机械创新设计.docx

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机械创新设计

发动机与液压驱动系统参数匹配研究

2.1行驶液压驱动形式

摊铺机行走部分动力传递选用分置式结构，即发动机带动分动箱，驱动左、右变量泵，经左、右变量马达后传递至轮边减速装置，再经减速后驱动左、右履带使机器行走。

其整个动力传递路线如图2-1所示。

摊铺机的匹配包括牵引力与发动机扭矩的匹配问题，对于行走系统采用液压驱动的摊铺机来讲，由于中间增加了传动比可调环节（液压马达和液压泵的不同排量组合可以实现不同的传动比要求），因此匹配内容较传统机械式匹配更为复杂，具体可以细分为发动机输出扭矩与液压系统输入扭矩的匹配、牵引力与液压系统输出匹配两部分内容。

发动机与液压系统的匹配要求无论液压系统压力如何变化，发动机均要工作在正常转速范围内，保持高功率输出，且不能出现熄火状况，这部分匹配关键是液压泵排量和发动机负荷的匹配;液压系统与外部载荷匹配要求，液压系统所能够提供的牵引力要能够满足摊铺机的作业要求，满足较高的传动效率和最大生产率要求。

2.2发动机与液压驱动系统的匹配

2.2.1发动机特性

摊铺机发动机选择是设计过程中首先完成的工作。

图2-3为摊铺机所选用的带全程调速器的柴油机部分外特性曲线。

摊铺机在实际工作中，发动机为了能够提供足够的驱动功率，都是在高转速下工作，所以图中只给出了高速区的特性。

这种发动机的特点为，不论负荷扭矩如何变化，都维持一定的转速。

因此，随着所需功率的减小，燃料·消耗急剧增加（在万有特性曲线上表现为低负荷点位于高油耗曲线下），在一定转速下的功率利用率（指实际使用功率与相同转速下所能发挥的最大功率之比）也显著降低。

发动机的具体参数，如表2-1所示。

发动机参数列表（2-1）

额定功率

额定转速

额定扭矩

最大扭矩转速

最大扭矩

转矩适应系数

速度适应性系数

最低油耗点转速

161kw

2300rpm

690N.M

1390rpm

850N.M

1.22

1.58

1350rpm

其中转矩适应性系数和速度适应性系数计算公式为式2-1和式2-2。

两者的取值均在允许范围内，对于液压传动，调节速度快，因此，发动机的扭矩储备系数可以适当的减小，该发动机的扭矩储备系数为1.22，亦可认为是合适的。

以上均为发动机静态载荷下的动力性指标，发动机装车后的动力性指标不仅取决于它本身的特性曲线，而且车辆在使用过程中的负荷工况有很大的关系，在阻力矩变化较小的车辆上，发动机特性曲线上与载荷相应的工作点可以选在额定工况附近，如图2-3中Mc，所示，发动机的输出功率仅有较小的变化，大部分时间内将输出最大功率。

而对于摊铺机这类载荷常变化的车辆，由于阻力矩变化较大，所以其平均阻力矩一般配置在调速区段上，如图2-3中Mc2所示。

该发动机的扭矩储备系数为1.22，用于履带式摊铺机，其最佳转矩载荷系数Kz为0.90。

所以，根据转矩载荷系数公式（式2-3），可以求得其最佳转矩载荷为621N*m，对应转速2400rpm。

2.2.2液压驱动系统的输入特性

液压驱动系统是替代传统机械式或液力机械式工程机械的动力传递系统，将发动机功率传递到驱动链轮，使车辆在牵引负荷下获得预期行走速度。

图2-5中M1正值表示装置从发动机吸收功率，负值表示向发动机返送功率。

由于发动机单旋向工作，因而输入转速n1无负值。

N1max受到泵的气蚀性能或强度限制（一般对应于发动机的最高转速，对于加装分动箱情况，该转速为分动箱的最高输出转速），M1max对应于泵的最大排量Qpmax:

且系统为最大工作压差如Ppmax的输入转矩，两者的乘积即为输入角功率P1e。

液压驱动系统的能量损失要靠增加输入功率来补偿，实际输入工作区的与理想值的偏离表现为Mlmax的上升（E变为E'）和存在一个相当宽的低速死区。

但后者无关紧要。

因为泵的实际工作的转速高于发动机怠速，这一转速远超过低转速死区。

由于液压系统存在效率损失，而且这种损失随着液压泵和液压马达排量以及液压系统压力的不同而各不相同，在有些状况下效率值会非常低，大部分发动机功率都转化为热量形式，在机体内循环。

