行走机械液压传动理论(连载14)
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传动装置总效率约为０ ． ７ ． 图４ ９ 的Ｂ －Ｃ区间为液压传动装置的变换区 间， 其输人功率恒定，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。
‘ ， 角功率值
几｝ ｒ，｝
｝ ． １
１ １ １ ｜ ｜ ｜ ｜ 二石
尺＜２ 时用定量马达，２ ＜Ｒ ＜ ＜４时用定量马 达或变量马 达， 尺＞４ 时用变量马达，即意味着变 量泵的最佳变换比Ｒ 。 为２ 左右，最大不超过 ４ ，
亦即排量比Ａ不小于（ ） ． ２ ５ ， 最好不小于（ ） ． ５ ； 而 变量马达的最佳变换比Ｒ 。 大于 ２ ， 一般推荐为 ２ ． ５ －３ ． ５ ，以及排量比不小于。 ． 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
角功率。
当Ｒ ＜ ＜２ 时， 选用定量马达， 速度和扭矩的调 节由 变量泵来实现；当Ｒ ， ＞４ 时，选用变量马达， 速度和 扭矩的调节由变量泵和变量马达共同完成； 当２ ＜Ｒ ＜ ＜４ 时， 根据各项指标来综合考虑选用定 量马达或变量马达，对车辆传动而言，在任何情况 具有零排量的变量泵总是必要的。 对变量泵和变量马达都有一个最佳变化比即 Ｖ ／ Ｖ ． ｍ 的问题。对变量泵，发动机在额定工况 时， 输人功率和转速不变， 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
角功率公式如下：
Ｐ ； ； 九 几 －ｎ ｋ ． ｘ Ｆ ， ＵＴ －
９ ５ ４ ９ ３ ６ ０ ０
输出和输人 〔 发动机净功率输出）功率．城日 ． Ｍ ｍ 、 、、 、为液压传动装置最大和最小变换输出 参数 （ 见图 ４ ９ ） ，传动装置各环节总效率估算值
为： ， 、 ｒ ｎ 取０ ． ９ ５ － ０ ． ９ ７ ， ， 、 私取。 ． ８ ６ － ０ ． ８ ８ ，
Ｙ ＡＯ Ｈｕ ａ ｉ － ｘ ｉ ｎ
６ 液压传动装置的参数计算
６ ． １ 液压传动元件的参数匹配计算 表１ １ 所示为工程车辆液压传动系统的组成路 线，传动系 统各环节中，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、 工 作寿命等参数，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）通 过计算和类比成为已知， 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
装置的有效传动比Ｒ ， ， 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
」 （碑 ＝
ｎ
＿
Ｐ 乃 ＿ 犷ｅ ｎ ． ７ Ｐ， Ｐ ｝ ｇ １ ７ ｋ ｑ ｍ ｑ ２ ０ 刀 ｋ Ｍｓ
Ｈ ｙ ｄ ｒ ａ ｕ ｌ ｉ ｃ ｔ ｒ ａ ｎ ｓ ｍ ｉ ｓ ｓ ｉ ｏ ｎ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｙ ｏ ｆ ｔ ｒ ａ ｖ ｅ ｌ ｌ ｉ ｎ ｇ ｍ ａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｒ ｙ （ ｐ ａ ｒ ｔ １ ４ ）
（ Ｒ ｏ ａ ｄ Ｍ ａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｙ ｒ Ｄ ｅ ｐ ａ ｒ ｔ ｍ ｅ ｎ ｔ ｏ ｆ Ｃ ｏ ｎ ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｍ ａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｒ ｙ Ｃ ｏ ｌ ｌ ｅ ｇ ｅ ， Ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ａ ｎ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ， Ｖａ ｎ ７ １ ０ ０ ６ ４ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ） （ 上接 ２ ０ （ １ ３ 年第 １ ０ 期）
。 ｝ 一一 一－二竺 － 一一』
门“
｝，奋 ． １；
，
１ 角功举工况
＇ １ －
恒功率
消负荷
