页数：71页文件大小：1.38 MB来源： 车辆液压传动与控制技术ppt课件
本课件讲解车辆液压行走驱动系统的设计方法，从角功率与有效传动比出发确定泵与马达的最佳变换比，给出马达选型、终端减速装置、输入变速装置与泵参数的计算步骤，并分析车辆的动力特性、牵引参数匹配以及泵与马达的效率特性。
车辆液压行走驱动系统第9章
教学目标通过本章的学习，使读者能够掌握车辆液压行走驱动系统中发动机与液压传动装置的参数匹配、车辆系统的控制方式以及车辆液压传动的参数设计、车辆的动力特性等方面的知识。
教学要求 相关知识能力要求知识要点发动机的控制、液压泵的静态控制等掌握发动机与液压传动装置的匹配原则发动机与液压传动装置的参数匹配角功率、有效传动、马达变换比、马达选型、泵参数计算、输入变速装置了解液压传动的参数设计液压传动的参数设计牵引性能指标与牵引参数的关系以及驱动系统的效率了解车辆动力特性设计的方法车辆动力特性设计
导入案例图9.1车辆行走系统及控制
导入案例如同机械传动和液力机械传动方式一样，当发动机与液压泵、马达组成一个传动系统后，该系统的综合性能不仅受发动机、液压泵、液压马达各元件性能的影响，而且还要受到各部件性能参数之间是否合理匹配的制约。作为不同于传统传动方式的具有可控性的液压传动系统，其性能还特别受到控制方式的制约和影响。因此，液压传动系统必须很好地解决下列问题：
的设计 图9.2工程车辆液压传动系统示意图
的设计图9.2所示为工程车辆液压传动系统示意图，车辆驱动轮参数和发动机参数根据期望的车辆性能参数速度、牵引力等参数，这些参数满足车辆动力性、经济性、作业生产率、作业质量以及其它指标要求，根据这些已知参数并结合液压元件匹配的目标要求可以对液压元件参数进行匹配计算
的设计液压传动元件匹配计算的目标要求，是在满足设计寿命要求下系统应有较高的性能价格比。通常较小排量规格的元件有较低的成本，寿命则取决于匹配的最高压力、持续压力和工作转速。降低使用压力和转速使寿命提高，但元件排量规格相应增大使成本增高。因此满足匹配目标的要求实际上是通过合理设置工作压力和转速来实现的
的设计根据图9.2所示的传动示意图。实际匹配中常采用一种简便方法：即从同时使车辆要求的最大扭矩和最高速度得到满足出发，使马达角功率与车辆角功率相吻合来选定马达的排量规格，并以此作为后续匹配计算之基础；减速器参数应与马达参数相匹配；然后根据马达规格计算泵规格，泵必须能够吸收要求的输入功率，且必须与泵的驱动齿轮箱相匹配，泵还必须能够提供马达在达到要求转速时所需的流量
的设计1.角功率角功率是一种极限状态的描述指标，它不是通常能够获得的功率，但是它有效地综合角功率性地反映了对传动装置规格和速比的要求，即反应了传动装置的功率容量和变换能力。因此是设计过程中极为重要的参数。角功率P是最大驱动扭矩与最高转速的乘积，图9.3表明了这一概念。一个实际机器的动力装置是由有限功率的动力源（发动机）与传动装置（液压传动装置等）组成的，传动装置的任务就是根据外负荷变化来调节动力源的有限功率中扭矩与转速两者之比例，使驱动扭矩与负荷扭矩相平衡。对一个有限功率值，扭矩大时则转速小，因此角功率是不可能实际实现的。但是，一个传动装置如果具备了机器要求的角功率能力，则在其扭矩和转速两参数的调节变换过程中，总能找到一个满足机器要求的最大扭矩点和另一个满足机器要求的最高转速点，并且这两个点均在传动装置所允许的工作范内
的设计 图9.3机器的功率与角功率
