(完整版)泵与发动机的功率匹配原理汇总
泵功率与配置电机功率的关系
泵轴功率和电机配置功率之间的关系功率是设计点上原动机传给泵的功率，在实际工作时，其工况点会变化，因此原动机传给泵的功率应有一定余量，另电机输出功率因功率因数关系，因此经验作法是电机配备功率大于泵轴功率。
轴功率余量：0.12-0.55kw1.3-1.5倍0.75-2.2kw1.2-1.4倍3.0-7.5kW1.15-1.25倍11kW以上1.1-1.15倍并根据国家标准Y系列电机功率规格选配。
根据API610标准电动机的额定功率，至少应等于下面给出的额定条件下功率的百分数。
电机铭牌额定功率泵额定功率的百分数<22kW125%22—55kW115%>55kW110%在选取电机功率应根据ISO5199加上一安全余量。
按ISO5199的安全余量.0.811.11.11.51.72.23.244.35.56.17.59.11112.81515.918.51922263032.5374045495568758190100110所需泵轴功率至(kw)选用电机卒出功率(kw)石油化工离心泵标准的选用一、概述离心泵具有性能范围大、流量均匀、结构简单、运转可靠和维修方便等优点，因此在工业生产中的应用最为广泛。
除高压小流量时用往复泵，计量时用计量泵，介质含气时用旋涡泵或容积式泵，黏性介质用转子泵外，其余场合一般均选用离心泵。
据统计，在石油、化工装置中，离心泵的使用量占泵总量的7080%。
离心泵按其结构可分为悬臂式、两端支撑式、立式悬吊式等。
注：离心泵按其有无轴封来分，可分为有密封泵和无密封泵(也称无泄漏泵)，无密封离心泵分为磁力驱动泵和屏蔽泵。
本文只对有密封泵的标准作一剖析。
注：本表摘自API610第7版二、常用标准说明1.API610API,是美国石油协会（AmericanPetroleumInstitute）的简称。
出版API610标准的目的是为了提供一份采购规范，以便于离心泵的制造和采购。
API610（第七版）是针对石油炼厂用离心泵提出的，具标准名为《一般炼厂用离心泵»（CentrifugalPumpsforGeneralRefineryServices）。
泵功率与配置电机功率的关系
泵轴功率和电机配置功率之间的关系M 是设讣点上原动机传给泵的功率，在实际工作时，其工况点会变化， 因此原动机传给泵的功率应有一定余量，另电机输出功率因功率因数 关系，因此经验作法是电机配备功率大于泵轴功率。
轴功率余量:0. 12-0. 55kw 0. 75~2. 2kw 3. 0-7. 5 kW 11 kW 以上 1.3-1. 5 倍1.2-1. 4 倍1. 15-1.25 倍1. 1-1. 15 倍并根据国家标准Y 系列电机功率规格选配。
根据API610标准电动机的额定功率，至少应等于下面给出的额定条件 下功率的白分数。
电机铭牌额定功率泵额定功率的白分数W22kW 125% 22-55kW115% >55kW110%在选取电机功率应根据IS05199加上一安全余量。
按IS05199的安 全余量.3.27.50.81 1. 11. 1 1.51.72.24.35.56. 19. 11112.81515. 9181922263032.5 3740 4549 5568 7581 90100 110所需泵轴功率至(kw) 选用电机输出功率(kw)石油化工离心泵标准的选用一、概述离心泵具有性能范围大、流量均匀、结构简单、运转可幕和维修方便等优点，因此在工业生产中的应用最为广泛。
除高压小流量时用往复泵，计量时用计量泵，介质含气时用旋涡泵或容积式泵，黏性介质用转子泵外，其余场合一般均选用离心泵。
据统计，在石油、化工装置中，离心泵的使用量占泵总量的70 %〜80 %。
离心泵按其结构可分为悬臂式、两端支撑式、立式悬吊式等。
注：离心泵按其有无轴封来分，可分为有密封泵和无密封泵(也称无泄漏泵)，无密封离心泵分为磁力驱动泵和屏蔽泵。
本文只对有密封泵的标准作一剖析。
注：本表摘自API610第7版二、常用标准说明1. API610API ,是美国石油协会(American Petroleum Institute) 的简称。
