发动机与液压驱动系统参数匹配研究

第1章设计任务
机械创新设计的目的在于引导高等学校在教学中注重培养大学生的创新设计意识、综合设计能力与团队协作精神：加强学生动手能力的培养和工程实践的训练，提高学生针对实际需求通过创新思维，进行机械i殳计和工艺制作等实际工作能力；吸引、鼓励广大学生踊跃参加课外科技活动，为优秀人才脱颖而出创造条件。

1.1机械创新设计的目的
机械创新设计是机械原理及机械设计课程的重耍实践性环节，是学生在校期间第二次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标屮占有重要地位。

机械创新设计的教学目的是：
1. 综合运用《机械原理》、《机械设计》等专业课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践，使理论知识和生产知识密切地有机结合起來，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。

2. 在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤，培养学生分析和解决机械设计问题的能力，为以后进行的设计匸作打下初步基础。

3. 通过设计，使学生在计算、绘图、运用、设计资料（包括手册、标准和规范等）及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的能力得以提高。

1.2 机械创新设计具体任务：
1、方案的分析和拟定：
2、系统参数的计算：
3、产品实施方案（试算）;
4、产品图的绘制；
5、总结及答辩。

2.1引言
随着科学技术的发展和工程实际的需要，近些年来摊铺机有向多功能化发展的趋势。

多功能摊铺机主要用于沥青混凝土、基层稳定土材料和RCC及级配砰石（骨料粒径一般不超过5cm）等材料的摊铺，多功能摊铺机适用范围广、作业效率高、节省人力和材料、适应性强、发展前景广阔等特点，具有沥青摊铺机或稳定土摊铺机不可替代的优势。

普通型摊铺机仅只能摊铺基层稳定土或表层沥青作业，而多功能摊铺机在这两种作业模式下都可以摊铺，但是基于摊铺机在摊铺面层与基层时，工作阻力差别较大，即发动机功率需求大小不同，其功率参数与作业工况也不相适应，因而不能完全按单一作业模式來匹配整机参数，否则会出现功率匹配不合理，导致不必要的功率浪费。

倘若多功能摊铺机性能匹配合理，则可以很大地提高能源利用效率。

因此，为了使多功能摊铺机在不同作业情况下，既能满足工况要求，乂能实现功率匹配，需要对整机性能参数匹配控制进行研究。

2. 2 整机匹配的研究发展现状
2. 2. 1计算机模拟的应用及其优点
以往系统的匹配，由于测试手段和计算工具的限制，一般都采用定性分析和简单的定量计算，靠大量积累的试验数据和反复测试的结果进行设计。

为了提高设计质量, 缩短研制周期，在设计阶段就需要根据有关设计参数，对午辆相关性能参数进行预测, 随着计算机的广泛应用和现代计算方法的发展，计算机模拟计算方法为整机性能匹配提供了有效而准确的工具。

计算机模拟与一般的性能计算方法相比，有以下儿方面优点：
1. 可以考察幣机结构参数对整机动力性和燃油经济性的影响规律，尤其当这些参数作微小变化时，实际午辆试验往往测量不出对动力性和燃油经济性的影响，而计算机模拟计算则可算出其微小的影响。

2. 可以求解较复杂而精确的数学模型，对过去无法求解的或需大量时间才能求解的线性或非线性微分方程组，采用电子计算机和现代数值计算方法以后，就可以很快地求出其数
值解。

所以，在计算机模拟的情况下可以采用能准确描述所研究运动的较复杂模型，这就使计算结果更接近实际。

3. 能按预定的程仔模拟各种作业匸况，因而能全面地预测整机在各种1：况下的动力性和燃油经济性。

4. 能在短时间内对大量的设计方案进行运算，査明这些方案和参数对整机性能的影响，有助于设计人员快速找到最佳的设计方一案。

由此可见，计算机模拟计算方法是整机总布置设计的省力工具，它不仅能分析和预测车辆的动力性和燃油经济性，而且能根据预定的性能指标和技术要求找出最佳的设计方案。

由于电子计算机的应用和测试手段的提高，使得通过模拟计算和试验相结合的方法来研究摊铺机整机匹配问题成为可能。

2. 2. 2国外发展趋势
早在上个世纪七十年代，国外许多科研机构和大的车辆生产厂商便意识到，机械的好坏在很大程度上取决丁•整机系统合理匹配的程度。

1972年，美国通用汽车公司先开发了汽车通用预测程序Gpsim,该程序可以模拟汽车在任何行驶工况下的瞬时油耗、累积油耗、行驶时间和距离，预测汽车设计参数如重暈、传动系速比、空气阻力系数等的变化对性能的影响。

