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。
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
《车用内燃机电子水泵的标定匹配》
《车用内燃机电子水泵的标定匹配》一、引言随着汽车工业的快速发展，车用内燃机电子水泵已成为现代汽车的重要部件之一。
电子水泵的标定匹配对于提高发动机性能、降低油耗、减少排放以及保证整车稳定运行具有重要意义。
本文将详细探讨车用内燃机电子水泵的标定匹配过程及其重要性。
二、车用内燃机电子水泵概述车用内燃机电子水泵是一种采用电子控制技术驱动的水泵，主要负责向发动机提供冷却水。
其优点在于响应速度快、控制精度高、可靠性好，对提高发动机性能具有重要作用。
电子水泵的标定匹配是指根据发动机的工作特性和需求，对电子水泵的工作参数进行优化调整，使其与发动机的冷却系统相匹配，以达到最佳的冷却效果。
三、标定匹配流程1. 了解发动机工作特性：首先需要了解发动机的工作特性，包括功率、扭矩、转速等参数，以及发动机在不同工况下的冷却需求。
2. 确定电子水泵参数：根据发动机的冷却需求，确定电子水泵的参数，如流量、扬程、转速等。
3. 搭建标定匹配系统：搭建标定匹配系统，包括电子水泵、传感器、控制器等设备。
4. 试验验证：在发动机台架上进行试验验证，通过调整电子水泵的参数，观察发动机的冷却效果和性能表现。
5. 优化调整：根据试验结果，对电子水泵的参数进行优化调整，以达到最佳的标定匹配效果。
四、标定匹配的重要性1. 提高发动机性能：通过标定匹配，使电子水泵的流量、扬程等参数与发动机的冷却需求相匹配，从而提高发动机的性能。
2. 降低油耗：合理的标定匹配可以减少发动机的过热现象，降低因过热导致的能耗损失，从而降低油耗。
3. 减少排放：良好的冷却效果可以保证发动机在最佳工况下运行，减少有害气体的排放。
4. 保证整车稳定运行：通过标定匹配，使电子水泵在各种工况下都能提供稳定的冷却效果，保证整车的稳定运行。
五、结论车用内燃机电子水泵的标定匹配是汽车工业发展的重要方向之一。
通过对电子水泵的标定匹配，可以提高发动机的性能、降低油耗、减少排放以及保证整车稳定运行。
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。
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。
(完整版)泵与发动机的功率匹配原理汇总
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。
发动机带动液压泵原理
发动机带动液压泵原理
液压系统是机械工程中常见的能量传递系统之一，通常由发动机带动液压泵来提供动力。
液压泵是将机械能转化为液压能的装置。
它通过转动机械部件，实现对液体的增压和输送。
液压泵通常由转子、驱动轴和油口等组成。
发动机带动液压泵的原理是利用发动机的动力来驱动液压泵工作。
当发动机运转时，通过曲轴带动液压泵的驱动轴转动。
驱动轴和液压泵内的转子相连接，当驱动轴旋转时，由转子带动液体在泵内产生压力。
液压泵的转子通常呈螺旋状，它通过旋转将液体吸入泵内，然后通过压力将液体推出。
当转子旋转时，泵腔内的容积会发生周期性的变化，从而产生连续的液压流。
液压泵将液体输送到液压系统中，通过管道传递到需要执行任务的液压执行器，如液压马达或液压缸。
液压执行器根据液体的压力和流量来执行机械工作，如推动活塞或旋转马达。
综上所述，发动机带动液压泵的原理是利用发动机的动力通过驱动轴转动液压泵的转子，从而将机械能转化为液压能，实现对液体的增压和输送，以驱动液压系统中的液压执行器完成各种机械工作。
水泵轴功率和电机配置功率之间的关系
⽔泵轴功率和电机配置功率之间的关系泵轴功率和电机配置功率之间的关系额定功率即铭牌功率，也是电动机的轴输出功率，也是负荷计算所采纳的数据。
Pe=1.732*0.38*Ie*额定功率因数*电动机效率。
因此，电动机额定电流Ie=Pe/(1.732*0.38*额定功率因数*电动机效率）电动机的输⼊功率P1=Pe/电动机效率。
P1跟我们关系不⼤，⼀般不再换算此值。
例如：⼀台YBF711-4⼩型电机的铭牌数据：额定功率250W，额定电压380V，额定电流0.85A，功率因数0.68，⽆效率数据。
如果不算效率，额定电流=0.25/(1.732*0.38*0.68)=0.56A，跟0.85A 不符。
如果算效率：额定电流=0.85=0.25/(1.732*0.38*0.68*效率)。
由此可以反算效率为：0.25/(1.732*0.38*0.68*0.85)=0.66。
⽔泵所需功率与电动机额定功率的关系。
假设⽔泵的扬程为H（m)，流量为Q（L/s），那么很容易推算其实际需要的有效功率P3为：P3=H*Q*g(g=9.8,常数）（W）；因为⽔泵本⾝也存在效率，因此需要提供给⽔泵的实际功率P2=P3/⽔泵效率。
P2算出来往往跟电机的额定功率不会正好相等，因此就选择⼀个⼤于(但接近)P2的⼀个电机功率Pe。
⽐如P3=10KW，⽔泵效率为0.7，电机功率为0.9，那么P2=P3/0.7=14.3kw，可选择Pe=15KW或18.5KW的配套电机；电机的实际输⼊功率P1=15/0.9=16.7kw（或18.5/0.9=20.1KW)。
泵轴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，另电机输出功率因功率因数关系会有变化。