泵功率与配置电机功率的关系
泵轴功率和电机配置功率之间的关系功率是设计点上原动机传给泵的功率，在实际工作时，其工况点会变化，因此原动机传给泵的功率应有一定余量，另电机输出功率因功率因数关系，因此经验作法是电机配备功率大于泵轴功率。
轴功率余量:0.12-0.55kw 1.3-1.5倍0.75-2.2kw 1.2-1.4倍3.0-7.5 kW 1.15-1.25倍11 kW以上 1.1-1.15倍并根据国家标准Y系列电机功率规格选配。
根据API610标准电动机的额定功率,至少应等于下面给出的额定条件下功率的百分数。
电机铭牌额定功率泵额定功率的百分数≤22kW 125%22－55kW115%＞55kW110%在选取电机功率应根据ISO5199加上—安全余量。
按ISO5199的安全余量.0.81 1.11.1 1.51.72.23.2 44.35.56.17.59.1 1112.8 1515.91 8.519 2226 3032.5 3740 4549 5568 7581 90100 110所需泵轴功率至(kw) 选用电机输出功率(kw)石油化工离心泵标准的选用一、概述离心泵具有性能范围大、流量均匀、结构简单、运转可靠和维修方便等优点，因此在工业生产中的应用最为广泛。
除高压小流量时用往复泵，计量时用计量泵，介质含气时用旋涡泵或容积式泵，黏性介质用转子泵外，其余场合一般均选用离心泵。
据统计，在石油、化工装置中，离心泵的使用量占泵总量的 70 ％～ 80 ％。
离心泵按其结构可分为悬臂式、两端支撑式、立式悬吊式等。
注：离心泵按其有无轴封来分，可分为有密封泵和无密封泵（也称无泄漏泵），无密封离心泵分为磁力驱动泵和屏蔽泵。
本文只对有密封泵的标准作一剖析。
注：本表摘自API610第7版二、常用标准说明1. API610API ，是美国石油协会 (American Petroleum Institute) 的简称。
出版 API610 标准的目的是 为了提供一份采购规范，以便于离心泵的制造和采购。
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。
液压挖掘机泵与发动机匹配研究
b
图 2 转速感应控制框图
212 一般模式
由于负载不是太大, 不需要利用发动机的全功 率, 此时选择一般模式档位。 选择一般模式档位, 泵 与发动机的匹配可分为下面两种情况。 一种情况是仍追求最大生产率为目标, 此时匹 配情况与 211 部分类似, 仍需要转速感应控制, 只是
= p bn bq b
图 3 液压回路简图
Q b = QL1 + QL2 Q L 1 = C 1W 1X Q L 2 = C 2W 2X N
b
( 6)
pK pK
均分配就可以; 另外, 若选择平整模式, 这时工作点 在发动机的调速特性段上波动, 不能采用这种由计 算机自动分配流量和功率的办法, 而应完全由手柄 操作。
1
Θ Θ
Abstract: A s fo r hyd rau lic excava to r rou t ine th ree lever pow er m odels, p um p 2eng ine m a tch p rincip les and rea liza t ion m ethod s a re expounded, then the cha racterist ics of load sen se sy stem a re ana lyzed, and the conflict betw een load sen se con t ro l and p um p 2eng ine m a tch is cla rified. T he hyd rau lic sy stem ba sed on p um p 2eng ine m a tch is p ropo sed, fu rtherm o re the new view po in t, the com p u ter au tom a t ic regu