泵与发动机的功率匹配原理
泵与发动机的功率匹配原理发动机的输出功率：ｎｅ=ｍｅ·ｎｅ/9 549 （1）式中：ｎｅ——发动机输出功率（kw）ｍｅ——发动机转矩（n·m）ｎｅ——发动机转速（r/min）泵的输出功率为：ｎｂ＝ｐｂｑｂ/60＝ｐｂｑｂｎｂ/60 000 （２）式中：ｎｂ——泵的输出功率（kw）ｐｂ——泵出口压力（mpa）ｑｂ——泵出口流量（l/min）ｑｂ——泵的排量（ml/r）ｎｂ——泵的转速（r/min）泵与发动机直接连接，有ｎｂ=ｎｅ。
由传动关系知，ｎｂ与ｎｅ又满足：ｎｂ=ｎｅη １η ２（3）式中η 1——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，泵与发动机通过分动箱相连时取为0.97 η 2——泵自身的效率，由于泵一般为变量柱塞泵，当泵的排量、转速、压力变化时，效率也随之变化，因此，泵的效率值由供应商提供。
当发动机期望工作在某一最佳工作点时，其输出转矩为一常值，所以泵与发动机功率匹配，有关系式：ｍｂ＝ｐｂｑｂ/2π＝常值（4）式中：ｍｂ——泵的吸收转矩n·m因此，当负载ｐｂ变化时，通过调节泵的排量ｑｂ使得泵的输出转矩不变，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，则要求泵具有恒功率特性，图１所示。
此主题相关图片如下：[disablelbcode] 恒功率泵可采用机械控制或微控器控制，机械控制的恒功率变量是靠不同的弹簧组合来近似实现恒功率的，在其恒功率区段能实现泵与发动机的匹配，但是有调节不方便、存在误差等不足。
而当采取微控器（如ＭＣ控制器）控制时，能实现泵与发动机的精确匹配，而且调节方便。
２柴油机最佳工作点的选取图２是发动机的外特性转矩曲线图，曲线ＡＢＣＤ是发动机的全负荷速度特性，斜线ＡＨ、ＢＩ、ＣＪ、ＤＫ为不同油门位置时的调速特性。
点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ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Ｎｍａｘ（Ｍ，ｎ）是油门位置ｘ的函数，即：Ｎｍａｘ（Ｍ，ｎ）＝ｆ１（ｘ）（5）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，其所受的转矩为自变量，转矩的大小取决于后接负载的大小，而发动机转速是因变量，所以：ｎ＝ｆ２（Ｍ）６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，所以发动机工作时往往工作在调速特性阶段，而调速特性段的功率低于该油门位置时的最大功率，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。
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２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２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δ Ｍ＝ＭＤ－ＭＧ，而不至于导致发动机熄火，δ Ｍ大小视不同油门位置时的具体工作特性而定，其趋势如图２中的ＡＥＦＧ曲线，因此实际工作时设定的最大功率点应落在ＡＥＦＧ曲线上。
此主题相关图片如下：[DIS ABLELBCODE]由图３的ＮＴ８５５－Ｃ２８０ＢＣⅢ柴油机外特性曲线可以看出（见图３中曲线２）：发动机飞轮转矩的增加会引起发动机转速的下降（掉速），当发动机转速下降至最大转矩点时?熏发动机输出转矩开始下降，此时发动机工作不稳定，转速急剧下降直至熄火，为了防止发动机熄火和充分利用发动机功率，只有及时减小液压泵的排量，降低发动机的负荷。
从图３可以看出，只有当发动机工作在（１６００，１９００）r/min区段时即可兼顾发动机输出功率与转矩均在较大且比油耗最小状态３泵与发动机匹配的实现对于全液压推土机，泵与发动机匹配的实现，一般采用极限负荷调节法。
