工程机械中的泵与发动机匹配
发动机与液力变矩器的合理匹配研究
区域治理综合信息发动机与液力变矩器的合理匹配研究杨小龙 任丽杰西安双特智能传动有限公司，陕西西安 710119摘要：液力传动具有自动适应性、操作便利等优势，现已得到了十分广泛的应用。
而液力变矩器与发动机的合理匹配是液力传动中的重要内容。
相关人员在研究液力变矩器与发动机匹配的过程中，不仅要注重两者之间的共同点，变矩器与发动机的合理匹配，还应该重视合理匹配的途径。
基于此，文章介绍了液力变矩器的选型要求，分析了发动机与液力变矩器匹配方式，并对发动机与液力变矩器的合理匹配进行了研究。
关键词：发动机；液力变矩器；合理匹配通常情况下，工程机械的传动是液力传动，能够有效地提高生产率，且具有一定的自适应性，在外载荷突然增大的情况下，会自动增大牵引力，以有效地克服增大的外载荷，自动降低行驶速度，避免外载荷的自动增加，甚至突然增加而使发动机熄火。
除此之外，液力传动的介质是液体能吸收并消除发动机和外载荷的振动和冲击，从而提高发动机和机体的使用寿命。
因此，相关人员应该重视液力变矩器的选型及与发动机的合理匹配。
一、液力变矩器的选型要求通常情况下，工程机械的负荷比较大，工作环境相对恶劣，行驶速度比较低，且散热条件差，这就导致发动机热负荷较大，发动机的使用功率需要降低10％-20％使用。
工程机械的性能和发动机功率的要求主要体现在以下方面：第一，液力变矩器和发动机共同作用的情况下，在全负荷下发动机需要较大的功率输出，以满足较大的牵引特性要求；第二，根据爬坡性能的要求，液力变矩器失速变矩应该大些，一般是3到3.6，以减少变速箱的排挡数；第三，液力变矩器高效范围宽，在工程机械作业情况下，要求变矩器在低速和高速工况下运转，有利于提高发动机的经济性，一般变矩器允许的最低效率是75％；第四，为了充分利用发动机的功率，液力变矩器应具有一定的透穿度，这样在启动和低速行驶时能获得较大的牵引力，高速行驶时能充分利用发动机的功率，提高平均速度，有效地改善加速性和牵引性。
履带起重机发动机与液压泵的匹配解读
作者简介 :王欣 (1972- , 女 , 副教授 . E 2mail :wangxbd21@163. com.履带起重机发动机与液压泵的匹配王欣 1, 刘宇 1, 蔡福海 1, 薛林 2(1. 大连理工大学机械工程学院 , 辽宁大连 116024; 2. 大连市特种设备监督所 , 辽宁大连 116021摘要 :针对履带起重机存在的功率匹配问题 , 分析其产生的原因 . 基于发动机不同的控制方式 , 给出相应的液压泵的控制策略 . 提出了一些解决履带起重机发动机 -泵功率匹配问题的新方法 .关键词 :履带起重机 ; 发动机 ; 液压泵 ; 匹配中图分类号 :TH 213文献标识码 :A 文章编号 :1672-5581(2007 02-0182-04Matching between engines and hydraulic cranesW A N G Xi n 1, L IU 11X E L i n 2(1. School of Mechanical of of Technology , Dalian 116024,China ;2. and Institute ,Dalian 116021,ChinaAbstract :In this power matching problem is proposed and analyzed for crawler cranes. Based on diverse control modes of engines , corresponding control strategies of hydraulic pumps are presented. To re 2solve the non 2matching problem between engines and hydraulic pumps , some novel methods are postulated in this paper.Key words :crawler crane ; engine ; hydraulic pump ; matching随着生产规模的扩大 , 自动化程度的提高 , 履带起重机作为重要的搬运设备 , 在现代化生产过程中广泛应用于石油化工、桥梁建设、建筑安装、港口物流、市政工程等各个领域 , 发挥着巨大的作用 .