为了保持较高的传动效率，摊铺机在摊铺作业工况下，通常要求液压泵的排量比高于0.3，更小的排量比仅用于启动等特殊短时间工况。

2.2.3发动机与液压驱动系统联合工作特性

液压传动装置的输入区间具有相当大的可运行工作区，这使它能与不同特性的发动机获得良好的匹配。

摊铺机所选用的带全程式调速器柴油机联合工作的特性曲线，由图中可以看出，液压传动装置的输入区覆盖了发动机的全部运行工况。

液压传动装置的输入输出参数之间关系不大，通过调节泵和马达排量，即使在很小的输入功率下也能获得低速大扭矩输出。

参数匹配非常灵活，易于实现智能控制。

显然对于摊铺机来说，由于液压传动系统的传动比可以任意调节，发动机与液压系统的匹配主要考虑的内容不再是发动机是否熄火的问题，而是在满足发动机工作要求的前提下，如何提高液压系统传动效率的问题。

由于发动机的负荷变化主要来自驱动液压泵的扭矩的变化，由公式2-4可以看出，影响液压泵驱动扭矩的主要参数是液压泵的排量和液压系统的压力差值，由于液压系统的压力是由外部载荷决定的，一般无法改变（马达为部分排量时，通过改变马达排量可以改变压力大小;当马达为全排量时，通过改变马达排量，只能调大系统压力。

马达排量比越大液压驱动系统的效率越高，马达最小工作排量比在0.4以上，液压系统可以达到较高的效率f21。

特别是在作业状态下，马达排量一般位于全排量位置，不发生变化），发动机的负荷调节可以认为只有调节泵的排量这一唯一途径。

所以在发动机和液压系统匹配过程中影响液压系统效率的关键参数是液压泵的排量。

式2-4

液压泵的排量比在0.3以上，液压系统可以获得较高的传动效率。

所以摊铺机液压系统与发动机的合理匹配条件可以认为是:

液压系统最高压力下，液压泵处于0.3排量比位置工作时的驱动扭矩要低于发动机的最大扭矩。

考虑到液压系统调节的滞后以及系统压力冲击因素，这两者之间要留有足够大的储备。

液压传动有着传统机械式和液力机械式传动所不能比拟的优点，但液压系统的控制实现也是比较困难的。

发动机载荷无论采用何种控制方式，但是液压系统都必须选用一个合适的参数作为控制感量（用来实现控制的参数）。

目前来说这个参数的选择主要是在系统压力和发动机转速之间选择。

由于摊铺机液压系统压力变化远比发动机转速变化复杂，所以更多时候是以发动机转速为感量进行控制。

通过对柴油机的负荷特性和万有特性曲线进行分析可知，要在比较大的工作范围内维持较低的燃料消耗率，选择90%-100%负荷率可以达到（在万有特性曲线上，扭矩外特性穿过低油耗区）要求。

因此，按12h标定功率计，取90%-100%负荷率作为发动机的最终控制目标值，既满足了燃料消耗率最小化的要求，又保证了较高的功率利用率，同时又符合摊铺机实际使用条件下负荷工况的要求。

所以对于所选用的发动机，最佳工作转速范围为（1600-1900）rpm，通过控制系统的调节作用，让发动机在此范围内工作，可以达到最高的复合动力装置的综合性能指标。

由于采用了以转速为感量的控制方法，发动机最低目标转速为1600rpm，如图2-6中N2所示。

转速n2-nh范围内可能使发动机超载，转速由nh降至n2;n2与nh差异较小，且n2比nh点油耗更低，特别是可以充分利用发动机额定工况附近的功率。

根据此要求，对于摊铺机选用的发动机，如果选择REXROTH公司的a4vag其最高工作压力为45MPa，取2.5MPa的补油压力，系统最高压差为42.5MPa。

考虑到辅助装置和工作装置的扭矩消耗，液压泵的最大排量不宜超过140cc/rev（该数值为发动机直接驱动液压泵时的排量，如果中间有分动箱，还需要额外考虑分动箱的传动比影响）。