的设计角功率公式如下: 对于具有多档位机械变速器的传动系统，必须根据每一挡位的工作范围(输出参数)来计算机器角功率
的设计2.有效传动比及泵、马达变换比根据机器的角功率来确定满足要求的液压传动装置的有效传动比Re，有效传动比是机器角功率与传动装置额定输出功率的比值，该比值类似于同等功率的机械传动装置的速比变换范围，表示了所要求的液压传动装置的变换比
9.1.液压行走驱动系统的设计
的设计图9.3的B—C区间为液压传动装置的变换区间，其输入功率恒定，为发动机额定功率，通过液压传动装置的无级调节来改变输出参数，使之与驱动负荷相适应。当时，选用定量马达,速度和扭矩的调节由变量泵来实现；当时，用变量马达，速度和扭矩的调节由变量泵和变量马达共同完成；当时，根据各项指标来综合考虑选用定量马达或变量马达，对车辆传动，变量泵需要有零排量功能
的设计对变量泵和变量马达都有一个最佳变换比（即，最大排量/最小排量）的问题，对变量泵，发动机在额定工况时，输入功率和转速不变，不存在超速问题，通过排量和压力两参数乘积保持不变的恒扭矩调节方式即可完成功率传递及变换要求；变换比过大，则在最小排量时有可能使压力过高影响传动效率和元件寿命，或者在最大排量时有可能使压力过低而不能充分发挥液压泵能力。对马达而言，通过改变排量，使其与压力的乘积即输出扭矩与负荷平衡，即完成自己的调节作用，通过与泵的流量耦合完成恒功率传动；变换比过大，则最小排量时可能会使马达超速，或者最大排量时会使转速偏低而不能发挥工作能力
的设计时用定量马达，时用定量马达或变量马达，时用变量马达，即意味着变量泵的最佳变换比为2左右，最大不超过4，亦即排量比不小于0.25，最好不小于0.5；而变量马达的最佳变换比大于2，一般推荐为2.5-3.5，以及排量比不小于0.3左右。根据泵和马达的最佳排量比可以对传动装置的有效传动比即各自的调节范围进行分配
的设计式中、分别为泵与马达的变换比，、分别为泵与马达的最小与最大排量比。当时，应在变量泵、变量马达基础上增加机械变速装置。 (9-3)
的设计3.马达选型计算由机器角功率计算要求的马达的角功率： (9-4)式中：——要求的马达角功率；Z——马达数量；——马达与驱动轮间减速器传动效率，0.95~0.97；•式（9-4）确定了能够满足机器工作要求的最小规格的马达，对于具有变速器的多档位传动装置，按不同档位计算之角功率可能不同，应将其中最大的角功率作为马达选型的依据
的设计马达排量规格由下式计算 (9-5)式中：0.95——机械效率；Pm——液压系统最高匹配压力，由溢流阀限定；qmmax——马达最大排量；nmmax——马达最高匹配转速（对变量马达为最小排量时的最高匹配转速表示为）
一个系列的不同排量马达最高标定压力pm相同。与马达的排量qmmax和排量比有关，但最终由qmmax确定。因此，通过多次试选不同qmmax的马达可以由式（9-9）确定最小排量规格的马达。为达此目的，在每一次试选qmmax后都应取该马达的小排量下的最高标定转速作为式（9-5）中的目标值进行计算，但考虑到发动机高速空转或车辆制动都会使马达转速增加等因素，为使在后续的马达极限转速校核时一次达到要求，减小反复计算的麻烦，建议取马达小排量下的最高标定转速作为式中的目标值进行计算。 9.1.液压行走驱动系统的设计