然而 , 履带起重机在实际使用过程中 , 常常出现柴油发动机与液压系统功率不匹配现象 , 具体表现在 :①行走与起升速度达不到预期值 ; ②发动机在有些工况下功率利用率较低 , 燃油消耗较快 . 本文针对上述实际问题 , 在履带起重机设计阶段提出相应方案 , 最大程度地实现发动机与液压泵的功率匹配 , 达到提高作业效率及节能的目的 .1问题产生的原因在发动机外特性曲线上 , 可以找到一些点 , 在这些点上 , 发动机的各项性能综合指标要优于其他点 , 这些点叫做最佳工作点 , 与之对应的发动机转速叫做最佳工作点转速 . 通常的发动机控制策略就是力争使发动机工作在最佳工作点上 [1].履带起重机的动力传动系统是一个发动机 -液压系统 -载荷的负载驱动系统 , 其中发动机 -泵的功率匹配是对整个系统功率匹配影响最大的因素 .理想的能量转换不计能量损失 , 则泵的功率 P P 等于发动机的输出功率 P E为 P E =P P第 5卷第 2期2007年 4月中国工程机械学报 CHINESE JOURNAL OF CONSTRUCTION MACHINERY Vol. 5No. 2 Apr. 2007而泵的功率 P P 等于负荷需要的功率 P L 为P L =P P所以 , 当负载发生变化时 , 泵的功率变化 , 则发动机的输出功率也随之变化 , 这使得发动机不能稳定工作在特性曲线上最佳工作点的位置 , 从而出现功率的不合理匹配 .2发动机与液压泵匹配的实现发动机与液压传动装置的匹配的实质是提出最为合理的控制方法 , 从而使发动机的转速、输出扭矩能适应外部负荷的变化 , 保持发动机在最佳工作点附近工作 , 有较高的功率利用和较低的燃油消耗率 .目前柴油发动机适合于液压传动的控制形式有 :①发动机恒功率控制 , ②发动机变功率控制 . 工程机械中为了更好地适应外负荷的变化 , 保证作业的高效性和经济性 , 一般将两种控制方式结合使用 .2. 1发动机恒功率控制与泵功率匹配的实现2. 1. 1实现的原理由功率 P =9549, n 为转速 , 得发动机输出扭矩 T E P :T E 9因此 , 在发动机转速 n , P T E 的决定性因素 . 若通过设定泵的输出功率恒定 , , 即当负载变化时 , 通过调节泵的 , , 实现泵与发动机之间的功率匹配 . 从而得出结论 :, 欲实现泵与发动机匹配 , 则要求泵具有恒功率特性 [2].2. 1. 2泵的恒功率控制所谓泵的恒功率控制就是通过机电液等控制机构之间的相互配合实现泵的流量Q 和出口压力 p 存在反比例变化关系 :Q p =const如图 1所示为一条双曲线 , 由P p =600ηt 得P P =const图 1恒功率控制曲线 Fig. 1 Constant pow er control curve 图 2所示为一典型的泵恒功率控制原理图 [3]. 其中 ,M 为工作油口测压口 ,A 为工作油口 , G 为定位压力口 ,S 为吸油口 ,M1为斜盘控制油缸测压口 ,R 为放气口 , T1, T2为壳体泄油口 . 泵输出的压力经过节流口进入斜盘控制油缸 2, 同时进入计量活塞中推动计量活塞带动摆杆 4转动 , 压缩功率设定弹簧 5, 进而调节伺服阀 6的开口 , 使得液压油液进入斜盘控制缸的压力变化 . 两斜盘控制缸的合力作用于泵的斜盘上 , 从而调节泵的斜盘摆角控制泵的输出流量 . 计量活塞一端与斜盘控制缸 2的活塞杆连接 ,另一端通过滑轮与摆杆 4接触 , 当压力变化时 , 计量活塞对摆杆的作用力和力臂都会相应改变 , 进而保证泵的流量与输出压力成双曲线关系变化 , 这就实现了泵的恒功率控制 .2. 2发动机变功率控制与泵功率匹配的实现2. 2. 1实现原理 381第 2期王欣 , 等 :履带起重机发动机与液压泵的匹配1,2. 斜盘控制油缸 ; 3. 计量活塞 4. ; 5. 功率设定弹簧 ; 6. 伺服阀图 2constant pow er control在有些工况下 , 发动机的恒功率控制不能满足作业高效性和经济性 , 具体有两个方面 :一方面 , 为了追求作业速度 , 提高工作效率 , 必须人为地提高发动机转速 (如靠提高发动机转速来提高起升、变幅、回转、行走的速度 . 此时泵的输出功率也相应提高 . 恒功率控制无法跟随发动机输出功率变化 .另一方面 , 在低功率作业的情况下 , 泵的输出功率远低于发动机在该转速下输出的最大功率 , 发动机的功率利用率很低 (如在执行穿绳、穿销等小功率动作时 , 此时操作的经济性很差 .