泵 训 节｝ Ａ ｉΒιβλιοθήκη Baiduｔ ｗ ｌ － ｙ ｌ
一 ，阮
部分负荷
呻 弓
圈４ ， 机器的功率与角功率
（ １ ０ ０）
式中 几 — 机器角功率， ｋ Ｗ；
从、 ｘ 一一驱动轮最大扭矩，即Ｍ ａ， Ｎ・ ｍ； 、 、— 驱动轮最高转速， 即ｎ ｋ ， ｒ ／ ｍ ｉ ｎ ； Ｆ ， －— 最大切线牵引力， Ｎ ； Ｕ Ｔ － 最大理论速度， ｋ ｍ ／ ｈ ， 对于具有多挡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
遨筑翻材 ２ 佣３ （ １ １ ）
。 州 Ｅ
狱 、 ， 刀
额
万方数据
—
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， 通过与泵的流量荆合 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
八、 ｒ ｊ ，
Ｖ ｂ ． ｐ ＂ ，、、
ｐ ＂ ，华 、毕 ，华 有
Ｚ ２ ，孕
Ｍｋ ， ＇ ４ ＇ Ｐ ｋ 无
有时有
有
通 常有
根据表 １ １ 所示。有下列运动学和动力学平衡
方程式
刀ｋ ＝
ｒ 列式中量纲单位为： 扭矩Ｎ・ ｍ ， 压力Ｍ Ｐ ａ ， 排量 ｍ Ｌ ／ ｒ 、未知数为 ｉ ｔ ， ｉ ２ ， Ｖ ｂ ， Ｖ ｍ ，可 以求
二“ 日
尸． ’＝
ｎ怂
Ｍｒ
（ １ ０ １ ）
ＰＫ Ｈ ＩＰ 式中 ， 分别为液压传动装置的额定
角功率 尸 ， 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 几 是最大驱动扭矩与最高 转速的乘积，图 ４ ９ 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。显然对一个有限功率值而言， 扭矩大时则 转速小， 两者不可能同时达其极值，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围 内。角功率的意义正在于此： 将扭矩和转速两参数 匹配转移为角功率单参数匹配， 使问题简化。
。 。 、 ： ， 等以 及Ｙ １ 、 ｒ ／ ２ ， Ｗ， ，、 ｒ Ｍ ７ ｍ ｅ
表１ １ 车辆液压传动系统组成及参数匹配
传动元件
发动机
分动箱
液压泵
液压马达
Ｖ ｍ 、 ｐ ＂ ＇ ，‘ 、
ｐ － ， ＇ ｝ － ，和 ，卜
（ 变速）
减速器
驱动轮
匹配参数
设计灵活性
Ｙ ． ． 、 ｎ ． ， Ｍ 无
作能力。
相同
专题 讲座
则确定 ，一个系列的不同排量马达最高标定压力
几关 同
ｎ ｍ与马 达的排量Ｖ ＿、 和排量比Ｒ ． ． 有 ， 但最终由Ｖ －、 确定，因此， 通过多次试选不 Ｖ － 的马达可以由 式 （ １ ０ ４ ）确定最小排量规格
的马达。为达此 目的，在每一次试选 Ｖ ＿ 后都应 取该马达的小排量下的最高标定转速 ｎ ＇ －作为式
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 输人功 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。
６ ． １ ． １ 角功率
６ ． １ ． 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
解。 由于液压泵、马达排量 Ｖ ｂ ， Ｖ ，和齿轮传动装
Ｖｍ ｉ‘ ：
（ ９ ６ ） （ ９ ７ ） （ ９ ８ ）
ｂ 一 Ｐ ， ２ Ｉ ｔ １ ４ ７ ｅ ｉ ｔ 切＿Ｖ
Ｖ ｍ Ｐ ＇ ｑ ａ ｒ （ ２ ｉ ２ ＝
不计管路损失：
置速比ｉ ｉ ： 均由 现有系 列产品中选用， 非连续可 选，因而由上述各式求得的匹配参数仅为理论计算
匹配计算。液压传动元件匹配计算的目 标要求为： 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， 这 一问题已经进行过词 ｉ ｔ ． 在匹配计算之前，已知参数为发动机的参数、 车辆参数、 泵和马达的匹配压力和转速 Ｐ Ｈ ， Ｐ －
各自的调节范围进行分配。
＿Ｖ ， － ． Ｖ －． Ｖ ｝Ｙ ＿
（ １ ０ ４ ）中。 森的目 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额定 转速。 枷作为式 （ １ ０ ４ ）中ｎ ！的目 标值进行计算。 分析式 （ １ ０ ４ ）可以发现，马达实际发挥的角 功率由ｐ ｍ Ｖ ； ｝ ｘ ｎ ， ｍ ， ｝ ． 乘积决定。当马达参数匹配计 算完成后ｐ ｍ 和Ｖａ 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
