last oder Betriebsgröße; d. Deaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des im Schritt c. ermittelten gewünschten Verhaltens durch eine Änderung des Verdrängungsvolumens der ersten Hydromaschine (8) und der zweiten Hydromaschine (14).

Description

VERFAHREN ZUM NEUTRALSCHLALTEN EINES HYDROSTATISCHEN FAHRANTRIEBES
STAND DER TECHNIK
Es sind hydrostatische Fahrantriebe für mobile Arbeitsmaschinen bekannt, bei denen eine Hydropumpe und ein oder mehrere Hydromotoren in einem geschlossenen hydraulischen Kreis miteinander verbunden sind, um ein hydrostatisches Getriebe zu bilden. Die Hydropumpe wird von einem Verbrennungsmotor - z.B. einem Dieselmotor - angetrieben, und die Hydromotoren treiben schließlich die mobile Arbeitsmaschine - z.B. über ein jeweiliges Rad - an.
Die Hydropumpe derartiger Fahrantriebe ist oft in ihrem Fördervolumen verstellbar. Damit kann z. B. bei konstanter Drehzahl des Verbrennungsmotors der von der Hydropumpe geförderte Volumenstrom im geschlossenen Kreis verändert werden und damit eine Abtriebsdrehzahl der Hydromotoren bzw. der Räder - also eine Fahrgeschwindigkeit der mobilen Arbeitsmaschine - verstellt werden. Weiterhin ist es bekannt, dass auch der oder die Hydromotoren in ihrem Schluckvolumen verstellbar sind.
Sehr häufig, um die Übersetzungsmöglichkeiten zu erhöhen, wird das hydrostatische Getriebe mit einem in Reihe gekoppelten mechanischen Schaltgetriebe versehen. Die Automatisierung ermöglicht es, dass die Getriebestufen des Schaltgetriebes solcher Getriebeanordnungen auch während der Fahrt geschaltet werden können.
Dazu wird das Drehmoment zwischen dem Hydromotor des hydrostatischen Getriebes und dem Getriebeeingang des Schaltgetriebes auf Null gesenkt. Dies geschieht, indem das Austreibungsvolumen des Hydraulikmotors auf Null reduziert wird ("Nullschwingung"). Bei Erreichen des Austreibungsvolumens Null wird die alte Getriebestufe ausgekuppelt und die neue Getriebestufe durch mechanische Synchronisation eingekuppelt.
Die bisherigen Lösungen berücksichtigen nur ein zeitgesteuertes Verstellen der Hydropumpe und des Hydromotors ohne Berücksichtigung der physikalischen Zustandsgrößen (bspw. Druck) oder der Systemparameter (bspw. Getriebeübersetzung). Nachteile der bisherigen Lösungen betreffen einen umfangreichen Parameterraum, welcher benötigt wird, um die notwendige Performance abzubilden, eine limitierte Performance aufgrund einer worst case Parametrierung (langsame Rampen, um hohe Drücke zu vermeiden) und daraus resultieren zeitlich sehr lange Übergangsphasen bis zum Neutralzustand. Darüber hinaus gibt es bei den bekannten Lösungen aufgrund der Zustandsunabhängigkeit eine limitierte Robustheit, da die feste Parametrierung nur bedingt robust ist. Darüber hinaus gibt es eine limitierte Performance beim Übergang in das normale Fahren, da der Lastzustand nicht berücksichtigt wird.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, ein Verfahren zum Umschalten zur Verfügung zu stellen, mit dem die oben genannten Probleme überwunden werden können.
KURZE BESCHREIBUNG DER FIGUREN
Die vorliegende Erfindung wird unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren beschrieben, wobei sich gleiche Bezugszeichen auf gleiche Teile und / oder auf ähnliche Teile und / oder auf entsprechende Teile des Systems beziehen. Zu den Figuren:
Figur 1 zeigt schematisch einen Schaltplan eines Fahrantriebs;
Figur 2 zeigt schematisch einen Schaltplan einer Hydropumpe.
DETAILLIERTE BESCHREIBUNG
Im Folgenden wird die vorliegende Erfindung unter Bezugnahme auf bestimmte Ausführungsformen beschrieben, wie sie in den beigefügten Figuren gezeigt sind. Nichtsdestotrotz ist die vorliegende Erfindung nicht auf die besonderen Ausführungsformen beschränkt, die in der folgenden detaillierten Beschreibung beschrieben und in den Figuren gezeigt sind, sondern die beschriebenen Ausführungsformen veranschaulichen lediglich einige Aspekte der vorliegenden Erfindung, deren Schutzbereich durch die Ansprüche definiert ist.