可采用联合控制方式实现发动机 -泵的功率匹配控制 . 其框图如图 3所示 .针对第一种情况联合控制方式将检测到的发动机的输出功率 (检测发动机的转速、扭矩以及信号的形式输入计算机并计算出与泵的输出功率的偏差 , 根据偏差 , 调整泵的功率设定值 , 使泵的吸收功率始终追踪发动机的输出功率 , 实现功率匹配 .图 3发动机的变功率控制与泵功率匹配的实现框图 Fig. 3 E ngine variable control and pump pow er m atching frame 针对第二种情况联合控制方式 , 通过检测泵的输出功率 (检测泵的压力、 , 功率的偏差 , 转速 , 整 , 并调整泵的功率设定值 , 实现发动机和泵的功率匹配 .这里需要指出 :由负载部分传递的泵的功率调节信号往往是由负载变化 , 进而导致液压系统工作压力变化引起的 ; 由发动机部分传递的功率调节信号往往是由发动机转速变化 , 进而导致液压系统流量变化引起的 .以上两种情况 , 实现功率匹配控制都要求泵的恒功率控制的设定功率可变 , 即要求恒功率控制存在一个优先级更高的功率调节控制 .2. 2. 2带功率调节控制的泵的恒功率控制图 4功率调节控制 Fig. 4 Pow er regulating control在一般的恒功率控制过程中变量泵的恒功率调节只能设定一个或几个固定的值 , 通过功率设定弹簧来实现 , 精度不高 . 而在使用功率调节电磁阀之后 , 其功率值就可以通过改变电磁阀控制信号的电流大小来实现在功率可调范围内波动 , 如图 4所示 . 其中 ,Z 为恒功率设定油口 .功率调节控制的原理就是在原恒功率控制 (图 2 的基础上加上了功率调节油缸 (如图 5所示 [3], 由功率调节油缸、摆杆、功率设定弹簧及伺服阀的复位弹簧共同作用 , 决定伺服阀的开口大小 , 调节泵的斜盘摆角 , 进而改变泵的输出流量 . 功率调节油缸的作用力可由控制 Z 口压力的比例电磁阀的电流控制信号来调整 . 这就组成了变量泵的功率设定调节器 .工作过程中 , 可通过调节变量泵上功率设定调节器对泵进行功率调节 . 如图 4, 在轻载工况下 , 泵的功率曲线设定在曲线 1位置 , 如果负载所需功率增大 , 则需提高泵的输出功 481中国工程机械学报第 5卷of pow er regulating control 率 , 通过泵控调节器 , 调整泵的排量增大 , 则其功率曲线升高到曲线 2位置 . 但恒功率控制是以牺牲执行机构的动作速度为代价的 , 这可以由提高发动机的转速来加以补偿 .当负载减小时 , 控制器又调节功率曲线向曲线 1方向移动 , 这样就避免了因系统需要流量小于泵的输出流量而产生功率损失 .工程机械中发动机与液压系统的功率匹配主要是发动机、液压泵、载荷三者之间的功率匹配 , 采用带功率调节控制的变量泵恒功率控制系统 , 实现三者之间在通常工况下的功率匹配 . 在特殊工况下 , 当需要增加发动机转速来提高机构运行速度时 , 通过检测发动机输出功率来调节泵的输出功率 , 可由简单的 PID 控制实现 . 在轻负载作业时 ,泵的输出功率远低于发动机在该转速下输出的最大功率 ,即系统需要流量远小于泵的输出流量 , 通过检测泵的输出功率来调节发动机的转速和泵的恒功率调定值 , 也可由简单的 PID 控制实现 . 在特殊工况下的这两个方面 , 也可以作为两种单独的模式分别进行控制 . 3结语, 针对工程机械中常用的发动机控制方式 , 提出了与 :(1 发动机处于恒功率控制时 , 控制液压泵的恒功率来保证发动机与液压泵的功率匹配 .(2 发动机处于变功率控制时 , 分两种情况检测发动机和液压泵的功率匹配情况 , 由计算机处理后控制发动机转速及液压泵的功率调节系统 , 使泵的输出功率追随发动机的输出功率 , 实现功率的合理利用 . 参考文献 :[1]沃尔沃公司 . 沃尔沃公司发动机样本 [R].上海 :沃尔沃公司 ,2003.Volvo Corporation. Engine samples of volvo corporation[R].Shanghai :Volvo Corporation , 2003.[2]欧阳联格 . 全液压推土机传动系统与发动机匹配 [J].工程机械 ,2004(11 :44-47.OU YAN G Liange. Match between drive line and engine on fully hydraulic bulldozers [J].Construction Machinery and Equipment ,2004(11 :44-47.[3]博世力士乐公司 . 行走机械用液压及电子控制元件 [R].北京 :博世力士乐公司 ,2004.Rexroth Bosch Group. Hydraulic and electron control elements for mobile machinery[R].Beijing :Rexroth Bosch Group , 2004. 581第 2期王欣 , 等 :履带起重机发动机与液压泵的匹配。