由图１可以看出，由于变量柱塞泵具有恒功率的特性，所以实现恒功率控制是一种最理想的状态。
但在实际应用中，恒功率控制是非常难以实现的，比较成功的一种办法是实现发动机的恒转速控制。
采用极限负荷调节法，使发动机工作在最佳转速范围内。
如图４，发动机９和变量泵４刚性联接在一起，变量泵４输出的高压油液经高压油管７使行走马达８旋转输出动力，输出的动力经减速后传给履带６。
操作油门操纵杆１０，会同时拉动油门位置传感器１１产生电信号传给ＭＣ微控器５，所有信号可以通过仪表板１显示出来此主题相关图片如下：1.仪表板2.转速传感器3.行驶手柄4.变量泵5.MC微控器6.履带7.高压油管8.行走马达9.发动机10.油门杆11.油门位置传感器当机器在铲掘工况时遇到大负荷，行走马达８的负载转矩增加；在行走闭式系统的流量、马达转速不变的情况下，马达的排量也会保持不变。
但由于负荷的增加，高压油管７内的压力就会升高。
这样使得变量泵４的负载转矩增加，由于发动机９和变量泵４直接连接在一起，泵的负载增加导致发动机飞轮转矩增加。
在负载的作用下，发动机转速下降。
此时，ＭＣ微控器５根据由转速传感器２传来的信号，计算出此时实际转速与对应油门开度下的设定转速的差值Δｎ，经数据处理和ＰＩＤ运算后，调节变量泵４的比例阀电流，以减小变量泵４的排量而使其吸入转矩减小，由于负载的减轻，发动机转速回升；反之亦然。
这样使发动机９工作在最佳转速范围内。
图５为极限负荷调节过程的原理图。
此主题相关图片如下：４马达与泵的匹配从理论上讲，马达与泵并无特殊的匹配关系。
但是在推土机的实际设计过程中，马达与泵有排量上的匹配关系，根据匹配经验，一般马达的排量应为泵排量的1.6~2.2倍，否则，会出现行走系统压力过高、行驶速度波动过大、马达转速过高、发动机出现掉速和作业效率低等故障。
一般来说，马达排量越大越好，但马达排量越大，会使制造成本过高。
马达排量和推土机发动机的飞轮功率也有一个匹配关系。
当发动机的飞轮功率用马力表示时，马达排量为飞轮功率的0.8~1.1倍合适。
全液压推土机的匹配计算时，应考虑充分利用液压泵和马达的的效率，影响马达效率的因素有转速、压力和排量，这３个方面必须综合考虑。
根据ＬＩＮＤＡ、ＲＥＸＲＯＴＨ和ＳＡＵＥＲ三大著名液压元件厂商提供的资料，变量柱塞泵和马达有以下特点：（１）泵的工作高效区。
假设行走泵工作的额定压力为Ｐｐ，额定转速为ｎｐ，最大排量为ｖｐ，当行走闭式系统工作压力在0.2~0.85 ＰＰ、泵工作转速在0.3~0.85 ｎｐ、泵的排量在0.70~1.0 ｖｐ变化时，泵的效率变化不明显，此范围内泵的总效率可达９１％以上。
（２）马达工作高效区。
马达的高效区同泵的高效区有相似性，假设马达工作额定压力为Ｐｍ，额定转速为ｎｍ，最大排量为ｖｍ，当行走闭式系统工作压力在0.4~0.85 Ｐｍ、马达工作转速在0.1~0.45 ｎｐ、马达排量在0.80~1.0 ｖｐ变化时，效率变化不明显，此范围内马达的总效率可达９０％以上。
根据上述特点，在进行总体匹配时，要将推土机的切土和运土工况匹配在上述区域，在高速返回工况，也要尽量匹配在高效区。
５传动系统速比的选择传动系统速比是全液压推土机匹配中一个非常关键的参数，它对推土机的作业效率和可靠性有很大影响。
传动系统的速比与主机总体设计时所需的最大牵引力和最大行驶速度有关。
速比的选取首先应保证推土机的最大理论牵引力。
根据设计经验，全液压推土机最大理论牵引力为机重的1.15~1.30倍较为合适。
过小会出现最大牵引效率段的速度过低，影响作业效率，行走液压系统的压力过高，易出现爆管，发动机易掉速。
过大会出现生产成本过大，系统压力过低，泵和马达在低压力下机械效率偏低。
其次，速比的选取还应考虑最大行驶速度，最大倒车空驶速度一般应为10~11 km/h，一般不应低于9.0 km/h，否则会影响作业效率。
设计时应保证推土机在切土工况时的速度为2~3 km/h，运土工况的行驶速度为4~6 km/h。
速比的选择应综合考虑，为降低减速器齿轮的搅油损失，提高马达和减速器的使用寿命，应控制马达的最高转速在马达许用转速的0.6~0.8 之间。