专题讲座
行走机蔽液压传动理论 （ 连 截 １ ４ ）
姚杯斯
（ 长安大学 工程机械学院筑路机械系 陕西 西安 ７ １ ０ ０ ６ ４ ）
［ 中圈分类号〕Ｔ Ｈ １ ３ ７ ． ｔ
【 文献标识码〕Ａ
〔 文章编号〕１ ０ ０ １ － ５ ５ ４ Ｘ （ ２ ０ ０ ３ ） １ １ － ０ ０ ７ ７ － ０ ４
仁 收稿日期〕２ ０ ０ １ 一１ ０ 一 ２ ０ ｐ ＇ ０ 二ｐ ｂ 二户 （ ９ ９ ） 〔 通讯地址Ｉ姚怀新，陕西省西安市南二环路中段
过筑扭树 ２ ０ ０ ３ （ １ １ ）
万方数据
专题 讲座 — 值， 实际产品提供的可选参数往往与 之不符， 必须 多 次调整相关参数才能最终确定。 这样往往要改变 期望的车辆性能， 加之各参数相互影响， 计算和调 整麻烦。因此， 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
加机械变速装置， 将牵引型车辆的最高 速度提高到 ８ ０ ｋ ｍ ／ ｈ 的水平上 ６ ． １ ． ３ 马达选型计算 由机器角功率计算要求的马达的角功率：
」ｒ 俐口 二 二 二 一 七二
几Ｖ －ｘ 。 一 ＝八。 ＊ 砚阴 、 枷９ ＊决 定， 即由 泵 的 转
速和排量决定。尽管马达的角功率值必须能够满足 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。 ６ ． １ ． ４ 终端减速装皿选型 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、速比和最大输人转速的要求。 （ １ ）根据满足最大输出 扭矩要求来确定需要的 速比ｉ ２ ， 此时液压系统为最高压力ｐ ｍ ，马达为最 大排量Ｖ － ，马 达机械效率取０ ． ９ ５ ｝
同排量的泵，如为变量马达系统，可以通过调节马
当Ｒ ， ＞９ 时，应在变量泵、变量马达基础上增
一 Ｒ ， Ｒ ｍ 一 ｍ １ ｍ‘ ， 。 ２ ， 达最小排量Ｖ － ， ． ， ＿ 使ｍ ｍ ， ＝ｎ ａ Ｈ Ｖ ，｝ ａ ｖ ｝ ， 八 几 甩 。 作
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
‘ ， 角功率值
几｝ ｒ，｝
｝ ． １
１ １ １ ｜ ｜ ｜ ｜ 二石
尺＜２ 时用定量马达，２ ＜Ｒ ＜ ＜４时用定量马 达或变量马 达， 尺＞４ 时用变量马达，即意味着变 量泵的最佳变换比Ｒ 。 为２ 左右，最大不超过 ４ ，
亦即排量比Ａ不小于（ ） ． ２ ５ ， 最好不小于（ ） ． ５ ； 而 变量马达的最佳变换比Ｒ 。 大于 ２ ， 一般推荐为 ２ ． ５ －３ ． ５ ，以及排量比不小于。 ． 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
角功率。
当Ｒ ＜ ＜２ 时， 选用定量马达， 速度和扭矩的调 节由 变量泵来实现；当Ｒ ， ＞４ 时，选用变量马达， 速度和 扭矩的调节由变量泵和变量马达共同完成； 当２ ＜Ｒ ＜ ＜４ 时， 根据各项指标来综合考虑选用定 量马达或变量马达，对车辆传动而言，在任何情况 具有零排量的变量泵总是必要的。 对变量泵和变量马达都有一个最佳变化比即 Ｖ ／ Ｖ ． ｍ 的问题。对变量泵，发动机在额定工况 时， 输人功率和转速不变， 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
角功率公式如下：
Ｐ ； ； 九 几 －ｎ ｋ ． ｘ Ｆ ， ＵＴ －
９ ５ ４ ９ ３ ６ ０ ０
输出和输人 〔 发动机净功率输出）功率．城日 ． Ｍ ｍ 、 、、 、为液压传动装置最大和最小变换输出 参数 （ 见图 ４ ９ ） ，传动装置各环节总效率估算值
为： ， 、 ｒ ｎ 取０ ． ９ ５ － ０ ． ９ ７ ， ， 、 私取。 ． ８ ６ － ０ ． ８ ８ ，
Ｙ ＡＯ Ｈｕ ａ ｉ － ｘ ｉ ｎ
６ 液压传动装置的参数计算
６ ． １ 液压传动元件的参数匹配计算 表１ １ 所示为工程车辆液压传动系统的组成路 线，传动系 统各环节中，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、 工 作寿命等参数，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）通 过计算和类比成为已知， 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