的设计分析式（9-5）可以发现，马达实际发挥的角功率由乘积决定。当马达参数匹配计算完成后和确定，因泵排量非连续可选，选定的泵排量往往偏离匹配计算的理论值，对于不同排量的泵，如为变量马达系统，可以通过调节马达最小排量，使做相应变化来改变马达实际发挥的角功率，因此变量马达传动装置的角功率仅由马达来决定，即使泵的选定排量与理论要求值有偏差，也无须重新进行马达排量选择。对于定量马达，传动装置的角功率由决定，即由泵的转速和排量决定。尽管马达的角功率必须能够满足最大负荷和转速的要求，但泵也必须有足够的能力使马达在要求的匹配转速下运转。因此在泵的选型完成之后，应对定量马达系统重新进行选型计算
的设计4.终端减速装置选型马达选定之后，应计算要求的终端机械减速装置速比。减速(变速)装置应同时满足最大输出扭矩、速比和最大输入转速的要求。(1)根据满足最大输出扭矩要求来确定需要的速比i2，此时液压系统为最高压力Pm，马达为最大排量，马达机械效率取0.95 式中为行走装置最大输出扭矩。实际选用的速比应尽量取等式值，否则会使车辆速度降低，若保持车辆速度不变有可能使马达超速。无论对定量还是变量马达系统，如果无法在式(9-6)的条件下获得合适的减速装置，则只有靠增大马达的排量使式(9-6)得到满足。（9-6）
的设计（2）根据减速装置速比i2，对马达大排量和最小使用排量对应的匹配转速进行计算并校核（由后向前)，按下式进行 (9-7)(9-8)式中：、——马达最大和最小排量时要求的最高匹配转速；、——马达最大和最小排量时最高标定转速
的设计(3)减速装置的最高输入转速、最大输出扭矩和持续输出扭矩均不得超过许可值。机械减速装置允许的持续扭矩约为最大扭矩的1/2~1/3，最高不超过75％，最大负荷扭矩发生在液压系统最高压力Pm与马达为最大排量时对应的工况下，由于额定匹配压力为工作机械“满铲平均压力”机器整个工作循环中的平均负荷要低于“满铲平均负荷”，因而减速装置的负荷持续扭矩小于额定匹配扭矩，不会超过负荷最大扭矩的70％，因此，按最大扭矩条件校核之后，持续扭矩可以不必校核。减速装置的最高允许输入转速可以作为最高持续输入转速使用
的设计5.输入变速装置发动机与液压泵的联接常用两种方式，即发动机直接驱动和通过输入变速装置(常称为分动箱)间接驱动，两种方式各有优点。直接驱动常用于单泵或2~3个同轴驱动的串联泵，结构简单，一般说来成本略低。其缺点为串联泵中的某泵发生故障会影响其它泵工作，使整机丧失功能。从成本方面讲，由于泵与发动机同速运转，发动机额定转速往往低于泵额定转速而使泵的转速能力得不到充分发挥，通过选用较大排量的泵来达到功率匹配会使机器成本增加；加之串联泵之间的过渡联接件有相当的成本，综合起来讲直接驱动方式的成本并非一定低于分动箱驱动成本。分动箱驱动方式各泵互不干扰，结构合理，可通过齿轮传动速比的调节来选择性能与成本综合指标最高的泵，目前专业化配套的分动箱与发动机和泵之间接口均已标准化，无须任何自制零件，质量好、工作可靠、使用方便。当选用增速齿轮传动时，可以用泵排量减小的成本对分动箱增加的成本进行补偿
的设计发动机、分动箱、液压泵之间的转速匹配关系为 (9-9)式中：——泵额定匹配转速；——发动机额定转速；i1——分动箱转速比
的设计6.泵参数计算泵参数计算的条件为满足最大流量的要求，取泵、马达容积效率均为0.95，则 (9-10)泵排量确定后其对应的额定转速己知，用下式校核泵转速(9-11)同时应根据泵的供油量重新校核马达的实际转速(由前向后)，因为以上选定的泵排量通常大于要求排量，马达实际转速会比要求转速略高