Weitere Änderungen und Variationen der vorliegenden Erfindung sind für den Fachmann klar. Die vorliegende Beschreibung umfasst somit alle Änderungen und / oder Variationen der vorliegenden Erfindung, deren Schutzbereich durch die Ansprüche definiert ist.
Gemäß Figur 1 hat ein Fahrantrieb 1 , beispielsweise der einer mobilen Arbeitsmaschine, eine Getriebeanordnung 3 mit einer vorzugsweise als Dieselmotor ausgebildeten Antriebsmaschine 2, einem hydrostatischen Getriebe 4 und vorzugsweise einem im Ausführungsbeispiel zweistufigen Schaltgetriebe 6. Wie in dem Verlauf der Beschreibung erläutert wird, kann diese Erfindung bei einem Fahrantrieb mit oder auch ohne Schaltgetriebe 6 angewendet werden. Es ist aber wesentlich, dass ein hydrostatisches Getriebe 4 vorhanden ist.
Das hydrostatische Getriebe 4 hat eine als Axialkolbenpumpe in Schrägscheibenbauweise ausgestaltete, erste Hydromaschine 8, die über zwei Arbeitsleitungen 10, 12 mit einer als Axialkolbenmotor in Schrägachsenbauweise ausgebildeten, zweiten Hydromaschine 14 fluidisch in einem geschlossenen, hydraulischen Kreis verbunden ist. Die erste Hydromaschine 8 ist über eine Antriebswelle 16 mit der Antriebsmaschine 2 gekoppelt. Eine Triebwelle 18 der zweiten Hydromaschine 14 ist in diesem Ausführungsbeispiel mit einer Eingangswelle 20 des Schaltgetriebes 6 gekoppelt. Eine Ausgangswelle 22 des Schaltgetriebes 6 ist mit einem Differenzial 24 einer zweirädrigen Achse 26 des Fahrantriebs 1 gekoppelt. Beide Hydromaschinen 8, 14 weisen jeweils ein verstellbares Verdrängungsvolumen auf. Die erste Hydromaschine 8 ist dabei derart ausgestaltet, dass sie in allen vier Quadranten, in beiden Drehmomentrichtungen sowohl als Hydropumpe, als auch als Hydromotor arbeiten können.
Des Weiteren hat die Getriebeanordnung 3 eine Steuereinrichtung 28, insbesondere zur Steuerung des Drehmoments der Triebwelle 18. Mit der Steuereinrichtung 28 signalverbunden sind eine Schaltanforderungseinrichtung 30, eine Gangwahleinrichtung 32, eine Fahrtrichtungswahleinrichtung 34, ein Fahrpedal 36, eine Kriechgangwahleinrichtung 38, ein Bremspedal 40 und eine Automatikwahleinrichtung 42. Alle genannten Einrichtungen 30 bis 42 sind über einen CAN-Bus 44 einerseits mit der Steuereinrichtung 28 und andererseits zumindest mit der Antriebsmaschine 2 signalverbunden.
Das Schaltgetriebe 6 hat eine erste Getriebestufe 46 mit einer kleinen Übersetzung und eine zweite Getriebestufe 48 mit einer größeren Übersetzung der Drehzahl der Ausgangswelle 23 zur Drehzahl der Eingangswelle 18. Des Weiteren hat das Schaltgetriebe 6 eine Klauenkupplung 50, die synchronringlos ausgestaltet ist (es kann aber natürlich, im Rahmen dieser Erfindung, ein Syncronizer vorgesehen werden). Ein Aktuator 52 der Klauenkupplung 50 ist starr mit einem Kolben 54 eines Stellzylinders 56 gekoppelt. Letztgenannter hat zwei gleiche, vom Kolben 54 getrennte Druckmittelräume 58, 60, die über Steuerleitungen 62, 64 mit einem elektromagnetisch betätigbaren 4/3-Schaltventil 66 verbunden sind. Letztgenanntes weist eine erste Schaltstellung 66a auf, in der der erste Druckraum 58 mit einer Druckmittelleitung 68 und der zweite Druckraum 60 mit einer Tankleitung 70 verbunden ist In einer zweiten Schaltstellung 66b ist der zweite Druckmittelraum 60 mit der Druckmittelleitung 68 und der erste Druckmittelraum 58 mit der Tankleitung 70 verbunden. Die erste Schaltstellung 66a bewirkt dabei ein Verschieben des Kolbens 54 derart, dass über die Klauenkupplung 50 die erste Getriebestufe 46 eingelegt wird, die zweite Schaltstellung 66b bewirkt, dass über den Kolben 54 und die Klauenkupplung 50 die zweite Getriebestufe 48 eingelegt wird.