６小结（1）全液压推土机传动系统与柴油机匹配时，要将正常工作的工况匹配在最大功率、低油耗区，并防止柴油机转速波动过大；（2）泵与柴油机匹配时，采用极限负荷调节法，通过MC 控制器的PID运算，可以较好地使柴油机工作在最佳转速范围内；（3）泵与马达匹配时，一定要注意泵与马达的排量匹配关系，并在匹配时，将推土机的切土和运土工况匹配在泵和马达的高效区；（4）机械传动系统的总速比要兼顾最大牵引力和最大行驶速度，不能顾此失彼，否则会影响整机的牵引性能。
R-直列多缸排列发动机V-V型汽缸排列发动机B-水平对置式排列多缸发动机WA-汪克尔转子发动机W-W型汽缸排列发动机Fi-前置发动机（纵向）Fq-前置发动机（横向）Mi-中置发动机（纵向）Mq-中置发动机（横向）Hi-后置发动机（纵向）Hq-后置发动机（横向）OHV-顶置气门，侧置凸轮轴OHC-顶置气门，上置凸轮轴DOHC-顶置气门，双上置凸轮轴CVTC-连续可变气门正时机构VVT-i--气门正时机构VVTL-i--气门正时机构ES-单点喷射汽油发动机EM-多点喷射汽油发动机SDi-自然吸气式超柴油发动机TDi-Turbo直喷式柴油发动机ED-缸内直喷式汽油发动机PD-泵喷嘴D-柴油发动机（共轨）DD-缸内直喷式柴油发动机TA-Turbo（涡轮增压）SFI-连续多点燃油喷射发动机FSI-直喷式汽油发动机气门Valve顶置凸轮轴Over Head Camshaft（OHC）顶置双凸轮轴Double Over Head Camshaft（DOHC）或称Twin Camshaft直列四缸Inline4水平对置发动机(Boxer Engine)四冲程汽油机(Reciprocating 4Stroke Cycle Engine)柴油机(Diesel Engine)转子发动机(Rotary Engine)气缸体(Cylinder Block)气缸套(Cylinder Liner)连杆(Connecting Rod)曲轴(Crank Shaft)油底壳(Oil Pan)活塞(Piston)活塞销(Piston Pin)活塞环(Piston Ring平衡机构(Balancer)气缸盖(Cylinder Head)进气门和排气门(Intake Valve/Exhaust Valve)气门座(Valve Seat)气门弹簧(Valve Spring)气门锁块(Cotter)气门间隙调节垫片(Shim)凸轮轴(Camshaft)摇臂(Rocker Arm)摇杆(Swing Arm)齿形皮带(Timing Belt)气门间隙调节器(又称液压挺杆)(Valve Lash Adjuster) 配气相位(气门开闭角度)(Valve Timing)可变进气系统(Variable Induction System)化油器(Carburetor)喉管(Venturi)可变喉管(Variable Venturi)汽油泵(Fuel Pump)惯性增压(Inertia Change)进气管(Intake Manifold)节气门(Throttle Valve)空气滤清器(Air Cleaner)汽油喷射系统(Fuel Injection)空气流量计(Air Flow Meter)节气门体(Throttle Body)汽油喷嘴(Injector)单点喷射(Single Point Injection) 自然进气(Natural Aspiration)涡轮增压器(Turbo Charger)中冷器(Inter Cooler)爆振(Knocking)爆振传感器(Knock Sensor)机械增压器(Super Charger)。
发动机水泵的工作原理
发动机水泵的工作原理
发动机水泵的工作原理是通过驱动轴将动力传输到水泵的叶轮上，叶轮的旋转会将冷却液或者冷却水从冷却系统中吸入，然后通过水泵的出口排出。
具体工作原理如下：
1. 传动轴：发动机的传动轴通过皮带或链条与水泵连接，当发动机工作时，传动轴会带动水泵的转动。
2. 叶轮：水泵的核心部件是叶轮，叶轮通常由金属制成，通过旋转产生离心力。
离心力会将液体从进口吸入，然后通过离心力将液体推向出口。
3. 封闭住腔：水泵的主体部分是一个封闭住腔，住腔内部有进口和出口。
