技术领域
[0001] 本
发明涉及一种传动系统，更具体地说，涉及一种静液压驱动传动系统、变速控制方法、装载机。
背景技术
[0002] 轮式装载机是一种通过行走驱动系统和工作装置配合完成作业、其行走系统为装载机作业过程提供适当的
牵引力和车速的自行式土方机械。
[0003] 轮式装载机的行走系统常采用液力驱动方式，即柴油机
飞轮与变矩器连接，变矩器与多挡位变速箱连接，变速箱输出后通过
传动轴、
驱动桥、轮边实现行走功能。液力驱动系统由于自身固有特性，传动效率低，且
液力变矩器输出
扭矩只能通过柴油机
油门间接调整，不能对牵引力和车速进行单独调整控制，控制难度大。同时液力变矩器由于其变速范围较窄，为满足更宽的调速范围，必须使用多挡位变速箱，这就使得变速箱的结构复杂，同时行驶过程中存在换挡频繁，换挡冲击大的问题，整机操作舒适性相对较差。
[0004] 行业普遍认为，静液压驱动系统相对较好地克服了上述液力驱动系统存在的问题。静液压驱动系统的主要优点在于其极大范围的连续无级调速、对牵引力和牵引速度的精准调节，以及简单舒适的
操纵性。同时大幅度提升了系统工作效率。且由于减少了变速箱
齿轮传动副，极大地降低了整机由于传动系统带来的工作噪音。这些优点中的每个均与车辆的生产率直接相关。其他优点包括更加紧凑的结构(功率/重量比更大)、更低
质量和惯量带来的快速响应、低
发动机速度下的高牵引力、液压系统的寸进
制动功能、以及车辆行驶方向切换的简便性等。充分体现了静液压驱动的优势所在。
[0005] 但是当前静液压驱动技术缺乏一种非常适合装载机工况需求静液压驱动系统。当前可见的技术路线中，有采用单
马达驱动的静液压驱动系统，但换挡方式为停车换挡。装载机要求在行走过程中可以动力换挡，如果采用停车换挡则严重影响作用效率。尤其是60kw以上的装载机几乎无法接受停车换挡的操作方式，这就严重限制了这种技术路线的应用范围。
发明内容
[0006] 本发明要解决的技术问题是针对现有静液压驱动系统换挡需要停车的问题，而提供一种静液压驱动传动系统、变速控制方法、装载机，使其实现动力换挡。
[0007] 本发明为实现其目的的技术方案是这样的：提供一种静液压驱动传动系统，其特征在于：包括双向变量的变量
泵、变量马达、两挡变速箱、换挡控制单元；
[0008] 所述
变量泵与变量马达闭环连接，变量马达的输出端与两挡变速箱的输入端连接；
[0009] 所述换挡控制单元包括
控制器、与控制器连接用于检测油门大小的油门检测装置、与控制器连接用于检测变速箱输出转速的变速箱输出转速
传感器、与控制器连接用于控制马达转动方向的方向选择
开关；
[0010] 所述变量泵中用于控制变量泵
排量的泵排量控制电磁
阀的电控端、变量马达中用于控制马达排量的马达排量控制
电磁阀的电控端、变速箱中用于一挡
离合器开闭控制的一挡电磁阀的电控端和用于二挡离合器开闭控制的二挡电磁阀的电控端均与所述控制器连接；
[0011] 所述控制器依据油门大小、变速箱输出转速大小和方向选择开关
信号输出分别用于控制泵排量控制电磁阀、马达排量控制电磁阀、一挡电磁阀和二挡电磁阀的
控制信号。
[0012] 上述静液压驱动传动系统中，油门大小范围划定为从小至大的第一范围、第二范围、第三范围、第四范围四个相邻的连续油门范围；
[0013] 变速箱输出转速小于预定换挡转速时，所述控制器向一挡电磁阀输出离合器接合控制信号和向二挡电磁阀输出离合器断开控制信号；变速箱输出转速大于预定换挡转速时，所述控制器向一挡电磁阀输出离合器断开控制信号和向二挡电磁阀输出离合器结合控制信号；变速箱输出转速等于预定换挡转速时的油门大小为油门大小第二范围的上限值；
