铲土运输机械的牵引性能理论计算

一般来说，铲土运输机械的工作过程有两种典型工况：牵引工况和运输工况。机器在牵引工况下

工作时，需要克服由铲土而引起的巨大工作阻力，因而要求机器能发挥强大的牵引力，此时机器通常采用低档工作。当机器在运输工况下工作时，它需克服的仅是数值不大的运动阻力，此时机器通常在高档工作。

机器依靠其行走机构与地面的相互作用所发挥的牵引力来完成作业过程的能力，称为机器的牵引性能。牵引性能反映了机器在牵引工况下的工作能力，它是铲土运输机械最基本的使用性能。

为了有效地完成牵引工况，必须使机器在低档工作时保证发动机的功率高效率地转换成作业有效牵引功率，并发挥出足够的有效牵引力，同时应尽可能地降低燃料的消耗。铲土运输机械的牵引性能和燃料经济性通常用机器的牵引特性来评价。

2.1牵引性能参数的基本概念

在对铲土运输机械进行牵引性能分析时，将涉及到车辆运动学和动力学方面的一系列参数。为了使这些参数具有统一的概念，本节参考国际地面车辆系统学会术语标准，规定以下定义，并作相应说明。

（1）滚动半径rg：车轮或履带在给定的地面上滚动一周所走过的距离S除以2。

rg=S 2当车轮或履带在没有牵引负荷的情况下自由滚动时，可以设想一以rg0为半径的假想圆在节面上的纯滚动。称rg0为理论滚动半径。

rg0=S0 2式中 S0——车轮或履带在没有牵引负荷的条件下滚动一周所走过的距离。

rg0可认为近似地等于驱动轮的动力半径rd。

（2）动力半径rd：驱动轮中心到切线牵引力的垂直距离。

（3）理论行驶速度vT：驱动轮角速度k与理论滚动半径rg0的乘积。

vT=rg0krdk

（4）实际行驶速度v：驱动轮角速度k与滚动半径rg的乘积。

vT=rgk

（5）滑移和滑移率：当车轮或履带的实际行驶速度v大于理论速度vT时，车轮或履带相对于地面滑移。滑移通常发生在车轮或履带处于制动状态下，其滑移程度可用滑移率y来表示。

y=v−vT v（6）滑转和滑转率：当车轮或履带的实际行驶速度v小于理论速度vT时，车轮或履带相对于地面滑转。滑转通常发生在车轮或履带处于驱动状态下，其滑转程度可用滑转率来表示。

=vT−v vT（7） 外部行驶阻力（外部滚动阻力）Pf：车辆（或行走元件）在地面上并沿着它运动时，由地面变形而形成的平行于地面的抵抗车辆行走的阻力。

（8）内部行驶阻力（内部滚动阻力）Pf：车辆（或行走元件）在地面上并沿着它运动时，由行走机构各运动零件之间的内部摩擦损失以及行走元件自身的能量损失而形成的平行于地面的抵抗车辆行走的阻力。

（9）总行驶阻力（总滚动阻力）Pf：外部行驶阻力与内部行驶阻力之和。

Pf=Pf+Pf=fG

式中 f——滚动阻力系数，轮式机械见表2-1，履带式机械见表2-2。 G——机械的总重力。

（10）切线牵引力PK：牵引元件（车轮或履带）在驱动力矩MK的作用下引起地面作用于牵引元件的平行于地面并沿着行驶方向的总推力，它在数值上等于驱动力矩MK除以动力半径rd。

PK=MK rd（11）牵引力P：牵引元件在克服自身总行驶阻力Pf之后输出的平行于地面并沿着行驶方向的推力。

（12）有效牵引力PKP：牵引元件在克服车辆总行驶阻力之后可对外输出有效功的平行于地面并沿着行驶方向的推力。

在切线牵引力PK、牵引力P和有效牵引力PKP之间存在着以下关系：

a）轮式机械（见图2-1）

P=PK−Pf2

PKP=P−Pf1=PK−(Pf1+Pf2)=PK−Pf

b）履带式机械

P=PK−Pf

PKP=P=PK−Pf

（13）牵引系数x：牵引力P除以作用在牵引元件上的总重量（附着重量）G。

x=P G（14）滑转特性=f(P)或=f(x)：在给定的牵引元件和给定的地面条件下，滑转率随牵引力或牵引系数而变化的特性曲线（图2-2）。

图2-1 PK、P、Pf与PKP之间的关系 图2-2 滑转特性

（15）额定滑转率H：在额定工况（对铲土运输机械通常以最大生产率工况为额定工况）下的滑转率。

（16）额定牵引力PH：在额定滑转率下的牵引力（图2-2）。 （17）额定牵引系数H：在额定滑转率下的牵引系数（图2-2）。 （18）附着力P：在最大滑转率下的牵引力（图2-2），P=Pmax。

（19）附着系数：在最大滑转率下的牵引系数（图2-2），=xmax。轮式机械值见表2-1；履带式机械值见表2-2。

表2-1 轮胎在各种路面上的滚动阻力系数f和附着系数

土 种 类 粘 性 松 土 粘 性 实 土的相对湿度 轮胎气压（MPa） 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 w/wbn 0.4 0.6 0.7 0.8 0.4 0.6 0.7 w/w0 0.67 1.00 1.17 1.33 0.67 1.00 1.17 f  0.83 0.82 0.80 0.77 0.94 0.89 0.84 f  0.75 0.72 0.68 0.61 0.89 0.80 0.70 f  0.70 0.66 0.62 0.53 0.87 0.75 0.63 f  0.67 0.63 0.58 0.47 0.85 0.71 0.58 f  0.65 0.61 0.55 0.44 0.84 0.69 0.53 0.10 0.11 0.12 0.12 0.05 0.05 0.06 0.14 0.15 0.16 0.18 0.04 0.05 0.06 0.17 0.18 0.19 0.21 0.04 0.06 0.07 0.18 0.19 0.21 0.23 0.04 0.06 0.08 0.19 0.20 0.22 0.24 0.05 0.07 0.09 土 非粘实土 硬路柏油面 0.8 0.5 1.33 0.83 0.07 0.06 0.03 0.75 0.78 0.90 0.08 0.06 0.02 0.55 0.70 0.82 0.09 0.07 0.02 0.43 0.65 0.76 0.10 0.08 0.02 0.34 0.62 0.72 0.11 0.09 0.02 0.26 0.60 0.70 P和反映了牵引元件最大的抗滑转能力。

（20）附着条件决定的最大切线牵引力PKmax：在最大滑转率下的切线牵引力。

：车辆切线牵引力PK与理论行驶速度vT之乘积。 （21）理论切线牵引功率NPK=PKvT NPK（22）实际切线牵引功率NPK：车辆切线牵引力PK与实际行驶速度v之乘积。

NPK=PKv

（23）有效牵引功率NKP：车辆有效牵引力PKP与实际行驶速度v之乘积。

NKP=PKPv

（24）牵引效率KP：车辆有效牵引功率NKP除以发动机有效功率Ne。

KPNKP=Ne

（25）功率利用系数KNe：车辆有效牵引功率NKP除以发动机有效功率NH。

KNeNKP=NH

表2-2 履带式机械的滚动阻力系数f和附着系数 支撑面种类 铺砌的路面 干燥的土路 柔软的砂质路面 沼泥地 f 0.05 0.07 0.10 0.10~0.15  0.6~0.8 0.8~0.9 0.6~0.7 0.5~0.6 支撑面种类 细砂地 收割过的草地 开垦的田地 冻结的道路 f 0.10 0.10~0.12 0.03~0.04  0.45~0.55 0.7~0.9 0.6~0. 7 0.2 2.2牵引平衡和功率平衡

铲土运输机械的牵引平衡和功率平衡表明了当机器工作时，它的切线牵引力和发动机的有效功率是怎样分配、消耗及利用的。机器的牵引平衡方程和功率平衡方程是计算有效牵引力和有效牵引功率的基本方程。

2.2.1 铲土运输机械的牵引平衡方程——驱动力和阻力的计算

2.2.1.1驱动力之确定

如前所述，推动机械前进的驱动力是由驱动力矩通过行走机构与地面的相互作用而产生的切线牵引力。在确定驱动力矩MK时，应注意，对大多数铲土运输机械来说，往往必须从发动机中分出一部分功率给传动机器的各种辅助装置，如装载机一类的机械，则还需分出相当大的一部分功率来驱动工作机构。因此在计算驱动力矩时应该将这一部分扭矩和功率从发动机的扭矩和功率中扣除。

辅助装置的消耗可以分成两种情况来讨论。在机器作业时，有些辅助装置，例如主离合器助力系统，转向系统以及推土机、铲运机的工作装置控制系统，只有短暂性的工作。此时辅助装置的消耗应按液压系统的空载回路损失来计算。考虑到液压系统的各种压力损失大多是和流量的一次方或二次方成正比的，因此可以按照转速的幂函数形式来计算辅助装置空载时的扭矩和功率消耗。图2-3是在TY一180履带推土机上对工作装置、转向和主离合器液压系统的空载消耗进行实际测定的结果。从图中可以看到消耗在驱动辅助装置上的发动机扭矩和功率是和发动机转速的1.25和2.25次方成正比的，而当发动机在额定工况下运转时，这种损失约占其额定扭矩和功率的3~7％。

图2-3 TY一180履带推土机液压系统空载损失

在初步计算中，可以近似地认为辅助装置空载的扭矩和功率消耗将分别和发动机转速的一次方和二次方成正比，当发动机在额定转速下工作时，此种损失可估计为约占额定扭矩和功率的3～5％，亦即：

ne=(0.03~0.05)MeHMFneHne=(0.03~0.05)NeHNFneH (Nm) （2-1） 2 (kw) （2-2） 、NF——辅助装置空载消耗的发动机扭矩和功率； 式中 MF MeH、NeH——发动机的额定扭矩和额定功率；

ne、neH——发动机的转速和额定转速。

对于另外一些辅助装置，例如变矩器的冷却油泵、动力换档变速箱油泵、专用的润滑油泵等，它们经常处在工作负荷下运转。此时扭矩和功率的消耗应按液压系统的工作压力来计算，亦即：

103pQT=MF (Nm) （2-3）

2nbbm=NFpQT (kw) （2-4）

60bm——按工作负荷运转的辅助装置消耗的扭矩和功率； 、NF式中 MF p——发动机的额定扭矩和额定功率(MPa)；

QT——油泵的理论流量(l/min)；

nb——油泵转速(rpm)；

bm——油泵机械效率。

全部辅助装置消耗的总扭矩和总功率为上述两者之和：

+MF （2-5） MF=MF+NF （2-6） NF=NF发动机在扣除辅助装置和功率输出轴消耗后的自由扭矩Mez和自由功率nez则可按下式计算： Mez=Me−MF−MPTO （2-7）

Nez=Ne−NF−NPTO （2-8）

式中 Me、Ne——发动机的输出扭矩和功率； MF、NF——辅助装置消耗的扭矩和功率， MPTO、NPTO——功率输出轴消耗的扭矩和功率。

对于机械传动的铲土运输机械，在等速稳定运转的工况下，传至驱动轮上的力矩M。可按下式计

算：

Mk=MeziMM （2-9）

式中 iM——传动系总传动比(自发动机至驱动轮)； M——传动系总效率。

传动系总效率可用下式表示。 M=1−NMM=1−M （2-10） NezMez式中 NM——传动系中的功率损失； MM——传动系中的发动机扭矩损失。

传动系中的扭矩损失可以看成是由两部分组成的，其中一部分是齿轮啮合以及轴承、油封中的摩

擦损失，另一部分则是搅拌润滑油引起的液力损失。前者主要与传动零件的数目、制造精度、润滑情况等因素有关，后者则随润滑油粘度、油面高度、转速之增大而增加。尽管试验表明，扭矩损失显然随着发动机转速之增高而增大，而且在空载时仍然保持一定数值，但是在初步计算中，为简化计算起见往往把它看成仅与所传递负荷之大小成正比，亦即认为总效率M为一常量。同时由于在正常情况下上述各项损失中，齿轮的啮合损失所占的百分比最大，因而通常在计算传动效率时仅仅考虑了齿轮的啮合损失。这样M可按下式计算。

mM=1m212 （2-11）

式中 1——一对圆柱齿轮的啮合效率，通常可取1=0.98~0.99； 2——一对圆锥齿轮的啮合效率，通常可取2=0.96~0.97。

m1、m2——圆柱齿轮与圆锥齿轮的啮合对数。

在驱动力矩Mk确定后，即可计算行走机构的切线牵引力PK。 对于轮式机械，

MKMeziMMPK==rdrd （2-12）

式中 rd——驱动轮动力半径(m)。

对于履带式机械，

PK=MKqrd=MeziMMqrd （2-13）

式中 q——履带驱动段效率，可取q=0.96~0.97。

如以Mq代表Mq，则不论对轮式或履带机械，PK均可按下式计算：

PK=MeziMMqrd （2-14）

式中对轮式机械Mq=M，对履带式机械Mq=Mq。

对于液力机械传动的场合，可将发动机和液力变矩器看成是某种复合的动力装置。因此，只要给出了变矩器与发动机共同工作的输出特性，则驱动力之计算与机械传动的情况并无原则之区别。此时，计算的原始依据应是涡轮轴之输出扭矩M2，驱动力矩MK可按下式确定：

Mk=M2iMMq （2-15） 式中 M2——涡轮轴输出扭矩；

iM——机械传动部分总传动比(自变矩器输出轴至驱动轮)； Mq——机械传动系和履带驱动段效率。 切线牵引力PK则可按下式计算：

PK=M2iMMqrd (2-16)

由附着条件决定之最大牵引力(附着力) P和最大切线牵引力PKmax可分别按下式确定： P=G (2-17) PKmax=(+f)G (2-18) 式中 G——机器的附着重量；