Das 4/3-Schaltventil 66 und der Stellzylinder 56 sind zu einer Einheit zusammengefasst. Diese Einheit weist zudem zwei Endlagenschalter 72, 74 auf, über die anhand der Position des Kolbens 54 das erfolgreiche Schalten der jeweiligen Getriebestufe 46, 48 erkannt werden kann. Beide Endlagenschalter 72, 74 sind jeweils über eine Signalleitung mit der Steuereinrichtung 28 verbunden. Das 4/3-Wegeschaltventil 66 ist über die Druckmittelleitung 68 mit einer Speisepumpe 76 verbunden.
Das hydrostatische Getriebe 4 hat einen variablen, kontinuierlich verstellbaren Übersetzungsbereich. Das ihm nachgeschaltete Schaltgetriebe 6 dient der Abdeckung eines erforderlichen Geschwindigkeitsbereichs des Fahrantriebs 1. Die Getriebeanordnung 3 ist dabei derart ausgestaltet, dass das Schaltgetriebe 6 während des Fährbetriebs schaltbar ist.
Das Schalten oder Wechseln der Getriebestufen 46, 48 ist über die Steuereinrichtung 28 automatisiert steuerbar. Zu diesem Zweck weist die Getriebeanordnung 3 einen Drehzahlsensor 76 auf, über den die Drehzahl der Ausgangswelle 22 erfassbar ist. Zudem weist sie einen Drehzahlsensor 78 zur Erfassung der Drehzahl der Eingangswelle 18 auf.
Die erste Getriebestufe 46 hat ein fest mit der Eingangswelle gekoppeltes Zahnrad 80, das in permanentem Eingriff mit einem über die Klauenkupplung 50 mit der Ausgangswelle 22 koppelbaren Losrad 82 ist. Entsprechend weist die zweite Getriebestufe 48 ein fest mit der Eingangswelle 18 gekoppeltes Zahnrad 84 und ein damit dauerhaft in Eingriff befindliches, über die Klauenkupplung 50 mit der Ausgangswelle 22 koppelbares Losrad 86 auf.
Gemäß Figur 1 hat die erste Hydromaschine 8 eine Verstelleinheit 88 zur Verstellung ihres ersten Verdrängungsvolumens und die zweite Hydromaschine 14 eine Verstelleinrichtung 90 zur Verstellung Ihres zweiten Verdrängungsvolumens, wobei die Verstelleinrichtung 90 elektroproportional erfolgt. Dazu weist die Verstelleinrichtung 90 einen hydraulischen Stellzylinder auf, dessen gegenseitig wirksame Druckräume jeweils über ein elektroproportional verstellbares Druckregelventil mit Druckmittel versorgbar sind. Die elektroproportionale Verstellung ermöglicht eine stufenlose Verstellung des Verdrängungsvolumens. Dabei erfolgt die Verstellung proportional zum aufgebrachten elektrischen Stellstrom. Der Stelldruck wird in der Regel von den Arbeitsleitungen 10, 12 genommen und durch die elektroproportional verstellbaren Druckregelventile an die Druckräume versorgt. Die Verstellung der zweiten Hydromaschine ist vorzugsweise lastdruckunabhängig. Das bedeutet, dass dank einer Rückführung der Verstellposition (Verdrängungsvolumen) der Verstelleinrichtung 90, die Verstellung korrigiert werden kann, sodass ein bestimmtes Verdrängungsvolumen zuverlässig erreicht werden kann, unabhängig von dem Lastdruck. Umgekehrt ist die erste Hydromaschine 8 eine lastfühlige Pumpe, wobei bei einer lastfühligen Hydromaschine die Verstellung des Verdrängungsvolumens abhängig von dem Druck in der ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung ist.