[0014] 当油门大小位于第一范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号，泵排量控制电磁阀控制信号对应的泵排量大小从零到最大排量与油门大小在第一范围从小到大正相关变化；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出使变量马达处于最大排量的马达排量控制电磁阀控制信号；
[0015] 当油门大小位于第二范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号并使泵排量保持最大；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出马达排量控制电磁阀控制信号，马达排量控制电磁阀控制信号对应的马达排量大小从最大排量到最小排量与油门大小在第二范围从小到大反相关变化；
[0016] 当油门大小位于第三范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号，泵排量控制电磁阀控制信号对应的泵排量大小从泵换挡补偿排量到最大排量与油门大小在第三范围从小到大正相关变化；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出使变量马达处于最大排量的马达排量控制电磁阀控制信号；
[0017] 当油门大小位于第四范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号并使泵排量保持最大；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出马达排量控制电磁阀控制信号，马达排量控制电磁阀控制信号对应的马达排量大小从最大排量到最小排量与油门大小在第四范围从小到大反相关变化。
[0018] 所述泵换挡补偿排量QPC计算公式为：
[0019]
[0020] 其中iBOX1为一挡时变速箱
传动比，QMMAX为马达最大排量，QPMAX为变量泵最大排量；iBOX2为二挡时变速箱传动比，QMMIN为变量马达最小排量。
[0021] 上述静液压驱动传动系统中，所述换挡控制单元还包括用于检测变量马达转速的马达
转速传感器、用于检测变量马达工作压力的
压力传感器，所述控制器根据变量马达的马达转速大小和工作压力大小、变速箱输出转速大小判定工况；
[0022] 油门大小范围划定多组各范围不相同的油门范围组；控制器依据所判定的工况选择相应的油门范围组，并根据所选择的油门范围组和油门大小、方向选择开关信号输出分别用于控制泵排量控制电磁阀、马达排量控制电磁阀、一挡电磁阀和二挡电磁阀的控制信号。
[0023] 上述静液压驱动传动系统中，还包括补油泵和补油阀，所述补油阀由两个
单向阀构成，补油泵的出油口与所述单向阀的进油口连接，两单向阀的出油口分别与变量泵和变量马达间的两连接主油路单向导通。
[0024] 上述静液压驱动传动系统中，所述泵排量控制电磁阀、一挡电磁阀、二挡电磁阀的进油口均与所述补油泵的出油口连接。
[0025] 上述静液压驱动传动系统中，所述变量马达的马达变量油缸的有杆腔和马达排量控制电磁阀的进油口与梭阀的出油口连通，马达排量控制电磁阀的出油口与马达变量油缸的无杆腔连通，所述梭阀的两进油口分别与变量泵和变量马达间的两连接主油路连接。
[0026] 本发明为实现其目的的技术方案是这样的：公开一种静液压驱动传动系统的变速控制方法，其特征在于包括以下步骤：
[0027] 控制器检测获取油门大小、变速箱转速和方向选择开关信号，并按以下逻辑输出控制信号控制泵排量控制电磁阀、马达排量控制电磁阀、一挡电磁阀和二挡电磁阀：
[0028] 当变速箱输出转速小于预定换挡转速时，所述控制器向一挡电磁阀输出离合器接合控制信号和向二挡电磁阀输出离合器断开控制信号；当变速箱输出转速大于预定换挡转速时，所述控制器向一挡电磁阀输出离合器断开控制信号和向二挡电磁阀输出离合器结合控制信号；变速箱输出转速等于预定换挡转速时的油门大小为油门大小第二范围的上限值；