——行走机构与地面的附着系数； f——滚动阻力系数。

2.2.1.2 外部阻力之确定

当铲土运输机械在牵引工况下工作时，作用在机器上的外部阻力可以包括以下各项： 2.2.1.2.1 滚动阻力Pf：

Pf=fGscos (2-19) 式中 ——运动表面对水平面之倾角； Gs——机器的总重量。 2.2.1.2. 2 坡道阻力Pi：

Pi=Gssin (2-20) 式中 正号表示上坡，负号表示下坡。 2.2.1.2.3 惯性阻力Pj：

Pj=xdvGs (2-21) gdt式中 x——回转质量换算系数；

g——重力加速度；

dv——机器前进的加速度或减速度(式中正号表示加速惯性力，负号表示减速惯性力)。 dt 回转质量换算系数考虑了发动机、传动系、行走机构各回转零件在加速或减速过程中产生的惯性力。对于机械传动来说，传动系各轴上的回转零件换算到驱动轮轴上的等效转动惯量是和该轴至驱动轮的传动比之平方成正比的。考虑到变速箱各轴零件的转动惯量相对较小，而终减速各轴零件的转动惯量虽然较大、但传动比很小，因此在计算系数x时可近似地仅仅计算发动机和行走机构回转零件的影响，此时x可按下式确定：

2iMggx=1+Je2Mq+GsGsrd1JLr2q （2-22）

d式中 Je——换算至曲轴上的发动机运动质量之转动惯量；

JL——换算至驱动轮轴上的行走机构运动质量之转动惯量；

rd——驱动轮之动力半径； iM——传动系总传动比；

Mq——传动系和履带驱动段效率；

q——履带驱动段效率(对于轮式机械q=1)。 式(2-22)中

JL之值，对轮式行走机构，即等于全部车轮转动惯量之和，对履带式行走机构则可

近似地按下式计算：

JL=Jd+JK+GL2rd (2-23) g式中 Jd、JK——导向轮和驱动轮转动惯量； GL——履带重量； g——重力加速度； rd——驱动轮动力半径。

当液力机械传动的机器在不稳定工况下工作时，由于变矩器对发动机负荷的隔离作用(不可透性)，利用发动机飞轮惯性来增大切线牵引力的可能性大大降低。对于完全不可透的变矩器，发动机的转动惯量对机器的惯性阻力完全没有影响，对于可透性的变矩器，则这种影响主要取决于变矩器的可透程度，并可按下式来计算x之值：

22iMdn1iMgggx=1+J1K2Mq+J22Mq+Gsrddn2GsrdGs1JLr2q （2-24）

d式中 J1——换算至泵轮轴上的发动机运动质量和泵轮的转动惯量； J2——涡轮之转动惯量； K——变矩器变矩系数；

dn1——变矩器泵轮转速对涡轮转速之微商。 dn2 2.2.1.2.4 工作阻力Px

工作阻力Px即作用在工作装置上的切线铲掘阻力。它的计算方法将随着不同类型的铲土运输机械而有所不同，并将在以后各章中具体讨论。

当铲土运输机械在运输工况下工作时，作用在机器上的外部阻力显然只应包括滚动阻力、坡道阻力和惯性阻力，对于运输速度较高的轮式机械则还应包括车辆与空气相互作用形成的风阻力PW。它可以按下式确定：

PW=KWFv (2-25) 式中 KW——空气阻力系数；

F——迎风面积(可近似地按轮迹宽度与车高之乘积来表示)； v——机器的实际行驶速度。 2.2.1.3 牵引平衡方程

从动力学的观点看，当铲土运输机械工作时，存在着抵抗机器前进的外部阻力和推动机器前进的切线牵引力，在把机器的惯性力看作是某种外部阻力的情况下，这两者总是互相平衡的。这种平衡关系用机器的牵引平衡方程来表示。

机器在牵引工况下的牵引平衡方程具有以下形式：

PK=Pf+Pi+Pj+Px (2-26)

上述方程表明了机器的切线牵引力是如何消耗在克服各种外部阻力上的。其中只有消耗在克服工作阻力的那部分切线牵引力才能利用来完成机器的有效作业，称为机器的有效牵引力(自由牵引力)PKP，并可由牵引平衡方程求出：

PKP=PK−Gs(fcossin2xdv) (2-27) gdt 当机器在水平地面上作等速运行时，PKP可以下式表示：

PKP=PK−fGs (2-28) 机器在运输工况下的牵引平衡方程具有以下形式：

PK=Pf+Pi+Pj+PW (2-29)

2.2.2 铲土运输机械的功率平衡方程——有效牵引功率和牵引效率的计算

2.2.2.1 机械传动

当机械传动的铲土运输机械在牵引工况下工作时，发动机的有效功率将按以下各部分分配，并消耗在克服各种阻力中作功。

1）驱动辅助装置消耗的功率NF

驱动辅助装置消耗的功率可以分成两部分，并按式(2-2)、(2-4)和(2-6)来计算，即

ne=(0.03~0.05)NeHNFneH 2=NFpQT

60bm+NF NF=NF如用F表示驱动辅助装置的效率，则

F=Ne−NF （2-30） Ne2）驱动功率输出轴所需的功率NPTO

这部分功率之计算以铲土运输机械的类型来决定，例如对于推土机，铲运机之类的机械，可认为

NPTO等于零，对于装载机之类的机械则必须计算驱动工作装置液压系统所消耗的功率。

输入变速箱之功率，亦即发动机之自由功率Nez可按下式计算： Nez=Ne−(NF+NPTO) (2-31)

3）传动系和履带驱动段中的功率损失NMq

NMq=Nez(1−Mq) (2-32)

可按下式计算。 牵引元件(履带或轮胎)上的理论切线牵引功率NPK=Nez−NMq=NezMq (2-33) NPK亦可直接按PK与vT来计算： 当切线牵引力PK和机器理论行驶速度vT为已知时，则NPK=PKvT (2-34) NPK4）牵引元件滑转引起的功率损失N

N=PKv=PKvT (2-35) 式中 v——牵引元件的滑转速度； ——滑转率。

如用滑转效率来表示由于滑转而引起的理论切线牵引功率之损失，则： =−NPKvT−PKvNPKv===1− （2-36） NPKPKvTvT式中 v——机器的实际行驶速度。

上式表明，实际上代表了由于滑转而引起的理论速度之损失，所以亦称速度效率。

-N表示了切线牵引力实际产生的推动机器前进的功率，称为实际切线牵引功率，并可按下 NPK式计算：

−N=NPK=NezMq (2-37) NPK=NPK NPK也可用切线牵引力PK与机器实际行驶速度v之乘积来表示： NPK=PKv (2-38)

5）消耗在克服滚动阻力上的功率Nf

Nf=Pfv=fGsvcos (2-39) 式中 Gs——机器重力； ——工作面坡角； f——滚动阻力系数， Pf——机器滚动阻力。

如机器在水平面上工作，则：

Nf=Pfv=fGsv （2-40） 设以f表示由于克服滚动阻力而造成的实际切线牵引功率之损失，则 f=NPK−NfNPK=PK−PfPKPfPKP==1− （2-41） PKPK f称为滚动效率，它实际上代表了因克服滚动阻力而引起的切线牵引力之损失，所以亦称力效率。

6）消耗在克服坡道阻力上的功率Ni

Ni=Gsvsin (2-42) 式中 正号表示上坡，负号表示下坡。

7）消耗在克服惯性阻力上的功率Nj Nj=xGsdv (2-43) gdt式中 正号表示加速惯性力，负号表示减速惯性力。

8）消耗在克服工作阻力上的功率(有效牵引功率) NKP

NKP=Pxv=PKPv (2-44)

在上述各项计算公式中，机器的理论行驶速度vT和实际行驶速度v应按以下公式计算： vT=2rdne (2-45) iM v=2rdne(1−) (2-46) iM式中 ne——发动机转速； rd——驱动轮动力半径。

机器的功率平衡方程表示了上述各项功率消耗与发动机有效功率Ne之间的平衡关系，并可列出如下表达式：

Ne=NF+NPTO+NMq+N+Nf+Ni+Nj+NKP (2-47) 从功率平衡方程中可得有效牵引功率的一般表达式如下：

NKP=Ne−(NF+NPTO+NMq+N+Nf+Ni+Nj) (2-48) 当机器在水平地面等速运行时，则：

NKP=Ne−(NF+NPTO+NMq+N+Nf) (2-49)

式(4-48)和(4-49)表达了有效牵引功率的物理意义，即铲土运输机械的有效牵引功率是发动机有效功率中扣除了各种损失后所剩余的，可供进行有效作业的功率。

，则机器在水平地面等速运行时牵引功率的基本计算 由于Ne−(NF+NPTO+NMq+N)=NPK公式可表达如下：

−Nf=NezMqf (2-50) NKP=NPK 机器有效牵引功率在发动机有效功率中所占的百分比称为牵引效率KP。

对于无功率分出的情况，KP可用有效牵引功率NKP与发动机有效功率Ne之比来表示： KP=NKP=FMqf (2-51) Ne可用有效牵引功率NKP与(Ne−NPTO)之比来表示： 对于有功率分出的情况，KP= KPNKPMqf (2-52) =FNe−NPTO 在此种情况下，用机器的总效率Z来表示机器完成有效作业的全部功率在发动机相应的有效功率中所占的百分比。总效率Z可用下式表示： Z=NKP+PTONPTO (2-53)

Ne式中 PTO——功率输出轴驱动系统的效率。

当铲土运输机械在运输工况下工作时，显然不必考虑完成有效作业所消耗的功率，但在高速行驶的情况下则必须考虑克服风阻力所消耗的功率NW，这一功率可按下式来计算： NW=PWv=KWFv (2-54)

此时机器的功率平衡方程具有以下的形式；

Ne=NF+NMq+N+Nf+Ni+Nj+NW (2-55)

2.2.2.2 液力机械传动

对于液力机械传动的铲土运输机械，发动机有效功率的分配和消耗略有不同。此时除机械传动的各项损失外，还需增加液力传动中的功率损失NB，这一损失可按下式计算： NB=N1−N2=N1(1−)=Nez(1−) (2-56) 式中 N1——变矩器输入功率； N2——变矩器的输出功率； Nez——发动机自由功率； ——变矩器效率。

机械传动和履带驱动段中的功率损失可按下式计算：

NMq=N2(1−Mq) (2-57) 机器在牵引工况下的功率平衡方程可以写成：

Ne=NF+NPTO+NB+NMq+N+Nf+Ni+Nj+NKP (2-58)

3 机器在水平地段等速运行时的有效牵引功率可按下式计算：

NKP=NezMqf (2-59) 牵引效率KP和机器的总效率Z则可分别写成下列公式： 对于无功率分出的情况， KP=NKP=FMqf (2-60) Ne 对于有功率分出的情况，

= KPNKPMqf (2-61) =FNe−NPTONKP+PTONPTO (2-62)

Ne Z= 机器在运输工况下的功率平衡方程具有以下形式：

Ne=NF+NPTO+NB+NMq+N+Nf+Ni+Nj+NW (2-63)

2.3 牵引性能参数的确定

牵引性能参数是指铲土运输机械总体参数中，直接影响机器牵引性能的发动机、传动系、行走机构、工作装置的基本参数。由于牵引性能是铲土运输机械的基本性能，这些参数的确定往往也就决定了所设计机器的基本性能指标。

当铲土运输机械在作业时，发动机、传动系、行走机构、工作装置处在相互联系和制约之中。机器的整机性能不仅取决于各总成本身的性能，而且与它们之间的工作是否协调有着密切的关系。因此，在机器的总体参数之间存在着相互匹配是否合理的问题。只有正确地选择发动机、传动系、行走机构、工作装置的参数，并保证它们之间的合理匹配，才能充分发挥各总成本身的性能，从而使机器获得较高的技术经济指标。

2.3.1 机械传动时牵引性能参数的确定

对机械传动的铲土运输机械来说，机器的铲土作业是通过发动机、机械传动、行走机构和工作装置的共同工作来完成的。在这种共同工作的过程中，机器每一总成性能的充分发挥都将受刭其它总成性能的制约，而机器的牵引特性则将以机器外部输出特性的形式显示出各总成共同工作的最终结果。因此在选择各总成的参数时，必须充分注意到它们之间的相互制约关系。这种制约关系主要反映在切线牵引力与发动机调速特性之间的相互配置，以及工作阻力与行走机构滑转曲线之间的相互配置上。下面将着重讨论上述两种配置关系对各总成和整机性能的影响，以及如何保证机器牵引性能参数之间的合理匹配问题。

2.3.1.1 切线牵引力在发动机调速特性上的配置

铲土运输机械的工作对象大多是较为坚硬的土石方，其中常常伴有巨大的石块、树根，土的非均质性要比普通耕地恶劣得多。因此，在作业过程中工作阻力急剧地变化，常常伴随着短时间的高峰载荷、超负荷、行走机构的完全滑转等。这是大部分铲土运输机械负荷工况的显著特点。工作阻力的急剧变化使得机器的切线牵引力也随着发生急剧的变化，后者通过传动系反映到发动机曲轴上来，就形成了曲轴阻力矩急剧波动的工况。许多研究表明，这种急剧波动的负荷工况可以对铲土运输机械发动机的性能产生很大的影响。

当发动机在急剧的变负荷工况下工作时，由于进排气过程中气流的惯性、发动机零件的热惯性、

以及供油和调速系统的惯性(后者对柴油机来说尤为重要)，往往使发动机的实际功率、扭矩和比油耗偏离调速特性上的数值。在急剧的减速和加速过程中，这种由于“惯性”而引起的“滞后”改变了发动机工作过程的合理组织，破坏了燃料调节系统与发动机工作过程的正确配合，同时还会影响润滑系的正常工作，并使发动机零部件承受附加的动载荷，从而加大发动机的机械损失。所有这些，最终都将反映在发动机动力性和经济性的输出指标上。因此，在变负荷工况下，发动机实际平均输出功率和平均输出比油耗会大大低于它们的额定指标，而且平均输出功率和比油耗的数值，显然将与反映机器切线牵引力变化情况的发动机曲轴阻力矩Mz (它是由行走机构和工作装置与土间的相互作用来决定的)在调速特性上的配置位置有关。对于同样的切线牵引力变化循环，当选择不同的传动系传动比时，就可以在发动机曲轴上获得一系列相似的负荷循环。因此，通过调节传动比的方法就可以改变发动机负荷循环在发动机调速特性上的位置。这样就产生了应该如何配置曲轴阻力矩在调速特性上的位置，以便获得最大的平均输出功率的问题(见图2-4)。