挖掘机的动力的原理
挖掘机的动力的原理挖掘机是一种用于挖掘和开采土方和矿石的大型工程机械设备。
它的动力来源主要是通过传动系统将发动机的动力传递到液压系统和机械部件上，从而带动机械部件进行工作。
下面将从动力传递、动力变换和液压系统三个方面分别阐述挖掘机动力的原理。
一、动力传递原理1. 发动机：挖掘机通常采用柴油机作为主要动力源。
柴油机通过内燃作用将燃料燃烧产生的热能转化为机械能，提供动力给液压系统和机械部件。
2. 变速器：发动机的转速与液压泵和液压马达的转速不匹配，因此需要通过变速器将发动机的转速与液压系统的工作转速匹配，以提高工作效率。
3. 联轴器：联轴器用于连接发动机和变速器的输入轴，保证发动机的动力顺利传递给变速器。
同时，联轴器还起到隔离和保护作用，防止发动机因负载的突然变化而受到损坏。
4. 传动轴：传动轴用于连接变速器和驱动装置（如履带）之间，将变速器输出的动力传递到驱动装置上。
5. 履带和链轮：履带和链轮相互配合，将动力传递到作业装置上。
履带提供支撑和推进力，链轮转动带动挖掘机进行挖掘作业。
二、动力变换原理挖掘机的动力变换主要是指将发动机的回转运动转化为液压系统和机械部件所需的直线运动或回转运动。
主要包括：1. 液压泵：液压泵通过驱动轴将发动机的动力传递到泵体内，使泵体内部的叶片旋转产生压力，将液体压力能转化为机械能。
2. 液压马达：液压泵通过油管连接到液压马达，将液体压力能传递到液压马达内部，使马达的转子旋转，并带动机械部件进行工作。
3. 液压缸：液压泵通过油管连接到液压缸，使液压缸内的活塞实现直线运动，从而带动机械部件进行挖掘和开采作业。
4. 齿轮箱：齿轮箱通过齿轮传动的方式将液压泵的转速适应到液压马达和液压缸所需的转速范围。
三、液压系统原理挖掘机的液压系统起着传递、控制和调节液压能量的作用，使机械部件能够按照要求进行各项作业。
主要包括：1. 液压油箱：液压油箱用于存储液压油，并通过滤芯对油液进行过滤，确保液压系统的正常运行。
工程机械几种基于动力匹配引起的动力不足现象分析
工程机械几种基于动力匹配引起的动力不足现象分析张德平（广西玉柴机器股份有限公司，广西玉林537005）［摘要］介绍了几种比较有代表性的工程机械动力不足现象，并以发动机的转矩曲线与整车所需转矩曲线的匹配性进行分析，提出解决办法。
包括装载机因调速弹簧变软，使其作用转速降低，导致装载机牵引力减小和液压装置动作变缓；发动机低速转矩不足使装载机铲装缓慢或无法进行铲装作业；发动机低速转矩小于挖掘机液压系统吸收转矩而导致熄火；发动机调速率过大使钻机调速严重；发动机怠速承载能力低使叉车易熄火等。
故应根据具体机械的需求进行合理的动力匹配。
［关键词］发动机；动力匹配；调速率；怠速加载能力［中图分类号］TU62 ［文献标识码］B ［文章编号］1001-554X（2016）02-0059-04Analysis of several kinds of construction machinery based on power matchingcaused by power shortage phenomenonZHANG De-ping工程机械动力不足也即感觉机器无力的现象较为常见。
导致工程机械无力的因素很多，但机器的动力源导致的机器无力现象比较普遍。
本文针对因动力匹配不佳引起的故障列举典型例子并作分析。
1 装载机铲装无力1.1 高速无力一台新配动力的50型装载机试用一段时间后，司机发现装载机爆发性明显变弱，举升变慢、铲装前进能力下降，时间越长，这种症状越发明显。
把发动机拆除后上台架检查，发现故障主要是由发动机和变矩器共同作用点变化导致。
如图1。
首先查看变矩器的相关特性。