Erfindungsgemäß wird der Differenzdruck über die erste Hydromaschine 8 geregelt. Im Folgenden wird dabei näher das bereits erwähnte Regelkonzept auf Basis des zu regelnden Steuerdrucks erläutert. Die Arbeitsleitungen 10, 12 sind über jeweilige
Druckbegrenzungsventile 92 mit Nachsaugfunktion gegen Überlast abgesichert. Des Weiteren weist jede erste Hydromaschine 8 einen Steuerdruckanschluss G auf, an dem ein konstanter Steuerdruck ansteht.
Gemäß Figur 2 hat eine Verstelleinrichtung 88 der ersten Hydromaschine 8 ein Druckreduzierventil 106. Dieses ist über ein 4/3-Wegeschaltventil 96 mit jeweils einer Druckmittelkammer eines Stellzylinders 98 verbindbar, dessen Kolben 100 mit einer Schwenkwiege der ersten Hydromaschine 8 zur Verstellung von deren ersten Verdrängungsvolumen gekoppelt ist. Das Druckreduzierventil 106 ist elektromagnetisch, elektrisch direkt gesteuert, betätigbar und über eine Signalleitung 44a mit der Steuereinrichtung 28 gemäß Figur 1 verbunden. Über die Steuerdruckleitung 102 steht an einem Steuerdruckeingang 104 des Druckreduzierventils 106 der vom Anschluss G gelieferte Steuerdruck an. Ein Ventilkörper des Druckreduzierventils 106 ist über eine Feder in eine Endstellung vorgespannt, in der ein Steuerdruckausgang des Druckreduzierventils 106 mit einem Tank T in Druckmittelverbindung gebracht ist. Der Federkraft entgegen wirkt ein Elektromagnet 109, der über die Signalleitung 44a bestrombar ist. Bei Bestromung verschiebt sich der Ventilkörper des Druckreduzierventils 106 von der genannten Endstellung (Verbindung Steuerdruckausgang mit dem Tank T) hin zu Zwischenstellungen, in der zunehmend die andere Endstellung, die die fluidische Verbindung des Steuerdruckeingangs 104 mit dem Steuerdruckausgang bewirkt, Einfluss gewinnt
Dementsprechend steigt mit zunehmender Bestromung des Elektromagneten 109 der Steuerdruck am Steuerdruckausgang 106. Der Steuerdruckausgang 106 ist über eine Steuerdruckleitung mit dem 4/3-Wegeschaltventil 96 verbunden. Je nach dessen Schaltstellung 96a oder 96b wird dann entweder die eine oder die andere Druckmittelkammer des Stellzylinders 98 mit Druckmittel beaufschlagt. Das 4/3-Wegeschaltventil 96 dient dadurch als ein die Fahrtrichtung bestimmendes Ventil. Alternativ können zwei verschiedene Druckreduzierventile benutzt werden, um unabhängig voneinander die zwei Druckmittelkammern mit Steuerdruck zu versorgen.
Für einen Getriebestufenwechsel von der ersten Getriebestufe 46 zur zweiten Getriebestufe 48, wie bereits erwähnt, soll die Eingangswelle 20, d. h., die Triebwelle 18, drehmomentfrei geregelt werden. Das wird ermöglicht durch die Regelung des Verdrängungsvolumens der ersten und der zweiten Hydromaschine 8, 14. Nachdem die Triebwelle 18 momentfrei ist, kann der Getriebestufenwechsel stattfinden.
Das Ziel dieser Erfindung besteht in der Tat darin, ein Verfahren zu erstellen, um die Triebwelle momentfrei zu bekommen.
Es ist dem Fachmann klar, dass dieses Ziel auch bei einem Fahrantrieb ohne Schaltgetriebe erwünscht sein kann. Im Land- und Baumaschinenmarkt werden Hydrodynamische Antriebe zunehmend von Hydrostatischen Antrieben abgelöst. Um den Umstieg zu erleichtern, wird teils gefordert, das Verhalten des hydrodynamischen Antriebs beim Neutralschalten (öffnen einer Kupplung und damit „Freewheeling“ des Antriebsstrangs) mit dem Hydrostaten zu Emulieren. Es sind in dem Markt keine Lösungen bekannt, die den Hydrostaten bei Neutralanforderung Neutralschalten und bei Fahrrichtungsanforderung wieder in den normalen Antriebsmode führen. Deswegen wird dem Fachmann klar, dass das in dieser Patentanmeldung beschriebene Verfahren auch bei einem Fahrantrieb ohne Schaltgetriebe benutzt werden kann.