的设计对于定量马达，按下列式9-12来确定马达的实际转速，并与其最高标定转速比较，式（9-12)的计算条件为下坡行驶液压系统制动工况。 （9-12）(9-13)对于变量马达，应同时确保最大排量和最小排量两种工况下的使用转速均不超过其标定值。
的设计
的设计(5)确定在最小排量时马达最高转速标定值。马达供应商一般给出马达在小排量下的最高标定转速和全排量下最高标定转速，但未给出对应之马达排量比，如图9.4示，当最小排量比时，其相应的最高标定转速仍为不再增加，当大于时其对应的最高标定转速需重新计算确定。 图9.4 nmin与m关系
（9-18）
特性车辆动力特性是指发动机在油门全开时，车辆各挡工况下的单位牵引力与车速的关系特性。利用动力特性可评比车辆的动力性，可研究车辆的行驶特性，例如确定车辆的最大速度，各挡行驶时的上坡能力和加速能力等。有时利用牵引力与车速关系曲线(牵引特性)来分析、评价牵引力车辆的动力性和行驶特性。 各种行驶条件下均能利用发动机最大功率的动力特性，称为理想的动力特性，这时单位牵引力与车速的乘积应等于常数（见图9.5，其中虚线为双曲线）。改善和提高车辆动力特性的措施有：采用外特性接近于双曲线规律的动力装置
特性 图9.5车辆特性曲线
特性1.工程车辆牵引性能指标与牵引参数的关系工程车辆牵引性能方面的指标主要有动力性(牵引功率NT)、经济性(油耗率GT)、作业生产率(小时土方量Q)，实现车辆最佳牵引性能指标的方法是进行牵引参数的合理匹配——静态方法与过程控制——动态方法，并且参数静态点匹配是实现参数过程控制的必要条件。车辆牵引系统由发动机、传动系、行走机构、工作装置4个环节组成，车辆通过行走机构实现内部驱动功率与外部工作阻力的平衡与转换。与具有固定传动比的能量传递机构不同的是，行走机构为滑动传递机构，其特征由滑转曲线所描述(图9.6)。其特征为：车辆牵引力的发挥必然引起行驶速度的降低，牵引力F越大，滑转率越大，速度损失越大。改善车辆滑转特性的方法只能是改善牵引元件结构或改变附着重量
特性 图9.6滑转曲线与的关系
特性发动机输出功率Ne通过传动系调节后，成为行走机构的输入驱动功率Nk，然后经行走机构转换为车辆输出功率即牵引功率NT。NT由牵引力F与行驶速度v两部分组成,NT=Fv。牵引作业工况，要求NT以低速大牵引力的方式发挥，运输工况则相反。驱动功率通过行走机构转化为车辆牵引功率NT时，有两种损失：1)滚动阻力Ff损失，Ff与成正比；2)滑转速度Vσ损失，Vσ与σ成正比。因此，车辆附着重量对牵引功率有着两种相反的作用：在低速大牵引力工况，滑转损失严重，成为制约牵引功率发挥的主要因素，希望通过增大附着重量来减少滑转；在高速小牵引力运输工况，滚动阻力相对较大，损失严重，希望通过减少附着重量来减少滚动阻力，显然附着重量的减少必将引起牵引工况滑转的增大
特性对同时具有牵引和运输工况的循环式作业机械，在车辆的驱动功率Nk保持为常值不变的情况下，行走机构只有选择使整个工作循环中滚动损失和滑转损失之和最小的参数才能保证机器生产率最高。这即意味着，首先要参数匹配合理，选择合适的GΦ值来保证滚动损失和滑转损失之和最小；其次要进行过程控制，使输入行走机构的驱动功率尽量为最大值。对车辆发动机性能研究的目的在于有效发挥发动机的动力性和经济性，对传动系统进行调节控制研究的目的在于高效率拓展传动系的调节范围。因此，对发动机与传动系统进行综合研究的目的最终是为行走机构提供一个在大的调节范围内具有较大值的驱动功率，即提高动力性与经济性，这是提高机器作业生产率的必要条件，生产率的充分条件将由GΦ值的合理匹配来实现。为了提高行走机构的驱动功率，以充分利用发动机额定功率，使传动装置工作在高效区内。首先要保证车辆在突然超载时，牵引元件发生滑转，而不使发动机熄火。即利用滑转进行过载保护，并为司机提供一个准确操纵工作装置来降低负荷的信号，减轻司机盲目频繁操作的强度，同时使发动机平均输出功率即行走机构平均驱动功率最大。参数匹配为：发动机最大转矩对应之牵引力Fmax大于地面打滑附着力（图9.7）