装置的有效传动比Ｒ ， ， 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
」 （碑 ＝
ｎ
＿
Ｐ 乃 ＿ 犷ｅ ｎ ． ７ Ｐ， Ｐ ｝ ｇ １ ７ ｋ ｑ ｍ ｑ ２ ０ 刀 ｋ Ｍｓ
Ｈ ｙ ｄ ｒ ａ ｕ ｌ ｉ ｃ ｔ ｒ ａ ｎ ｓ ｍ ｉ ｓ ｓ ｉ ｏ ｎ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｙ ｏ ｆ ｔ ｒ ａ ｖ ｅ ｌ ｌ ｉ ｎ ｇ ｍ ａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｒ ｙ （ ｐ ａ ｒ ｔ １ ４ ）
（ Ｒ ｏ ａ ｄ Ｍ ａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｙ ｒ Ｄ ｅ ｐ ａ ｒ ｔ ｍ ｅ ｎ ｔ ｏ ｆ Ｃ ｏ ｎ ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｍ ａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｒ ｙ Ｃ ｏ ｌ ｌ ｅ ｇ ｅ ， Ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ａ ｎ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ， Ｖａ ｎ ７ １ ０ ０ ６ ４ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ） （ 上接 ２ ０ （ １ ３ 年第 １ ０ 期）
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１ 角功举工况
＇ １ －
恒功率
消负荷
泵 训 节｝ Ａ ｉΒιβλιοθήκη Baiduｔ ｗ ｌ － ｙ ｌ
一 ，阮
部分负荷
呻 弓
圈４ ， 机器的功率与角功率
（ １ ０ ０）
式中 几 — 机器角功率， ｋ Ｗ；
从、 ｘ 一一驱动轮最大扭矩，即Ｍ ａ， Ｎ・ ｍ； 、 、— 驱动轮最高转速， 即ｎ ｋ ， ｒ ／ ｍ ｉ ｎ ； Ｆ ， －— 最大切线牵引力， Ｎ ； Ｕ Ｔ － 最大理论速度， ｋ ｍ ／ ｈ ， 对于具有多挡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
遨筑翻材 ２ 佣３ （ １ １ ）
。 州 Ｅ
狱 、 ， 刀
额
万方数据
—
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， 通过与泵的流量荆合 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
八、 ｒ ｊ ，
Ｖ ｂ ． ｐ ＂ ，、、
ｐ ＂ ，华 、毕 ，华 有
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Ｍｋ ， ＇ ４ ＇ Ｐ ｋ 无
有时有
有
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根据表 １ １ 所示。有下列运动学和动力学平衡
方程式
刀ｋ ＝
ｒ 列式中量纲单位为： 扭矩Ｎ・ ｍ ， 压力Ｍ Ｐ ａ ， 排量 ｍ Ｌ ／ ｒ 、未知数为 ｉ ｔ ， ｉ ２ ， Ｖ ｂ ， Ｖ ｍ ，可 以求
二“ 日
尸． ’＝
ｎ怂
Ｍｒ
（ １ ０ １ ）
ＰＫ Ｈ ＩＰ 式中 ， 分别为液压传动装置的额定
角功率 尸 ， 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 几 是最大驱动扭矩与最高 转速的乘积，图 ４ ９ 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。显然对一个有限功率值而言， 扭矩大时则 转速小， 两者不可能同时达其极值，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围 内。角功率的意义正在于此： 将扭矩和转速两参数 匹配转移为角功率单参数匹配， 使问题简化。
。 。 、 ： ， 等以 及Ｙ １ 、 ｒ ／ ２ ， Ｗ， ，、 ｒ Ｍ ７ ｍ ｅ
表１ １ 车辆液压传动系统组成及参数匹配
传动元件
发动机
分动箱
液压泵
液压马达
Ｖ ｍ 、 ｐ ＂ ＇ ，‘ 、