图2-4曲轴阻力矩在发动机调速特性上的配置

A-平均阻力矩工作点

很明显，当阻力距的配置位置远低于发动机的额定扭矩时，平均输出功率必然是较低的。这是因为在大部分时间内发动机将在负载程度很低的情况下工作，所以调速特性上的平均输出功率就较低。如果使阻力矩的配置位置沿着调速区段逐步上升(见图2-4)，则调速特性上的平均输出功率也随之提高。此时发动机在整个负荷循环中都在调速区段上工作，转速的波动不大(亦即减速度和加速度不大)，因而功率和扭矩偏离调速特性的情况并不显著，而实际的平均输出功率将随着发动机负载程度的增大而提高。但是当最大负荷超过发动机的额定扭矩之后，由于在负荷循环中发动机有部分时间在非调速区段上工作，转速急剧起落，调速特性上平均输出功率的增长开始减慢，而功率和扭矩偏离调速特性的情况则由于急剧的减速和加速而日益严重。这样，到一定程度时发动机的实际平均输出功率，必然将随着发动机负载程度的提高而下降。由此可见，在变负荷工况下代表发动机负载程度的扭矩载荷系数(发动机曲轴上的平均阻力矩Mz与额定扭矩MeH之比)，必然会有一最佳值，在此最佳值下，发动机的实际输出功率将最大。如果发动机的负载程度超过其最佳值而继续增长，并使负荷循环阻力矩的最大值超过发动机的最大扭矩时，发动机的工作将呈现不稳定，如再进一步增大负荷程度，则将导致发动机熄火。图4-3是发动机在按推土机的负荷循环进行模拟试验时获得的结果。从图中可以看到，随着发动机负载程度的增大，在开始时发动机偏离静载调速特性甚小，发动机平均输出功率Ne随着平均阻力矩

Mz之增大而增大。但是当Mz增至一定程度后，发动机偏离调速特性的程度愈来愈大。于是在某一负

载程度下可获得最大的平均输出功率。这一最佳负载程度下的发动机扭矩MeNmax和最大平均输出功率

Nemax可以用最佳扭矩负载系数kz和最佳功率输出系数ks来表示：

MeNmax=kzMeH (2-64) Nemax=ksNeH (2-65)

当发动机的负载程度超过这一最佳值时发动机的平均输出功率将随着负载程度的增大而下降，至某一极限值时发动机将不能稳定工作。从图中还可以看到，当发动机具有最大输出功率时，发动机上的平均输出比油耗也接近它的最佳值。

以上讨论表明，发动机只有在稳定工况下工作时才能输出其额定功率，而平均阻力矩的工作点才能配置得等于其额定扭矩。当阻力矩发生波动时，发动机的最大平均输出功率总是小于它的额定功率的，并且只有在适当配置阻力矩在发动机调速特性上的位置时，才能获得这一最大值。

图2-5柴油机按推土机负荷循环工作时，发动机平均输出指标随平均负载程度而变化的情况

Ne、ne、ge—发动机调速特性上的功率、转速和比油耗

Ne、ne、ge—发动机实际平均输出功率、转速和比油耗

然而，图2-5所显示的仅仅是在某一特定负荷循环下，对某一特定发动机所作试验的结果。为了在机器实际工作中获得最大的平均输出功率，问题将变得复 杂得多。这是因为不仅在每一负荷循环中工作阻力是某种随机变量，而且负荷循环本身由于土的条件、司机操作、发动机、行走机构、工作装置的匹配关系等多方面因素的不同，也不可能同样重复。而对于发动机来说，不仅存在着结构因素的影响，而且即使同一台发动机，在不同的负荷循环下其最佳负载程度也是不同的。因此，在机器的实际工作中要精确地解决发动机调速特性和切线牵引力间的合理匹配位置，以保证获得最大平均输出功率的问题是十分复杂而困难的。然而，通过以上讨论，至少可以从定性方面对确定此种匹配关系提出某些指导性的原则来：

1)要确定负荷循环在发动机调速特性上的位置时，应该保证工作循环中可能出现的最大阻力矩不超过发动机的最大输出扭矩。如果不能满足这一条件，则当机器遇到突然增大的阻力时就有可能使发动机熄火。在突然超负荷的情况下，司机往往来不及及时调整切削深度，而不得不脱开主离合器。此时，不仅发动机熄火或脱开主离合器本身会损失机器的有效工作时间，而且频繁地操作控制手把也会加重司机的劳动强度和紧张状态，容易引起操纵人员的疲劳感，这些最终都将导致机器生产率的下降。

2)为了获得较大的平均输出功率，应该使发动机在工作循环的大部分时间内处于调速区段上工作。这样可保证发动机的转速在整个工作循环中不致发生剧烈波动，从而将减少由于负荷的不稳定性而引

起的发动机动力性和经济性的恶化。

保证实现上述两项要求最简单的方法是适当地配置发动机额定功率在行走机构滑转曲线上的位置。正确地配置这一位置不仅能保证发动机在作业过程中不会强制熄火，而且还可以利用行走机构的滑转来保护发动机不会过分超载，从而保证发动机经常处在调速区段上工作。对于工作阻力急剧变化的铲土运输机械来说，这一点对发动机动力性和经济性得到充分的发挥将产生积极影响。因此，正确地配置发动机额定功率在行走机构滑转曲线上的相对位置将是解决牵引性能参数合理匹配中的一个重要问题。

2.3.1.2 工作阻力在滑转曲线上的配置

滑转曲线是反映行走机构牵引元件与地面相互作用最基本的特性曲线，它表示了牵引元件的滑转率随其输出的牵引力P而变化的函数关系。滑转曲线不仅与表征行走机构本身工作性能的一些基本指标，如滚动效率、滑转效率、附着能力等有着密切关系，而且也和诸如机器的牵引效率、有效牵引功率、生产率等许多重要的整机性能指标有关。

首先来讨论一下行走机构(推进器)的牵引效率与滑转曲线的关系。

行走机构(推进器)的牵引效率x可以由滚动效率f与滑转效率的乘积来表示，亦即： x=f=P(1−) (2-66)

P+Pf式中 P——牵引元件输出的牵引力；

Pf——行走推进器的滚动阻力。

从式(2-66)中可看到，当牵引力P从零开始逐渐增大时，滚动效率f亦将从零逐步变大，然而滑转效率却由于滑转率的上升而逐渐减小。从滑转曲线(见图2-6)上可以看到，在牵引力逐步增长的开始阶段，滑转率的上升十分缓慢，此时f的增长速率大大超过了的下降速率，因而行走机构的效率x将随着牵引力的增大而增大。当牵引力继续增长时，滑转效率的下降速率，将由于滑转率的迅速增长而变快，而滚动效率的增长速率则逐步减慢。于是在某一牵引力下，行走机构的效率可获得一最大值。当牵引力超过这一数值而继续增大时，x将随着牵引力的增长而下降。当滑转率达100％时，

x等于零。

图2-6行走机构的效率曲线

当滑转曲线的方程式为已知时，行走机构的最大效率和相应的牵引力可通过计算求出。

考虑到牵引力P可以用相对牵引力的x与附着重量G之乘积来表示，而行走推进器的滚动阻力

Pf则可用fG来表示，即写成：

P=xG ，Pf=fG 则可将式(2-66)改写成以下形式： x=式中

xx+f(1−) (2-67)

x——相对牵引力，x=P/G；

f——滚动阻力系数； ——滑转率。

滑转曲线则可采用下列方程表示：

n (2-68) =Ax+Bx式中 A、B、n——与地而条件、行走机构型式和参数有关的常数，它们可通过对试验测定的滑转

曲线进行统计归纳而求得。

将式(2-68)代入式(2-67)可得：

x−Ax2−Bxn+1 x=x+f 对x求x之微商，可得：

(2-69)

2nn+1dxf−2Afx−Ax−(n+1)Bfx−nBx=dx(+f)2

当x=xmax时，应满足下列条件：

2nn+1f−2Afx−Ax−(n+1)Bfx−nBx=0 (2-70)

由此可求出与xmax相应的相对牵引力

xmax和滑转率xmax。这一特征工况称为行走机构的最

大效率工况，并可用垂线在滑转曲线上标出(见图2-4)。

由牵引效率的表达式(2-51)可知：

NKP=NeFMqx

由于F和Mq可近似地认为是常量，因此如果使Ne和x同时达到最大，则NKP具有最大值。这就是说，当发动机的最大输出功率Nemax与行走机构的最大效率xmax匹配在一起时，机器将获得最大的有效牵引功率。

当铲土运输机械在粘性的新切土上工作时(铲土运输机械的典型土质条件)，对于轮式机械来说，最大效率工况大约在=10%左右，对于履带式机械，则大约在5％左右。 具有同样重要意义的，是机器生产率与行走机构滑转曲线之间的关系。

铲土运输机械的生产率是用单位时间所完成的土方作业量来表示的。显然，作业量的多少与牵引力直接有关，而单位时间则与机器的速度有关。因此，机器的生产率Q将是有效牵引力和实际行驶速度的函数，亦即：

Q=f(PKP,v)

由于在行走机构与地面相互作用中，有效牵引力PKP与实际行驶速度v之间存在着某种制约关系，即PKP之增大将伴随着v下降(这种制约关系用滑转曲线来表示)。因此，在滑转曲线上总可以找到某一工况点，当机器在这一工况下工作时，牵引力和速度两方面因素作用的综合结果可使机器的生产率达到最大。这一工况可称为行走机构的最大生产率工况。

实际上对于连续作业的机械来说：机器的生产率Q可用下式表示： Q=Fv (2-71) 式中 F——与机器行驶方向垂直的切削截面积；

v——机器的实际行驶速度。

由于切削截面积F是和有效牵引力成正比的，它可用下式表示：

F=PKP Kb式中 Kb——切削比阻力。

机器之实际行驶速度可用vT(1−) 表示，如将F和v之表达式代入式(2-71)，并注意和f之表达式，则

考虑到fQ=PKPvTPv(1−)=KTf KbKb=x，则机器的生产率可表示如下：

PKvTx (2-72) Kb Q=，因此当输送给行式(2-72)中的乘积PKvT实际上代表了输送给行走机构的理论切线牵引功率NPK走机构的理论切线牵引功率为一定时，机器的生产率将与行走机构的效率成正比。

由此可见，对于连续作业的机械来说，行走机构的最大效率工况和最大生产率工况是一致的。 对于循环作业的机械来说，机器的生产率可用下式表示：

Q=q (2-73) t1+t0式中 q——机器每一工作循环所完成的土方量；

t1——工作循环中铲土工序的时间； t0——工作循环中其余工序的时间。

式(2-73)中q大体可以认为与有效牵引力PKP成正比，而t1则与铲土时的实际行驶速度v成反比，亦即：

q=PKP，t1=由此可得：

Q=l1 vtl1+0PKPvPKP

考虑到v=vT(1−)，

PKP(1−)=f=x，则上式可改写为： PKQ=tl1+0xPKvTPKP （2-74）

。并可用=l1/NPK来表示， 式(2-74)中的乘积PKvT代表了行走机构的理论切线牵引功率NPK则生产率Q的表达式可写成：

Q=t+0xPKP (2-75)

从式(2-67)中可知： x=xx+f(1−)

因此当滑转曲线=(P)为已知时，即可给出机器生产率Q随有效牵引力PKP而变化的曲线，

Q=Q(PKP) (见图2-5)。

如对PKP求Q之微商，则

dQQQdx =+dPKPPKPxdPKP由于

t0Q =PKPPKP(+t0)2xQ=x(+t0xPKP

)2所以

t0dxdQ=+ （2-76)

PtdPKPdP(KP+t0)2(+0x)2KPxPKPdxdQ正值，因=0，而为

dPKPdPKP 从式(2-76)中可以看到，当行走机构在其最大效率工况下工作时，

而生产率曲线Q=Q(PKP)处在上升阶段(见图2-7)，此时Q并非最大。

如令

dQ=0，则可获得满足最大生产率的条件。 dPKP

t0(PKP+t0)2x+(+t0xPKP)2dx=0 （2-77） dPKP根据这一条件和x的方程式(2-69)不难求出与最大生产率Qmax相应的有效牵引力PKPQmax和行走机构滑转率Qmax。

由此可见，对于循环作业的机械来说，行走机构的最大效率工况和最大生产率工况是不一致的，而且从式(2-77)中可看到，两者偏离的情况显然与工作循环中其余工序的时间t0之值有关。当t0=0时，亦即当机器变为连续作业时，Qmax与xmax工况相重合，而t0愈大，即铲土工序的时间在整个工作循环中所占之比重愈小，则在滑转曲线上Qmax工况将愈向xmax工况的右方偏离。

在铲土运输机械的典型工作条件下，对于轮式机械来说，行走机构的最大生产率工况大约在=20%~25%左右，对于轮式装载机，由于铲装工序时间在整个工作循环中所占比例很小，所以可达30～35％左右，对于履带式机械，则大约在=10%~15%左右。

由于对同一行走机构和同—地面条件，在不同的附着重量下可以有一系列相似的滑转曲线，因此调节行走机构附着重量的大小，即可改变工作阻力在滑转曲线上的位置。这样，对行走机构来说，也就存在着如何合理配置工作阻力在滑转曲线上的位置问题。

显然，对于连续作业的机械，不论从充分利用发动机的功率，还是充分发挥机器生产率的角度来看，均应将连续作业过程中的平均工作阻力配置在最大效率工况附近(见图2-7的曲线1)。

图2-7 行走机构的最大效率工况和最大生产率工况

但是，对于循环作业的机械来说，为了使机器获得最大的生产率，则应将工作循环中的平均最天工作阻力(这一阻力通常出现在铲土过程的末尾)配置在最大生产率工况附近(见图2-7的曲线2)。因此，根据行走机构的最大生产率工况来确定循环作业机械的额定滑转率H将是合理的；按照这一观点，轮式机械的额定滑转率一般可定为H=20%~25%，对于轮式装载机可定为H=30%~35%，而履带式机械的额定滑转率则可定为H=10%~15%。