特性图9.7牵引参数在滑转曲线上的匹配
特性为发挥发动机的最大功率（静态匹配时表现为额定功率)应与行走机构最大生产率工况相对应，对连续作业机械，行走机构的最大生产率工况与最高牵引工作效率即最大牵引功率工况一致，相应之滑转率为，但是循环作业机械，最大牵引功率工况( )与最大生产率工况( )相脱离( )，并且辅助工序在整个作业循环中所占比例越大，偏离的程度越大，当车辆为纯运输车辆时，这一偏离达到极限。按照上述理论，车辆作业时，行走机构在滑转曲线上不断变换工作点，牵引效率不断变化，驱动功率也由于负荷的不断变化而变化，因而其牵引功率随负荷变化更快地变化。当负荷达到额定负荷并发生超载(大约超出的(10—15)％)时，车辆全滑转进行超载保持
特性2.工程车辆液压驱动系统的效率分析车辆液压驱动系统的效率主要是指调速比范围与最大转矩，最大、最小转速等动力性指标，以及表示能量利用程度的传动效率。液压驱动工程车辆最重要的就是液压元件的容积效率及机械效率。这除了由于这些效率影响到系统功率的合理配置、散热、动力性、经济性能指标外，对具有严格的作业质量指标要求的机器，容积效率将影响到液压系统的速度输出和速度稳定性，机械效率则影响到带载起动的能力，这些最终都将影响到机器的作业质量。但液压元件厂家基本上不提供完整的所有使用区间的效率曲线。因此有必要通过室内元件试验台展开这方面的内容。本节仅根据现有资料进行相关理论分析。液压泵和液压马达的结构形式多样，且有定量和变量之分，找出这些元件精确的效率理论表达式是困难的。经过长期大量的试验研究，形成了各种形式不同的液压元件效率的半经验表达式，本节将其中有代表性的且便于使用的有关半经验表达式进行分析，具体的定量的液压系统参数匹配与控制设计，还需要建立在对具体元件效率进行试验研究的基础上
特性1）定量泵效率 上列式中，、、分别为泵容积效率、机械效率和总效率；、、分别是层流泄漏系数，层流摩擦系数，机械摩擦系数；为动力黏度，n为转速(r/s)，为压差。（9-22）（9-23）（9-24）
特性多种泵的无因次损失系数、、值如表9-1所示。 表9-1分类齿轮泵（固定侧板式）齿轮泵（浮动侧板式）叶片泵轴向柱塞泵径向柱塞泵注：n为r/s，其余参数为标准量纲
特性由式（9-24）求出对应之无因次量为(9-25)由于，因而有 对轴向柱塞泵标准值为，按此绘制的效率曲线如图9.8所示。(9-26)(9-27)
特性 图9.8液压泵效率曲线液压泵的工作效率与有关，即与使用压力、转速和油液黏度(取决于工作温度和油液牌号)有关；也与结构参数有关，运动副间隙小时则小，、大。因而可以根据上述各式估算在各种使用条件下的效率以及分析为取得较高效率而必须控制的工作条件，为液压传动装置的控制设计提供依据
特性2）定量马达效率 (9-28)(9-29)(9-30)同样，当时,(9-31)(9-32)
特性与液压泵不在低转速下工作不同的是，车辆驱动马达经常在起动与低速下工作，低速工况下、、变化较大，使马达的效率大大降低，影响到起动转矩的发挥与低速稳定性