In dem Verlauf der Beschreibung wird daher ein Verfahren beschrieben, das ermöglicht, die Triebwelle 18 momentfrei zu bekommen. In einem ersten Schritt wird ein Befehl erhalten, die Leistungsübertragung zwischen der ersten und der zweiten Hydromaschine zu deaktivieren, sodass die Triebwelle kein Drehmoment von der Antriebsmaschine 2 mehr erhalten wird.
Nach dem Erhalt dieses Befehls wird ein Fahrgeschwindigkeitsgradient der Arbeitsmaschine und/oder einer Last der Arbeitsmaschine oder einer Betriebsgröße, mit der die Last ermittelt werden kann, erfasst. Diese Erfassung kann natürlich auch kontinuierlich ausgeführt werden, sodass beim Erhalten des Befehls diese Größe schon der Steuereinrichtung bekannt ist. Die Betriebsgröße kann ein Druck in dem ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung 10, 12 sein, wobei durch den erfassten Druck die Last ermittelt wird.
Der Befehl kann entweder manuell durch die Schaltanforderungseinrichtung 30 oder automatisch durch die Steuereinrichtung 28 erzeugt werden. Z.B. kann die Steuereinrichtung 28 erkennen, dass um den durch das Fahrpedal 36 erkennbaren Fahrwunsch zu erreichen einen Wechsel vom Schaltgang erforderlich ist. In einem anderen Beispiel, wenn die mobile Arbeitsmaschine bergab fährt, kann von der Steuereinrichtung erkannt werden, dass keine Leistung von der Antriebsmaschine gebraucht wird, sodass eine Leistungsübertragung gestoppt werden soll, um Energie zu sparen. Es wird darauf hingewiesen, dass in dieser speziellen Anwendung kein Schaltgetriebe in dem Fahrantrieb gebraucht wird (d.h. diese Erfindung kann auch bei einem Antrieb ohne Schaltgetriebe angewendet werden).
Ein gewünschtes Verhalten einer Verdrängungsvolumenänderung der ersten und der zweiten Hydromaschine 8, 14 wird während der Deaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des erfassten Fahrgeschwindigkeitsgradienten, Last oder Betriebsgröße ermittelt. Der Grund ist, dass je höher die Last oder die Fahrgeschwindigkeitsgradienten sind, desto schneller soll die Leistungsdeaktivierung stattfinden (d.h. desto höher wird die Verstellgeschwindigkeit der zwei Hydromaschinen sein), sodass die Leistung der Antriebsmaschine wieder an den Abtrieb zugeführt werden kann. Umgekehrt, wenn bemerkt wird, dass die Gradienten niedrig sind, kann die Deaktivierung deutlich langsamer durchgeführt werden, sodass die Deaktivierung komfortabler wird.
Das gewünschte Verhalten wird auf Basis einer Funktion ermittelt, wobei diese Funktion ein Verdrängungsvolumenänderungsgradient für die erste Hydromaschine 8 und für die zweite Hydromaschine 14 auf Basis des erfassten Fahrgeschwindigkeitsgradienten, Last oder Betriebsgröße ermittelt, wobei je höher der erfasste Fahrgeschwindigkeitsgradient und/oder die Last ist, desto größer wird der Verdrängungsvolumenänderungsgradient sein. In einem weiteren Schritt wird eine Deaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des ermittelten gewünschten Verhaltens durch eine Änderung der Verdrängungsvolumen der ersten und der zweiten Hydromaschine ausgeführt, wobei in diesem Schritt die zwei Hydromaschinen in Richtung Null-Verdrängungsvolumen verschwenkt werden.
Während diesem Schritt wird der Druck in der ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung 10, 12 erfasst, wobei, für den Fall, dass der erfasste Druck einen ersten Wert überschreiten oder einen zweiten Wert unterschreiten wird, das gewünschte Verhalten der zweiten Hydromaschine 14 und/oder der ersten Hydromaschine 8 so angepasst wird, dass der Druck in der ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung 10, 12 den ersten Wert wieder unterschreiten wird oder den zweiten Wert wieder überschreiten wird.