la t ing flow and pow er of a ll m o t ion com ponen t s w ith m a in con t ro l va lve acco rd ing to p um p 2eng ine m a tch p rincip le, is p ropo sed fo r the first t i m e and som e fo rm u la t ion s a re deduced. Key words: hyd rau lic excava to r; m a tch; ro ta t ion sp eed sen se con t ro l; load sen se con t ro l
工程机械中的泵与发动机匹配
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。
发动机_变量泵功率匹配极限负荷控制
P e = Mene
( 1)
式中, M e 为发动机输出扭矩; ne 为发动机转速。
泵的吸收功率为
Pp = p p qV p = p p V p np = M p np
( 2)
式中, p p 为泵出口压力; qV p 为泵输 出流量; V p 为 泵排量;
np 为泵转速; M p 为泵吸收扭矩。
发动机与泵直接相连时, np = ne。不考虑机械
器, 通 过 自 适 应 模 糊
PID 参数整定[ 7] , 获得 控制 A8VO 泵 排量的
图 3 极限负荷 控制原理框图
电液比例减压阀的最优调节参数, 输出比例压力
控制信号, 调节控制变量缸的比例方向压力控制
阀的开口度大小, 改变变量缸驱动压力的大小和
方向, 最大限度吸收发动机功率而又保证发动机
1 极限负荷控制机理与转速感应极限负 荷控制方法
1. 1 极限负荷控制机理 发动机与液压系统的简化模型如图 1 所示。
发动机的输出功率为
收稿日期: 2006 09 04 基金项目: 国 家 863 高 技 术 研 究 发 展 计 划 资 助 项 目 ( 2003A 发动机与液压系统的 简化模型
0 引言
为了实现节能, 在进一步提高器件单体效率 的难度越来越大的情况下, 学者们将研究重心转 移到提高发动机与液压系统整体最佳效率的匹配 上[ 1] , 通过电子节能控制方法实现高效率的功率 转化。目前电子节能控制系统的研究主要针对以 下几个环节: 动力系统与负载的控制、液压泵的控 制、发动机与液压泵的控制[ 2 4] 。
A8VO 变量双泵调节原理如下( 以 1 号泵为 例, 下同) : 由负荷传感反馈到泵的 x 3 控制口的压 力 p x 3 和泵的出口压力 p b 控制变量缸的比例方向 压力控制阀开口度大小, 左位( 变量缸 1 无杆腔接
电机,泵的选择原理
电机,泵的选择原理全文共四篇示例，供读者参考第一篇示例：电机和泵是工业生产和生活中常用的设备，它们在传动和输送方面起着重要作用。
选择合适的电机和泵是确保设备正常运行和节约能源的关键因素。
本文将介绍关于电机和泵的选择原理，帮助读者更好地理解如何选择适合自己需求的电机和泵。
一、电机的选择原理1. 转矩与转速的匹配：电机的转矩与转速是电机性能的两个重要指标。
通常情况下，转速越高，转矩越小；转速越低，转矩越大。
在选择电机时，需要根据需求确定合适的转矩和转速参数。
3. 载荷与工作制度的匹配：电机的工作制度通常分为连续制、间歇制和周期制。
在选择电机时，需要考虑载荷的大小和工作制度，保证电机能够正常运行并且长期稳定。
4. 环境与使用条件的匹配：电机的工作环境和使用条件也是选择的重要考虑因素。
高温环境下需要选择耐高温的电机；潮湿环境下需要选择防水的电机。
在选择电机时，需要根据实际环境和条件进行选择。
5. 经济与寿命的匹配：在选择电机时，需要综合考虑经济性和寿命。
一方面需要选择具有较低成本的电机，另一方面需要考虑电机的使用寿命和维护成本，确保设备长期稳定运行。
1. 流量与扬程的匹配：泵的流量和扬程是泵性能的两个重要指标。
流量越大，泵输送的液体量越大；扬程越高，泵输送的液体高度越高。