ｐ － ， ＇ ｝ － ，和 ，卜
（ 变速）
减速器
驱动轮
匹配参数
设计灵活性
Ｙ ． ． 、 ｎ ． ， Ｍ 无
作能力。
相同
专题 讲座
则确定 ，一个系列的不同排量马达最高标定压力
几关 同
ｎ ｍ与马 达的排量Ｖ ＿、 和排量比Ｒ ． ． 有 ， 但最终由Ｖ －、 确定，因此， 通过多次试选不 Ｖ － 的马达可以由 式 （ １ ０ ４ ）确定最小排量规格
的马达。为达此 目的，在每一次试选 Ｖ ＿ 后都应 取该马达的小排量下的最高标定转速 ｎ ＇ －作为式
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 输人功 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。
６ ． １ ． １ 角功率
６ ． １ ． 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
解。 由于液压泵、马达排量 Ｖ ｂ ， Ｖ ，和齿轮传动装
Ｖｍ ｉ‘ ：
（ ９ ６ ） （ ９ ７ ） （ ９ ８ ）
ｂ 一 Ｐ ， ２ Ｉ ｔ １ ４ ７ ｅ ｉ ｔ 切＿Ｖ
Ｖ ｍ Ｐ ＇ ｑ ａ ｒ （ ２ ｉ ２ ＝
不计管路损失：
置速比ｉ ｉ ： 均由 现有系 列产品中选用， 非连续可 选，因而由上述各式求得的匹配参数仅为理论计算
匹配计算。液压传动元件匹配计算的目 标要求为： 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， 这 一问题已经进行过词 ｉ ｔ ． 在匹配计算之前，已知参数为发动机的参数、 车辆参数、 泵和马达的匹配压力和转速 Ｐ Ｈ ， Ｐ －
各自的调节范围进行分配。
＿Ｖ ， － ． Ｖ －． Ｖ ｝Ｙ ＿
（ １ ０ ４ ）中。 森的目 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额定 转速。 枷作为式 （ １ ０ ４ ）中ｎ ！的目 标值进行计算。 分析式 （ １ ０ ４ ）可以发现，马达实际发挥的角 功率由ｐ ｍ Ｖ ； ｝ ｘ ｎ ， ｍ ， ｝ ． 乘积决定。当马达参数匹配计 算完成后ｐ ｍ 和Ｖａ 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
专题讲座
行走机蔽液压传动理论 （ 连 截 １ ４ ）
姚杯斯
（ 长安大学 工程机械学院筑路机械系 陕西 西安 ７ １ ０ ０ ６ ４ ）
［ 中圈分类号〕Ｔ Ｈ １ ３ ７ ． ｔ
【 文献标识码〕Ａ
〔 文章编号〕１ ０ ０ １ － ５ ５ ４ Ｘ （ ２ ０ ０ ３ ） １ １ － ０ ０ ７ ７ － ０ ４
仁 收稿日期〕２ ０ ０ １ 一１ ０ 一 ２ ０ ｐ ＇ ０ 二ｐ ｂ 二户 （ ９ ９ ） 〔 通讯地址Ｉ姚怀新，陕西省西安市南二环路中段
过筑扭树 ２ ０ ０ ３ （ １ １ ）
万方数据
专题 讲座 — 值， 实际产品提供的可选参数往往与 之不符， 必须 多 次调整相关参数才能最终确定。 这样往往要改变 期望的车辆性能， 加之各参数相互影响， 计算和调 整麻烦。因此， 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
加机械变速装置， 将牵引型车辆的最高 速度提高到 ８ ０ ｋ ｍ ／ ｈ 的水平上 ６ ． １ ． ３ 马达选型计算 由机器角功率计算要求的马达的角功率：
」ｒ 俐口 二 二 二 一 七二
几Ｖ －ｘ 。 一 ＝八。 ＊ 砚阴 、 枷９ ＊决 定， 即由 泵 的 转
速和排量决定。尽管马达的角功率值必须能够满足 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。 ６ ． １ ． ４ 终端减速装皿选型 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、速比和最大输人转速的要求。 （ １ ）根据满足最大输出 扭矩要求来确定需要的 速比ｉ ２ ， 此时液压系统为最高压力ｐ ｍ ，马达为最 大排量Ｖ － ，马 达机械效率取０ ． ９ ５ ｝
同排量的泵，如为变量马达系统，可以通过调节马
当Ｒ ， ＞９ 时，应在变量泵、变量马达基础上增
一 Ｒ ， Ｒ ｍ 一 ｍ １ ｍ‘ ， 。 ２ ， 达最小排量Ｖ － ， ． ， ＿ 使ｍ ｍ ， ＝ｎ ａ Ｈ Ｖ ，｝ ａ ｖ ｝ ， 八 几 甩 。 作
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