[0029] 当油门大小位于第一范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号，泵排量控制电磁阀控制信号对应的泵排量大小从零到最大排量与油门大小在第一范围从小到大正相关变化；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出使变量马达处于最大排量的马达排量控制电磁阀控制信号；
[0030] 当油门大小位于第二范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号并使泵排量保持最大；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出马达排量控制信号，马达排量控制电磁阀控制信号对应的马达排量大小从最大排量到最小排量与油门大小在第二范围从小到大反相关变化；
[0031] 当油门大小位于第三范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号，泵排量控制电磁阀控制信号对应的泵排量大小从泵换挡补偿排量到最大排量与油门大小在第三范围从小到大正相关变化；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出使变量马达处于最大排量的马达排量控制电磁阀控制信号；
[0032] 当油门大小位于第四范围时，所述控制器依据方向选择开关信号向泵排量控制电磁阀输出泵排量控制电磁阀控制信号并使泵排量保持最大；所述控制器向所述马达排量控制电磁阀输出马达排量控制电磁阀控制信号，马达排量控制电磁阀控制信号对应的马达排量大小从最大排量到最小排量与油门大小在第四范围从小到大反相关变化。
[0033] 所述泵换挡补偿排量QPC计算公式为：
[0034]
[0035] 其中iBOX1为一挡时变速箱传动比，QMMAX为马达最大排量，QPMAX为变量泵最大排量；iBOX2为二挡时变速箱传动比，QMMIN为变量马达最小排量；
[0036] 所述第一范围、第二范围、第三范围、第四范围是在油门大小总范围内从小至大的四个端值相邻的连续范围区间。
[0037] 上述变速控制方法中，所述正相关变化是油门从小到大变化时排量与油门成线性关系由小变大；所述反相关变化是油门从小到大变化时排量与油门成线性关系由大变小。
[0038] 上述变速控制方法中，所述控制器检测变量马达转速和变量马达工作压力并依据变量马达转速、变量马达工作压力和变速箱输出转速推定传动系统的工况；
[0039] 油门大小范围划定多组各范围不相同的油门范围组；控制器依据所判定的工况从预设的多组油门范围组中选择相应的油门范围组，并根据所选择的油门范围组和油门大小、方向选择开关信号输出分别用于控制泵排量控制电磁阀、马达排量控制电磁阀、一挡电磁阀和二挡电磁阀的控制信号；
[0040] 油门范围组是在油门大小范围内第一范围、第二范围、第三范围、第四范围的组合。
[0041] 本发明为实现其目的的技术方案是这样的：公开一种装载机，其特征在于：该装载机具有前述的静液压驱动传动系统。
[0042] 本发明与
现有技术相比，本发明静液压静液压驱动传动系统为单马达静液压驱动，可以实现无需停车换挡；在换挡时泵排量控制在泵换挡补偿排量，可避免换挡冲击。
附图说明
[0043] 图1是本发明所述的静液压驱动传动系统的原理图。
[0044] 图2是本发明所述的静液压驱动传动系统中各控制元件工作过程中的变化曲线图。
[0045] 图3是本发明所述的静液压驱动传动系统变速控制顺序图。
[0046] 图4是本发明中整机的牵引力-车速控制曲线图。
[0047] 图5本发明中不同
载荷时油门
踏板与车速的关系曲线图。