当叶轮旋转时，液体会从进口被吸入封闭住腔。
4. 吸入液体：液体从进口被吸入住腔后，叶轮的旋转会产生离心力，使液体受到离心力的作用向外扩散。
5. 排出液体：受到离心力的作用，液体会通过出口被推出水泵。
液体会经过发动机冷却器或水箱，然后再被输送回发动机进行循环。
总结：发动机水泵的工作原理是通过传动轴带动叶轮的旋转，叶轮的旋转产生离心力，离心力使液体被吸入并推出水泵。
这样就能够达到冷却发动机的目的。
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。
无感无刷汽油泵驱动原理
无感无刷汽油泵驱动原理
无感无刷汽油泵是一种高效节能的燃油供应系统，它通过控制电子控
制单元(ECU)来实现对燃油供应的精确控制。
它采用了无刷直流电机和电
子控制技术，将燃油供应与发动机的工作状态相匹配，从而提高燃油效率
和发动机的性能。
1.电子控制单元(ECU)：ECU是无感无刷汽油泵的控制中枢，它接收
并处理来自各种传感器的信号，如发动机转速、气温、氧气传感器等，并
根据这些信号控制燃油泵的工作状态。
2.无刷直流电机：无刷直流电机是无感无刷汽油泵的核心部件，它通
过电磁感应原理将电能转换为机械能，同时不需要接触式的碳刷与电机转
子接触，从而避免了机械磨损和能量损耗。
无刷直流电机具有高效、可靠、无噪音、寿命长等特点。
3.调速器：调速器是控制无刷直流电机转速的关键部件，它通过控制
电压和电流的大小来调节电机的转速。
调速器通常采用脉宽调制技术(PWM)来实现对电机转速的精确控制。
4.传感器：无感无刷汽油泵还配备了各种传感器，如压力传感器、温
度传感器等，用于实时监测燃油系统的工作状态，并向ECU提供反馈信号。
ECU根据这些信号进行分析和处理，从而调整燃油泵的工作状态，以实现
燃油供应的精确控制。
总结来说，无感无刷汽油泵的驱动原理是通过ECU控制无刷直流电机
的工作状态，根据各种传感器的信号进行精确的调节，以实现燃油供应的
精确控制。
这种驱动方式不仅提高了燃油的利用率和发动机的性能，还具
有高效、可靠、寿命长等优点。
随着电子技术的不断发展，无感无刷汽油泵将在未来得到更广泛的应用。
挖掘机的液压系统
液压泵——轴向柱塞泵
挖掘机的主泵一般为柱塞泵泵。
液压控制阀
1. 流量控制阀 2. 压力控制阀 3. 方向控制阀
流量控制阀
• 主要控制流过管路的流量，通过 对流量的控制还可以对回路的压 力产生一定影响。注意节流会产 生损失。
液压回路的合流
• 合流：一般用于双泵和多 泵系统中。用合流阀或者 使两个回路中相应的换向 阀同时动作，让两个泵同 时向一个执行元件供油以 提高该执行元件的运动速 度，从而提高作业效率。
主控阀杆 泵1
合流阀杆 泵2
挖掘机液压回路合流：
动臂提升，斗杆、铲斗都实现双泵合流。
动臂提升合流
两泵在阀后实现合流，提高动臂提升速度
曲线上），每个泵就可传递发动机功率的50%，即才能全部利用 发动机的输出功率。
全功率控制变量泵
特点： 1. 两个泵由一个直接作用的调节器来调节，控制压力为两泵负载 压力之和，尽管两泵负载压力不等，但两个泵的输出流量相等 。 2. 只有当P1+P2在恒功率的压力范围内（即功率点在恒功率双曲 线上），每个泵就可传递发动机功率的50%，即才能全部利用 发动机的输出功率。
b c d ef g
无
控
制
油
A
压
B
a
KAWASAKI
B → A解锁
B → A解锁：c口封闭， B →a →b → 与g不通
g → f → e → d →环槽i → h→油箱
b c h die f g 有
控
制
油
A
压
B
a
液压蓄能器
原理：气体被压 缩后储存能量。 作用：吸收液压 膜片 振动和冲击并且 可以作为应急能 源使用。
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]。
柴油机水泵原理
柴油机水泵原理
柴油机水泵是一种通过柴油机的作用力来提供动力的设备，其原理可以分为以下几个步骤。
1. 柴油机的活塞在运动过程中，通过运动机构将一定量的燃油喷入燃烧室。
2. 在燃烧室内，柴油与空气混合并被点火，燃烧产生高温高压气体。