因此，原动机传给泵的功率应有⼀定余量，经验作法是电机配备功率⼤于泵轴功率。
轴功率余量见下表，并根据国家标准Y系列电机功率规格选配。
轴功率余量根据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泵功率的百分数。
发动机水泵重新匹配方法
发动机水泵重新匹配方法说实话发动机水泵重新匹配这事，我一开始也是瞎摸索。
我就想着这能有多难呢，结果被现实啪啪打脸。
我最初尝试的方法特别简单粗暴，就是按照理论上的顺序，把那些线路和接口都按常规的样子接起来，但根本就不行，发动机启动了一会儿就发出那种特别不正常的声音，我就知道完蛋了，这个方法肯定是错的。
后来我又想，那我就一个一个部件去分析。
我先检查了水泵的叶轮。
你想啊，这叶轮就像是人的心脏里的瓣膜，如果它运转不灵活了或者有磨损啥的，整个匹配工作肯定也干不成。
我仔细看了看叶轮，没有发现什么明显的损伤。
然后我就把重点放到了连接件上。
这些连接件就好比是关节，如果关节错位那就没法正常工作了。
我当时确定我把每一个连接件都安装得特别到位，拧紧的程度我都是按照手册上来的，可还是不行。
我就开始怀疑是参数设置的问题了。
这参数吧不好理解，就像密码一样，密码错了门就打不开。
我查了好久的资料，找到一些基本的参数设置，就比如流量、扬程这些方面的参数。
可是有些参数在不同的发动机型号下好像有不同的标准，我也不是特别确定，只能一点一点地去试。
有一次我把流量参数稍微调高了一点，然后把扬程参数根据发动机的功率调整到一个感觉比较合适的值，没想到发动机还真就正常运转了一段时间，但后来还是出现了一点小问题。
我就意识到可能在这个过程中，我忽略了水泵和发动机之间的磨合期这个问题。
刚匹配的时候不能把参数一下子弄得太完美，就像是新鞋子刚开始穿的时候有点磨脚，得有个适应的过程。
于是我在一些关键参数上稍微做了一点缓冲调整，再尝试启动发动机和水泵，这次总算成功了。
我还总结了一个心得，就是在涉及到重新匹配这种工作时，前期的检查非常重要，就像你做饭之前得把食材都准备好一样。
你要仔细查看水泵和发动机相关部件有没有损坏或者老化，每一个环节都可能影响到最后的匹配结果。
另外，那不确定的参数，你可以参考以前类似的配置，然后再尝试调整，虽然这个过程可能会很漫长，但只要耐心点儿，总能找到合适的匹配方法。
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。
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。
[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。
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。
泵功率与配置电机功率的关系
泵功率与配置电机功率的关系第一篇：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 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 44.35.56.17.5 9.1 1112.8 1515.91 8.5 22 3032.5 3745557590110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。
泵功率与配置电机功率的关系
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。
泵轴功率和电机配备功率之间关系
泵轴功率和电机配备功率之间关系泵轴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。
为何离心泵启动时要关闭出口阀?为何容积泵启动时不能关闭出口阀门?因离心泵启动时，泵的出口管路内还没介质，因此还不存在管路阻力和提升高度阻力，在泵启动后，泵扬程很低，流量很大，此时泵电机(轴功率)输出很大(据泵性能曲线)，很容易超载，就会使泵的电机及线路损坏，因此启动时要关闭出口阀，才能使泵正常运行。
因一般容积泵本身都具有自吸能力。
离心泵流量随压力改变很大，而容积泵流量随压力改变却很小，与离心泵的轴功率随扬程提高而减小的规律相反，容积泵的轴功率随压力的提高而增大。
这要求在容积泵上和泵装置中必须设置安全阀，以防排出管路意外堵塞，造成泵压力过大，而功率过大，使原动机或泵因超负荷而损坏。
因此，容积泵启动时不能关闭出口阀门。
什么是泵的性能曲线?包括几方面?有何作用?通常把表示主要性能参数之间关系的曲线称为泵的性能曲线或特性曲线，实质上，泵性能曲线是液体在泵内运动规律的外部表现形式，通过实测求得。
特性曲线包括:流量一扬程曲线(Q-H )，流量一效率曲线(Q-ii)，流量一功率曲线(Q-N )，流量一汽蚀余量曲线(Q- (NPSH)r)，性能曲线作用是泵的任意的流量点，都可以在曲线上找出一组与其相对的扬程，功率，效率和汽蚀余量值，这一组参数称为工作状态，简称工况或工况点，离心泵最高效率点的工况称为最佳工况点，最佳工况点一般为设计工况点。
一般离心泵的额定参数即设计工况点和最佳工况点相重合或很接近。
在实践选效率区间运行，即节能，又能保证泵正常工作，因此了解泵的性能参数相当重要。
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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)。