2.3.1.3 牵引性能参数合理匹配的条件

从上文的分析中可以得出以下结论：铲土运输机械牵引参数的合理匹配应该保证充分利用发动机的额定功率和发挥机器最大的生产率。

对于自行式平地机，由于比较接近于连续作业的机械，发动机负荷的变化带有稳定随机过程的性质，影响发动机最佳负载程度的因素相对较少，因而也就可以较为准确地确定它。因此，对于此类机

械，牵引参数应根据发动机的最大平均输出功率、行走机构的额定滑转率和工作装置的平均工作阻力之间的合理匹配关系来确定。此时应该保证当工作装置以设计所要求的平均工作阻力Px连续作业时，发动机正好在最大平均输出功率Nemax工况下工作（Nemax=ksNeH），而行走机构则在最大生产率的工况下工作(即额定滑转率H工况)。上述条件可以表示如下： PKPN式中 PKPNemaxemax=PKPH=PX=PH

——与发动机最大平均输出功率ksNeH相应的有效牵引力；

PKPH——与行走机构额定滑转率H相应的有效牵引力； PX——工作装置在连续作业过程中的平均切线工作阻力； PH——额定有效牵引力。

对于推土机、铲运机、装载机一类的循环作业机械来说，不仅铲掘工序的工作阻力变化剧烈，而且不同工序的工作阻力也是不同的，同时各工序时间的长短，所采用的档位等因素又都带着随机变化的性质。因而影响发动机负荷循环的因素更加复杂，而曲轴阻力矩的变化则呈现为某种非稳定的随机过程。因此，确定发动机的最佳负载程度往往显得十分困难。在这种情况下，比较简单的解决办法是根据发动机的额定功率工况、行走机构的最大生产率工况、工作装置的平均最大工作阻力工况之间的合理配置来确定牵引性能参数。此时牵引参数之确定应满足下列条件： 1)牵引参数的匹配必须保证机器在突然超负荷时，首先发生行走机构的滑转，而不应导至发动机熄火，此时发动机决定的最大牵引力应留有适当储备(相对于地面附着力而言)。当机器在此种条件下工作时，行走机构的滑转起着一种自动保护作用。它一方面减轻了司机的操作，另一方面自动地保护发动机不至严重超载。因此牵引参数合理匹配的第一个条件可归结为：由发动机扭矩决定的最大牵引力

PMemax应大于地面附着条件决定的最大牵引力(即附着力)P，亦即：

PMemax＞P

2)牵引参数合理匹配的第二个条件是从发动机的额定功率工况应与行走机构的最大生产率工况相适应的角度提出来的。这就是说，当发动机在额定工况下工作时，机器的行走机构将在额定滑转率工况下工作，此时由发动机额定功率决定的有效牵引力PKPNeH与由行走机构额定滑转率(即最大生产率工况)决定的有效牵引力PKPH应相等，亦即： PKPNeH=PKPH=PH

机器在这样的匹配条件下工作对，有效牵引力稍大于额定有效牵引力PH (例如大10％左右)，即会引起行走机构完全滑转。这样，就便于司机在铲土过程中掌握切土深度，使机器尽可能在接近额定有效牵引力的范围内作业。此时，由于行走机构滑转的自动保护作用将防止发动机在铲土过程中发生严重超载。同时，在工作循环的大部分时间内发动机则将在调速区段上工作，从而可以保证发动机在负荷急剧变化的工况下能得到较好地动力性和经济性。

图2-8 利用牵引特性来评价参数匹配之合理性 a-a-发动机额定功率工况

b-b-行走机构额定滑转率工况 c-c-平均最大工作阻力工况 d-d-最大牵引效率工况

e-e-由发动机扭矩决定的最大牵引力工况 f-f-行走机构最大附着能力工况

3)牵引参数合理匹配的第三个条件是从工作装置的容量应与额定牵引力相应的角度提出来的。如前所述，为了使机器获得较大的生产率，应该保证当铲土过程发生最大的铲掘阻力时(它通常发生在铲土过程末尾)，行走机构将在额定滑转率工况附近工作。亦即铲土过程末尾的平均最大工作阻力PX应等于机器的额定有效牵引力PH，而工作装置的容量即应按此力来选择。此条件可用下式表示：

PX=PH

当满足这一匹配条件时，工作装置的容量将按滑转曲线上较大的有效牵引力来选择，因而可使机器具有较大的生产率指标，而在工作循环的大部分时间内，则由于有效牵引力的减小，行走机构仍可在较高的效率区内工作。

上述三项匹配条件也可以利用牵引特性图来表示(见图2-8)。当满足这些条件时，牵引特性上代表发动机额定功率工况的a−a线与代表行走机构额定滑转率工况的b−b线和代表平均最大工作阻力的c−c线应接近或吻合。代表最大牵引效率工况的d−d线则应在它们的左方，而代表由发动机扭矩决定的最大牵引力工况的e−e线则应在代表行走机构最大附着能力的f−f线之右方。

2.3.1.4 速度档位数的选择和各档传动比的分配

在机械传动的铲土运输机械上通常都备有多级变速器，用来改变机器的工作速度和牵引力，以便改善发动机的负荷情况，以适应不同工况下作业的需要。

对于自行式平地机那样的连续作业机械，在铲土阻力波动的情况下，通过变速器档位的变换，可以改善发动机功率的利用程度。

对于循环作业的铲土运输机械，虽铲土阻力变化急剧，但铲掘工序的时间也较短，在机器的铲土

作业中通常也可在一个工作档位上完成。在此类机械上采用多档位变速器的目的，主要是为了满足不同工况(运输工况和牵引工况)、不同作业条件以及工作循环中不同工序对牵引力和速度的要求。

因此，各类铲土运输机械的速度档数需要根据不同机种的作业要求来加以确定。但是不论对于何类机种，在选择档位数和分配传动比时，通常都遵循着一些共同的原则。

首先，必须保证机器牵引特性图上各档速度曲线有适当的重叠，并且高一档的最大有效牵引力点应该处于低一档的速度曲线之下(见图2-9)。这样，当工作阻力大到必须换至低一档时，机器的车速仍然接近换档前的速度，发动机也不易熄火。

图2-9机械传动铲土运输机械牵引特性的速度曲线 图2-10传动系传动比按几何级数分配时的射线图

其次，为了使发动机的功率在各档工作范围内均获得同等程度的利用(具有相同的平均功率)，对轮式机械来说，也为了获得最大的起步加速度，必须保证机器在各档工作时发动机的扭矩、转速和功率都能在同一范围内变化。这一要求可通过按几何级数分配各档传动比的方法来实现。实际上如要求

变到某一最小机器在所有档位上工作时，发动机扭矩均能在相同范围内变化，亦即从某一最大扭矩Me(见图2-10)，则从图2-10中可得 扭矩Me=MePPK1P=K2=K3= CiM1CiM2CiM3PPK2P=K3=K4= CiM2CiM3CiM4=Me 从上式中消去PK2、PK3，则

iM2=MeiM1 MeiM3=MeiM2 MeiM4=MeiM3 Me……………

由此可得

MiM1iM2===e=q

iM2iM3Me这就是说，根据上述分配原则所得的各档传动比为一几何级数，其公比q可按下式计算：

q=n−1iMminiMmax

式中 iMmin——最低档传动比； iMmax——最高档传动比；

n——档位数。

以上所述，只是档位数选择和传动比分配的一般原则，在实际设计中由于配齿的需要，还可能对各档的传动比数值作出某些修正。此外，根据完成某些特殊作业的需要，有时也可直接增加某些供特殊用途的工作档位。

现在，来说明确定牵引参数的具体步骤。由于我国铲土运输机械的系列是按工作装置容量(或载重量)和发动机功率来分级的，而在总体设计中通常根据工作装置容量初步计算所需功率，即需首先解决发动机的选型问题，因此在各项牵引性能参数中发动机的参数可以认为是已知的。

对于大部分铲土运输机械来说，发动机的功率是由牵引工况所消耗的功率来决定的，因此牵引参数的确定将从低速的牵引工况开始，并按下列程序进行。对于某些要求很高运输速度的机械，特别是象铲运机那样在牵引作业时有助铲机协助工作的机械，发动机的功率将由运输工况所消耗的功率决定。此时牵引参数的确定应从高速运输工况开始，然而参数合理匹配的条件与前者并无原则区别。 1)选择机器最低工作档理论速度vTHmin

 2)根据扣除了辅助装置和功率输出轴消耗后的发动机自由功率Nez计算理论切线牵引功率NPK=NezMq NPK 3)计算额定切线牵引力PKH PKH=NPK

vTHmin 4)绘制以相对牵引力x（x=P/G）为横座标的滑转率无因次曲线

n =Ax+Bx并求出与额定滑转率H相应的额定相对牵引力H。

5)根据额定相对牵引力H、驱动轮重量分配系数 (=G/Gs)、滚动阻力系数f确定机器的使用重量Gs

Gs=PKH

(H+f) 6)确定最低工作档传动比iMmin

iMmin=2rdneH

vTHmin 7)选择最高档理论运输速度vTHmax，并确定相应传动比iMmax

iMmax=2rdneH

vTHmax8)确定各档传动比几何级数的公比q

q=n−1iMminiMmax

9)利用运输工况下的功率平衡方程校核发动机功率是否足够

=PKvTHmax=fGsvTHmax+kWFvTHmax(1−) NPK 如发动机功率不够，则可适当降低所选择的运输速度。

10)计算由发动机最大扭矩决定的牵引力PMemax和由附着条件决定的牵引力P PMemax=32MemaxMqiMminrd

P=G 此时应满足下列条件：

PMemax＞P

11)按选择的工作装置容量计算铲土过程的平均最大工作阻力PX。此时PX应接近额定有效牵引力

PH，亦即

PX=PH

如不能满足上述条件，可适当调整工作装置容量、最低档工作速度或传动比。

2.3.2 液力机械传动时牵性能参数的确定

对于液力机械传动的铲土运输机械，机器的牵引性能取决于发动机、变矩器、机械传动、行走机

构、工作装置共同工作的特性。因此机器牵引性能参数的合理匹配应保证使上述五者相互协调地进行工作。此时，与机械传动相比，将有某些不同。

在液力机械传动中，发动机与变矩器作为一种复合的动力装置，它的输出特性是由两者共同工作的输入特性决定的。但是，希望输出特性上有较大平均输出功率的问题却不仅取决于发动机和变矩器的特性，而且还与切线牵引力在共同工作输出特性上的分布位置有关，而切线牵引力本身的分布规律又与铲土工作阻力在行走机构滑转曲线上的配置有关。因此，要解决获得最大平均输出功率的问题，仍然是十分复杂的。然而，在液力机械传动中，由于变矩器的隔离作用，发动机负荷的波动情况要比机械传动缓和得多。尤其是当采用可透性很小的变矩器时，发动机将基本上处于稳定工作的状态，从这一方面看，求取最大平均输出功率的问题则可稍简单一些。

如果忽略各总成动态特性的影响(即按各总成的静态特性来研究它们之间的相互作用问题)，则涡轮轴上的平均输出功率可以根据概率论的原理来计算。此时必须首先知道切线牵引力PK的分布密度(密度函数)p(PK)(见图2-11)。如果将切线牵引力看成是一个在PKmin到PKmax区域内连续分布的随机变量，则涡轮轴平均输出功率N2作为随机函数N2(PK)之数学期望值，可按下列公式计算：

N2=PKmaxPKminN2(PK)p(PK)dPK (2-78)

式中 N2(PK)——涡轮轴输出功率随切线牵引力而变化的函数关系； p(PK)——切线牵引力之分布密度；

PKmin、PKmax——机器工作时的最小和最大切线牵引力。

2 显然函数N2(PK)将取决于两方面的因素：一方面是变矩器输入特性M1=1D5n1与转换到泵轮

=Me(n1)的匹配情况；轴上的发动机调速特性Me另一方面则是切线牵引力PK与涡轮轴输出扭矩M2之间的匹配情况。PK与M2之间是通过机械传动部分相联系的，并可用下式表示两者的关系： M2=PKrdiMMq

当变矩器有效直径D和机械部分总传动比iM之值为一定时，发动机与变矩器共同工作的扭矩输出特性M2=M2(n2)以及M2与PK之间的函数关系M2=M2(PK)亦为一定。如将切线牵引力PK之变化区间分成间隔为

PKmax−PKmin之n等分，则可获得n个PKj值(j=1，2，，n)，以及与之相应的

nPKjrdiMMq）。

P(PKj)值(见图2-9)和M2j值（M2j= 根据共同工作的输出特性，即可求得与PKj相应的N2j值。将N2j和p(PKj)值代入关系式(2-78)，并求其总和即可求出涡轮轴上的平均输出功率：

图2-11常态分布的切线牵引力密度函数 图1-12平均输出功率N2随变矩器 有效直径D与机械部分传动比iM而变化之情况

N2=PKmaxPKminP−PKminN2(PK)p(PK)dPK=KmaxnNj=1n2jp(PKj) （2-79）

这样，在已知变矩器无因次特性的情况下，以D和iM为参变量可求出一系列平均输出功率，并绘出如图2-10所示之线图。在这一线图上可找出一涡轮轴平均输出功率的最大值N2maxo与N2max相应的变矩器有效直径DOPT和机械部分总传动比iMOPT，即为D与iM之最佳值。

然而采用这一方法不仅要作许多繁琐的计算工作，而且切线牵引力PK之分布密度p(PK)本身也必须进行大量的统计测定后才能获得。此外，对许多铲土运输机械来说，除了考虑动力性外，还需考虑燃料的经济性。因此这一方法虽然在理论上是正确的，但在实用上，通常仍然只能采用近似的方法。 当近似地解决参数匹配问题时，可以将发动机调速特性与变矩器输入特性的匹配，它们共同工作的输出特性与行走机构滑转曲线的匹配以及工作阻力与滑转曲线的匹配分别加以考虑。 2.3.2.1 发动机特性与变矩器特性的匹配

在研究发动机与变矩器的匹配问题时，应指出，只有输入到变矩器泵轮轴上的那部分发动机扭矩和功率才参与两者的共同工作，因此首先必须解决应按多大的发动机功率和扭矩来研究发动机和变矩器的匹配问题。

