CN101994809A - 低速大能容的双涡轮液力变矩器 - Google Patents
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Abstract
一种低速大能容的双涡轮液力变矩器。其特点是循环圆直径为330～337mm；对泵轮叶片中间流线进口角，中间流线出口角,中间环面进口边厚度，中间环面出口边厚度；I级涡轮叶片的进口角、出口角，进口边圆头半径，出口边圆头半径；II级涡轮叶片中间流线进口角，中间流线出口角,中间环面进口边厚度，中间环面出口边厚度；导轮叶片的进口角，出口角，进口边圆头半径，出口边圆头半径进行改进。I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i1，II级涡轮输出轴齿轮与超越离合器左端7齿轮的传动比i2进行改进。优点是泵轮的负荷抛物线族在柴油机额定转速附近，匹配位置合理，获得了良好的整机性能，特别是获得了优良的动力性能和燃油经济性，同时并没有由于双涡轮液力变矩器能容的增大使得的变矩器输入到变速箱转矩值不满足变速箱的强度要求。
Description
技术领域
本发明涉及一种应用于工程机械的双涡轮液力变矩器，特别是涉及一种应用于装载机的低速大能容的双涡轮液力变矩器。
背景技术
近年来，国外工程机械以电子、信息技术为先导，在计算机故障诊断与监控、精确定位与作业、柴油机燃料燃烧控制和人机工程学等方面，进行大量的研究。柴油柴油机自动控制喷油系统、变速箱自动控制换档、性能参数和状态监测均取得重大进展。其中一项重要措施是降低柴油机额定转速，使其在低油耗区工作。这些研究工作的突破性进展使装载机性能改善、可靠性提高、生产率提高，燃油消耗降低，取得了重大的经济效益。
随着我国各项建设事业的飞速发展，各种工程机械的需求量急剧增加。尤其是由于装载机具有操作使用方便快捷，移动自由快速，价格便宜，维修容易，已成为重要土方施工机械，其产量不断地创造奇迹。目前我国80%的装载机应用双涡轮液力变矩器。随着装载机对动力性能、燃油经济性、舒适性要求的不断提高，特别是提高燃油经济性以节能降耗，开发节能型装载机成为当前的首要任务，相应的作为装载机传动系统核心部件的双涡轮液力变矩器必然也随之进行重新设计和研发。
我国目前5吨级装载机产量最大，其一般都采用额定转速为2200rpm，额定功率约为162kw左右的柴油机，与之匹配的双涡轮液力变矩器失速工况的公称转矩（能容）为110-120N·m。由于低转速柴油机（额定转速为1800～2000rpm）具有噪音低和燃油消耗量低的优点，现在各大装载机生产厂家正在将其应用到装载机上，柴油机额定转速从目前的2200rpm降到2000rpm时，如果继续使用高速小能容双涡轮液力变矩器，其与低转速柴油机的匹配位置非常不合理，如图8，泵轮的负荷抛物线族远离柴油机额定转速，这样将会大大影响整机性能，尤其是动力性能和燃油经济性将会大大降低。因此，开发一款低速大能容双涡轮液力变矩器与之匹配，使得装载机的整机性能优良，特别是动力性能和燃油经济性优良具有重要的实际意义。
中国专利公开了专利号为200920245535.X的实用新型专利，该专利公开了一种低转速柴油机用液力变矩器，其中液力变矩器循环圆直径为338～342mm，而该液力变矩器的叶栅系统与循环圆直径为338～342mm配合时将导致液力变矩器与低转速柴油机的匹配位置非常不合理。
而对于汇流机构而言，5吨级装载机一般都采用额定转速为2200转/分，额定功率约为162kw左右的柴油机（简称高转速柴油机），与之匹配的高速小能容双涡轮液力变矩器的汇流机构I级涡轮轴齿轮副传动比i 1=52/20，II级涡轮轴齿轮副传动比i 2=33/39，其失速工况（涡轮转速为零）的公称转矩（能容）为116.87N·m左右。
由于额定转速为1800～2000转/分，额定功率仍为162KW左右的低转速柴油机具有低噪音和低油耗的优点，现在各装载机生产商正用其替代2200转/分的高转速柴油机。如果仍然继续使用现有的高速小能容的双涡轮液力变矩器与之匹配，那么装载机的整机性能将恶化，特别是动力性能和燃油经济性将会大大降低，因此，开发一款低速大能容双涡轮液力变矩器与低转速柴油机匹配，匹配后与高速小能容的双涡轮液力变矩器输出参数比较，可以实现降低燃油消耗，但输出转速会下降，从而导致整车生产率降低，同时输出扭矩增大，其失速工况的公称扭矩为153N·m左右，较原来提高了30.9%左右，扭矩的上升会增加输入到变速箱、中间传动轴、驱动桥等传动元件的负载而使传动元件的可靠性降低。
发明内容