特性3）轴向柱塞变量泵与马达根据多数试验研究得知，随着排量q的减小，泵容积效率ηv和机械效率ηm一般都降低很快，其乘积总效率η也显著降低。关于这方面的理论分析虽然很多，但由于泵的效率问题很复杂，结构问题和流体力学的问题交织在一起，影响因素很多，所以至今还没有一个圆满的效率表达式，一般都是由试验的方法对具体的泵在不同使用条件下实测取得。同样，前述的定量泵效率理论表达式，只适用于估算和分析在各种使用条件下效率的变化趋势及影响因素，准确的效率值必须通过试验取得。尽管如此，这些理论分析式同样有着重要意义，可以通过对效率影响因素的分析，寻找最佳的使用条件，并将这种分析结果用于泵的参数匹配和使用过程的控制中。下面简单地说明变量泵效率的理论表达式，用以考察排量值的变化对效率的影响，并在后续的控制系统设计和控制目标确定中加以应用。通过众多学者研究，变量泵的容积效率和机械效率可以表达为如下形式
特性式中：——层流泄漏系数；——进出口压力差，；——油液动力黏度，——泵转速，r/min;——排量比，；——层流阻力系数；——机械阻力系数；——与进出口压差和转速无关的一定的转矩损失,Nm；——泵全排量，。 (9-33)(9-34)
特性上述表达式中，容积损失主要为从运动副间隙里泄漏了流量，由项表示。作为机械损失，与定量泵表达式相比，细分为三方面因素：一部分为油液黏性产生的摩擦损失，与n和成正比，由项表示；一部分为与高低压移动界面前后的压差成正比的摩擦损失，由项表示；一部分为与工作压力和转速无关的定量的转矩损失，由项表示。表达式中，把间隙内油液的流动看成为层流，并假设为牛顿流体，忽略了运转中间隙的变化以及油液压缩性的影响，但实际情况要复杂得多
特性液压驱动系统的变量泵(第一位下标P)，变量马达(第一位下标m)的效率经验公式为 (9-37)比较式(9-33)~式(9-38)，尽管形式不同，但均表明，对液压泵、马达传动效率影响显著的使用参数主要为压力、转速和排量比，在进行液压传动系统的特性预测时，为了简单方便，一般均将效率取常值计算。然而在以功率传递和变换为主要目的车辆液压传动中，如果不考虑使用参数对效率的影响，则往往会使系统在某些参数变化区间因效率偏低而失去意义。为了顾及控制计算的方便以及传动的需要，可行的方法是选择一个许可的高效率区间，在此区间工作参数变化对效率的影响在控制计算中不予考虑，对系统性能的预测以及控制计算均取平均意义上的效率值。（9-35）（9-36）(9-38)
特性3.变量液压泵与马达试验效率特性分析1)轴向柱塞变量泵分析 图9.9全排量时泵的容积效率和总效率与转速的关系
特性 图9.10全排量时泵的总效率与转速的关系图9.11在2/3时不同排量的总效率90系列的液压泵特性曲线如图9.9、图9.10、图9.11所示，分析该特性曲线，影响效率的因素有转速，压力和排量比，综合考虑这些因素得出下列结论：
特性(1)压力对效率的影响不明显，在很宽的压力范围内均具有高效率，因此进行泵工作压力配置时主要从工作寿命(可靠性)和功率利用率(成本)角度考虑，并尽量使泵在高效率的压力范围内工作。工程车辆的负荷额定压力取0.6左右，负荷最高压力为0.8左右，负荷最低压力为0.2以上，即压力变化比小于4(变量马达可以通过排量变化将负荷压力控制在很小的变化范围内，用定量马达时负荷压力无法调整，其最大有效传动比＝4，这表明负荷转矩亦即负荷压力的变化比最大允许为4，这一压力变化比最终通过泵的恒转矩变量控制来实现，即泵全排量时为低压，最小排量时为高压，其转矩不变。压力变化比小于4即表明泵的排量比)，使经常性负荷处于中高压范围内，使少数高负荷接近最高压力，并且全部工作压力均处于高效压力区，这样同时符合工作寿命和功率利用率的要求，因此这一压力匹配原则是比较适宜的