[0048] 图中零部件名称及序号：
[0049] 变速箱1、变速箱壳体2、行星齿轮3、
太阳轮4、
外齿圈5、一挡离合器油缸6、一挡离合器7、马达转速传感器8、二挡离合器9、
行星架10、变速箱输出转速传感器11、二挡离合器油缸12、行星架齿轮13、输出齿轮14、
输出轴15、油泵16、变量马达17、补油泵18、油泵变量油缸19、马达变量油缸20、泵排量控制电磁阀21、补油溢流阀22、马达排量控制电磁阀23、第一单向阀24、第二单向阀25、梭阀26、第一压力传感器28、第二压力传感器29、柴油机30、一挡电磁阀31、二挡电磁阀32、控制器33、液压油箱34、油门检测装置35、
制动系统36、方向选择开关37。
具体实施方式
[0050] 下面结合附图说明具体实施方案。
[0051] 如图1所示，本
实施例中的静液压驱动传动系统为装载机行走驱动传动系统。在该传动系统中，闭式静液压系统驱动行星变速箱转动。传动系统包括双向变量的变量泵16、变量马达17、两挡变速箱1、换挡控制单元、补油泵18和补油阀；
[0052] 变量泵16通过两连接主油路与变量马达17形成闭环连接。即变量泵16的A油口16A通过第一连接主油路连接变量马达17的A油口17A，变量泵16的B油口16B通过第二连接主油路连接变量马达17的B油口17B。
[0053] 补油阀由第一单向阀24和第二单向阀25构成，补油泵18的出油口同时与第一单向阀25和第二单向阀25的进油口连接，第一单向阀24的出油口与第一连接主油路连通，第二单向阀25的出油口与第二连接主油路连通。变量泵16中泵排量控制电磁阀21的进油口、一挡电磁阀31的进油口、二挡电磁阀32的进油口均与补油泵18的出油口连接，补油泵18的出油口还与补油溢流阀22的进油口连通，补油溢流阀22的出油口与液压油箱34连通。
[0054] 变量马达17中马达变量油缸20的有杆腔和马达排量控制电磁阀23的进油口同时与梭阀16的出油口连通，马达排量控制电磁阀23的出油口与马达变量油缸20的无杆腔连通，梭阀26的两进油口分别与第一连接主油路和第二连接主油路连接,对应地与变量马达17的A油口17A和B油口17B相通。
[0055] 换挡控制单元包括控制器33、与控制器33连接用于输入
发动机转速大小的油门踏板35、与控制器33连接用于检测变速箱输出转速的变速箱输出转速传感器11、与控制器33连接用于控制马达转动方向的方向选择开关37(简称FNR)、与控制器33连接用于检测变量马达转速的马达转速传感器8、与控制器33连接用于检测变量马达工作压力的压力传感器。压力传感器包括第一压力传感器28和第二压力传感器29，第一压力传感器28用于检测变量马达17的A油口17A的压力，第二压力传感器29用于检测变量马达17的B油口17B的压力，取压力高的值作为变量马达17的工作压力。与控制器33连接制动系统36，制动系统向控制器输送表示制动意图的信号，该信号可以是制动踏板转动的
角度，或者制动器中制动压力。
[0056] 变量泵16中用于控制变量泵排量的泵排量控制电磁阀21的电控端21A和电控端21B、变量马达17中用于控制马达排量的马达排量控制电磁阀23的电控端、变速箱1中用于一挡离合器7开闭控制的一挡电磁阀31的电控端和用于二挡离合器9开闭控制的二挡电磁阀32的电控端均与控制器33连接。
[0057] 变速箱1为单输入两挡变速箱。其中一挡工作原理为：变量马达17与太阳轮4连接输入到变速箱1，太阳轮4、行星齿轮3、外齿圈5、行星架10组成行星减速机构机构。一挡状态时，一挡电磁阀31得电，一挡电磁阀31输出压力作用于于一挡离合器油缸6，将一挡离合器7接合，同时二挡离合器9断开，行星减速机构的外齿圈5与壳体1连接，行星减速机构的外齿圈5被固定，变为固定速比单输入单输出变速机构。本发明中，太阳轮4的转速经行星机构减速后由行星架10输出，行星架10与行星架齿轮13直接连接，经过输出齿轮14、输出轴15最终输出变速箱。