实际计算中取值要小于该值，但不能过小，否则液压泵的转速会比较高。

2.3行驶液压驱动系统与牵引力的匹配

2.3.1整机参数的确定

摊铺机的速度一般是确定的，对于摊铺机，最高速度选为3km/h，马达全排量时最高作业速度为3.3km/h。

选定了摊铺机的发动机功率以后，机器工作重量即可确定，进而可以确定摊铺机的各牵引力的大小。

1、摊铺机工作重量

摊铺机的工作重量是摊铺机的重要参数。

根据摊铺机的功率，选择合适比功率，即可以确定摊铺机的工作重量。

比功率是摊铺机的发动机曲轴输出的有效功率（Nk）和摊铺机工作重量即可确定。

摊铺机的比功率应该选为7.2,所以全液压摊铺机的工作重量应该选为18200kg。

2、摊铺机的牵引力

由车辆理论知道，牵引阻力和要求的牵引力与车辆附着重量有关。

对于某一具体规格和类型的车辆，最大切线牵引力与车辆重量（不一定是附着重量）的比率是相对固定的，该比率称为牵引比---kP。

牵引比是一个对车辆十分有用的设计参数，在车辆液压传动的装置的配置及车辆性能估算中经常使用这个参数。

决定牵引比kP的因素有车辆工作装置阻力系数kF，行走装置阻力系数k,，坡道阻力系数k。

及地面的滚动阻力系数kf

（2-5）

牵引比是车辆所有阻力系数之和，车辆各部分阻力的最大值并不一定是同时发生的，若按各部分阻力最大值之和来匹配液压传动装置的参数，会使系统能力过剩而形成浪费，因此合理的牵引比值应综合考虑机器的实际状态来给出。

根据摊铺机的牵引比选为1.48，所以的最大切线牵引力为264kNa

同样，摊铺机的工作重量确定以后，由地面附着能力决定的最大切线牵引力

和额定切线牵引力均可求出。

根据式2-6一式2-10，可以求出摊铺机由地面附着条件决定的各牵引力。

如表2-2所示。

2.3.2行驶液压驱动系统工作压力的配置

工程机械行走液压元件的额定压力Px的匹配，一般是以元件最高压力Pm为基准，取Ph=（0.5--0.6）Pm为宜。

按照这一原则，既可保证元件有合理的工作寿命，又可以满足工程机械波动载荷工况要求（当Pm不变，如取Px过高，则压力适应系数Kp较小，有可能使限制Pm值的溢流阀频繁溢流而发热。

摊铺机行走液压驱动系统选用力士乐公司的A4VG系列泵和A6VM系列马达，其各压力取值如表2-3所示。

液压系统各压力值表2-3

参照机械式和液力机械式摊铺机的合理匹配条件，可以得出全液压摊铺机的压力合理匹配条件为:

（1）工作压力与地面附着条件的匹配应保证机器具有最大的作业生产率，全液压摊铺机的额定压力Px对应的额定牵引力应匹配在行走机构的额定滑转率上，即:

（2-11）

式中:

Fph--液压传动装置额定压力Ph对应的牵引力:

F--行走机构额定滑转率对应的牵引力;

摊铺机作业工况下，马达一般位于最大排量位置，所以额定压力Px的值应根据马达最大排量状态配置。

（2）工程机械的牵引负荷超过地面附着力以后，行走机构将发生全滑转失速，机械停止行走而丧失作业能力。

全滑转一方面限制了载荷的进一步提高，避免了传动元件的损坏，使机器出入正常的作业状态；另一方面，全滑转导致大量的能量浪费，加剧了元件磨损。

另一方面，全滑转采用液压泵压力截止控制方式，在达到最大压力时泵停止供油，以此来防止全滑转的同时避免传动装置的能量消耗。

对于多功能摊铺机来讲，由于外负荷变化幅度较大，且变化频率较高，不宜采用限制最高工作压力的方式来防止行走机构滑转。

如果采用限制最高工作压力的方式来防止行走机构滑转，会导致溢流阀的频繁开启，进而导致液压系统油温不正常升高，液压系统效率降低较大，进入一种恶性工作循环模式。

即使是采用液压泵压力截止的方式，也会因传动系动力传递的不连续，影响作业效率。

所以根据以上分析，可以得出全液压摊铺机的最高压力匹配要求为：

液压传动装置的最高匹配压力Pm（由液压泵的截止压力限制，不一定是元件的最高压力，且截止压力一般要低于液压系统溢流阀的调定压力）所对应的最大牵引力FP’应大于地面附着力

，即:

（2-12）

由于摊铺机的附着力与额定牵引力之间的差别不如由液压系统压力决定的FPx与FPm差别大，从而使得按照元件额定压力匹配摊铺机的额定牵引力时，会导致Pm小于Pm，而且相差较多，其结果虽然可以进一步提高元件的工作寿命和可靠性，但从充分发挥元件动力性方面出发，可以适当提高额定压力值Px，因px提高使元件寿命降低的效应可通过Pm值降低得到补偿。

综合考虑各方面因素，采用元件许用最大压力匹配最大切线牵引力（由牵引比决定）的方式可以充分发挥液压元件性能依据此方法，液压系统额定压力约为27MPa。

由液压系统压力决定的摊铺机各牵引力之间的关系如图2-7所示。