Der Grund liegt darin, dass aufgrund von Dynamikunterschieden zwischen Motor (zweite Hydromaschine) und Pumpe (erste Hydromaschine) zu einem Druckanstieg im Hydrostatischen Kreis kommen kann. Um diesen Druckanstieg entgegenzuwirken, wird die Verstellgeschwindigkeit von mindestens einer der zwei Hydromaschinen proportional zum Druckanstieg reduziert. Falls z.B. der Druck über den ersten Wert gehen wird, wird die Verstellung des Motors verlangsamt, da sonst noch höhere Drücke in den Arbeitsleitungen zustanden kommen werden. Zusätzlich wird durch eine zu langsame Verstellgeschwindigkeit der zweiten Hydromaschine der Druck in den Arbeitsleitungen massig einbrechen. Allerdings wird durch den zweiten Wert sichergestellt, dass genügend Verstelldruck für die Versorgung der zweiten Hydromaschine 14 vorhanden ist, da diese keine extra Pumpe für die Förderung des Verstelldruckes hat.
Bei der Verstellung der Verdrängungsvolumen wird vorzugsweise das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine 14 zuerst auf null gebracht, wobei nachdem das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine 14 auf null gestellt wurde auch das Verdrängungsvolumen der ersten Hydromaschine 8 auf null gebracht werden kann. Durch diese Lösung kann effektiv immer genug Druck in den Arbeitsleitungen vorhanden sein, sodass die Verstellung der zweiten Hydromaschine tatsächlich erfolgen kann, bis wann das Verdrängungsvolumen auf null gebracht wird. Es ist aber nicht erforderlich, dass auch das Verdrängungsvolumen der ersten Hydromaschine 8 auf null gebracht wird. Der Vorteil würde darin liegen, dass Schlepp- bzw. Reibmomente der zweiten Hydromaschine 14 in Folge des niedrigen Druckes auf ein Minimum reduziert werden können. Nachdem die Leistungsübertragung deaktiviert wurde (d.h. nachdem sowohl die erste als auch die zweite Hydromaschine ein Null-Verdrängungsvolumen erreicht haben) wird ein Befehl für eine Reaktivierung der Leistungsübertragung erhalten, wobei nachdem der Befehl erhalten wird, die Reaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des ermittelten gewünschten Verhaltens durch eine Änderung der Verdrängungsvolumen der ersten Hydromaschine 12 und der zweiten Hydromaschine 8 ausgeführt wird.
In dem Verfahren wird die Drehzahl der Antriebsmaschine 2 während der ganzen Deaktivierung (und vorzugsweise auch während der Reaktivierung) konstant gehalten.
Bei der Reaktivierung der Leistungsübertragung wird ein Zielwert für das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine 14 ermittelt, wobei dieser unter Berücksichtigung des Verdrängungsvolumens der zweiten Hydromaschine 14 vor der Deaktivierung der Leistungsübertragung und der Übersetzung des Schaltgetriebes 6 ermittelt wird.
Für die Ermittlung des Zielwertes für das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine 14 werden zwei Zwischenschritte ausgeführt.
In einem ersten Zwischenschritt wird ein erster und ein zweiter Zwischenwert ermittelt, wobei die zwei Werte mit zwei verschiedenen Funktionen ermittelt werden. Diese Funktionen können abhängig sein, ob gerade von einer kleineren zu einer größeren Übersetzung des Schaltgetriebes geschaltet wird oder umgekehrt.
Wenn von einer kleineren zu einer größeren Übersetzung des Schaltgetriebes geschaltet wird, können diese zwei Funktionen benutzt werden:
Figure imgf000011_0001
wobei VgL2 eine erste Funktion für den ersten Zwischenwert beschreibt, bei der ein Verdrängungsvolumen für die zweite Hydromaschine bei einer niedrigen Last ermittelt werden kann, VgH2 eine zweite Funktion für den zweiten Zwischenwert beschreibt, bei der ein Verdrängungsvolumen für die zweite Hydromaschine bei einer höheren Last ermittelt werden kann, Vg ein Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine vor dem Umschalten beschreibt und iA und iN jeweils die Übersetzung vor und nach dem Umschalten beschreiben.