变矩器泵轮吸收的转矩MBg=λB·γ·（n B）2·D5×9.8（Nm）（1）式中D——变矩器的有效直径，m；γ——工作液体重度；1050扭矩/N·m900750450150100012001400转速 /(r/min)16001800200022002400n2n1600300i=D出厂前的净转矩曲线使用一段时间后的净转矩曲线变矩器先速负荷抛物线nN图1 发动机两种状态和变矩器失速点共同作用曲线nB——泵轮转速（同发动机转速），r/min；λB——力矩系数。
DOF铰接轮式越野挖掘机功率匹配及牵引性能设计
铲・装・运35铲・装・运本栏目编辑 严 瑾第 41 卷 2013 年第 2 期量方式以及无级变速系统输出参数。
在考虑影响车辆爬坡能力的因素和发挥发动机功率的情况下，设计满足目标的最大牵引力及分动箱传动比，最后得到了该轮式越野挖掘机在不同工作模式下的牵引特性。
1 动力传递路线该挖掘机采用机械-液压复合传动，传递路线如图 1 所示。
发动机动力到达变量泵-变量马达系统，经变速箱传至中间传动轴和后传动轴，前者通过 2-DOF 铰接装置传递动力给分动箱-前桥总成，后者直接传递给分动箱-后桥总成，车辆四轮同时驱动。
图 1 动力传递路线Fig. 1 Power transmission route该驱动系统有以下特点。
(1) 前后车体之间加入 2-DOF 铰接装置，动力由中间传动轴输入，前传动轴输出，前后车体能够实现同时在互成角度的两个方向上的旋转。
(2) 设计采用双泵阀内合流供行走，采用川崎 K5V80DT 双联柱塞泵以及改制多路阀 KMX15RA，双泵可实现总功率控制。
(3) 分动箱-前桥总成和分动箱-后桥总成分别是分动箱与前桥以及分动箱与后桥的集成。
分动箱一方面将传动轴动力降距后水平输入到车桥，提高车架中间部分离地间隙和传动效率；另一方面，在车桥传动比和变速箱传动比确定的情况下，合理设计分动箱传动比来满足牵引性能要求。
2 发动机-泵功率匹配及实现方式为适应不同的行驶工况，对该车进行分工况控制。
轮式越野挖掘机设计 H 模式 (重载)、S 模式 (节能) 和 L 模式 (轻载) 3 种工作模式。
H 模式下挖掘机能够强力越野和爬坡以及快速行驶，发动机在全功率或大功率状态下工作；S 模式和 L 模式下挖掘机在平路行驶，经济、油耗小，发动机在部分功率或小功率状态下工作。
2.1 发动机-泵功率匹配如图 2 所示，M 是发动机的功率特性曲线，当发动机在高原工作或者燃油品质差时，难以达到最大功率点，而且考虑到载荷大易熄火，因此匹配时储备一定功率[2]。
工程机械发动机选型动力匹配计算
轮式底盘基本参数一、发动机功率计算 1、平地行驶工况车辆在平地行驶时，由于行驶速度较低，忽略风阻对车辆行驶的影响。
故车辆主要的阻力来自于滚动阻力其中 ——车轮滚动阻力系数，不同工况下的数值见下表 ——车轮垂直于地面的载荷混凝土 冻结冰雪地 砾石路 坚实土路 松散土路 泥泞地、沙0.0180.0230.0290.0450.0700.09-0.18本设计中考虑选择隧道路况，=0.05 则=0.05x14x1000x9.8=6860 则在平地行驶发动机的功率为其中 ——发动机到驱动轮的总效率 ——车辆的最大行驶速度 取 =0.96x0.97x0.97x0.97=0.88 =20Km/h 则Kw v F P f Te 31.43360020686088.01360010max =⨯⨯=⋅⋅=η 2、爬坡工况图4 作用于车辆上的阻力车辆爬坡时所受阻力主要有行驶阻力、坡道阻力、风速阻力和加速阻力。
由于车辆行驶速度较低，且在爬坡时加速运动较少，故仅考虑行驶阻力与坡道阻力对车辆的影响。
2.1 滚动阻力计算：其中 ——车轮滚动阻力系数，不同工况下的数值见下表 ——车轮垂直于地面的载荷混凝土 冻结冰雪地 砾石路 坚实土路 松散土路 泥泞地、沙0.0180.0230.0290.0450.0700.09-0.18本设计中考虑选择隧道路况，=0.05 则=N 27.621725cos 8.910001405.0=⨯⨯⨯⨯ 2.2 坡道阻力计算N G F i 23.5798325sin 8.9101425sin 3=︒⨯⨯⨯=︒⋅=故车辆在爬坡工况时，牵引力应为行驶阻力与坡道阻力之和N F F F i f k 52.6442923.5798327.6217=+=+=2.3 爬坡功率计算其中 ——发动机到驱动轮的总效率 ——车辆爬坡速度取 =0.96x0.97x0.97x0.97=0.88 =3Km/h 则Kw v F P k Te 86.603600352.6442988.01360010max =⨯⨯=⋅⋅=η 