如前所述，在机器上总有一些辅助装置必须由发动机直接驱动。而在某些场合下，例如对装载机来说，在作业时还有相当大的一部分功率是发动机直接传送给工作机构的。显然这些不通过变矩器而直接消耗的发动机扭矩和功率必须从发动机的有效扭矩和功率中加以扣除。

关于发动机自由扭矩Mez和自由功率Nez的确定在本章第一节中已有原则的叙述，并可按该节中的相应公式进行计算。

此外，发动机、变矩器和机械传动还可能存在着各种不同的联接方式(串联功率流式，并联功率流式以及是否带有中间减速或增速器等)。在不同的联接方式下，输入变矩器的扭矩和功率也不同。因此在研究两者的合理匹配时，必须将扣除各种消耗后的发动机自由扭矩和自由功率转换到变矩器输入轴上，并根据这种转换到变矩器泵轮轴上的发动机调速特性来考虑发动机与变矩器的匹配问题。

当发动机通过中间减速器或增速器与变矩器相连时，将发动机调速特性转换至泵轮轴上的条件为；

=neneg=e (2-80) =MeziJJ，Ne=NezJ ，ge，MeJiJ式中 Mez 、Nez——扣除了功率输出轴和辅助装置消耗后的发动机自由扭矩和自由功率； ne——发动机转速；

Ge、ge——发动机小时燃油耗和比油耗；

、Ne——换算至泵轮轴上的发动机扭矩和功率； Me——换算至泵轮轴上的发动机转速； ne——换算至泵轮轴上的发动机小时燃油耗和比油耗； 、ge Ge iJ、J——减速器或增速器的传动比和效率。 两者共同工作的条件为：

 ，n1=ne M1=Me式中 M1、n1——变矩器泵轮轴扭矩和转速。

对并联功率流式的变矩器，则应首先计算等效变矩器的无因次特性，然后进行相应的转换。

应当指出，在发动机的调速特性上，最大扭矩、最大功率和最低比油耗的工况并不是一致的，因此在解决发动机与变矩器的合理匹配时，满足最大起动扭矩、最大牵引功率，最低比油耗这三方面要求之间往往存在着一定的矛盾。对于以牵引性能作为基本使用性能的铲土运输机械来说，保证涡轮输出轴能具有最大的平均输出功率无疑是需要首先考虑的问题，尤其是对诸如履带推土机那样的低速机械则更是如此。然而，对于运输速度较高，运输工况占较大比重的机械(例如单轴牵引车)，则在考虑两者的匹配时应适当地兼顾燃料经济性和加速性方面的要求。对于这些机械，通常希望选择具有一定可透性的变矩器，并配用扭矩适应性系数较高的发动机，以便有可能兼顾这两方面的要求。

在计算涡轮轴的平均输出功率N2时，如假定切线牵引力为均匀分布，则N2。不难根据式(2278)求出。此时由于PK之分布密度p为一常量，所以不难看出： p(PK)=PKmax1

−PKmin 这样式(4-78)将有如下形式：

N2=PKmax1−PKminPKmaxPKminN2(PK)dPK (4-81)

因为PK与M2成正比，因此上式也可改写为：

N2=M2max1−M2minM2maxM2minN2(M2)dM2 (2-82)

式中 M2max、M2min——与PKmax、PKmin相应的涡轮轴输出扭矩。

考虑到在机器实际作业中总是尽量希望变矩器能在工作效率区的最大扭矩和最小扭矩之间工作，因而可假定M2max=M2pmax、M2min=M2pmin。于是涡轮轴之平均输出功率N2可按下式计算

N2=M2pmax1−M2pminM2pmaxM2pminN2(M2)dM2 (2-83)

式中 M2pmax、M2pmin——与变矩器工作效率p（p=75%）相应的涡轮轴最大和最小输出扭矩。 当实际确定变矩器输入特性在换算到泵轮轴上的发动机调速特性上的匹配位置时，可以选择变矩器工作效率区中部附近的3～4个位置作为发动机额定功率的匹配位置，作出共同工作的输出特性，并按式(4-83)计算平均输出功率N2。在比较这几个不同匹配位置时，应根据机器的不同类型对动力性和经济性指标进行综合考虑。对于轮式机械来说，发动机在部分负荷下工作的比重比较大，因而在解决匹配问题时，考虑燃料经济性要求的比重亦应较履带式机械为大。有时为了满足部分负荷的燃料经济性，甚至不得不适当的牺牲一点动力性方面的指标。

在研究变矩器和发动机共同工作的燃料经济性时，最好采用发动机的通用特性来代替调速特性，以便更清楚地表明发动机最经济的燃料消耗区是否被充分利用。此时应尽可能使这一低油耗区域能包含在变矩器的工作效率区内。

当经过动力性和经济性各方面要求的综合平衡后，可选择其中的一个最佳的匹配位置。 2.3.2.2 共同工作输出特性、滑转曲线、工作阻力之间的配置及牵引性能参数合理匹配的条件

在取得了共同工作输出特性的基础上，输出特性、滑转曲线、工作阻力之间的配置就可以用类似机械传动的方法来解决。此时牵引参数合理匹配的条件可归纳如下： 1)对于液力机械传动的铲土运输机械来讲，利用行走机构的滑转来防止发动机熄火显然是没有意义的。在这种场合下重要的问题是要防止使变矩器经常加载到过低的效率区工作。因为变矩器经常处在效率很低的工况下工作，一方面会大大降低发动机和变矩器共同工作的输出功率，另一方面将导至变矩器过热。因此，行走机构的滑转应该起到保护变矩器不使进入低效率区工作的作用。这样，合理匹配的第一个条件可表述为：由发动机与变矩器共同工作输出特性上的最大工作扭矩M2pmax(p=75%相应的变矩器输出轴最大扭矩)所决定的牵引力PM2pmax应大于由附着条件决定的最大牵引力P，亦即：

PM2pmax＞P

2)牵引性能参数合理匹配的第二个条件可归结为发动机与变矩器共同工作输出特性的最大功率工况应与行走机构的最大生产率工况相一致。此时，与变矩器输出轴最大功率相应的有效牵引力

PKPN2pmax应等于与行走机构额定滑转率相应的有效牵引力PKPH，亦即：

PKPN2pmax=PKPH=PH

3)牵引性能参数合理匹配的第三个条件和机械传动型并无原则之区别，即机器在铲土过程末尾的平

均最大工作阻力PX应等于额定有效牵引力PH，亦即： PX=PH

图2-13液力机械传动的换档特性

2.3.2.3 速度档位数的选择和各档传动比的分配

由于变矩器的自适应性能，液力机械传动的铲土运输机械可以通过传动比的自动调节来适应机器外部阻力的变化。然而在变矩器的全部无级调节范围内，有相当一部分区域的效率过低。使变矩器经常地转入低效率区工作，这显然是不合理的。所以在机器正常作业时，利用变矩器进行自动无级调节的，通常仅是变矩器特性曲线上的工作效率区(效率大于75％的区域)。因此，在液力机械传动的铲土运输机械上，一般仍然需要配备机械有级变速器。

由于不存在发动机强制熄火的问题，而变矩器与发动机共同工作输出特性的功率曲线变化又较平缓，因此对液力机械传动来说，确定有级变速器档位数的基本原则应该是保证在变速器各档位的工作范围内，使变矩器都能在高效率区(效率大于75％)工作。这样，当机器外部阻力变化时，就可用换档的方法使变矩器不致转入低效率区工作(见图2-13)。

至于传动比的分配问题，则同样可按几何级数来确定，其公比q的计算公式亦与机械传动时相同。 在确定了参数匹配的原则后，液力机械传动铲土运输机械牵引性能参数计算的具体步骤即可参照机械传动时类似的程序进行。

2.4 牵引特性

牵引特性是反映铲土运输机械牵引性能和燃料经济性最基本的特性曲线。牵引特性以图解的形式表示了机器在一定的地面条件下，在水平地段以全油门作等速运行时，机器各档的有效牵引功率NKP、实际速度v、牵引效率KP、小时燃油耗GJ、比油耗gKP、滑转率和发动机功率Ne(或转速ne)随有效牵引力PKP而变化的函数关系，亦即：NKP=NKP(PKP)、v=v(PKP)、KP=KP(PKP)、

GJ=GJ(PKP)、gKP=gKP(PKP)、=(PKP)、Ne=Ne(PKP)的图解形式。

牵引特性可分为理论特性和试验特性两种。理论牵引特性是根据机器的基本参数，通过牵引计算来绘制的。由于计算时不可避免地要引入某些假设，所以理论牵引特性与实际情况总会有某些出入。较能真实地表明铲土运输机械实际牵引性能和燃料经济性的是通过牵引试验测得的试验牵引特性。

牵引特性曲线是铲土运输机械的基本技术文件，无论在机器的设计还是使用中，它们都是十分重

要的。在机械的设计过程中，牵引特性被广泛地用来研究和检查发动机、传动系、行走机构和工作装置各参数之间匹配的合理性。在比较同一类型机器各种设计方案的动力性和经济性的技术参数中，牵引特性则成为一种重要手段。

在铲土运输机械的使用过程中，牵引特性有助于合理地使用机器，有效地发挥它们的生产率。在组织机械化施工时，牵引特性也常常是解决各种机种进行合理配合的基本依据。

在牵引特性图上可以标出机器在最低档的某些特征性工况下各项牵引参数的具体数值，作为表征铲土运输机械牵引性能和燃料经济性的基本指标(见图2-14)。

这些特征性工况为： 1)最大有效牵引功率NKPmax工况； 2)最大牵引效率KPmax工况； 3)发动机额定功率NeH工况； 4)额定滑转率H工况；

5)由发动机扭矩决定的最大牵引力PMemax工况； 6)由附着条件决定的最大牵引力P工况。 对于液力机械传动还应补充： 7)变矩器最大输出功率N2max工况；

8)变矩器工作扭矩决定的最大牵引力PM2Pmax工况。

图2-14铲土运输机械的牵引特性

在上述各特征工况下的各项牵引指标，可以列成表2-l之形式，此种表格在比较不同设计方案的牵

引性能和研究发动机、传动系、行走机构和工作装置参数间的匹配问题时，使用极为方便。 表2-1 各特征工况下的牵引性能和燃料经济性的基本指标 特征工况 有效牵引力PKP 最大有效牵引功率工况 实际行驶速度v 有效牵引功率NKP 牵引效率 滑转率 小时燃油耗GJ 比油耗 KP  gKP NKPmax 最大牵引效率工况KPmax 发动机额定功率工况NeH 额定滑转率工况H 发动机扭矩决定的最大牵引力工况 PMemax 附着条件决定的最大牵引力工况P 变矩器最大输出功率工况 N2max 变矩器工作扭矩决定的最大牵引力工况 PM2Pmax 2.4.1 理论牵引特性的绘制 2.4.1.1 机械传动

在绘制机械传动铲土运输机械的牵引特性时，应首先给定以下一些原始资料。 1)发动机调速外特性：在调速特性中应包括以下的曲线图解(见图2-15)。 Me=Me(ne)，Ne=Ne(ne)，Ge=Ge(ne)

2)机器的使用重量Gs和附着重量G：机器的使用重量应包括全部液体重量（燃料在容量2/3以上，冷却水、润滑油、工作油按规定注入)，随车工具及驾驶员质量（按60~65千克计算）。

3)传动系各档总传动比iM以及机械传动部分总效率Mq（对于轮式机械Mq=M，对于履带式机械Mq=Mq，在初步计算中可取q=0.96~0.97）。

4)驱动轮动力半径rd。

5)地面条件和滑转率曲线=(P)。

对于铲土运输机械的典型地面条件，自然密实的粘性新切土，滑转率曲线可分别按以下经验公式绘制。

对于轮式机械（轮胎气压在20~30MPa范围）：

PP=0.1+(5.48~9.25)GG对于履带式机械（在=0~0.5范围内）：

 8PP=0.05+3.92GG14.1

机器的牵引特性可以采用图解分析法或图解法来绘制。 2.4.1.1.1 图解分析法，绘制步骤如下： 1)根据发动机调速外特性上的扭矩曲线，按下列公式绘制扣除辅助装置和功率输出轴之消耗后的发动机扭矩曲线Mez=Mez(ne)(见图2-15)：

当功率输出轴有功率分出时，还应按下列公式绘制扣除辅助装置和功率输出轴之消耗后的发动机功率和小时燃油耗曲线Nez=Nez(ne)和Gez=Gez(ne)

Nez=Ne−NF−NPTO Nez=GeNez Ne

图2-15 发动机调速外特性

以上公式中的MF和NF可根据4.1中的相应公式(公式4-1至4-16)来计算。

以下步骤将按功率输出轴无功率输出的情况考虑，当有功率分出时，其绘制方法并无原则差别。 2)在方格纸上作一具有两个象限的坐标图(见图2-16)。在第一象限内横坐标代表有效牵引力PKP，纵坐标则以相应的比例尺分别表示v、NKP、KP、、GJ、gKP和Ne。在第二象限内，纵坐标表示Mez，横坐标则以相应之比例尺表示ne、Ne和Ge。

3)将扣除MF后之发动机调速特性变换成以Mez为自变量之发动机调速特性： ne=ne(Mez)，Ne=Ne(Mez)，Ge=Ge(Mez) 并逆时针旋转90度绘于第二象限内。

图2-16 用图解分析法绘制机械传动铲土运输机械的牵引特性

4)按公式Pf=fGs计算滚动阻力Pf。自坐标原点O向左量取相当于Pf之线段OO1，以O1作为切线牵引力PK之原点，并以与PKP相同之比例尺，作一直线O1C表示函数关系：

PK=MeziMMqrd

5)在第一象限内绘出滑转率曲线：

=(P)

6)在第一象限内作曲线v=v(PKP)。过横坐标上的任一点a1作垂线与曲线=(P)交于a2点，与直线O1C交于a3点，过a3点作水平线与纵坐标交于b1点，与第二象限之曲线ne=ne(Mez)交于a4点。将a1a2代表之值（=a1a2），b1a4代表之值(ne=b1a4)代入下列公式：

v=2rdne(1−) iM则可得到与Oa1相应之v值。在纵坐标上以相应的比例尺标出线段Ob2，过b2点作水平线与垂线a1a2交于a5，则点a5即为曲线v=v(PKP)上之一点。根据同一方法得出若干点后，即可作出v=v(PKP)之曲线图象。