[0058] 二挡工作原理为：变量马达17与太阳轮4连接输入到变速箱，太阳轮4、行星齿轮3、外齿圈5、行星架10组成行星减速机构。二挡状态时，二挡电磁阀32得电，二挡电磁阀32输出压力作用于二挡离合器油缸12，将二挡离合器9接合，同时一挡离合器7断开。行星减速机构的行星架10与太阳轮4连接，根据行星传动原理，此时行星机构三元件将固定为一体，变为速比1:1:1传动关系。即太阳轮4的转速经行星机构后由行星架10输出，行星架10与行星架齿轮13直接连接，经过输出齿轮14、输出轴15最终输出变速箱。
[0059] 闭式静液压系统工作原理为：变量泵16和补油泵18由柴油机30驱动，变量泵16具备双向变量的功能，可从A油口16A出油、B油口16B进油，或从B油口16B出油、A油口16A进油。由变量泵16的进出油口换向实现变量马达17正反转，达到装载机整机的前进和后退换向。
以前进方向说明，泵排量控制电磁阀21的电控端21A得电工作时，油泵变量油缸19左侧压力大于右侧，油泵
斜盘正向偏摆，变量泵16的A油口16A排出油液，变量泵16的A油口16A到变量马达17的A油口17A之间油路为高压油路，驱动变量马达17正向旋转，变量马达17转速与扭矩经变速箱1后输出，驱动装载机机向前进方向行走。同理：后退方向行走时，泵排量控制电磁阀21的电控端21B得电工作，油泵变量油缸19右侧压力大于左侧，油泵斜盘负向偏摆，变量泵16的B油口16B排出油液，变量泵16的B油口16B到变量马达17的B油口17B之间油路为高压油路，驱动变量马达17反向旋转，变量马达17转速与扭矩经变速箱1后输出，驱动装载机向后退方向行走。
[0060] 补油系统包含补油泵18、补油溢流阀22、由第一单向阀24和第二单向阀25组成的补油阀，补油系统的作用在于提供一个稳定的低压油源。该低压油源的用途主要有两个，首先作为泵排量控制电磁阀21、一挡电磁阀31和二挡电磁阀32的先导控制油源，其次用以补充闭式静液压系统中因
泄漏和
冲洗阀排油造成的油液缺失部分。补油泵18与变量泵16同轴连接，由发动机30驱动，从补油泵18排出的油液经补油溢流阀22调定压力，即为补油压力。例如当变量泵16的A油口16A排油时，变量泵16的A油口16A到变量马达17的A油口17A之间的第一连接主油路为高压侧管路，变量泵16的B油口16B到变量马达17的B油口17B之间的第二连接主油路为低压侧管路，补油系统的低压油液从补油泵18经过第二单向阀25进入变量泵
16的B油口16B到变量马达17的B油口17B之间的
低压管路中，使得静液压系统低压侧的压力即为补油压力。当变量泵16的B油口16B排油时，变量泵16的B油口16B到变量马达17的B油口
17B之间的第二连接主油路为高压侧管路，变量泵16的A油口16A到变量马达17的A油口17A之间的第一连接主油路为低压侧管路，补油系统的低压油液从补油泵18经过第一单向阀24进入变量泵16的A油口16A到变量马达17的A油口17A之间的低压管路中，使得静液压系统低压侧的压力即为补油压力。
[0061] 变量马达17的控制方式为电比例控制，即变量马达17的排量仅受控于马达排量控制电磁阀23，变量马达17的排量与马达排量控制电磁阀23的
电流成比例线性控制关系。梭阀27可将静液压系统中的高压侧管路的压力检出并传递至马达排量控制电磁阀23的进油口23P，当马达排量控制电磁阀23收到不同的电流时，马达排量控制电磁阀23的进油口23P与出油口23A之间阀口开度会不同，使得变量马达17中的马达变量油缸20的无杆腔压力受控于马达排量控制电磁阀23上电流值。马达变量油缸20的有杆腔通过梭阀27与静液压系统中的高压侧管路直接连接。马达变量油缸20两个控制腔的油路原理可知，马达变量油缸20是一个受控可变控制组件，有杆腔压力与无杆腔压力的比较控制可实现变量马达17的马达斜盘角度的变化，从而实现马达排量的电比例控制。