Alternativ, wenn von einer größeren zu einer kleineren Übersetzung des Schaltgetriebes geschaltet wird, können diese zwei anderen Funktionen benutzt werden:
VgL = Vg
Figure imgf000012_0001
wobei VgL eine erste Funktion für den ersten Zwischenwert beschreibt, bei der ein Verdrängungsvolumen für die zweite Hydromaschine bei einer niedrigen Last ermittelt werden kann, VgH eine zweite Funktion für den zweiten Zwischenwert beschreibt, bei der ein Verdrängungsvolumen für die zweite Hydromaschine bei einer höheren Last ermittelt werden kann, Vg ein Verdrängungsvolumen von der zweiten Hydromaschine vor dem Umschalten beschreibt und iA und iN jeweils die Übersetzung vor und nach dem Umschalten beschreiben.
Die zwei Zwischenwerte, die mit diesen Funktionen ermittelt werden, werden dann für die Ermittlung des Zielwertes für das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine benutzt. Insbesondere wird in einem zweiten Zwischenschritt eine Interpolation zwischen dem ersten und dem zweiten Zwischenwert ausgeführt, wobei diese Interpolation auf Basis des erfassten Fahrgeschwindigkeitsgradienten und/oder der erfassten Last ausgeführt wird. Je höher die Last ist, desto relevanter wird der zweite Zwischenwert sein und umgekehrt je niedriger die Last ist, desto relevanter wird der erste Zwischenwert sein.
Um sicherzustellen, dass immer genügend Druck zur Versorgung der zweiten Hydromaschine zur Verfügung steht, wird die Verstellgeschwindigkeit der ersten Hydromaschine ähnlich der Deaktivierungsphase proportional zu einem Druckabfall reduziert. Hierdurch wird verhindert, dass der Hydromotor (zweite Hydromaschine) mehr Ölvolumen aufnimmt als die Pumpe (erste Hydromaschine) aufgrund ihrer dynamischen Begrenzung abgegeben kann.
Während die vorliegende Erfindung unter Bezugnahme auf die oben beschriebenen Ausführungsformen beschrieben wurde, ist es für den Fachmann klar, dass es möglich ist, verschiedene Modifikationen, Variationen und Verbesserungen der vorliegenden Erfindung im Lichte der oben beschriebenen Lehre und innerhalb des Bereichs der beigefügten Ansprüche zu realisieren, ohne von dem Schutzbereich der Erfindung abzuweichen. Darüber hinaus wurden die Bereiche, auf denen Fachleute kundig sein dürften, hier nicht beschrieben, um die beschriebene Erfindung nicht unnötig zu verschleiern.
Dementsprechend soll die Erfindung nicht durch die spezifischen veranschaulichenden Ausführungsformen beschränkt sein, sondern nur durch den Schutzbereich der beigefügten Ansprüche.

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zum Steuern eines Fahrantriebes einer Arbeitsmaschine, wobei der Fahrantrieb mit einem hydrostatischen Getriebe (4) versehen ist, wobei das hydrostatische Getriebe (4) mit einer in ihrem Verdrängungsvolumen verstellbaren ersten Hydromaschine (8) versehen ist, wobei die erste Hydromaschine (8) mit einer Antriebsmaschine (2) gekoppelt ist und für die Druckmittelversorgung einer mit einem Abtrieb gekoppelten und in ihrem Verdrängungsvolumen verstellbaren zweiten Hydromaschine (14) des Fahrantriebes zuständig ist, wobei die erste Hydromaschine (8) mittels einer ersten und einer zweiten Arbeitsleitung (10, 12) mit der zweiten Hydromaschine (14) verbunden ist, wobei durch die erste Hydromaschine (8) und die zweite Hydromaschine (14) eine Leistungsübertragung von der Antriebsmaschine bis zu dem Abtrieb (26) stattfinden kann, wobei das Verfahren folgende Schritte umfasst: a. Erfassen eines Fahrgeschwindigkeitsgradienten der Arbeitsmaschine und/oder einer Last der Arbeitsmaschine oder einer Betriebsgröße, mit der die Last ermittelt werden kann; b. Erhalten eines Befehls die Leistungsübertragung zu deaktivieren; c. Ermitteln eines gewünschten Verhaltens einer Verdrängungsvolumenänderung der ersten Hydromaschine (8) und der zweiten Hydromaschine (14) während der Deaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des im Schritt a. erfassten Fahrgeschwindigkeitsgradienten, Last oder Betriebsgröße; d. Deaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des im Schritt c. ermittelten gewünschten Verhaltens durch eine Änderung des Verdrängungsvolumens der ersten Hydromaschine (8) und der zweiten Hydromaschine (14).