7)在第一象限内作曲线GJ=GJ(PKP)。过a3作水平线在第二象限内与曲线Ge=Ge(Mez)交于

a6点，可得一与Oa1相应之GJ值(GJ=Ge=b1a6)。在纵坐标上以GJ之比例尺标出线段Ob3，过b3作水平线与垂线a1a2交于a7点，则a7点为曲线GJ=GJ(PKP)上之一点。由此，可作出GJ=GJ(PKP)之函数图象。

8)根据已作出之曲线v=v(PKP)绘制曲线NKP=NKP(PKP)：

NKP=PKPv

9)作辅助曲线Ne=Ne(PKP)。过a3作水平线与第二象限之曲线Ne=Ne(Mez)交于a9。线段

b1a9即代表一与Oa1相应的Ne值，以Ne之比例尺在纵坐标上标出线段Ob5。过b5作水平线与垂线

a1a2交于a10，则点a10为曲线Ne=Ne(PKP)上之一点。由此可作出曲线Ne=Ne(PKP)。

10)根据已得之曲线NKP=NKP(PKP)和Ne=Ne(PKP)按下列公式作曲线KP=KP(PKP)： KP=NKP Ne11)根据曲线NKP=NKP(PKP)和GJ=GJ(PKP)按下列公式作曲线gKP=gKP(PKP)：

gKP=GJ NKP可得一与Oa1相应之gKP值，以gKP之比例尺在纵坐标上标出线段Ob7。过b7作水平线与a1a2交于a12点，则a12点即为曲线gKP=gKP(PKP)上之一点。由此可作出gKP=gKP(PKP)之函数图象。

2.4.1.1.2 图解法，绘制步骤如下：

1)按图解分析法步骤1)中之同样方法绘制扣除辅助装置和功率输出轴消耗后之发动机调速外特性。以下按功率输出轴无功率分出的情况讨论。

2)在方格纸上作具有四个象限的坐标图。在第一象限内，横坐标代表有效牵引力PKP，纵坐标则以相应之比例尺分别表示v、NKP、KP、、GJ、gKP和Ne。在第二象限内，横坐标代表ne、Ne和，纵坐标则表示vT。在第三象限内，纵坐标表示Mez，横坐标则与第Ge（Ge与GJ的比例尺应相同）

二象限相同。在第四象限内，纵坐标与第三象限相同，横坐标则与第一象限相同（见图2-17）。凡同一

参数，不论在横坐标或纵坐标上，其比例尺应相同。

3)将扣除MF后之发动机调速特性变换成以Mez为自变量之函数 ne=ne(Mez)，

Ne=Ne(Mez)，Ge=Ge(Mez)并绘于第三象限内。

4)按公式Pf=fGs计算滚动阻力Pf。自坐标原点O向左量取相当于Pf之线段OO1，以O1为PK之原点，用与PKP相同之比例尺，按下列公式作一表示PK与Mez函数关系直线O1C：

PK=MeziMMqrd

5)在第二象限内作一45度之斜线OA。 6)在第一象限内绘出滑转率曲线

=(P)

7)在第二象限内，按以下公式作一表示vT与ne函数关系之射线OD：

vT=2rdne iM8)在第一象限内作曲线v=v(PKP)。过第一象限横坐标上的任一点a1作垂线与曲线=(P)交于

a2点，与第四象限直线O1C交于a3点，过a3点作水平线与第三象限之曲线ne=ne(Mez)交于a4点。

过a4点作垂线与第二象限之横坐标交于a5点，与直线OD交于a6点。将a1a2所代表之值与a5a6所代表vT之值代入公式v=vT(1−)，计算出相应的实际速度v。在第一象限之纵坐标上以v之比例尺标出线段Ob1，过b1点作水平线与垂线a1a2交于a7点。则点a7即为曲线v=v(PKP)上之一点。根据同一方法作出若干点后，即可绘出v=v(PKP)之曲线图象。

图2-17 用图解法绘制机械传动铲土运输机械的牵引特性

9)在第一象限内作曲线GJ=GJ(PKP)。过第三象限内之水平线a3a4与曲线Ge=Ge(Mez)之交点

a8作垂线，与第二象限之射线OA交于a9点。过a9作水平线与垂线a1a2交于a10点。点a10即为曲线GJ=GJ(PKP)上之一点。由此可作出GJ=GJ(PKP)之函数图象。

10) 作辅助曲线Ne=Ne(PKP)。过第三象限内之水平线a3a4与曲线Ne=Ne(Mez)之交点a11作垂线，与第二象限内之射线OA交于a12点。过a12作水平线与垂线a1a2交于a13点。则点a13为曲线

Ne=Ne(PKP)上之一点。由此可作出曲线Ne=Ne(PKP)。

11)根据曲线v=v(PKP)按下列公式绘制曲线NKP=NKP(PKP)：

NKP=PKPv

12)根据曲线NKP=NKP(PKP)和Ne=Ne(PKP)按下列公式绘制曲线KP=KP(PKP)： KP=NKP Ne13)根据曲线NKP=NKP(PKP)和GJ=GJ(PKP)按下列公式作绘制曲线gKP=gKP(PKP)：

gKP=GJ NKP2.4.1.2 液力机械传动

如前所述，对于液力机械传动的铲土运输机械来说，可将发动机和液力变矩器看成某种复合的动力装置。此时两者共同工作的输出特性将成为此种复合动力装置的外部特性。因此，当发动机和变矩器共同工作的输出特性为已知时，机器牵引特性的绘制方法和机械传动的情况并无原则差别。

需要注意的是，在计算发动机和变矩器共同工作的输出特性时，在发动机的有效扭矩和有效功率中应扣除由发动机直接驱动的那部分消耗，并按2.2所述之方法将发动机的调速特性转换到变矩器的泵轮轴上。

当已经确定了发动机与变矩器的匹配关系时，两者共同工作的输出特性可以根据共同工作的输入特性和变矩器的无因次特性来绘制，其方法如下。

=Me(ne)和变矩器 1)根据共同工作输入特性(见图2-18 a)上换算至泵轮轴上的发动机扭矩Me输入特性上的一系列交点a1,a2,,a10(输入特性一般按i=0.1的间隔绘制已为足够)，找到一系列相应的数值(M1j,n1j,ij)j=1,2,,10。

2)根据相应的变矩器传动比ij在无因次特性上找出相应的变矩比Kj(见图2-18c)。 3)按下列公式计算相应的涡轮轴输出扭矩M2和转速n2 M2=KM1，n2=in1

由此得出一系列相应的坐标点(M2j,n2j)j=1,2,,10和坐标点(M1j,n2j)j=1,2,,10。

图2-18根据发动机与变矩器共同工作的输入特性绘制共同工作的输出特性

4)将上述各坐标点标在输出特性的座标图上，并连成曲线即可获得输出扭矩曲线M2=M2(n2)和

M1=M1(n2)（图2-18b上曲线M1未绘出）。

5)根据相应的变矩器传动比ij在无因次特性上找出一系列与转速n2j相应的变矩器效率j，由此可绘出输出特性上的效率曲线1=1(n2) (图2-18b上未绘出)。

6)在输入特性上由a1,a2,,a10点作垂线与换算至泵轮轴上的发动机小时燃油耗曲线

=Ge(ne)交于b1,b2,,b10，换算出与转速n2j相应的小时燃油耗G2j。由此可绘出输出特性上的Ge小时燃油耗曲线G2=G2(n2)。

7)按下列公式计算相应的输出功率N2和比油耗g2，并绘制输出功率曲线N2=N2(n2)和输出比油耗曲线g2=g2(n2)。

N2=M2n2

g2=G2 N2 当只给出变矩器的无因次特性和有效直径时，也可以根据换算至泵轮轴上的发动机调速特性直接

绘制共同工作的输出特性。

按这一方法直接绘制共同工作输出特性，首先需要确定发动机与液力变矩器共同工作时，两者参数之间的关系。为此可引入一新的参变数——发动机扭矩系数e： e=Me 25Dne式中 D——变矩器有效直径；

——换算至泵轮轴上的发动机扭矩； Me——换算至泵轮轴上的发动机转速。 ne=n1的条件，因此 =M1，ne 由于在稳定运转时必须满足Me

e=MeDne52=M1=1 52Dn1式中 1——变矩器泵轮扭矩系数； M1——变矩器泵轮轴扭矩； n1——变矩器泵轮轴转速。

这样，发动机与变矩器共同工作的条件可用下式表示：

e=1

根据这一条件，可按下列方法绘制共同工作的输出特性： 1)在转换至泵轮轴上的发动机调速特性图上，按 e=Me 25Dne)的曲线(见图2-19左方)。 绘出发动机扭矩系数e=e(ne 2)在调速特性的右边绘出变矩器的无因次特性，此时1与e的比例尺应相同(见图2-19)。

 (点a1)，过a1引垂线与e、Me分别交于a2,a3,a4。和Ge3)在调速特性横坐标上任取一转速nej过a2点向右引水平线与无因次特性上的曲线1交于a6。过a6点引垂线与曲线K和以及横坐标交于

相应的变矩比Kj；线段a1a3表示与nej相应的泵轮扭矩M1j；a8,a7,a5。此时，线段a5a8表示与nej相应的变矩器传动比ij；线段Oa1表示与nej相应的泵轮轴转速n1j。 线段Oa5表示与nej

图2-19根据发动机的调速特性和变矩器的无因次特性直接绘制共同工作的输出特性

4)按公式

M2=KM1，n2=in1 计算相应的涡轮轴输出扭矩M2j和转速n2j。

5)在无因次特性之右边平列地绘制共同工作的输出特性。为此，按纵坐标M2j，横坐标n2j在座标图上标出坐标点a12。点a12即为输出特性扭矩曲线上的一特定点。利用同样方法可求得扭矩曲线上的一系列坐标点(M2j,n2j)j=1,2,,10，从而即可作出扭矩曲线M2=M2(n2)。同样，根据坐标点

(M2j,n2j)j=1,2,,10可绘制扭矩曲线M1=M1(n2) (图2-19中未绘出)。

6)绘制输出特性的效率曲线和小时燃油耗曲线。为此，过a12点作垂线交横坐标于a9点。过a7和a4引水平线与a12a9交于a10和a11。点a10和a11即为效率曲线和小时燃油耗曲线上的一点。由此可作出效率曲线=(n2)和小时燃油耗曲线G2=G2(n2)。

7)按下列公式绘制相应的输出功率曲线N2=N2(n2)和比油耗曲线g2=g2(n2) (图中未绘出)：

N2=M2n2

g2=G2 N2 在取得共同工作的输出特性后，绘制液力机械传动铲土运输机械的牵引特性就较为简单了。此时，绘制的原始资料将是：

1)发动机与液力变矩器共同工作的输出特性

M2=M2(n2)、M1=M1(n2)、G2=G2(n2)

为自变量的发动机功率辅助曲线Ne=Ne(Me)。 2)以换算至泵轮轴上的发动机扭矩Me 3)机器的使用重量Gs和附着重量G。

4)机械传动部分各档的总传动比iM以及总效率Mq。 5)驱动轮动力半径rd。

6)地面条件和滑转率曲线=(P)。

牵引特性的绘制同样可采用图解分析法(见图2-20)和图解法(见图2-21)，并且基本上类同于机械传

动的情况。只是由于输出特性变化比较平缓，故不必作自变量之变换。

图2-20用图解分析法绘制液力机械传动铲土运输机械的牵引特性

图2-21用图解法绘制液力机械传动铲土运输机械的牵引特性

2.4.2 试验牵引特性的测定

铲土运输机械的牵引特性也可以通过牵引试验进行实际测定。通过这种实际测定所得到的牵引特性称为试验牵引特性。在牵引试验中除了测定绘制机器试验牵引特性所必须的各项参数外，有时为了进一步分析机器的牵引平衡和功率平衡还附带地测定某些动力参数，以便确定机器的辅助装置、传动系、行走系的消耗以及由滚动阻力、风阻力和行走机构滑转等引起的损失。牵引试验可以在专门的试验台架或跑道上进行。

供牵引试验用的台架，最常见的型式是转鼓式或履带式试验台。这种试验台是按相对运动的可逆性原理制成的。在试验台上机器将停着不动，而地面则以行驶着的转鼓或履带的形式向机器的后方移动。为了保持机器不向前运动，在水平面内通过测力计将它固结在不动的机架上。机器的有效牵引力即由这一测力计感受，而在转鼓或履带链轮的输出轴上则装有制动装置(各种类型的测功器)，可进行加载和测功。

在试验台上进行机器牵引试验的最大缺点是不能很好地反映行走机构与地面相互作用的真实情况。即使在刚性路面的情况下，用转鼓或履带的运动来代替车辆在真实路面上的行驶也会由于诸如轮胎变形、滑转方面的差别、高速运行引起的振动和不稳定性等原因而造成重大的误差。对于在土质地

面上作业的铲土运输机械来说，这种差别就更为严重。因此，跑道试验在目前仍然是世界各国进行牵引试验的标准方法。

在跑道上进行牵引试验时，机器的牵引负荷是由拖挂在机器后面的负荷车来加载的，这种加载车辆可以采用专门设计的负荷车，也可利用大功率的拖拉机来代替，前者能保证给试验车施加比较稳定的载荷。在试验时一般至少应测定以下数值：有效牵引力PKP，试验车实际行驶距离L，通过这一距离的时间T，相应的燃料消耗量G和左、右驱动轮的转数nz、ny以及发动机的转数ne。有时为了进一步分析牵引效率的组成还可附加测定发动机的输出扭矩和左右驱动轮的驱动力矩。目前在牵引试验中广泛采用着各种电测仪器，图4-20是牵引试验中所采用的电测仪器和联接线路的实例。在图4-20中，采用了环形测力计来测定有效牵引力，牵引力由粘贴在拉力环内圆面上的大功率应变片感受，它们组成了一个测量全桥，并由一组专用的蓄电池供电。由于应变片容许很大的工作电流，因而电桥输出的测量信号可以不经放大器而直接记录在光线示波器上。机器的实际行驶距离由安装在后部的五轮仪来测定。在五轮仪上装有感应式计数器，每转可给出五个电脉冲信号。左右驱动轮的转数分别由安装在驱动轮上的感应式计数器来测定，驱动轮每转可给出五个电脉冲信号。燃油消耗量由测量油筒来测定，并由带穿孔量杆的浮子来感受，通过光电计数器转换成电脉冲信号。发动机的转速由一台数字转速计测定，它可以在给出脉冲信号(每10转有一个电脉冲)的同时直接由数码管读出发动机转速。试验的时间讯号电脉冲由一台时间讯号发生器供给。所有的电信 号同时记录在一台光线示波器的纸带上。