在选择泵时，需要根据需求确定合适的流量和扬程参数。
2. 来源与用途的匹配：泵的使用来源和用途也是选择的重要考虑因素。
不同来源的泵有不同的特点和适用范围，需要根据实际情况进行选择。
3. 材料与介质的匹配：泵的材料和输送介质也是选择的重要考虑因素。
在选择泵时，需要考虑介质的性质和要求，选择合适的材料和结构，确保泵可以正常工作。
4. 环境与使用条件的匹配：泵的工作环境和使用条件也是选择的重要考虑因素。
需要考虑环境的温度、压力和腐蚀性等因素，选择合适的泵以确保设备长期稳定运行。
总结：电机和泵的选择原理主要包括转矩与转速的匹配、功率与效率的匹配、载荷与工作制度的匹配、环境与使用条件的匹配、经济与寿命的匹配等方面。
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。
液压挖掘机发动机与液压泵的合理匹配的研究
I SS N100928984 CN2221323/N 长春工程学院学报(自然科学版)2008年第9卷第4期J.Changchun I nst.Tech.(Nat.Sci.Edi.),2008,Vol.9,No.411/2635238液压挖掘机发动机与液压泵的合理匹配的研究收稿日期:2008-11-07作者简介:汤振周(1970-),男(汉),福建,硕士研究生,讲师主要研究工程机械。
汤振周(福建交通职业技术学院,福州350007)摘 要:通过对液压挖掘机发动机的工作特性、变量泵性能的研究,提出了恒功率与变功率2种控制方式的组合,使发动机在整个转速范围内都能适应负荷变化,保持最佳的功率利用率。
同时使液压系统具有了较高的传动效率,整个负荷驱动系统也具备了较好自适应能力和综合性能指标。
关键词:液压挖掘机;发动机;液压泵;合理匹配中图分类号:T D422.2文献标识码:A 文章编号:100928984(2008)04200352041 发动机工作特性柴油机的特性主要是运行特性,包括:速度特性、负载特性、万有特性的变化规律。
如图1所示,曲线CASB是发动机在某一档时的工作特性,AC为外特性,AB为该档位下的调速特性。
当外负载变化时,发动机的输出转矩变化,如A点、B点和S点,A 点输出功率最大。
另外,发动机还有一条最佳比油耗线(ge线),当发动机工作在最佳比油耗线时(图中S、E点)最经济。
为了保持柴油机转速的相对稳定,必须随着负载的变化相应改变供油拉杆的位置,在柴油机上安装的调速器就能根据外界负载的变化,自动调节循环供油量,使柴油机稳定运转。
通常工程机械选用的都是全程调速器,在任何转速下均能起调速作用。
那么在某一固定油门拉杆位置下,当外负载变化时,柴油机将不再运行在外特性曲线上,而是在该油门位置下的调速线上工作。
不同的油门位置对应于不同的调速曲线,可见在外负载扭矩变化时,速度将受到较小的波动,从而起到稳定柴油机转速的作用。
闭式液压泵与原动机的匹配计算
计时，应以满足扭矩匹配作为先决条件。
另一方面，在进行扭矩匹配时要考虑内燃机的
变扭矩特性，要在可能工作的转速范围内进行扭矩
验算，否则会出现某一转速下能满足要求，而改变转
速时可能导致内燃机超载的现象。要求在任意工作
点上的扭矩不过载，否则会出现内燃机负载后降速
或熄火，导致油耗增加或根本不能工作。
３ 结论
（１）在确定闭式泵输入功率时要考虑补油压力 的影响，补油压力越高则所需驱动功率越小。
式中：ｇ丰——主泵的排量，ｍｌ／ｒ； ％——辅助泵的排量，ｍｌ／ｒ。 ｎ——泵的转速，ｒ／ｍｉｎ。
就一般闭式泵生产厂家的产品而言，有ｑ补＝ （０．１５～０．２８）ｑ主，取ｑ补＝０．２ｑ主，则由公式（５）可以 得到：
Ｎｉ ２面最ｇ主（Ｐ主乩８尸补） （６）
由公式（６）可见，补油压力越高，则闭式泵所需 的驱动功率越小。下面通过实例来了解补油压力对 驱动功率的影响程度。
（２）原动机与液压泵的匹配应以扭矩匹配为先 决条件，满足扭矩匹配则满足功率匹配。
（３）原动机为内燃机时应验算工作范围内各点 的扭矩，以防止超限引起的降速或熄火。
参考文献： ［１］雷天觉，主编．液压工程手册［Ｍ］．北京：机械工业出版