本发明的内容就是提供一种与低转速柴油机相匹配，同时使的并没有因为变矩器能容的增大而使得变矩器输入到变速箱的转矩增大而使的变速箱的强度不满足要求，使装载机的噪声降低，油耗降低，保证装载机具有良好的整机性能，特别是具有优良的动力性能和燃油经济性的低速大能容的双涡轮液力变矩器。
本发明的目的是通过以下技术方案实现的：
本发明包括有I级涡轮（1）、 II级涡轮（2）、泵轮（3）、导轮（4）、II级涡轮输出轴齿轮（5）、 I级涡轮输出轴齿轮（6）、 超越离合器左端齿轮（7）、超越离合器右端齿轮（8），构成包括叶栅系统、与叶栅系统配合的循环圆、与涡轮相连的汇流机构的液力变矩器，所述的循环圆直径D=330～337mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°, 中间环面进口边厚度Hp1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.8～3.8mm；I级涡轮叶片的进口角为β 
1=90°~100°，出口角为β 2=155°~160°，进口边圆头半径R
1=4.7～5.7mm，出口边圆头半径R
2=0.4～0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
1=50°~60°，中间流线出口角为β
2=145°~155°, 中间环面进口边厚度H
1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度H
2=1.5～2.5mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~85°，出口角为βs2=28°~38°，进口边圆头半径Rs1=5.1～7.1mm，出口边圆头半径Rs2=0.3～0.6mm。通过改进循环圆直径调节液力变矩器的能容，使液力变矩器与低转速柴油机匹配位置合理，保证装载机具有良好的整机性能，特别是具有优良的动力性能和燃油经济性；通过改进叶栅系统调节液力变矩器变矩比和能容，使液力变矩器与低转速柴油机匹配位置合理，保证装载机具有良好的整机性能，特别是具有优良的动力性能和燃油经济性。
为了使本发明具有更好的性能，本发明还对汇流机构进行改进，即在所述的汇流机构中，I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i 1=2.10～2.60，II级涡轮输出轴齿轮5与超越离合器左端齿轮7的传动比i 2=0.80～0.98；以上两对齿轮传动组成双涡轮液力变矩器的汇流机构。通过改进汇流机构，使装载机低速大能容双涡轮液力变矩器并没有因为变矩器能容的增大而使得变矩器输入到变速箱的转矩增大而使的变速箱的强度不满足要求，同时保证装载机具有良好的整机性能，特别是具有优良的动力性能和燃油经济性。
本发明的优点是：采用低速大能容双涡轮液力变矩器与低转速柴油机匹配位置，从图9中可以分析，泵轮的负荷抛物线族在柴油机额定转速附近，匹配位置合理，获得了良好的整机性能，特别是获得了优良的动力性能和燃油经济性。
附图说明
附图1为双涡轮液力变矩器装配图；
附图2 为泵轮叶片图；
附图3为泵轮叶片中间流线进出口角度、进出口边厚度图；
附图4为
级涡轮叶片进出口角度、进出口圆头半径图；
附图5为
级涡轮叶片图的轴面投影图；
附图6为
级涡轮叶片图的正投影图；
附图7为
级涡轮叶片中间流线进出口角度、进出口边厚度图；
附图8为导轮叶片进出口角度、进出口圆头半径图；
附图9为高速小能容双涡轮液力变矩器与低转速柴油机匹配位置图；
附图10为低速大能容双涡轮液力变矩器与低转速柴油机匹配位置图。
具体实施方式
本发明包括I级涡轮1、 II级涡轮2、泵轮3、导轮4、II级涡轮输出轴齿轮5、 I级涡轮输出轴齿轮6、 超越离合器左端齿轮7、 超越离合器右端齿轮8。
pMl为泵轮中间流线，pMh为泵轮中间环面，IIMl为II级涡轮中间流线，IIMh为II级涡轮中间环面，Te为柴油机转矩，TB为泵轮各个工况转矩（泵轮负荷抛物线族），βp1为泵轮叶片中间流线进口角，βp2为泵轮中间流线出口角，Hp1为泵轮中间环面进口边厚度，Hp2为泵轮中间环面出口边厚度，β
1为
级涡轮叶片进口角，R
1为
级涡轮进口边圆头半径，β 2为级涡轮出口角，R
2为
级涡轮出口边圆头半径，β
1为
级涡轮叶片中间流线进口角，β
2为
级涡轮叶片中间出口角，H
1为
级涡轮叶片中间环面进口边厚度，H
2为
级涡轮叶片中间环面出口边厚度，βs1为导轮叶片进口角，Rs1为导轮叶片进口边圆头半径，βs2为导轮叶片出口角，Rs2为导轮叶片出口边圆头半径， i 1为I级涡轮输出轴右轴端齿轮6与齿轮8的传动比，i 2为II级涡轮输出轴右轴端齿轮5与齿轮7的传动比。