图2-22牵引试验用的电测仪器和连接线路框形示意图

1-拉力环 2-五轮仪3-驱动轮转数计数器4-发动机数字转速计5-小灯

6-光电计数器7-时间讯号发生器8-计数器电源9-光线示波器 10-拉力环直流电桥电源11-示波器、时间讯号发生器电源

对于牵引试验来说，十分重要的问题是如何提高试验结果的可比性。牵引试验一直是机器性能试验中最容易产生结果不一致的一种试验。影响试验结果不一致的因素很多，其中最主要的有以下几个方面：地面附着性能的不一致，牵引力点高度和配重的选择和分布的不一致；轮胎状态的不一致(包括环境温度的影响)，所加牵引负荷稳定性的差别。

牵引试验的不一致性引起了在对比不同机型的试验结果时发生困难。当这种不一致性十分严重时，

试验结果显然会失去可比性。为了提高试验结果的可比性，往往希望采用地面状态比较稳定，附着性能良好的路面作为试验跑道。因此许多国家的拖拉机试验标准(在不少国家中，铲土运输机械的牵引试验是参照拖拉机试验标准进行的)规定牵引试验只在专门建造的沥青混凝土或水泥混凝土的人工跑道上进行。但是，在这样条件下取得的试验结果只能反映出机器某种可能的技术性能(即所谓技术性试验)，而并不代表机器在作业条件下真实的牵引性能。这就大大减低了跑道试验相对于台架试验的优越性，同时也导至了不少制造厂希望在机器试验时用大量增加配重的方法来取得良好的牵引指标，但这些配重在机器作业时并不适用。

因此，寻求某种能反映机器作业时实际牵引性能的试验方法，一直是引起广泛兴趣的课题。确定机器在作业条件下的实际牵引性能，不仅是用户直接关心的问题，而且对设计人员考核各总成参数选择的合理性也有着重要意义。

对于铲土运输机械来说，目前不少国家已规定牵引试验必须在土质地面上进行，并要求严格控制地面状态、土质条件和牵引点的高度。对于这样的牵引试验虽然不应期待十分精确的可比性(例如小于牵引性能指标的百分之几)，然而至少可对机器在作业条件下的实际牵引性能作出一定程度的评价。 为了提高牵引试验的可比性，必须严格地控制试验条件。

首先，试验场地应尽可能地接近实际作业中有代表性的典型土质条件(例如有的国家规定牵引试验应在粘性的新切土上进行)，并严格控制诸如含水量、密实度、剪切强度等土的物理机械性质和地面的坡度。

其次，牵引点的高度应尽量符合在实际作业时铲土阻力的作用高度。

试验样机的技术状态应符合制造厂的要求，并在试验前进行必要的跑合，以便各总成达到稳定的工作性能，特别是发动机性能和轮胎的磨损应达到稳定状态。此外，在每次试验开始前还应进行适当的预热。

对于测量仪器，除要求一定的精确度外，应尽可能地在现场进行标定，特别是五轮仪应严格控制胎压并在每次试验前后进行现场标定。

在给试验车加载时应尽可能保持牵引负荷的稳定性。

根据牵引试验所获得的测量数据，经过整理即可绘制试验牵引特性。此时可按以下计算公式确定绘制特性所需的各项数值。

1)对于有效牵引力PKP应选择牵引负荷稳定的区段读取其平均值。

2)实际行驶速度v可根据在相应区段(即读取平均有效牵引力的同一区段)由五轮仪测定的实际行驶距离L和相应的试验持续时间T来计算：

v=L TL=mll

式中 L——与读取有效牵引力的区段相应的机器实际行驶距离； T——与这一区段相应的试验持续时间； mL——在这一区段内五轮仪计数器的脉冲数；

l——五轮仪的标定常数，即每一脉冲代表的行驶距离。

3)小时燃油耗GJ可根据在相应区段内由油耗仪测得的燃料消耗量G来计算： GJ=G T式中 G——在读取挂钩牵引力的区段内的燃料消耗量(g)。

4)滑转率可按空载和牵引负载下通过相应的实际行驶距离L时的左右驱动轮平均转数nk来nq计算：

=nq−nKnq

5)发动机的功率Ne可根据在相应区段内的发动机平均转速ne在台架试验测定的发动机调速外特性上取得。

6)有效牵引功率NKP，牵引效率KP，比油耗gKP是派生的数值，它们可按相应公式计算。 在对不同牵引负荷的试验进行上述计算后，即可在坐标纸上绘出试验牵引特性。

2.4.3 根据牵引特性曲线分析铲土运输机械的牵引性能和燃料经济性

牵引特性是评价铲土运输机械的牵引性能和燃料经济性的基本依据。在牵引特性图上不仅可以看到不同档位下机器动力性和经济性各项指标的具体数值，而且还可以从各档特性曲线的形状、走向和分布中获知在不同牵引负荷下机器牵引性能和燃料经济性的变化情况，以及各档传动比的分配情况和牵引力、速度的适应性能。当对牵引特性作进一步的研究时，还可以根据各特征工况下的功率平衡来分析发动机额定功率的分配情况，以及从各特征工况在牵引特性图上的位置和相互关系中来分析牵引性能参数匹配的合理性。通过这些分析将进一步表明各总成的工作性能是否获得充分发挥，并表示出机器牵引性能和燃料经济性良好或欠佳的原因。下文将结合某些具体的实例来讨论如何根据牵引特性来评价机器的牵引性能和燃料经济性。

图2-23和2-24是二台机械传动履带推土机的试验牵引特性，机器的主要参数列于表2-2内。 在研究牵引特性时可作如下讨论：

1)首先可按表2-1的形式列出各特征工况下机器牵引性能和燃料经济性的基本指标(见表2-3)。根据这些基本指标和牵引特性图即可对机器的牵引性能和燃料经济性作出初步的评价。例如对比表2-3中之数据可以看到图2-23所示的推土机各项牵引指标普遍较高，而图2-24所示的推土机则普遍较低。对于后者来说，一档的最大有效牵引功率只有61.8千瓦，从牵引特性上可以看到二、三档的有效牵引功率更低，而四档的最大有效牵引功率只有24.3千瓦；在发动机额定转速下的有效牵引力只有90千牛顿，而牵引效率仅为49％；在10％的滑转率下，虽然有效牵引力可增大到140千牛顿，但有效牵引功率只有42千瓦，此时推土机速度下降到、1.1公里/小时。因此可以得出初步结论，即图2-24所示推土机的牵引性能和燃料经济性欠佳，而图2-23则较好。

图2-23 机械传动履带推土机试验牵引特性 图2-24 机械传动履带推土机试验牵引特性 表2-2试验推土机(图2-23、2-24、2-25)的主要参数 参 数 名 称 发动机额定功率NeH（kW） 发动机额定转速neH（rpm） 发动机额定扭矩MH（Nm） 发动机最大扭矩Mmax（Nm） 发动机最大扭矩转速neMemax（rpm） 发动机空载最高转速nemax（rpm） I档总传动比iMⅠ Ⅱ档总传动比iMⅡ 履带板节距l0（m） 驱动轮啮合齿数 推土装置高度Hg（mm） 推土装置宽度Bg（mm） 图2-23 136 1850 716 800 1150 2000 120 78.9 0.216 12.5 1060 4260 图2-24 112.5 1800 610 680 1100 2000 120 78.9 0.216 12.5 1100 4170 图2-25 136 1850 716 800 1150 2000 0.216 12.5 1280 3620 推土机使用重量Gs（N） 推土机滚动阻力Pf（N） 213700 14000 202000 21680 211000 18800 小时燃 油耗比油耗 表2-3由试验牵引特性(图2-23、2-24、2-25)得出的牵引性能和燃料经济性基本指标 特征工况 有效牵 引力 实际行驶 有效牵引 牵引效率 滑转率 速度 功率  KP v % NKP % km/h kW PKP kN gKPg/kWh GJkg/h 31.5 24.5 31.5 NKPmax工况 图2-23 图2-24 图2-25 图2-23 图2-24 图2-25 图2-23 图2-24 155 107 145 140 130 140 160 90 160 140 160 184 150 176.5 165 173 147 2.25 2 2.16 2.35 1.5 2.22 2.1 2.3 2.1 1.1 1.77 2.1 95 61.8 86 90.5 53 84.5 92 55 92 42 77.5 84 72 56 62 75 66.5 63 68 49 68 65 53 61 7 5 4 5 8 3 10 4 10 10 10 6 510 463 570 KPmax工况 NeH 工况 H况 工图2-23 图2-24 图2-25 图2-23 图2-24 图2-23 图2-24 图2-25 图2-25 PMemax工况 P工况 N2max工况 PM2Pmax工况 图2-25 177 2)其次可根据各档有效牵引功率曲线和行驶速度曲线的分布情况来考察各档传动比的分配和牵引力、行驶速度的适应性能。此时应检查各档有效牵引功率曲线之间不应有深谷存在，同时应注意速度曲线上高一档的最大有效牵引力点应在低一档速度曲线之下。此时当牵引力增大到必须换档时，机器的车速仍能接近于换档前的数值，此点对于保证司机良好的操纵感常常是必要的。对于牵引力则应有适当的储备，以便有可能克服阻力的短时增大。 对于上述要求，两台推土机均能较好地满足。

3)在进一步研究牵引特性时，可根据各特征工况下的牵引效率、滚动效率和滑转效率对发动机额定功率的分配和牵引效率的组成作出分析(见表2-4和表2-5)。在表2-4中可以看到对于图2-23所示的推

土机，各部分消耗和相应的效率都处在正常范围内。然而在表2-5中却显示出明显的不正常情况。例如，在发动机额定功率工况下，辅助装置和机械传动部分的消耗高达41.7千瓦，其相应的效率只有63.5%，而滚动阻力的损失达13.4千瓦，其相应效率仅为80.5%。由于辅助装置、传动系、滚动阻力的消耗过大，导致有效牵引力降低到只有90千牛顿左右。当机器在额定滑转率工况下工作时，虽然有效牵引力尚不能满足满铲作业的要求，但由于发动机转至最大扭矩附近工作，它在调速特性上的输出功率已下降到64千瓦，额定功率的利用系数仅为57%。此时机器的有效牵引功率只有42千瓦，亦即发动机的额定功率只有37.3%被转化为完成有效作业的有效牵引功率。

4)为了进一步考察牵引性能参数匹配的合理性，可在牵引特性图上用垂线标出各特征工况的位置。 首先可检查发动机额定功率工况、行走机构额定滑转率工况（H=10%~15%）和工作装置满铲作业工况是否接近或吻合。

从图2-23中可看到上述三种工况都很接近，这表明当推土机铲满土时，行走机构将在最大生产率的工况下工作，而发动机则将在额定功率附近工作，此时合理匹配的条件：PHPKPH和PHPX均能很好满足。

图2-24则是匹配较差的实例。从图上可看出发动机额定功率工况远偏于额定滑转率工况和满铲作业工况之左方，亦即PHPKPH和PHPX，这表明在牵引性能参数之间存在着严重失调的情况。 其次应检查PMemax和P工况之间的相互关系。从图2-23上可看到PMemaxP的条件可获得很好满足，且有5%左右的储备。因此，当推土机在作业中发生突然超载时，履带将完全滑转，而不可能使发动机熄火。

图2-24的情况则恰恰相反，PMemax位于履带打滑界限以内，因此当发生突然超载时，发动机有强制熄火的可能。

5)在上述考察的基础上，即可进一步分析牵引性能和燃料经济性良好或欠佳的原因，并对机器的动力性和经济性作出更为全面的评价。

对于图2-23所示的推土机，由于将发动机的额定功率和工作装置满铲作业时的工作阻力配置在滑转率较高的区域(=10%~15%)，因而整个牵引特性向右扩展。从动力性的角度看，一方面当铲掘阻力增大时，行走机构将在额定滑转率的范围内(H=10%~15%)工作，因而可以输出较大的有效牵引力，而发动机则将在额定功率附近工作，因而可以提供较大的输出功率，另一面当铲掘阻力超过这一范围时，履带将迅速滑转，从而起到保护发动机不使过份超载的作用。这样在铲土和运土过程的大部分时间内，发动机将基本上在调速区段工作。此时发动机转速不致发生急剧的变化，因而它的功率和比油耗偏离静载调速特性较小，而发动机的动力性和经济性将获得较好的发挥。

从经济性的角度看，牵引特性向右扩展将使行走机构最大效率工况(在正常情况下它和最大牵引效率工况大体上是一致的)到满铲作业工况之间的区域相应扩展。由于在最大效率点右方的行走机构效率曲线进展比较平缓，因而机器高效率区的工作范围也随之扩大。从图2-23中可以看到牵引效率在有效牵引力等于80千牛顿至160千牛顿的区问内变化十分平缓，因而高效率区的范围就比较大。与这种情况相一致，比油耗曲线在这一区间的变化必将同样比较平缓，低油耗区的范围也相应较大。上述情形意味着机器在铲土和运土工序的大部分时间内将在较大牵引效率和较低的比油耗下工作。

此外，牵引特性向右扩展必然会导至一档的有效牵引功率相应减小，而高档牵引功率则相应增大的情况(从图2-23上可看到机器最大的有效牵引功率出现在二档上)。这是由于改善了低牵引负荷下的滚动效率之故。由此可见，机器在高档工作时(例如在运输工况下工作)的牵引效率和燃料经济性均可获得相应改善。

