液压无级变速装置的调节特性

出处：按学科分类—工业技术 北京理工大学出版社《新编液压工程手册下册》第1983页（3601字）

为了提高效率，现代液压无级变速装置绝大多数使用主油路中不含节流元件的容积式调节系统。通过改变泵和马达的排量来获得所需的输入、输出传动比。

(1)输入转速恒定时的调节

交流异步电动机和带全制式调速器的柴油机的转速可视为恒定值，是液压无级变速器最常用的原动机。图31．4－16给出了当n₁不变时，装置的其他参数之间的相互关系。图中的实线表示不计损失的理想情况，并设泵和马达的最大排量相等()。

图31．4－16 液压无级变速装置典型调节特性

从n₂=0到n₂=n_2max(C点)的整个调速过程可分为两段。OB段为马达保持最大排量不变，泵的排量由O线性地调节到最大值为一次调节；Bc段保持不变，马达排量由调节到，为第二次调节。在采用定量马达的装置中，没有二次调节的这一区段。

(A)一次调节(变量泵调节)

一次调节区又分为两部分，在起始的OA段，受系统许用压力的限制，输出转矩M₂和工作压差△p保持在最大值，输入转矩M₁和功率P同步地由零增到最大值。当泵的排量从A到B继续调大时，由于M₁和P均已达到上限，所以相应的工作压差必须下降，输出转矩则从A点开始随泵排量的增加与转速n₂成反比地下降。一般称OA段为恒输出转矩区，AB段为恒功率区。

(B)二次调节(变量马达调节)

图31．4－16中的BC段为二次调节区。此时变量泵的排量保持在最大值，马达排量则由调小到。在这一过程中，输入转矩M₁，功率P和工作压差不变，而输出转矩M₂则与n₂成反比地减少到M_2mn。BC段也是恒功率区。

当考虑到装置中的能量损失时，实际的输出转矩将如图31．4－16(c)中的虚线那样变化，此虚线即为图31．4－2中所示的实际输出包线。

液压无级变速装置的转矩、功率和压差等实际上都是由工作机的负荷所决定的。因此，上述“恒转矩”和“恒功率”的概念都应理解为该装置所能承受的负荷界限。

图31．4－17为Allgaier67型装有变量泵和变量马达的液压无级变速装置的实际输出特性曲线。可以看出，它的恒转矩-恒功率区转换点大体在n₂=650r／min的地方。同时，图中还给出了总效率随n₂变化的情况。

图31．4－17 德国Allgaier公司67型液压无级变速装置的效率曲线

(C)双速调节方式

以上所述的二次调节较复杂。实用中更多的是马达仅具有最大和最小排量两个有级变量工况的双速调节方式。

图31．4－18示出双速调节的输出特性。它相当于装有排量分别为和的定量马达和相同的变量泵的两台装置输出特性的叠加。其综合的输出包线与上述分段调节的一样。当马达为大排量时，可获得最大输出转矩，但输出转速有限；反之，马达为小排量时则对应着最高输出转速和较小输出转矩。这样的特性已可满足许多作业时低速大牵引力，空车转移时高速小拉力的卷扬机械的使用要求，而马达的变量系统却可显着简化。对于多个马达并联的分置式装置来说，要做到几个变量马达的排量同步地连续变化是很困难的，往往需要复杂的输出转速反馈系统。因此，一般也仅采用有级的双速调节方式。

图31．4－18 双速调节的输出特性

(2)液压无级变速装置与原动机的综合调节

大多数行走机械采用内燃机(汽油机、柴油机和少量的燃气轮机)作为原动机，它们本身也有相当的调速能力。因此，有可能对两者进行综合调节，以获得更好的性能。

对原动机进行的调节表现为n₁的变化。综合调节实际上就是使变速装置的调节参数与其输入转速n₁建立联系。

图31．4－19示出液压无级变速装置中V^P与n₁的关系以及n₂随n₁变化的三种典型情况。在图(a)中，V^P与n₁无关，n₂与n₁的关系曲线为一组以V^P为参量的通过零点的直线，V^P越大，射线的斜率也越大(设马达的排量不变，下同)。

图31．4－19 液压无级变速装置原动机的综合调节特性

在图(b)中，当n₁超过某一最低值n₀(通常为内燃机的怠速转速)后，V^P从零点起调，并随n₁增加而逐渐增大。n₁在增加到n_w后暂时保持不变，输出转速n₂仅随V^P的继续调大而增加，直到的C点。这以后调节机构使n₁继续增加，n₂仅随n₁变化直到n_2max。nw通常选为发动机的最大转矩或最低比油耗对应的转速，而在n_w所能调节的n₂转速范围为常用工作转速。例如，德国Linde公司的H20／30内燃叉车即采用了这种调节方式：其发动机额定转速为2100r／min，对应的最高车速约22km／h。它的n_w约为1200r／min，C点对应的车速为11km／h。这使得发动机在叉车主要工作速度时保持在较低的油耗转速下运行，对减少油耗、噪声、排污和延长设备寿命均有利。

图(c)所示的是“自动”调节方式。泵排量的调节起点同图(b)一样在略高于n₀的地方，此后V^P和n₁同时增加，输出转速则以近似于抛物线的规律上升。直到的D点。在D点以后，由于V^P不能再变化，所以n₂仅随n₁作直线关系的增加，直到与n_1max对应的n_2max。如果液压马达也是无级变量的，则可得到更为陡峭的调节曲线。这样的特性很接近于液力传动，常用于推土机、装载机等要求“软”输出特性的行走机械上。

如图(b)、图(c)所示综合调节方式除了性能上的优点以外，还由于把发动机的转速调节(‘油门)和液压无级变速装置的速比调节统一到了一个公共的操纵装置(通常为一踏板)而使操作更为方便，也更接近于驾驶带自动变速器的汽车的习惯。

综合调节的进一步发展是带有一定目标函数的优化调节。如图31．4－20所示方框图，电子计算机系统的数据库中贮存有原动机、液压无级变速装置和工作机的特性数据，中央处理机根据人们给定的目标函数(例如以最小的油耗输出给定的转速)、各传感器测出的实时工况参数及由数据库调出的有关特性数据，按照事先规定的数学模型迅速决定出应有的发动机单位时间的供油量Ge(控制n₁)及液压无级变速装置中泵与马达的变排比Y^P、Y^M(控制传动比)，并通过机-电转换元件和反馈系统使发动机和传动机执行这些调节指令。

图31．4－20 双速调节的输出特性

液压无级变速装置的连续可调性是实现上述综合调节的技术前提之一，尽管液压传动本身的效率低于机械变速器，但由于综合调节能保证发动机和变速装置两者的效率乘积始终保持较高的数值，这样的系统比发动机与只有有限的几个变速比的机械变速器共同工作时更为节省能量，这一点已为实践所证明。正是在这一点上，显示出液压无级变速装置的良好发展前景。

(3)调节机构的联动方式

早期的整体式液压无级变速装置的泵和马达的变量机构是用杠杆、凸轮等机械机构联动的，构造比较简单，但只能适应固定的调节程序。现在，它们已越来越多地为按可调程序动作的液压缸所取代。

液压泵和发动机的综合调节机构也是这样。泵的变量操纵杆不再是用机械装置与发动机的“油门”踏板简单地联动，而是根据液压或电子装置测出的发动机的实时转速来控制。这使得不论任何原因引起发动机转速下降时，都能自动地调小它所驱动的液压泵的排量，从而有效地避免了发动机的超负荷和熄火。