低速大能容双涡轮液力变矩器由泵轮3、
级涡轮1、
级涡轮2、导轮4以及与涡轮相连的汇流机构等组成。与叶栅系统配合的循环圆的直径为330～337mm；叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°, 中间环面进口边厚度Hp1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.8～3.8mm；I级涡轮叶片的进口角为β
1=90°~100°，出口角为β
2=155°~160°，进口边圆头半径R
1=4.7～5.7mm，出口边圆头半径R
2=0.4～0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~60°，中间流线出口角为β
2=145°~155°, 中间环面进口边厚度H
1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度H
2=1.5～2.5mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~85°，出口角为βs2=28°~38°，进口边圆头半径Rs1=5.1～7.1mm，出口边圆头半径Rs2=0.3～0.6mm。
上述技术方案可以优化为：循环圆直径为332～334mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~116°，中间流线出口角为βp2=70°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β
1=97°~101°，出口角为β
2=155°~157°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
1=52°~56°，中间流线出口角为β
2=147°~152°；导轮叶片的进口角为βs1=78°~82°，出口角为βs2=32°~36°。
所述的汇流机构中，I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i 1=2.10～2.60，II级涡轮输出轴齿轮5与超越离合器左端齿轮7的传动比i 2=0.80～0.98。
汇流机构可以优化为：所述的汇流机构中，I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i 1=2.10～2.43，II级涡轮输出轴齿轮5与超越离合器左端齿轮7的传动比i 2=0.80～0.85。
以下为本发明的一个具体实施例：
循环圆的直径为334mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~116°，中间流线出口角为βp2=70°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β
1=97°~101°，出口角为β 2=155°~157°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
1=52°~56°，中间流线出口角为β
2=147°~152°；导轮叶片的进口角为βs1=78°~82°，出口角为βs2=32°~36°。所述的汇流机构中，，I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i 1=50/22，II级涡轮输出轴齿轮5与超越离合器左端齿轮7的传动比i 2=32/40。
本实施例与2000转/分的低转速柴油机匹配，如图9所示，匹配位置合理；与2000转/分的低转速柴油机匹配输出的整车性能结果：
它与2000转/分的低转速柴油机匹配时，等速百公里燃油消耗量如下：
而现有高速小能容双涡轮液力变矩器，循环圆直径为315mm，汇流机构传动比i 1=52/20，i 2 =33/39。与2000转/分的低转速柴油机匹配，如图8所示，匹配位置非常不合理；与2000转/分的低转速柴油机匹配输出的整车性能结果如下：
与2200转/分的高转速柴油机匹配时，等速百公里燃油消耗量如下：