社。１９９０．
（上接第５０页）
［３］张玉衡，等．火力发电厂厂址选择与总体布置［Ｍ］．北京：水利 电力出版社，１９８３，１２．ｐｕLeabharlann ｐ ａｎｄ ｐｒｉｍｅ ｍｏｖｅｒ．
Ｋｅｙ Ｗｏｒｄｓ：Ｃｌｏｓｅｄ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ，Ｐｕｍｐ，Ｐｒｉｍｅ ｍｏｖｅｒ，
Ｐｏｗｅｒ ｍａｔｃｈｉｎｇ，Ｔｏｒｑｕｅ ｍａｔｃｈｉｎｇ
闭式液压系统在工程机械中得到了日益广泛的 应用，其中多数液压系统与原动机之间的匹配较好， 但也有一些在匹配上存在问题，如功率过剩或功率 不足、扭矩不匹配等，特别是原动机为内燃机时，其 匹配存在的问题更为突出。下面就这种匹配计算方 面的问题提出一些见解。
水泵功率如何做到经济、合理的配套？
水泵功率如何做到经济、合理的配套？水泵功率如何做到经济、合理的配套？水泵选型以后，就要给它配上动力机。
但是，究竟要配用多大功率的动力机呢？这是一个很重要的技术问题。
如果动力机功率配大了，则浪费电力或油料，设备投资大，运行成本高。
反之，如果选配的动力机功率太小，就可能拖带不起水泵，或会因动力机超载运行，降低机组的使用寿命，严重者还会烧毁电动机。
所以，动力机与水泵在功率上必须合理配套。
一般在水泵铭牌上或性能规格表中，所标示的是水泵轴的功率，也即是输入功率。
如果动力机的动力是采用联轴器直接传动给水泵的，因为它的传动效率高，转速没有什么丢失，一般按照这个规定去选配合适的动力机就可以了。
但是，有时要对水泵进行性能调节，如变速调节和变径调节等；或是采用其它的传动装置如皮带传动等，则水泵所需要的配套功率，就不能再按上述资料提供的功率去选配动力机。
要考虑皮带传动打滑丢转，皮带传动效率为：0.85—0.97。
另外，为了防止水泵运行中发生意外的超载现象，或是电路电压不稳，还要考虑安全备用系数K，其值可根据水泵轴功率的大小来确定。
轴功率小于5千瓦，K =2—1.3；轴功率大于100千瓦，K=1.05。
一般来说，水泵轴功率较小时，K值取大些；轴功率较大时，K 值取小些。
由此可知，水泵配套功率应该是轴功率乘以安全备用系数；轴功率除以传动效率，这样，就能做到经济、合理的配套。
现有水泵的扬程和流量偏大了，为减小配套功率、降低运行成本，有什么技术措施能实现？有时库存现有水泵的扬程、流量与生产需要不相符，若偏大了，要利用它，又要降低运行成本，怎么办？技术措施之一，采用变速调节水泵性能。
改变水泵转速有两种方法：一种是采用柴油机或汽油机作动力机时，可改变油门大小来实现变速；另一种，是采用改变传动皮带轮直径以改变传动速比。
水泵的转速改变后，水泵的性能参数都相应地改变，它们之间的变化关系是：流量之比等于转速之比；扬程与转速的二次方成正比；功率与转速的三次方成正比。
内燃机发动机功率说明及匹配
内燃机发动机功率说明及匹配2021-12扭矩最大扭矩额定输出功率燃油消耗率发动机转速⚫额定功率(标定功率）和额定转速：一般由生产厂家出厂设定，与所匹配设备规格匹配。
/同一款发动机，额定转速和额定功率可以在一定范围内进行调整/额定功率：发动机输出最大功率点额定转速：发动机输出最大功率时的转速最低燃油消耗率：在该点燃油做了最多的功，也就是经济性最佳点/但实际工作中，很难保证一直在最低燃油消耗点运转//此处教科书上内容，比较容易理解。
一般国产品牌直接采用但外资品牌一般不采用//对非专业人士买车,最大扭矩和最大功率那个更重要呢?汽车和大型机械有什么区别呢? /功率：单位时间做的功，也就是单位时间产生能力的多少/所以就动力性而言，功率越大越好，汽车速度更快，大型设备可以更有力/扭矩：发动机曲轴末端输出的扭矩，跟燃烧室爆炸能量、活塞直径、连杆长度等有关系/也就是推动曲轴旋转的能力/最大扭矩点：随着发动机转速的不同，输出扭矩一直是变化的；在某一转速范围中，输出的最大扭矩点/主要衡量发动机的加速性能。
发动机与液力变矩器或液压泵匹配时，主要在最大扭矩范围内进行匹配，净可能降低动力传递损失/功率=n（常数）×T（扭矩）×N转速最大功率点：随着发动机转速的上升，发动机功率上升，但是到达一定转速后，功率开始下降。