冃前，国外公司也在工程机械幣机匹配方面做了大最的研究工作，并开发了各自的模拟程序，程序的使用使得在样车制造前就能准确地对整机性能进行预测，这样就可以节省试验费用，缩短设计周期。

国外的整机设计己经形成了以整机需求特点为先导，通过精确模拟和整机性能模拟的先进手段进行整机匹配设计的模式。

这种模式配合大量的试验数据，大大的提升了整机匹配设计的前期符合性，有效地缩短了产品推出周期。

2.2.3国内发展现状
我国在整机性能优化匹配方面的研究起步狡晚，进入80年代后国内行业利有关高校才开展了一些工作，也取得了一定的成果。

国内整机匹配工作情况有好有坏。

其中, 东风康明斯较早地展开了整机性能及系统匹配工作，是国内匹配面最广的品牌，占有较高的市场份额：其他公司为了争夺市场主动权，也都早早的启动了这项工作，开始吸收整机性能匹配方面的匚程师，匹配工作也在研究中。

目前，以康明斯为代表依托积累的大最匹配经验，纷纷
出台了各自的“匹配手册”，他们从柴汕机的角度对整机的各个系统提出匹配要求和注意事项，并配合看整机性能匹配，使得整机实现优良匹配, 为厂家提高各自的市场占有率提供了有力的支持。

由于整机发展、技术的成熟、使用条件的变化，经验算法的结果与目前的实际使用往往有着较大的差距，在设计初期不能对整机性能进行客观的评价和预见，这就影响了整机的性能。

2. 2.4本文研究目的及内容
2. 2. 4. 1主要研究目的
整机匹配上作目的在于：
1. 针对目前多功能摊铺机的实际用途，建立出具有较高精确度的整机仿真模型，为整机性能预测时打好基础：
2. 通过整机匹配优化分析，确定发动机与液压驱动系统相关参数匹配，以获得满意的整机性能。

3. 通过实际匹配研究，探素多功能摊铺机整机匹配技术手段，形成适用丁多功能摊铺机的匹配方法，从而指导整机设计，提高多功能摊铺机的性能，开拓市场。

2. 2. 4. 2主要研究内容
本文主要包括以下儿方面研究内容：
1. 建立多功能光摊铺机SP95型整机仿真模型，通过整机性能模拟计算，发动机和液汗驱动系统的工作特性分析，验证发动机与液斥驱动系统匹配的合理性，提出改进的方向及建议
2. 为保证模拟计算的准确性，除了相关参数要收集完整、准确外，还需要符合实际情况的作业工况模型，所以应选用适当的作业工况模型。

3•针对不同的方案进行仿真优化，并通过对比分析，确定最佳方案。

第3章发动机与液压驱动系统参数匹配研究
3. 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、右变最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。

图24
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（液斥马达和液床泵的不同排最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岀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。

发动机与液床系统的匹配要求无论液斥系统圧力如何变化，发动机均要匸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最和发动机负荷的匹配;液床系统与外部载荷匹配要求，液斥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。

3. 2发动机与液压驱动系统的匹配
3. 2. 1发动机特性
图2-2 SP95多功能摊铺机BF6M1013C柴油机特性曲线
摊铺机发动机选择是设计过程中首先完成的匸作。

图2-2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，都维持一定的鉄速。

内此，随看所需功率的减小，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汕耗曲线下），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Z比）也显苦降低。

发动机的具体参数，如表2-1所示。

发动机参数列表（2・1）
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圉内，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。

(2-1)
(2-2)
图2-3不同负荷在发动机特性曲线上的配置
(2-3)
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午辆上，发动机特性曲线上与载荷相应的匸作点可以选在额定工况附近，如图2-3中Me,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午辆.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 ）,可以求得其绘佳转矩载荷为621N*m,对应转速2400rpm o
3. 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2-4液圧传动装置的典型输入包线
图2・4中Ml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nl无负值。

Nlmax受到泵的气蚀性能或强度限制（一般对应丁•发动机的最高转速，对丁•加装分动箱情况，该转速为分动箱的最高输出转速）, Mlmax对应于泵的最大排帚:Qpmax:且系统为最大匸作圧差如Ppmax的输入转矩，两者的乘积即为输入角功率Pie。

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

但后者无关紧耍。

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斥力的不冋而各不相冋，在有些状况下效率值会非常低，人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, 通常要求液圧泵的排量比高于0.3,更小的排量比仅用于启动等特殊短时间工况。

3. 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。

-Af
图2・5液压传动装置和柴油机特性匹配曲线
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。

显然对于摊铺机來说，由于液床传动系统的传动比可以任意调节，发动机与液丿玉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，如何提高液床系统传动效率的问题。