3、取平地行驶工况与爬坡工况发动机功率的较大值为发动机的型号选取功率，即P=60.86Kw4、发动机的选取选用东风康明斯生产的工程机械用发动机，转速选取2200r/min，其B系列发动机参数如表1所示：表1 B系列发动机参数选用4BTA3.9-C100型柴油发动机作为轮式底盘动力发动机扭矩-转速特性曲线发动机功率-转速特性曲线发动机比油耗-转速特性曲线由上述三组发动机外特性曲线得出以下结论：1、发动机运行在1400rpm-1500rpm之间时，将输出最大扭矩，最大扭矩为410N.m，该转速适用于台车爬坡工况；2、发动机运行在2000rpm-2200rpm之间时，发动机将输出额定功率，即74KW，可考虑用在短距离转场工况，提高作业效率；3、发动机运行在1800rpm左右时，发动机的燃油经济性最好，可考虑用在远距离转场工况下达到节能需要。
韩国大宇挖掘机-Ⅲ 型 EPOS 系统
通知有前方动作。
当具备以上三个条件后, EPO S- 控制器将 根据主泵压力 (即行走负荷, 由压力传感器测得) , 来 实现 、 速切换, 当主泵的两个压力传感器中较大 者达到27M Pa 以上, 连续215s 后, 控掘机将切换成
速行驶; 当压力降到1310M Pa 以下, 连续215s 后, 将切换成 速行驶, 当压力在13～ 27M Pa 时, 将维 持原速。在满足了 速条件后, EPO S- 控制将输 出电流给高速伺服阀, 高速伺服阀的二次压力将推 动行走马达斜盘倾角改变活塞移动, 减小行走马达 的斜盘倾角, 以实现高速行驶。 412 自动怠速功能
所谓动力模式, 即可供选择的功率方式, 分 、 、 三速。当发动机起动后, 被自动设置为 速, 作 业时可根据需要按下监控板上的作业模式按键来选
器通过控制发动机控制马达来控制发动机转速, 油 择所希望的功率方式。动力模式的形成是由于 E2
门控制器的油门大小信号来自两个方面, 即来自燃 PO S— 控制器通过对发动机和主轴泵的控制, 使
图6
代表一种作业模式。EPO S— 控制器接受指令后, 便输出0—600mA 的电流, 给动臂优先液控阀, 液控 阀将输出0—219M Pa 的二次压力作用到动臂优先 阀 B P 上, 使 B P 阀产生节流作用, 从而多路阀的并 联通路变窄 (如图6示) , 在做复合动作时, 使液压油 优先通过动臂或铲斗, 使动臂或铲斗动作速度加快。 不同的作业模式, 动臂 (或铲斗) 与斗柄就会有不同 的速度比。 311 挖掘模式
图1
《建筑机械》1998年第8期
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基于双闭环PID的挖掘机泵扭矩控制策略
变化很小 ， 从而保证发动机的稳定工作 ， 以解决转速波动造成的燃油效率低的问题 ． 由于挖掘 机 的作业 工况 复 杂 ， 能采 用定 量泵 来工 作 ， 不 采用 变量 泵 可实现 功率 调节 ， 减少 系 统发 热 ， 同 时实 现无 级调 速 ． １ 图 ｂ是泵 的工 作 曲线 ， 分为恒 流 量 曲线段 （ ｐ ） ＜ ｏ和恒 功率 曲线段 （ ＞ Ｐ ）其 中 Ｐ为 ｐ ｏ，
ａｊｓｍｅ ｔ ｃｅ ，ｈ ｕ ｒ ｕ ｓｉｇｉ ｃｎ ｕ ｔｄｂ ｓｄｏ ｏａｙｓｅ ｄｓｎ ｉｇ Ａ ｃｒ ｉｇｙ ｉ ｉ ｄｕ ｔ ｎ ｈ ｍｅ ｔｅｐ ｍｐｔ ｑ ｅｔ ｔ ｏ ｄ ｃｅ ａｅ ｎｒ ｔｒ ｐ ｅ ｅ ｓ ． ｃｏｄｎ ｌ ， ｓ ｏ ｅ ｎ ｓ ｎ ｔｓ
液压 系统 工作 压力 ， 。为 弹簧调 整初 始预 紧压 力 ． 量泵 的调 节 是通 过 调 整 比例 阀 的 电流大 小 来 改 变变 Ｐ 变 量 泵 的力 矩 ， 而此 力矩 是通 过弹 簧来 调整 的 ， 因此 变量 泵 的恒功 率 区间不 是一 条 曲线 ， 而是 一段 段直 线 ， 逼 近 曲线 ， 图 ｌ 如 ｂ中所示 的 ２条斜 线表 示 泵流量 调整 的 ２段 弹簧 ．
挖掘机 的能量损失主要集中在液压系统和负载匹配时存在的压力和能量损失 ， 以及发动机与泵 匹配
的功 率损失 两方 面 ， 者共 同的控制 目标集 中在 泵 的排量 控 制 ， 量 的控 制 即调 整 了泵 的吸 收扭 矩 ． 有 二 排 现 挖 掘 机控制 系统 一般 采用 分工 况控制 以适 应不 同作业 要求 ， 由于设 定 动力模 式不 一定 匹配作 业工 况 ， 因此