输出功率的最高点/功率越高，发动机动力上限也就越大。
/⚫发动机总功率ISO14396-2002/ISO15550-2002/GB21405-2008/21404-2008/SAE J1995: 设定条件下曲轴末端输出功率；/不配散热器、风扇，配装：水泵、发电机(最低功率运行)、涡轮增压器河机油泵。
/⚫发动机净功率GB16936/ISO9249/SAE J1349：设定条件下，曲轴末端输出功率/如果配可分离式风扇，需要将可分离式风扇断开测量，即如采用电驱动或液压驱动风扇，可不计入功率消耗；如果配渐进式风扇，需要保证风扇处于最大滑移下测量，即如采用电子离合或硅油离合风扇，只计入最小转速时功率消耗/上述总功率=上述净功率+风扇消耗功率/以上结果参考标准得出。
车载泵泵送系统功率节能匹配的研究
912020.04建设机械技术与管理1 车载泵工作特性车载泵主要由底盘、泵送、搅拌、分配、动力、液压、电控等系统组成。
主要有行驶和泵送作业两种工况，行驶由底盘发动机提供动力，而泵送作业由上装单独发动机提供动力。
在实际泵送作业过程中，发动机保持在一定转速运行，并根据泵送负载提供一定的功率和扭矩，主油泵、恒压泵和齿轮泵吸收功率和扭矩，分别经由泵送油缸、摆动油缸和搅拌马达，来完成泵送、换向和搅拌作业。
1.1 泵送负载分析车载泵的泵送作业过程包括泵送、分配和搅拌，其中泵送为车载泵的主要作业，分配和搅拌为辅助作业。
泵送负载是由泵送压力和泵送方量决定，一般情况下，泵送压力是相对稳定的，由楼层的高低和管路布置情况决定；泵送方量是当发动机在一定转速下工作时，通过调节变量泵的排量，获得需要的泵送速度，达到单位时间内的混凝土输送量。
1.2 发动机特性分析车载泵工作的动力均来自工程机械用柴油机。
图1所示为某柴油机的万有特性曲线，综合了柴油机的速度特性和负荷特性，比较全面的反映了柴油机的性能。
观察万有特性曲线可知：不同的扭矩和转速组合可以使发动机输出相同的功率值，但不同组合下柴油机的燃油消耗率却有很大的差别，且存在一个最小值即最经济工作点。
这个最小的燃油消耗率点的位置就是等功率曲线和等油耗曲线的交切点，换言之，柴油机在该点处工作能保证输出所需功率的前提下使燃油消耗率达到最低。
将所有功率下的最经济工作点连起来，就形成一条经济工作曲线。
无论柴油机输出功率是多少，只要工作点位于经济工作曲线附近，其燃油在此功率下的利用率就高。
利用该特性，就能有效地控制柴油机与液压系统间的功率匹配，使柴油机高效节能地工作。
车载泵泵送系统功率节能匹配的研究Research on Concrete Pumping System Energy-saving and Matching Technology of City Pump骆 煜/ LUO Yu(国家混凝土机械工程技术研究中心，湖南 长沙 410013)摘 要：通过对车载泵泵送系统的研究，分析车载泵油耗高的具体原因。
泵功率与配置电机功率的关系
泵轴功率和电机配置功率之间的关系功率是设计点上原动机传给泵的功率，在实际工作时，其工况点会变化，因此原动机传给泵的功率应有一定余量，另电机输出功率因功率因数关系，因此经验作法是电机配备功率大于泵轴功率。
轴功率余量:0.12-0.55kw 1.3-1.5 倍0.75-2.2kw 1.2-1.4 倍3.0-7.5 kW 1.15-1.25 倍11 kW 以上1.1-1.15 倍并根据国家标准丫系列电机功率规格选配。
根据API610标准电动机的额定功率，至少应等于下面给出的额定条件下功率的百分数。
电机铭牌额定功率泵额定功率的百分数< 22kW125%22－55kW115%> 55kW110%在选取电机功率应根据ISO5 1 99加上—安全余量。
按ISO5 1 99的安全余量.0.81 1.11.1 1.51.72.23.2 44.35.56.17.59.1 1112.8 1515.91 8.51922263032.5374045495575688190100 110所需泵轴功率至(kw) 选用电机输出功率(kw) 石油化工离心泵标准的选用一、概述离心泵具有性能范围大、流量均匀、结构简单、运转可靠和维修方便等优点，因此在工业生产中的应用最为广泛。