3. 高温高压气体使活塞向下运动，产生往复运动力。
4. 运动机构将活塞的运动力转化为水泵的动力输出。
5. 水泵的动力输出作用于水，使其产生流动。
6. 流动的水经过水泵的排水口被输出到需要的地方，如农田灌溉、建筑工地等。
柴油机水泵的原理是通过柴油机的燃烧过程产生的动力，将这种动力转化为水泵的运动力，从而实现水的输送和供应。
这种原理常被应用于需要大量供水的场合，如农田灌溉、建筑工地等。
通过柴油机水泵的运行，可以快速高效地将水输送到需要的地方，满足人们的用水需求。
泵与发动机的功率匹配原理
泵与发动机的功率匹配原理发动机的输出功率：ｎｅ=ｍｅ·ｎｅ /9 549 （1）式中：ｎｅ——发动机输出功率（kw）ｍｅ——发动机转矩（n·m）ｎｅ——发动机转速（r/min）泵的输出功率为：ｎｂ＝ｐｂｑｂ/60＝ｐｂｑｂｎｂ/60 000 （２）式中：ｎｂ——泵的输出功率（kw）ｐｂ——泵出口压力（mpa）ｑｂ——泵出口流量（l/min）ｑｂ——泵的排量（ml/r）ｎｂ——泵的转速（r/min）泵与发动机直接连接，有ｎｂ=ｎｅ。
由传动关系知，ｎｂ与ｎｅ又满足：ｎｂ=ｎｅη１η２（3）式中η 1——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，泵与发动机通过分动箱相连时取为0.97 η 2——泵自身的效率，由于泵一般为变量柱塞泵，当泵的排量、转速、压力变化时，效率也随之变化，因此，泵的效率值由供应商提供。
当发动机期望工作在某一最佳工作点时，其输出转矩为一常值，所以泵与发动机功率匹配，有关系式：ｍｂ＝ｐｂｑｂ/2π＝常值（4）式中：ｍｂ——泵的吸收转矩n·m因此，当负载ｐｂ变化时，通过调节泵的排量ｑｂ使得泵的输出转矩不变，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，则要求泵具有恒功率特性，图１所示。
此主题相关图片如下：[disablelbcode] 恒功率泵可采用机械控制或微控器控制，机械控制的恒功率变量是靠不同的弹簧组合来近似实现恒功率的，在其恒功率区段能实现泵与发动机的匹配，但是有调节不方便、存在误差等不足。
而当采取微控器（如ＭＣ控制器）控制时，能实现泵与发动机的精确匹配，而且调节方便。
２柴油机最佳工作点的选取图２是发动机的外特性转矩曲线图，曲线ＡＢＣＤ是发动机的全负荷速度特性，斜线ＡＨ、ＢＩ、ＣＪ、ＤＫ为不同油门位置时的调速特性。
点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ分别是对应的最大功率输出点。
发动机与各主要附件系统匹配设计说明
发动机及各主要附件系统匹配设计一、发动机:1、发动机分类及工作原理：发动机是汽车的动力源。
它是将某一形式的能量转变为机械能的机器。
按燃烧种类分类可分为汽油机、柴油机、燃气机及代用燃料机等。
按工作冲程分为四冲程发动机和二冲程发动机。
按工作原理和构造可分为点燃式内燃机、压燃式内燃机、混合式内燃机、转子发动机、燃气轮机、外燃机及电动机等。
也可按缸数、燃烧室型式等分类。
柴油机是内燃机的一种，是把柴油和空气混合后直接输入机器内部燃烧而产生热能，然后再转变为机械能。
它具有热效率高、体积小、便于移动、起动性能好等优点而得到广泛应用。
车用内燃机，根据其将热能转变为机械能的主要构件的形式，可分为活塞式内燃机和燃气轮机两大类。
活塞式内燃机按活塞运动方式分为往复活塞式和旋转活塞式两种，往复活塞式应用最广泛。
在发动机内每一次将热能转化为机械能，都必须经过空气吸入、压缩和输入燃料，使之着火燃烧而膨胀做功，然后将生成的废气排出这样一系列连续过程，称为发动机的一个工作循环。
对于活塞往复式发动机，可以根据每一工作循环所需活塞行程数来分类。
凡活塞往复四个单程完成一个工作循环的称为四冲程发动机，活塞往复两个单程即完成一个工作循环的称为二冲程发动机。
目前我厂产品所用发动机多为四冲程多缸柴油机。
2、柴油机的优缺点与汽油机比较，柴油机因压缩比高，燃油消耗率平均比汽油机低30%左右，且柴油价格相对较低，所以燃油经济性好。