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工程机械，２００１（８）范围非常广泛，不但要从设备上提供保障，技术上不收稿日期１引言目前，国产工程机械的能量利用率都比较低，以液压挖掘机为例，总的能量利用率仅为２０％左右，因此节能一直是工程机械的重点研究课题。
造成工程机械能量利用率低的主要原因之一是：负载工况的变化，泵与发动机不能保持良好的匹配，使发动机不能在最佳工作点或最佳工作区运行。
因此，在变负载工况下，实现泵与发动机的匹配是提高工程机械能量利用率的有效途径。
本文论述了工程机械最佳工作点的概念，提出了根据不同作业需求设置不同输出模式的观点，探讨了泵与发动机的匹配机理及其实现，对理解和设计工程机械节能控制系统，提高生产效率和经济效益，都具有意义。
２发动机的最佳工作点图１是发动机的工作特性图。
曲线ＡＢＣＤ是发动机的全负载速度特性，斜线１、２、３、４为不同油门位置时的调速特性。
Ａ点、Ｂ点、Ｃ点和Ｄ点分别是对应的最大功率输出点。
因为一个油门位置X 对应一个最大功率输出点，所以最大功率N m （M ，I ）是油门位置的函数，即N m (M,I >=f 1(X >（１）所以只要调节油门的位置，就可选择不同的功率模式。
发动机在工作时，其所受的扭矩M 为自变量，M 的大小取决于后接负载的大小，而发动机转速I 是因变量，所以I ＝f ２（M ）（２）因为发动机正常工作时，后接负载往往低于该油门位置时的最大负载，所以发动机正常工作时往往工作在调速特性段，而调速特性段的功率低于该油门位置时的最大功率（图中N R !N ），因此发动机在正常工作时其效能往往未能得到充分发挥。
要想得到最大的工作效率，发动机应始终工作在最大功率点。
但是负载有轻重之分，在轻负载时，并不需要用足发动机的全部功率，所以需要区分负载的轻重，设定不同的功率模式。
在不同的油门位置下，虽然都可以工作在最大功率点，但是在有些最大功率点（如图１中的Ｂ、Ｃ、Ｄ点）抗过载能力很差，容易导致发动机熄火。
所以在不同油门位置下，最大功率点的设定应如图１中的Ａ、Ｅ、Ｆ、Ｇ点，使得在每一个最大功率点都留有一定的过载余量（如δM =M D -M G ），而不至于导致发动机熄火。
δM 大小视不同油门位置时的具体工作特性而定，其趋势如图１中的ＡＥＦＧ曲线，因此浙江大学流体传动及控制国家重点实验室彭天好杨华勇傅新!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!"!!!"!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!"!!!"摘要本文讨论了发动机最佳工作点的概念，提出了根据负载情况和作业需求来设定最佳工作点的观点，探讨了泵与发动机的匹配机理及其实现，对理解和设计工程机械节能控制系统，提高生产效率和经济效益，都具有一定意义。
关键词：最佳工作点功率匹配生产效率３７——液压·液力实际工作时设定的最大功率点应落在ＡＥＦＧ曲线上。
但是另一方面，发动机工作在最大功率点处耗油并不最省。
由发动机的万有特性知道，当等功率线与等燃油消耗率线相切时的工作点为最佳节能点。
发动机在最佳节能点处工作时，完成相同的作业量，其油耗最小。
但最佳节能点处输出功率并不最大，所以最佳节能点落在调速特性段，见图１中的Ｓ、Ｔ、Ｕ、Ｖ点。
由最佳节能点连成的线即为最佳节能线，即ＳＴＵＶ曲线。
不同的油门位置对应不同的最佳节能点，所以最佳节能点g （M ，I ）也是油门位置X 的函数，即g （M ，I ）＝f ３（X ）（３）从上面的分析中可得到如下结论：（１）要根据负载的轻重来设定不同的功率预选模式，即选择不同的油门位置；（２）一定的油门位置对应一定的最大功率点和一定的最佳节能点；（３）最佳工作点应设定为最大功率点或最佳节能点，最大功率点的设定应落在ＡＥＦＧ曲线上；（４）最佳工作点究竟取最大功率点还是最佳节能点，要视作业需求而定。
当追求在单位时间内的最大作业量，即生产效率时，应选择最大功率点为最佳工作点（图１中Ａ、Ｅ、Ｆ、Ｇ点）；当追求在单位时间内完成相同的作业量而最节省燃油时，应以最佳节能点为最佳工作点（图１中Ｓ、Ｔ、Ｕ、Ｖ点）。
在微机节能实现中（见本文第４部分），是采用输出模式来选择最佳工作点的。