[0062] 换挡控制单元的作用是检测整个系统中相关元件及系统的运行状态，并根据控制策略对可控元件进行调整和控制，满足车速、牵引力、安全、节能等各方面的运行要求。
[0063] 马达转速传感器8用以检测变量马达17的转速，作为变速箱1的输入转速，变速箱输出转速传感器11用以检测变速箱1的输出转速。第一压力传感器28和第二压力传感器29用以检测静液压系统中的高压侧管路的压力。柴油机30和控制器33之间通过CAN总线方式进行通信，可以将发动机30的工作状态传送给控制器33，同时控制器33可以对发动机30进行转速、扭矩等控制。一挡电磁阀31和二挡电磁阀32用于对变速箱1的离合器进行控制，一挡电磁阀31和二挡电磁阀32中电磁阀得电时相应的离合器接合，电磁阀失电时对应离合器断开。变量泵16中泵排量控制电磁阀21和变量马达中马达排量控制电磁阀23接受来自控制器的控制信号，实现对变量泵16和变量马达17的排量控制。
[0064] 控制器33接受制动系统36输入的减速制动信号，当减速踏板转动角度或制动力达到一定值时，控制器输出控制信号，使变速箱中一挡离合器7和二挡离合器9处于断开状态，实现动力切断。同时也可控制泵排量控制电磁阀21和马达排量控制电磁阀23，使变量泵16的排量为最小排量值，使变量马达17的排量为最大排量，实现液压系统等效速比的增大，达到减速制动的目的。
[0065] 本发明实施例中装载机行走驱动传动系统的车速、牵引力控制方法及换挡控制方法，根据传动理论可知整
机车速为如下表达式：
[0066]
[0067] 其中，V为装载机车速，NENG为发动机转速，i为本发明实施例中的整个静液压驱动传动系统的总传动比，或理解为整个系统中的等效传动比，CTY为轮胎周长。
[0068] 车速V调整的过程即为对传动比i的调整过程，因此本发明中的控制策略相关车速控制部分的策略均为围绕传动比i调整的控制过程。
[0069] 根据本发明中结构原理可以推导出整个系统中的传动比：
[0070]
[0071] 其中，iBOX为变速箱传动比，iHY为静液压系统等效传动比，静液压系统等效传动比iHY是变量泵16与变量马达17组合后作为一个整体的传动元件的传动比，该传动元件同样对传动系统速度会带来影响，类似于其他传动元件的传动比一样，因此本发明中为了描述方便表达清楚，将其命名为静液压系统等效传动比。正如公式(2)中后半部分表达，静液压系统等效传动比iHY是变量泵16与变量马达17的排量比值。其中，QM为变量马达17排量，QP为变量泵16的排量。
[0072] 控制器33根据方向选择开关37输入的马达转动方向信号向泵排量控制电磁阀21的电控端输出控制信号，当方向选择开关37输入的马达转动方向信号是与变量马达17正转(装载机前进)对应时，控制器33向泵排量控制电磁阀21的电控端21A输出控制
电信号；当方向选择开关37输入的马达转动方向信号是与变量马达反转(装载机后退)对应时，控制器33向泵排量控制电磁阀21的电控端21B输出控制电信号。
[0073] 在本发明中，控制器33通过油门检测装置35检查发动机油门的大小。发动机油门大小可以使用油门踏板的转动角度表示，此时油门检测装置35是检测油门踏板转动角度的角度传感器。发动机油门大小也可以使用油门踏板输出的电流大小来表示，此时油门检测装置35就是油门踏板本身(油门踏板为
电子油门踏板)。在发动机系统中，发动机油门大小与发动机转速是一对相关量，因此油门大小还可以使用发动机转速来表示，此时油门检测装置35则是发动机转速传感器，或者油门检测装置35为
发动机控制单元，控制器从发动机控制单元获取油门大小信号或与之相关的参数。
[0074] 在本实施例中，变速箱输出轴的转速经主传动、驱动桥、轮边机构传递至