柴油机的主要优点是热效率高、油耗低、可靠性高、耐久性好。
一般载质量7t 以上的货车大都用柴油机。
柴油机的缺点是转速较汽油机低，工作粗暴，噪声大，质量大，制造和维修费用高。
3、发动机选用：目前发动机以选用为主。
各发动机主管在会同整车总布置人员满足整车性能和布置要求的前提下与发动机厂确定技术状态。
不同的车型对匹配发动机的特性要求有一定差异，应在理论计算的基础上通过试验验证发动机是否满足要求，对不能满足使用要求的应通过发动机性能的优化和整车传动系速比的匹配使发动机与整车得到最优化匹配，在满足动力性要求的前提下取得较好的燃油经济性。
泵与发动机的功率匹配原理
泵与发动机的功率匹配原理————————————————————————————————作者：————————————————————————————————日期：ﻩ泵与发动机的功率匹配原理发动机的输出功率：nｅ=ｍe·nｅ/9５49 （1)ﻫ式中：ne——发动机输出功率(kw）me——发动机转矩(n·m）ｎe——发动机转速（r／min)泵的输出功率为：nb= ｐｂqb/6０＝pbqｂｎｂ／６０0０0 (２）ﻫ式中:ｎｂ——泵的输出功率（kw）pb——泵出口压力(mｐa)ﻫqｂ——泵出口流量(l/ｍｉｎ) qb——泵的排量（ml／ｒ）ﻫnb——泵的转速(r／ｍｉn）ﻫ泵与发动机直接连接,有nb=ｎｅ。
由传动关系知,ｎｂ与ｎｅ又满足：nb=nｅη １η 2 (3）ﻫ式中η １——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，泵与发动机通过分动箱相连时取为0.97η 2——泵自身的效率,由于泵一般为变量柱塞泵，当泵的排量、转速、压力变化时,效率也随之变化,因此，泵的效率值由供应商提供。
当发动机期望工作在某一最佳工作点时，其输出转矩为一常值,所以泵与发动机功率匹配，有关系式:ﻫｍb＝pｂｑｂ/2π=常值(４)式中:mb——泵的吸收转矩n·ｍﻫ因此,当负载ｐｂ变化时,通过调节泵的排量qb使得泵的输出转矩不变，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,则要求泵具有恒功率特性,图１所示。
此主题相关图片如下：[disablelbｃｏdｅ］恒功率泵可采用机械控制或微控器控制,机械控制的恒功率变量是靠不同的弹簧组合来近似实现恒功率的,在其恒功率区段能实现泵与发动机的匹配,但是有调节不方便、存在误差等不足。
而当采取微控器（如ＭC控制器）控制时，能实现泵与发动机的精确匹配，而且调节方便。
匹配发动机的液压泵复合式控制特性研究
ｐ ｍ ｓ ｎ ｅｅｇｎ ， ｈ ｈｐｏａｌ ｌ ｄ ｎ ｎ ｔ ｌ ｇｏ ｐｏ ｐｗ ｒ ｔｉｎ．Ｔ ｅ ｏｔ ｌｃ ｅ ｅｃｍ ｉｅ ｕ ｐ ｄｔ ｎｉｅ ｗ ｉ ｒｂｂｙ ｅ ｓｔ ｅｇ ｅｓ ｉ ｒ ｏｒ ｏ ｅ ｉｚ ｇ ｈ ｎｒ ｈｍ ｏ ｂｎｄ ａ ｈ ｃ ａ ｏ ｉ ｌ ａ ｎ ｕ ｌｉ ｃ ｏｓ
中 图分 类 号 ：Ｈ１７ Ｔ ３ 文献 标 识 码 ： Ａ
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（ ．中南大学机 电工程学院 ， １ 湖南 长沙 ４ ０ ７ ；． １０ ５２ 中南林业科技大学涉外学院 ， 湖南 长沙 ４ ０ ０ １０４） 摘要： 研究液压 系统优化控制问题 ， 针对 工程机械 的复杂工况经常使得液压泵 与发动机扭矩匹配不合理 ， 造成发动机熄火 或 功率利用过低 。为提高系统性能 ， 提出了 Ｄ 排量转速控制 ） Ｅ （ Ａ（ 与 Ｐ 电比例控制 ） 的复合式控制方 案 ， 调节泵排量使其扭矩 与发动机外特性相适应 。建立流量连续 方程 和力平衡方程复合式控 制微分形式 的数学 模型 ， 并导 出其传递 函数。在 ＭＡ ， Ｔ Ｌ Ｂ Ｓｍ ｌ ｋ平 台搭建模型 ， Ａ ／ ｉｕｉ ｎ 对控制特性进行 了仿真研究 。结果表明 ， 复合式控制可使液压泵与发动机高效匹配 ， 为发动机 的液压系统优化控制提供了科 学依据 。 关键词 ： 匹配发动机 ； 液压泵变量 ； 复合式控制 ； 动态分析