由于发动机的负荷变化主要来白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竜和液圧系统的压力差值，由于液斥系统的圧力是由外部载荷决定的，一般无法改变（马达为部分排量时，通过改变马达排星可以改变床力大小;当马达为全排量时，通过改变马达排量，只能调大系统斥力。

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

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最这一唯一途径。

所以在发动机和液斥系统匹配过程中影响
液斥系统效率的关键参数是液压泵的排屋。

M =禺坐式2-4
2巩
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:液斥系统最高压力下，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。

考虑到液斥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最进行控制。

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，乂保证了较高的功率利用率，同时乂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，最佳工作转速范禺为（1900-2400） 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1900 rpm,如图2-6 中N2所示。

转速n厂巩范围内可能使发动机超载，转速由巩降至2；比与吗差异较小, 且比比巩点油耗更低，特别是可以充分利用发幼机额定匸况附近的功率。

根据此要求，对于SP95多功能摊铺机选用的发动机，如果选择徳国苦名的力士乐的
A4VG系列液斥泵，其最高工作圧力为55MPa,取2.5 MPa的补油床力，系统最高斥差为52.5 MPa。

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床泵时的排量，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。

3. 3行驶液压驱动系统与牵引力的匹配
3. 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，最离速度选为3.6km/h,马达全排量时最高作业速度为0.96km/ho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。

3. 3. 1.1摊铺机工作重量
摊铺机的工作重量是摊铺机的重耍参数。

根据摊铺机的功率，选择合适比功率，即可以确定摊铺机的匚作重最。

比功率是摊铺机的发动机曲轴输出的有效功率（N*打和摊铺机工作重屋即可确定。

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23200kg o
3. 3.1.2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帚（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-kPo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kr,坡道阻力系数炫。

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床传动装置的参数，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來给出。

根据摊铺机的牵引 比选为1.5,所以的最大切线牵引力为348kNo
同样，摊铺机的工作重最确定以后，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。

式中，（p 一一地面附着系数；Gs —一机器使用重量；尸灶“一一最大牵引力;
F KPH 一一额定牵引力；Ff 一一滚动阴力；f —滚动阻尼系数;
F RH 一一额定切线牵引力：F K 唤一一最人切线牵引力。

根据式2-6、式2-10,可以求出摊铺机由地而附着条件决定的各牵引力。

如表2-2所示。

SP95摊铺机由地面附着条件决定的各牵引力数值（表2-2） 工作质最
最大牵引力 额定牵引力 最大切线牵引力 额定切线牵引力 23200kg 204kN (175-188) 241 210-233
3. 3. 2行驶液压驱动系统工作压力的配置
^=(0^6^0.92)^^
F 广 Gsf F RH = F KPH + F
F Knux=F KPm« + F f
(2-6)
(2-7)
(2-8)
(2-9) (2-10)
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，乂可以满足工程机械波动载荷工况要求(当Pm不变，如収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，其各床力取值如表2-3所示。

液圧系统各压力值表2-3
最高压力Pm额定压力Ph背压最大工作压力差额定工作压差
55 MPa(27.5-33)MPa 2.5 MPa52.5MPa(25-31.5) MPa
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)工作床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，全液斥摊
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：尸卩日•■液压传动装置额定压力Ph对应的牵引力；
F JH••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，所以额定床力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最浪费，加剧了元件磨损。

另一方面，全滑转采用液斥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來防止行走机构滑转。

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

即使是采用液圧泵压力截上的方式，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，可以得出摊铺机的最高压力匹配要求为：液压传动装置的址高匹配压力Pm（由液斥泵的截止圧力限制，不一定是元件的最高圧力，且截止圧力一
■
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FPm应大于地而附着力叫，即：
Fpm > 耳（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，采用元件许用最大床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，液压系统额定床力约为55MPa o
由液压系统压力决定的摊铺机各牵引力之间的关系如图2-6所示。

图2・6液床系统压力与牵引力的关系
第4章论文小结
本章主要研究了SP95多功能摊铺机的匹配问题，结合前期成果，得到了以下几点结论：
(1) 通过发动机和液斥驱动系统的工作特性分析，给出了SP95多功能摊铺机所选用柴油机的最佳匸作范围为1900-2400rpm,最低目标转速确定h 1900rpm,以及液圧泵的排量不宜大于140cc/revo
(2) 通过液压驱动系统和牵引力的分析，确定了SP95多功能摊铺机的工作重量为23200kg,最大切线牵引力为241kNo选择了用液圧泵截止圧力匹配最大切线牵引力行驶液压驱动系统匹配方法，此种匹配下的额定斥力会稍高于按照元件降额匹配原则确定的额定压力，但更能适应实际情况，充分发挥液压元件的能力。