车轮上，因此变速箱输出轴的转速与装载机车速存在对应关系，本实施例中通过变速箱输出转速传感器11检测变速箱输出转速表示装载机车速。变速箱输出转速小于预定换挡转速时，控制器33向一挡电磁阀31输出离合器接合控制信号和向二挡电磁阀32输出离合器断开控制信号，变速箱1工作于一挡；变速箱输出转速大于预定换挡转速时，控制器33向一挡电磁阀31输出离合器断开控制信号和向二挡电磁阀32输出离合器接合控制信号，变速箱1工作于二挡。
[0075] 本发明中，将油门大小范围划定为从小至大的第一范围、第二范围、第三范围、第四范围四个油门范围,各油门范围相邻且连续。也即当油门踏板的转动角度在第1预设角度和第2预设角度之间的范围为第一范围，油门踏板的转动角度在第2预设角度和第3预设角度之间的范围为第二范围，油门踏板的转动角度在第3预设角度和第4预设角度之间的范围为第三范围，油门踏板的转动角度在第4预设角度和第5预设角度之间的范围为第四范围，油门踏板的转动角度大于第5预设角度之间的范围为第四范围。
[0076] 在本发明中，可根据装载机可能存在的负载情况，将装载机的工况划分为多种工况，比如轻载工况、重载工况等。与每一种工况对应设定一组油门范围组，各油门范围组中，第一范围、第二范围、第三范围、第四范围的划分范围不同，各油门范围组，油门与装载机车速的对应关系不同，比如重载工况与轻载工况相比，在相同的较低车速下，在重载工况下所对应的油门大，而在轻载工况对应的油门较小。对于不同工况下预定换挡转速设置不同。变速箱输出转速等于预定换挡转速时的油门大小为油门大小第二范围的上限值，也即变速箱输出转速等于预定换挡转速时油门踏板的转动角度设定为第3预设角度。具体实现方法如图5所示，当载荷不同时，车速与油门踏板达到第5预设角度时的交点不同，当轻载工况时，油门踏板达到第5预设角度时，车速达到最大；当重载工况时，油门踏板的第5预设角度与轻载工况油门拐点车速相对应。
[0077] 控制器33根据变量马达转速、变量马达工作压力、变速箱输出转速等参数进行计算和逻辑判断而推定装载机当前所处的工况。根据所推定的工况选择对应的油门范围组。控制器根据油门大小和所选择的油门范围组按照以下控制逻辑输出控制信号控制变量泵的排量和变量马达的排量：
[0078] 如图2图3所示，停车状态时，变速箱1的一挡电磁阀31和二挡电磁阀32均处于失电状态，一挡离合器7和二挡离合器9都处于断开状态，变量泵16的泵排量控制电磁阀21的两电控端均不得电，泵排量处于初始
位置零排量QP0状态，控制器33向马达排量控制电磁阀23输出的电流使变量马达17的排量处于最大排量位置QMMAX。
[0079] 启动整机，空挡状态，即方向选择开关33(FNR)处于N位，或方向选择开关33已选择行驶方向，但未踩下油门时，一挡电磁阀31得电，一挡离合器7接合处于挡位待命状态，但变量泵16和变量马达17仍然还是处于初始位置，变量泵16的排量为零排量QP0状态，变量马达的排量处于最大排量QMMAX状态。
[0080] 方向选择开关33选择前进方向后，踩下油门踏板后表明司机具有提速行驶的需求，若油门踏板角度超过第1预设角度时α1即油门大小位于第一范围时，控制器33向泵排量控制电磁阀21的电控端21A输出电信号，变量泵排量响应油门踏板需求，从中位QP0向最大排量QPMAX方向变化，直到到达第2预设角度α2时，达到最大排量QPMAX。在油门大小位于第一范围内，泵排量控制电磁阀控制信号对应的泵排量大小从零到最大排量的变化与油门大小在第一范围从小到大的变化为正相关变化，即油门从小到大变化时排量与油门成线性关系由小变大。油门大小在第一范围时，变量马达的排量始终处于最大排量QMMAX状态。