３泵与发动机的功率匹配原理发动机的输出功率N e （单位：ｋＷ）为：N e :π3000·M e ·I e （４）式中M e —发动机的扭矩，Ｎ·ｍ；I —发动机的转速，ｒ／ｍｉｎ；泵的输出功率N J （单位：ｋＷ）为：N J ＝P J ·0J ６０＝P J ·g J ·I e ６００００＝π·M J ·I e ３０００（５）式中M J -泵的吸收扭矩，Ｎ·ｍ；P J -泵出口压力，ＭＰａ；0J -泵出口流量，Ｌ／ｍｉｎg J -泵的排量，ｍＬ／ｒ；其中M J 为：M J ＝P J·g J２π（６）由传动关系知，N J 与N e 又满足：N J ＝N e ·η1·η2（７）式中η1-泵与发动机之间的传动效率，泵与发动机直接连接时取为１；η2-泵自身的效率，对高性能柱塞泵，可取为０．９５。
将（４）式、（５）式和（６）式代入（７）式得：M J :P J ·gJ 2π0.95M e （８）当发动机期望工作在某一最佳工作点时，其输出扭矩为一常值，所以泵与发动机功率匹配关系式可以表示为：M J =P J ·g J ＝０．９５M e ＝常值（９）因此，当负载P J 变化时，通过调节泵的排量g J 使得泵的输出扭矩不变，就实现了泵与发动机之间的功率匹配，发动机的转速为设定的最佳工作点处的转速。
从而得出结论：当发动机在设定的最佳工作点运行时，欲实现泵与发动机匹配，则要求泵具有恒扭矩特性，见图２所示。
图!发动机工作特性图图"功率匹配泵的P —g 特性液压·液力虽然传统的恒功率泵在其恒功率区段也能实现泵与发动机的匹配，但传统的恒功率变量泵是靠不同的弹簧组合来近似实现恒功率的，因而具有调节不方便，有误差等不足。
而当采取微机控制时，只要保证变量泵具有恒扭矩特性，就能实现泵与发动机的精确匹配，而且调节方便，可以满足不同功率模式的要求。
４泵与发动机匹配的实现下面以浙江大学流体传动及控制国家重点实验室所建的节能实验台为例，介绍泵与发动机匹配的实现方案（如图３所示）。
功率模式按负载大小分重载、中等负载和轻载模式，分别对应Ｈ模式、Ｅ模式和Ｌ模式，它们分别占发动机总功率的１００％、８５％和７０％。
当机器不工作时，功率模式为怠速模式（Ｉ模式）。
每一种功率模式对应一定的油门位置，Ｈ、Ｅ、Ｌ、Ｉ模式分别相应于图１中１、２、３、４油门位置。
输出模式选择是指在某一油门位置时选择哪一类最佳工作点。
当选择Ｇ模式，则是最大功率输出模式；当选择Ｊ模式，则是最节省燃油模式。
当设定好某一功率模式后，控制器就输出与之相应的电压信号，经电压电流转换，比例电磁铁及中间机构带动发动机的调速拉杆移动一定的行程Ｓ，经发动机内部的电控系统控制喷油泵的喷油量，即选定了一定的油门位置!。
对应某一功率模式控制器输出控制信号的大小由发动机实验标定得到。
在设定了功率模式和选择了输出模式后，则选择了最佳工作点（"ｏ、#ｏ）。
由２、３部分知，当泵与发动机匹配时，发动机在最佳工作点运行，泵具有恒扭矩特性。
在图３中，电液比例排量变量泵的恒扭矩特性是根据不同的负载工况，控制器输出不同的电信号以改变变量泵的转角α，从而改变泵的排量$ｂ。
因为转速易于检测，所以常采用“转速感应控制”来实现泵与发动机的匹配。
“转速感应控制”框图见图４所示。
将功率模式、输出模式和最佳工作转速作为二维表格（见表１）存储在计算机中。
当设定好功率模式和输出模式后，经查表便得到一最佳转速#ｏ，以#ｏ作为目标转速，与实测转速#ｅ比较形成偏差δ#（即图４中的δｕ），再由控制器输出控制信号经电液比例阀调节泵的排量$ｂ，从而调节泵的扭矩和发动机的转速#ｅ。
当机器不工作时，为实现泵与发动机的匹配，图!泵与发动机匹配实现方案框图图"转速感应控制框图液压·液力功率模式W功率模式点功率n OHE L Gn HG n EG n LG 功率模式J Jn HJ n EJ n LJ泵的排量要调到最小，且发动机油门要自动变换到怠速油门位置，其实现原理也见图３所示。
在泵出口接一压力继电器，当泵出口压力低于设定的最小压力时，压力继电器输出开关电信号。
开关电信号分成两路，一路直接接控制器，控制器接收到此信号后便发出控制信号ｕ２以使得变量泵的排量调到最小值，另一路经延时继电器延时４秒后作为自动怠速信号使得怠速模式Ｉ有效，控制器发出选择怠速油门位置的控制信号，因而发动机自动变换到怠速油门位置。
５结束语以上讨论了工程机械最佳工作点的概念，提出了根据不同作业需求设置不同输出模式的观点，探讨了泵与发动机的匹配机理，并介绍了泵与发动机匹配的实现，对理解和设计工程机械节能控制系统，提高生产效率和经济效益，都具有较大意义。
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