通过本发明的以上图、表与现有技术的图、表进行对比分析可知，现有高速小能容双涡轮液力变矩器（循环圆直径为315mm）的泵轮公称转矩（能容）TBg0=110～116.87 N·m，低速大能容双涡轮液力变矩器（循环圆直径为334mm）的泵轮公称转矩（能容）TBg0=147～153 N·m，提高了25%～33%，匹配位置合理，获得了良好的整机性能，特别是获得了优良的动力性能和燃油经济性。整机各个档位的牵引力和车速均提高。各档位的最大牵引力分别提高了：8%～13%，8%～12%，8%～13%；各档位的最高车速分别提高了：68%～73%，49%～55%，67%～72%。同时低速大能容双涡轮液力变矩器（循环圆直径为334mm）与低转速柴油机匹配时比现有双涡轮液力变矩器（循环圆直径为315mm）与正常柴油机匹配时，整机燃油经济性能提高，各个档位等速百公里最大燃油消耗量分别降低了：5.6%～7.6%，6.4%～8.4%，5.8%～7.8%。同时应用本发明的低速大能容双涡轮液力变矩器（循环圆直径为334mm，i 1=50/22，i 2=32/40），变矩器输入到变速箱的最大转矩值为2200～2297N·m，不大于变速箱的设计强度要求2300～2333N·m，并没有由于双涡轮液力变矩器能容的增大使得的变矩器输入到变速箱转矩值不满足变速箱的强度要求。
Claims (6)
1.一种低速大能容的双涡轮液力变矩器，包括有I级涡轮（1）、 II级涡轮（2）、泵轮（3）、导轮（4）、II级涡轮输出轴齿轮（5）、 I级涡轮输出轴齿轮（6）、 超越离合器左端齿轮（7）、超越离合器右端齿轮（8），构成包括叶栅系统、与叶栅系统配合的循环圆、与涡轮相连的汇流机构的液力变矩器，其特征在于所述的循环圆直径D=330～337mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°, 中间环面进口边厚度Hp1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.8～3.8mm；I级涡轮叶片的进口角为β 
1=90°~100°，出口角为β
2=155°~160°，进口边圆头半径R
1=4.7～5.7mm，出口边圆头半径R
2=0.4～0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
1=50°~60°，中间流线出口角为β
2=145°~155°, 中间环面进口边厚度H
1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度H
2=1.5～2.5mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~85°，出口角为βs2=28°~38°，进口边圆头半径Rs1=5.1～7.1mm，出口边圆头半径Rs2=0.3～0.6mm。
2.根据权利要求1所述的低速大能容的双涡轮液力变矩器，其特征在于其循环圆直径为332～334mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~116°，中间流线出口角为βp2=70°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β
1=97°~101°，出口角为β
2=155°~157°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
1=52°~56°，中间流线出口角为β
2=147°~152°；导轮叶片的进口角为βs1=78°~82°，出口角为βs2=32°~36°。
3.根据权利要求2所述的低速大能容的双涡轮液力变矩器，其特征在于其循环圆的直径为334mm。
4.根据权利要求1所述的低速大能容的双涡轮液力变矩器，其特征在于所述的汇流机构中，I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i 1=2.10～2.60，II级涡轮输出轴齿轮5与超越离合器左端齿轮7的传动比i 2=0.80～0.98。
5.根据权利要求4所述的低速大能容的双涡轮液力变矩器，其特征在于所述的汇流机构中，I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i 1=2.10～2.43，II级涡轮输出轴齿轮5与超越离合器左端齿轮7的传动比i 2=0.80～0.85。
6.根据权利要求5所述的低速大能容的双涡轮液力变矩器，其特征在于所述的汇流机构中，I级涡轮输出轴齿轮6与超越离合器右端齿轮8的传动比i 1=50/22，II级涡轮输出轴齿轮5与超越离合器左端齿轮7的传动比i 2=32/40。
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