[0081] 当油门踏板转动角度大于第2预设角度时α2时即油门大小位于第二范围时，变量泵16的排量始终保持最大排量QPMAX状态不变。变量马达17从最大排量QMMAX开始向最小排量QMMIN方向变量，直到油门踏板转动到达第3预设角度α3时，马达排量变到最小QMMIN。油门大小位于第二范围时，马达排量控制电磁阀控制信号对应的马达排量大小从最大排量到最小排量的变化与油门大小在第二范围从小到大变化为反相关变化；即油门从小到大变化时变量马达的排量与油门大小成线性关系由大变小。
[0082] 当油门踏板转动角度等于第3预设角度α3后，静液压系统等效传动比达到最大，变速箱的速比为当前一挡位的传动比，若继续踩踏油门踏板希望继续增加车速时，则变速箱需要从一挡切换至二挡，同时变量泵16、变量马达17需要进行协同变化换挡操作，换挡控制操作如下：
[0083] 一挡离合器7的油压降低，用以将一挡离合器两组件间传动扭矩降低，可传递较小扭矩，变量泵16和变量马达17调整排量后出现短时传动比不匹配时，一挡离合器7可进入临界工作状态，可随传递扭矩和速差变化而滑磨。与此同时二挡离合器9从零压状态建立较小压力，同理也进入可传递微小扭矩、可滑磨的临界工作状态。
[0084] 变量马达17从最小排量QMMIN迅速复位变到最大排量QMMAX，为二挡
加速做好准备。
[0085] 依据换挡时总传动速比不变的原理，即一挡结束时的总传动速比与二挡开始时的总传动速比不变的原则，变量泵16从最大排量QPMAX变化到泵换挡补偿排量QPC。关于泵换挡补偿排量QPC，介绍如下：
[0086] 换挡过程中，以加速过程为例，需要将一挡离合器7脱开，将二挡离合器9接合，该控制过程需要遵循总传动比不变的控制策略，如公式(3)所示，泵换挡补偿排量QPC的计算如公式(4)所示：
[0087]
[0088]
[0089] 其中，i1位换挡前处于一挡状态时的系统总传动比，i2为换挡后处于二挡状态时的系统总传动比，iBOX1为一挡时变速箱传动比，QMMAX为变量马达最大排量，QPMAX为变量泵最大排量；iBOX2为二挡时变速箱传动比，QMMIN为变量马达最小排量。因换挡前后遵循总传动比不变，确保换挡前后无车速冲击、顿挫。由于换挡前变量泵的排量已处于最大排量，变量马达的排量已处于最小排量，加速过程已无法再依靠调整变量泵和变量马达排量的方式进行，因此只能进行离合器挡位变化，即调整变速箱传动比的方式进行变化调整，同时，为了使得换挡后仍然可以有较宽的速比变化范围，因此将变量马达17的排量变到最大排量，如前文所述，这就必须遵循换挡前后速比不变的原则，那么换挡后，变量泵的泵换挡补偿排量QPC按照公式(4)进行计算。
[0090] 当一挡离合器7彻底脱开，二挡离合器9完全接合，换挡过程结束。
[0091] 换挡完成后，持续踩下油门踏板需求加速时，变量泵16从换挡完毕后的泵换挡补偿排量QPC向大排量方向变化，直到油门踏板角度达到第4预设角度α4时，变量泵的排量达到最大排量QPMAX。油门大小在第三范围内时，变量马达的排量始终保持为最大排量QMMAX。
[0092] 油门踏板转动角度从第4预设角度α4向第5预设角度α5变化时，即油门大小位于第四范围时，变量马达排量从最大排量QMMAX向小排量方向变化，油门踏板转动角度到达第5预设角度α5时，变量马达到达最小排量QMMIN，静液压系统等效传动比达到最大，静液压驱动传动系统的传动比也达到最大，当发动机转速到达最大转速NENG时，装载机达到最大车速，加速过程结束。
[0093] 图4为本发明静液压驱动传动系统系统用于装载机时，车速与牵引力、工作效率的关系曲线图，该曲线包络范围内就是整机可以工作的区域。
[0094] 方向选择开关37选择后退方向后，踩下油门踏板后变速换挡控制与方向选择开关37后踩下油门踏板的变速换挡控制相同，其不同是，油门转动角度大于第1预设角度时，控制器向泵排量控制电磁阀的电控端21B输出点信号，变量泵16从B油口16B排油，变量马达17反转，实现装载机后退。