除高压小流量时用往复泵，计量时用计量泵，介质含气时用旋涡泵或容积式泵，黏性介质用转子泵外，其余场合一般均选用离心泵。
据统计，在石油、化工装置中，离心泵的使用量占泵总量的70 %〜80 %。
离心泵按其结构可分为悬臂式、两端支撑式、立式悬吊式等。
注：离心泵按其有无轴封来分，可分为有密封泵和无密封泵(也称无泄漏泵)，无密封离心泵分为磁力驱动泵和屏蔽泵。
本文只对有密封泵的标准作一剖析。
注：本表摘自API610第7版二、常用标准说明1. API610API ，是美国石油协会（American Petroleum Institute）的简称。
出版API610标准的目的是为了提供一份采购规范，以便于离心泵的制造和采购。
关于液压挖掘机全功率泵的动力匹配
关于液压挖掘机全功率泵的动力匹配目前国产大中型履带式液压挖掘机的液压泵基本上都是采用全功率液压泵，为了能在有效利用发动机动力的同时能达到最省油，我们需要对发动机和液压泵进行有效的动力匹配。
一般厂家对整机进行动力匹配时，发动机的标定都采用空载标定，即在液压泵不带载的情况下进行标定，本文将介绍另外一种标定方式，带载标定，即在液压泵带载的情况下对发动机进行标定。
标签：动力匹配;空载标定;带载标定1 空载标定目前国产大中型履带式液压挖掘机基本上用的都是定油门控制的方式（发动机走速度特性曲线），且液压泵基本上都是采用全功率液压泵。
目前对这种定油门控制都是采用空载标定油门，即在液压泵不带载（泵的出口无压力）的情况下设定各档的油门位置（即设定空载转速）。
然后在对挖掘机进行挖掘试验，试验过程中通过不断调整供给泵比例减压阀的电流值来调定泵的功率，以使泵能很好的匹配发动机。
这种方法实质上是让泵（负载）来匹配发动机，在匹配的过程中很难让发动机和泵匹配在对应速度特性曲线下的最优点，要想让其匹配到最优的点，就必须经过大量试验，不断调整供给比例电磁阀的电流得到。
2 带载标定我想介绍另一种匹配方式，它能很快使发动机和泵匹配在对应速度特性曲线下的最优点，能在全功率液压泵进入恒功率区后使发动机的负荷率达到最大，这样便能在充分发挥发动机动力的同时达到最省油。
这种匹配方式叫带载油门标定。
首先根据泵的P-Q曲线图，设定工作时泵所要达到的目标转速（非空载转速），同时设定此转速下需要向泵的比例电磁阀供给多少电流，将转速和电流都在控制器里设定好。
在油门标定的过程中，让控制器将设定好的每个档位的电流供给液压泵的比例减压电磁阀，同时操作操纵手柄使前后泵都达到溢流，这时液压泵进入对应电流的恒功率区。
根据全功率泵的扭矩曲线可知，一旦泵进入恒功率，泵的扭矩及功率便达到最大，而且近似恒定（全功率泵的特性决定）。
待发动机转速稳定下来，让控制器自动记住此时的油门位置，该档位的油门便标定好了。
[油料装备中发动机油泵的匹配设计]核动力航母发动机原理
![[油料装备中发动机油泵的匹配设计]核动力航母发动机原理](https://img.taocdn.com/s3/m/28cd8f3711661ed9ad51f01dc281e53a580251b5.png)
摘要：润滑系统中的重要组成局部之一就是发动机机油泵，发动机油泵的作用是连续不断地向各摩擦外表强制供油，使得发动机得到可靠、稳定的润滑，减少机械设备的零件摩擦与损坏。
发动机油泵是油料装备中的重要局部，发动机油泵的匹配设计非常的关键，本文就油料装备中的发动机油泵的有关匹配设计方面的问题进行简单的分析、讨论。
关键词：油料装备发动机油泵匹配设计机油泵结构形式可分为齿轮式和转子式两类，目前的车用发动机多采用转子式机油泵。
发动机润滑系统是由众多的部件以及局部结构组成的，包括机油箱、机油泵、机油滤清器、机油散热器、各机油管路、主轴承、凸轮轴承及各附件润滑轴承等等。
机油泵在油料装备机械的长期运转过程中，经过主动轴与轴孔、主、从动齿轮及转子式内外转子的外表、从动齿轮与轴之间的磨损等等都会在很大程度上降低机油泵的性能，使其原有的功能作用衰退，无法到达自身所起的作用效果，阻碍正常、稳定的工作程序。