2. Verfahren nach Anspruch 1 , wobei die erste Hydromaschine (8) eine lastfühlige Hydromaschine ist, wobei bei einer lastfühligen Hydromaschine die Verstellung des Verdrängungsvolumens abhängig von dem Druck in der ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung ist.
3. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 oder 2, wobei während dem Schritt d. der
Druck in der ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung (10, 12) erfasst wird, wobei, für den Fall, dass der erfasste Druck einen ersten Wert überschreiten oder einen zweiten Wert unterschreiten wird, das gewünschte Verhalten der zweiten Hydromaschine (14) und/oder der ersten Hydromaschine (8) so angepasst wird, dass der Druck in der ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung (10, 12) den ersten Wert wieder unterschreiten wird oder den zweiten Wert wieder überschreiten wird. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei in dem Schritt d. das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine (14) zuerst auf null gebracht wird, wobei nachdem das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine (14) auf null gestellt wurde auch das Verdrängungsvolumen der ersten Hydromaschine (8) auf null gebracht wird. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei in dem Schritt c. das gewünschte Verhalten auf Basis einer Funktion ermittelt wird, wobei diese Funktion ein Verdrängungsvolumenänderungsgradient für die erste Hydromaschine (8) und für die zweite Hydromaschine (14) auf Basis des im Schritt a. erfassten Fahrgeschwindigkeitsgradienten, Last oder Betriebsgröße ermittelt, wobei je höher der erfasste Fahrgeschwindigkeitsgradient und/oder die Last ist, desto größer wird der Verdrängungsvolumenänderungsgradient sein. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei nachdem in dem Schritt d. die Leistungsübertragung deaktiviert wurde, ein Befehl für eine Reaktivierung der Leistungsübertragung erhalten wird, wobei nachdem der Befehl erhalten wird, die Reaktivierung der Leistungsübertragung auf Basis des im Schritt c. ermittelten gewünschten Verhaltens durch eine Änderung des Verdrängungsvolumens der ersten Hydromaschine (12) und der zweiten Hydromaschine (3) ausgeführt wird. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei der Fahrantrieb weiterhin ein dem hydrostatischen Getriebe (4) nachgeschaltetes Schaltgetriebe (3) umfasst, wobei der im Schritt b. erhaltene Befehl aus einem Schaltwunsch des Schaltgetriebes (3) ermittelt wird. Verfahren nach Anspruch 7, wenn abhängig von Anspruch 6, wobei bei der Reaktivierung der Leistungsübertragung ein Zielwert für das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine (14) ermittelt wird, wobei dieser unter Berücksichtigung des Verdrängungsvolumens der zweiten Hydromaschine (14) vor der Deaktivierung der Leistungsübertragung und der Übersetzung des Schaltgetriebes (3) ermittelt wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, wobei für die Ermittlung des Zielwertes für das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydromaschine (14) folgende Schritte ausgeführt werden: i. Ermitteln eines ersten und eines zweiten Zwischenwertes, wobei die zwei Werte mit zwei verschiedenen Funktionen ermittelt werden; ii. Interpolieren zwischen dem ersten und dem zweiten Zwischenwert, wobei diese Interpolation auf Basis des im Schritt a. erfassten Fahrgeschwindigkeitsgradienten und/oder der erfassten Last ausgeführt wird.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, wobei in dem Schritt a. die Betriebsgröße ein Druck in dem ersten und/oder in der zweiten Arbeitsleitung (10, 12) ist, wobei durch den erfassten Druck die Last ermittelt wird.
11. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 10, wobei in dem Verfahren eine Drehzahl der Antriebsmaschine (2) konstant während dem ganzen Verfahren gehalten wird.
12. Recheneinheit (28), die dazu eingerichtet ist, ein Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche durchzuführen.
13. Arbeitsmaschine mit einem Fahrantrieb (1), wobei der Fahrantrieb mit einer ersten Hydromaschine (8) zur Druckmittelversorgung von mindestens einer mit einem Abtrieb (26) koppelbaren zweiten Hydromaschine (14) des Fahrantriebes (1) versehen ist, aufweisend eine Recheneinheit (28) nach Anspruch 12.
14. Computerprogramm, das eine Recheneinheit veranlasst, ein Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 11 durchzuführen, wenn es auf der Recheneinheit ausgeführt wird.
15. Maschinenlesbares Speichermedium mit einem darauf gespeicherten Computerprogramm nach Anspruch 14.
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