特性(2)的中高转速区是泵的高效转速区，时总效率低于时2~5个百分点，当转速低于以后，随转速降低效率急下。因此泵的正常工作转速应取的中高转速域，泵的排量启动转速应不低于。在讨论泵与发动机自动控制的参数匹配时取泵的排量启动转速，工程车辆柴油机的怠转速约为(0.25~0.35)，参数配置后一般有＞，假定泵的额定转速与发动机额定转速相匹配，这就使泵的排量启动转速也处于较高效率处，从而保证液压传动装置有较大的起动转矩，车辆有较大的起步牵引力。柴油机在正常牵引作业时的转速域为，约为(0.65~1)，这一转速域为泵的高效区间。因此使与匹配并取就可以保证在柴油机全部的工作转速范围内泵都为高效转速，显然这样的转速匹配是比较合理的
特性(3)液压泵总效率随排量比增大而增大，因此泵的变量范围最好控制在范围内(相当于泵的变换比)，以使泵的总效率高于75％；排量比为0.25—0.5的范围(总效率为0.6~0.75)仅用于车辆要求的特殊的低速工作(相当于泵的变换比为2~4)；而在0.25以下的区域仅作为起步、加速的过渡过程而不用于正常作业。在设计发动机与液压泵的自动控制装置时应该给予上述原则进行参数匹配。如要求机器有较低的工作速度应该采用使发动机为中低转速、泵为大排量的工作模式以节约燃料并提高传动效率，而不应该采用发动机高转速、泵小排量的方式
特性2）变量马达分析图9.12为斜盘式马达在全排量时的特性曲线，低转速时由于流量小，泄漏比例大，容积效率低，又由于接近静摩擦，阻力大，总效率降低。在中速（50%）和中压（50%）区域效率最高。在转速比为0.151的范围内几乎在全部压力区域均保持0.85以上的高效率。因此，与斜盘式变量泵相同，应使经常性负荷处于中压区，使少数高负荷接近最高压力；除启动工况外不应使马达转速比小于0.15。斜盘式变量马达排量变化对效率的影响也与斜盘泵相同，最小排量比大于0.3可以保证在全部压力范围内总效率高于0.700.75
特性图9.12 90系列斜盘式马达全排量时的输出特性
特性斜轴马达特性曲线如图9.13和图9.14所示，在中速中压区效率最高，几乎在所有的压力和转速范围内都有较高效率。与斜盘马达显著的差别为在起动工况(0转速)有较高的效率，这主要由于斜轴马达无斜盘马达那样的滑靴密封面，容积效率高，在低速时尤为明显。这一特性使斜轴马达有更低的稳定工作转速，一般在50r/min时可稳定工作，相当于额定转速的，加之静态起动转矩大，因此对频频换向行走、起动加速的行走机械尤为适宜
特性 图9.13 51V系列斜轴马达全排量时的输出特性
特性 图9.14 51V系列斜轴马达时输出特性时输出特性
特性 减小排量马达效率降低，特别是小排量低转速区效率偏低，工作能力变弱，因此对马达进行排量控制时应该使其工况为：负荷增大时马达为大排量低转速，负荷减小时为小排量高转速，应避免使其在小排量低转速下工作（通过马达排量与负荷匹配及发动机转速与泵转速匹配解决）