因此，必须做好发动机油泵在油料装备中的匹配设计工作，减少和防止误差导致的损害、损失。
一、机油泵的装配 1.齿轮式机油泵装配的要点在对齿轮式机油泵进行装配时，必须保证机油泵的泵体与泵盖保持成套、一致，不可将其搞混乱，以防导致出现问题损害油料装备装置。
机油泵的主动齿轮和被动齿轮应是一样的高度，主动齿轮与被动齿轮之间的高度相差应小于0.03毫米。
被动齿轮轴压入机油泵壳体内时的轴头深入壳体分解面的数值应符合正规的标准规格。
当主动齿轮轴压入主动齿轮时，应采用热压法，先将主动齿轮均匀加热到一百五十至二百摄氏度再进行压入。
应将相应的衬套分别压入被动齿轮、泵壳及后盖，衬套不能凸出齿轮两端面、泵盖端面及泵体内腔底平面。
齿轮副装入壳体后，端面间隙、齿顶与泵间隙及齿侧间隙应符合技术要求。
装配后的机油泵必须可以灵活运转，不能出现卡滞现象，限压阀在阀体内也必须可以灵活的进行移动。
必须保证集油滤网的完整无损，如果发现破损的部位可以允许用焊锡对其进行焊堵，要注意焊堵的面积应小于滤网面积的百分之十。
利用功率匹配原理优化机泵系统电机
利用功率匹配原理优化机泵系统电机王保涛(中国石油集团渤海石油装备制造有限公司第一机械厂，河北沧州062650)摘要：利用遗传算法优化异步电机阵容，确定电机优化参数，电机的性能和效率得到显著提升。
在此基础上，结合功率匹配原理优化设计机泵系统，离心泵所需功率和电机输出功率匹配性较好，实现了电机的节能降耗。
关键词:功率匹配;电机优化;机泵系统;离心泵中图分类号:T M 921.51 文献标识码：BD 〇l :10.16621/j .c n k i .is s n l 001-0599.2018.07.59引言目前，国内总耗电量的20%为机泵消耗，提高机泵系统效率、降低能源消耗是低碳经济发展的要求。
离心泵的运行主要依 靠电机驱动，其水力转矩-转速存在平方转矩关系，选用上一般 根据节能、负载特性综合考虑。
离心泵组驱动中广泛应用变频调 速，同时三相交流笼型异步电机具有易于维修、运行可靠、结构 简单等特性，是当前驱动电机类型的首选(无特殊要求)。
按照以 上原则调研大量国内外资料后发现，电机运行时“大马拉小车” 的情况普遍存在，电机功率配制过大，离心泵运行效率较低。
常 规设计时，一般选择最大功率运行电机，实际上，达到最高功率 是不现实的，导致电机都处于欠负载情况。
因此，降低了电机运 行效率，对提高系统效率不利。
1基于遗传算法的异步电机降容优化机泵系统实现功率匹配一般采取3种方式：①改变电机供 电频率，达到柔性配合负荷特性和经改进的电机机械特性;②从 设计上改进电机的机械特性;③合理的选择电机型号，对电机功 率因数、负荷率等进行提升。
设计机泵系统，改进电机机械特性，实现功率匹配，主要从本体设计进行优化。
然而若仅对电机等效 电路法模型进行单独优化，会导致无限减小定转子电阻，无限增 大定转子漏感。
因遗传算法计算效率高、运行简单，降容优化设 计可采取遗传算法。
1.1遗传算法运算流程遗传算法是1960〜1970年，由美国密歇根大学H o lla n d 教授团队提出，主要用于随机搜索和最优化自然界的生物进化论 模拟，主要算法运行步骤如下：(1 )编码。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
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0.97η 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：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δＭ＝ＭＤ－ＭＧ，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0.4~0.85Ｐｍ、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)。