综上所述，图2-23所示的推土机之所以具有良好的牵引指标，不仅是由于各总成本身的性能较好，而且还因为它们之间能相互协调地进行工作，因而各总成的工作性能得以充分发挥的缘故。

当分析第二台推土机各项牵引指标偏低的原因时，首先可以指出此台推土机各总成性能，与第一台相比普遍较差，例如发动机之动力性、经济性，辅助装置、传动系、行走系的效率、滚动阻力系数等均不如第一台。特别是在发动机转速较高时，辅助装置、传动系之消耗急增，相应的效率下降到63.5%。这说明辅助装置和传动系在高速下的工作极不正常，这种情况很可能是由于液压系统的空载损失和传动齿轮的搅油损失过大引起的。

当进一步分析辅助装置、传动系、行走机构消耗过大对机器牵引性能的影响时，可以指出，这些消耗的增大不仅反映在降低了这些总成本身的工作性能，而且还将由于大大降低发动机额定工况下的牵引力数值而进一步加深牵引参数匹配的不合理程度。因此，从这一意义上来说，机器性能欠佳的原因，在更大程度上要归结为牵引参数之间匹配关系的严重失调。

参数选择不当的情况也可从在对比这二台推土机的主要参数中明显地看出(见表2-2)。例如，尽管第二台推土机的功率比第一台小24.3千瓦，然而工作装置的容量和一档之传动比却几乎和第一台完全一样，而单位功率的机重也大大偏高。

这种参数匹配的不合理性反映在牵引特性图上，则表现为整个牵引特性呈现向左方压缩的趋势，从而将发动机的额定功率配置在滑转率很低之区域(=4%)。这样配置发动机额定功率的后果，首先表现为使NeH工况下的有效牵引力下降到90千牛顿左右。因此如不能相应缩小工作装置的容量，则在铲掘较硬的土质时必然会感到牵引力严重不足，而在牵引特性图上就会出现工作装置的满铲作业工况远离发动机额定功率工况的情况。这将意味着迫使发动机经常转至非调速区段上工作，而且还可能造成发动机的熄火。发动机经常转入非调速区段工作，将不仅使发动机额定功率得不到充分利用，而且还将由于转速急剧变化而造成输出功率和输出比油耗大大偏离调速特性的情况，因而进一步恶化发动机的动力性和经济性。

这样配置发动机额定功率的另一后果是迫使发动机调速特性的调速区段完全配置在牵引效率很低的部位上。从图2-24上可见最大牵引效率点远偏于额定功率工况之右方，因而使牵引效率曲线的高效率区域显得非常狭窄。这就必然造成在铲土、运土过程的大部分时间内，机器将在牵引效率很低的情况下工作。这一特点同样反映在比油耗曲线上，在图2-24中各档比油耗曲线均极陡峭，甚至没有最低油耗的转折点。这表明机器的燃料经济性将是很低的。

此外，各档牵引功率曲线向左方压缩的结果还必然会因滚动效率之迅速降低而导至高档牵引功率之急剧下降，因而最大牵引功率将出现在第一档上，而且随着档次之增高而逐级下降。这就必然会大大恶化机器在高档工作的动力性和经济性。从图2-24中可看到，最高档上的最大有效牵引功率仅为24.3千瓦，而相应的比油耗高达1090克/千瓦时。这一功率甚至还不能满足平地行驶的需要。此点亦可从图中之发动机转速曲线上看出，当机器在最高档工作时，即使在空载行驶的情况下，发动机的转速已低于它的额定转速(此时ne=1750转/分)，在最大有效牵引功率处发动机转速仅有1400转/分。这表明最高档的额定有效牵引力甚至小于机器的滚动阻力，此时稍遇障碍或坡度，车速就会急剧下降，甚至导至发动机熄火。因此推土机在最高档上将不能正常行驶，也无余力满足平地作业的要求。

从以上的分析中可以清楚地看到由于参数匹配不合理而造成各总成不能协调地工作，将十分严重地影响着机器动力性和经济性的充分发挥。

现在再来看一个液力机械传动的实例。图2-25是一台液力机械传动履带推土机的试验牵引特性，它的主要参数也列于表2-2内。

在讨论液力机械传动的牵引特性时，同样可用表格的形式列出各特征工况下牵引性能和燃料经济性的基本指标(见表2-3)。

如果将图2-25与图2-23进行比较，就可以看出，尽管两台推土机的参数基本相同，但前者的牵引特性与后者相比较，却有着很大的差别。这种差别反映了液力机械传动的一系列特点，并可以从图2-25

上明显地看出：

图2-25液力机械传动履带推土机试验牵引特性

a−a—N2max工况 b−b—H工况 c−c—pM2max工况 d−d—P工况

1)从速度特性来看，它没有明显的转折点，而呈现为一条柔软而能随牵引负荷的变化而自动调节机器速度和牵引力的特性曲线。速度特性的这种“柔性”反映了液力传动扭矩特性的自动无级调节的性能。对比图2-25和图2-23可看到，当机器在空载行驶时液力机械传动的车速将高于机械传动的机器，而当车速降低至零时它又可提供大大超过机械传动机器的有效牵引力。虽然对于铲土作业来说，由于变矩器效率过低，这种很高的牵引力并没有太大的实际意义，然而它却能大大地改善机器的起步和加速性能。

此外还应该注意到，液力机械传动的这种无级调速的特性也会给机器的操纵和控制带来某些不利的因素，这就是当阻力突然减小时，会引起车速的急剧增大，从而给司机操纵机器时带来一定的困难。因此，通常需要对最高车速与额定牵引力下的车速之比值加以一定的限制。

2)速度特性的上述特点反映到有效牵引功率特性上，使得有效牵引功率曲线看起来比较平滑而饱满。从图2-25与图2-23的对比中可看出，液力机械传动的最大牵引功率和最大牵引效率都明显地低于机械传动，尤其是最大牵引效率只有62%。这是因为在变矩器中存在着功率损失的缘故，这也是液力机械传动不可避免的缺点。然而图2-25上的有效牵引功率曲线却由于比较饱满而可以在较宽的范围内保持高的有效牵引功率，从而将大大地提高发动机额定功率的利用程度。这表明在工作阻力变化的情

况下，液力机械传动能输出最大的平均有效牵引功率。

3)液力机械传动有效牵引功率曲线比较饱满的特点还可显著地减小各档功率曲线之间的波谷面积。由此表明，机器在全部速度段和负荷范围内发动机的额定功率将获得充分的利用，另一方面也说明比起单纯的机械传动来，机器的变速箱档位可减少。 4)从燃料经济性的角度来看，除了最低比油耗较机械传动显著增高外液力机械传动比油耗曲线的另一个明显的特点是当负荷增大而车速下降时，比油耗可剧增至无限大。这一点显然是由变矩器的效率特性引起的。由于随着涡轮转速的减小，变矩器的效率会迅速下降，因而机器单位有效牵引功率的小时油耗量必然会急增。当车速下降到零时，变矩器效率变为零，而比油耗则可无限增大。此时，变矩器输入的功率全部转变为热能，从而将导至变矩器严重发热。

为了减低油耗和防止变矩器过热，就必须严格限制变矩器，不使它长期在工作效率区范围以外运转。在最低档上，通常可以利用履带的滑转来加以限制，在高档上则必须要求司机严格按照规定在车速下降时及时进行换档。

由于液力机械传动的牵引特性存在着上述一系列的特点，因此在评价液力机械传动铲土运输机械的牵引性能和燃料经济性时，除了可以象机械传动那样，通过各项牵引指标的具体数值，各档牵引曲线的形状、走向和分布，以及发动机额定功率的分配和牵引效率的组成等对机器的动力性和经济性作出分析外，还应着重根据液力机械传动的特点加以考察。

当考察液力传动机械的牵引性能和燃料经济性时，应注意不仅需要衡量最大牵引功率和最低比油耗指标的具体数值，而且还应考察高效率区和低油耗区的宽广程度，并计算和比较在工作效率区内的平均牵引功率和平均比油耗指标。

在分析参数匹配的合理性时，可检查以下几点：

1)检查与变矩器最大工作扭矩相应的牵引力PM2Pmax是否大于由附着条件决定的牵引力P。 2)检查发动机与变矩器共同工作输出特性上的最大功率工况与额定滑转率工况以及铲土过程的平均最大工作阻力工况在牵引特性上的位置是否接近或吻合。

应该指出，由于共同工作输出特性的功率曲线比较饱满，这一匹配条件可不必象机械传动那样严格要求。

3)此外，为了避免当机器负荷突然减小时车速猛然增高的缺点(例如当铲掘阻力增大到极限值车辆即将停止时，突然提升工作装置，车速迅速增高)，必须限制机器一档的理论空载行驶速度vTmax相对于在涡轮最大输出功率N2max时所对应的理论速度vTN2max之比值，应小于1.5，亦即：

vTmax1.5

vTN2max 对于图2-25所示的推土机来说，上述各项匹配要求大体上均能较好地满足，唯有在N2max工况下的有效牵引力尚感不足时，这说明发动机的功率尚可适当增大。

2.4动力特性

当铲土运输机械在运输工况下工作时，机器的动力性主要反映在车辆的速度性能、加速性能和爬坡能力上。由于滚动阻力、坡道阻力、惯性阻力都是和机器的重量成正比的，因此上述各项性能不仅取决于驱动轮输出的牵引力，而且也和机器的重量直接有关。为了能对不同重量的机器进行对比，因而引出了单位重量的驱动力和阻力的概念。实际上，如果将式(4-29)所示牵引力平衡方程的两边各除以机器的总重量Gs，并经移项后即可成为：

PK−PWxdv (2-84) =fcossinGsgdt 数值

PK−PW通常称为动力因数D，它反映了在扣除风阻力后，单位机重所能获得的用来克服滚Gs动阻力、坡道阻力、惯性阻力的切线牵引力。这样，机器在运输工况下的牵引平衡可以用另一种形式来表示：

D=fcossinxdv (2-85) gdt 对于某一给定的车辆来说，上式右边前两项之和fcossin主要与道路状况有关，为方便起见常常将它们合在一起，称为道路阳力系数，亦即：

=fcossin (2-86)

这样，式(4-85)可改写为：

D=xdv (2-87) gdt 由于PK和P如果以v作为自变量，则可用图解的形式表示出在变速W都是实际行驶速度v的函数，箱各个档位下动力因数D随车速v而变化的关系曲线。这一曲线图解，通常称为动力特性。为了表示机器的牵引平衡关系，在动力特性图上还可以画上代表道路总阻力随车速而变化的曲线 =(v)(见图2-26)。

动力特性是反映铲土运输机械在运输工况下动力性的基本特性曲线。利用动力特性可以方便地来评价铲土运输机械的速度性能、加速性能和爬坡能力。

2.4.1 速度性能

速度性能通常用机器的最高运输速度来评价。这一速度可以很方便地利用动力特性来确定。实际上，如果在动力特性图上画上道路阻力曲线=(v)，则最高档的动力因数曲线D=D(v)和曲线

=(v)之交点A的横坐标即代表了在给定道路条件下车辆所能达到的最高运输速度vmax(见图

2-26)。

图2-26铲土运输机械的动力特性 图2-27加速度曲线

2.4.2 加速性能

在机器的起步加速过程中，起动力矩是随着车速而不断变化的，因而由此所形成的加速度也将是一个不断变化的数值。机器的加速性能通常用加速度随车速而变化的曲线(称为加速度曲线)以及加速过程的时间和路程来评价。加速度曲线同样可以利用动力特性来取得。实际上，将式(4-87)进行移项后可得：

D−=xdv gdt 因此，动力特性上任一车速下的动力因数D扣除了道路阻力系数后的剩余部分(图上线段b−b)就反映了在这一车速下加速度a的数值。于是根据动力特性，按照关系式： a=dvD−=g dtx即可绘出加速度随车速而变化的曲线a=f(v)(见图2-27)。

在加速度曲线上不仅可以看出某一档位下加速度随车速而变化的情况，而且通过两个相邻档位加

速度曲线的交点，还可进一步显示出合理的换档过程。从图2-27上可以看到与各档加速度曲线交点的车速(如图2-27上之v1、v2)实际上代表了最佳的换档车速。如果换档过程是在这些车速下进行的，那末车辆将获得最大的加速过程。 由于

dt=1dv a如果对上式进行积分，即可求得车辆从初速度v1加速至某一速度v所需的时间T：

1dv T=v1av

图2-28加速度的倒数曲线 图2-29时间——速度曲线

因为加速度a很难用方程的形式来表示，所以通常可以采用图解积分的方法。此时首先应根据加

11=(v)(见图2-28)。从图4-26上可看到，单元面积dF=dv实际aa1上代表了单元加速时间dt。因此为了获得从v1加速至v所需的时间，只需求出在曲线=(v)和横座

a速度曲线绘出加速度的倒数曲线

标之间由v1、v所切割出来的面积(这一面积可用求积仪或其它方法来确定)。在选取若干车速，并进行相应的计算后即可绘出加速时间T随车速v而变化的曲线T=T(v)(图2-29)。

在取得了时间-速度曲线T=T(v)后，进一步对速度再作一次积分即可获得加速路程S和时间t的关系曲线：

S=vdt

t1t这一积分同样可以利用图解积分法来求取，经过自变量的变换后，可绘出行程一速度曲线

S=S(v)(见图2-30)。

图2-30行程-速度曲线

2.4.3 爬坡能力

机器动力性所反映的爬坡能力是指车辆在某一档位下等速行驶时，由发动机动力所决定的最大坡角。机器在各档位的最大爬坡角可以根据各档动力因数的最大值Dmax计算而得。如果Dmax完全用来克服车辆的道路总阻力，那么此时的坡道角即为该档的最大爬坡角，并可以利用动力因数的平衡方程求出： D==fcos+sin=f1−sin+sin （2-88）

由此可得计算最大爬坡角max之表达式： sinmax=2Dmax−f1−D2max+f1+f22 （2-89）

由式(2-89)计算所得之爬坡角，只是反映了发动机所能提供的爬坡能力，机器在实际上可能实现的最大爬坡角往往还要受到机器纵向滑移和稳定性的限制。