特性阅读材料9-1采用变量泵和变量马达组成的闭式油路是静液传动核心技术特征，图9.15所示为闭式静液传动的原理。发动机驱动图9.15静液传动系统原理发动机变量泵补油泵变量马达减速器车轮油泵旋转，改变泵斜盘角度即调节泵的排量。压力油驱动马达，通过减速器驱动车轮，油压取决于车轮载荷。油泵斜盘可以双向调节，使得油液双向流动，因而不需要换向机构实现车轮正反转。根据容积调速原理，调节发动机转速或油泵排量可改变流量，实现车速调节，改变马达排量同样可以达到调节车速的目的。当泵或马达排量无级可调时，传动系统实现无级变速。变量泵和变量马达组合能够实现在较大传动比范围内（8～10）总传动效率大于75％，因而在要求大变速范围的行走车辆静液传动中被广泛采用
特性 图9.15静液传动系统原理发动机变量泵补油泵变量马达减速器车轮
特性1.仿真模型参数车辆基本动力指标如下：最高车速100km/h，最大爬坡大于30度，0～60km/h加速时间小于10秒。静液传动系统由4台变量泵和4台高速变量马达构成。油泵全排量56ml，最小零排量，马达全排量qm_max＝107ml，最小排量qm_min＝30.8ml，最高工作转速4000rpm，最大工作差压30Mpa。整车满载质量5000Kg，迎风面积3.9m2，风阻系数0.6，轮边减速器速比8，车轮直径1.2m。4缸电控柴油发动机，额定功率136KW，工作转速范围800～2500rpm，附件消耗发动机功率12Kw。当车速低于72km/h时，每台泵单独驱动一台马达，即四轮独立驱动，高于72km/h时，每两台油泵并联驱动一台马达，仿真过程中假定各车轮的驱动扭矩相同。马达高压自动变量控制参数：△P1＝10Mpa，△P2＝20Mpa油泵控制参数：n0＝1000rpm，n1＝2100rpm，nmax＝2500rpm仿真步长为0.1秒
特性2. Simulink仿真结果与分析采用了某典型公路行驶工况对静液传动系统的最高车速和燃油经济性进行仿真评价。行驶工况的基本参数如下：最高车速100.58km/h，平均车速54.8km/h，最大加速度1.42m/s2，最大减速度-1.86m/s2，全程24.97km。图9.16所示为目标车速与实际车速比较，可以看到，两曲线基本重合，实际最高车速达100.51km/h。图9.17所示为静液传动总传动效率，即油泵、马达容积效率和机械效率之积，由于低速工况下系统的压力、转速和排量均比较小，传动系统效率较低，当车速大于12km/h时，总传动效率在75％～82％。全程燃油消耗3.79升，折合百公里油耗15.1升
特性图9.16典型公路行驶工况车速轨迹图9.16典型公路行驶工况静液传动总效率
本章小结 本章主要讲述了车辆系统发动机与液压传动装置的参数匹配，控制方式以及车辆的动力性能。工程车辆驱动系统是一个功率输入的自适应速度输出控制系统，因而是一种力和速度的负荷控制系统。
习题1.图9.1为车辆传动模型，分析这些部件的特点，并提出车辆的控制方案。2．题图9.1是德国Rexroth公司的A4VG系列液压泵的一种，试分析其工作过程。 题图9.1 A4VG的工作原理图
习题3.题图9.2是BPV泵的AU控制原理图，试分析其工作原理。并进一步分析控制压力与转速的关系。并与题2比较在控制方面的差异。 题图9.2 BPV泵的AU控制原理图
习题4.根据掘进机回转液压系统原理题图9.3，采用MATLAB/Simulink软件，利用Simulink对掘进机回转液压系统进行建模、仿真与分析。 题图9.3回转系统液压原理1-复合动力源；2-功率传递与控制单元3-执行机构；4-溢流阀
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