CN101994810B

CN101994810B - 低速大能容双涡轮液力变矩器

Info

Publication number: CN101994810B
Application number: CN201010517950.3A
Authority: CN
Inventors: 初长祥; 马文星; 陈礼光; 仵晓强; 王松林; 王永权
Original assignee: Jilin University; Guangxi Liugong Machinery Co Ltd
Current assignee: Jilin University; Guangxi Liugong Machinery Co Ltd
Priority date: 2009-12-07
Filing date: 2010-10-25
Publication date: 2014-04-23
Anticipated expiration: 2030-10-25
Also published as: CN101994809B; CN101994809A; CN101994810A

Abstract

一种低速大能容双涡轮液力变矩器。特点是I级涡轮输出轴右轴端齿轮与齿轮的传动比i₁=2.10～2.60，II级涡轮输出轴右轴端齿轮与齿轮的传动比i₂=0.80～0.98；对循环圆直径，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。优点是使整车车速不降低而提高生产率，使整车牵引力降低而提高传动元件的可靠性，泵轮的匹配位置合理，获得了良好的整机性能，有优良的动力性能和燃油经济性。

Description

低速大能容双涡轮液力变矩器

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。

在双涡轮液力变矩器中，包括有汇流机构和叶栅机构，其功率的分流和传递是通过两个独立旋转的涡轮来实现，最后通过汇流机构，将各个涡轮的输出功率汇流输出，属于功率内分流液力机械变矩器。

我国目前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。

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。

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，泵轮的负荷抛物线族远离柴油机额定转速，如图8所示，匹配位置非常不合理，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，如图9所示。但由于输出转速下降，从而导致整车生产率会降低；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。因此，通过优化变矩器的叶轮叶栅系统与循环圆直径，同时结合优化汇流机构的速比组合，可以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，使得装载机的整机可靠性能优良，特别是动力性能和燃油经济性优良具有重要的实际意义。

发明内容

本发明的内容就是提供一种通过改进低速大能容的双涡轮液力变矩器的汇流机构传动比组合，可以有效解决上述问题，使整车车速不降低而提高生产率，使整车牵引力降低而提高传动元件的可靠性；通过改进叶栅系统与循环圆，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的低速大能容双涡轮液力变矩器。

本发明的目的是通过以下技术方案实现的：

本发明的低速大能容双涡轮液力变矩器，包括有I级涡轮、 II级涡轮、泵轮、导轮、I级涡轮输出轴齿轮、II级涡轮输出轴齿轮、超越离合器左端齿轮、超越离合器右端齿轮，I级涡轮、 II级涡轮、泵轮、导轮构成叶栅系统及与叶栅系配合的循环圆，II级涡轮输出轴齿轮、 I级涡轮输出轴齿轮、超越离合器左端齿轮、超越离合器右端齿轮构成汇流机构。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。以上两对齿轮同时组成双涡轮液力变矩器的汇流机构。通过改进汇流机构的两对齿轮的传动比，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等传动元件的转矩增大，而使得变速箱的强度不满足安全要求，也没有使输入到变速箱等传动元件的转速降低，而使得车速及生产率降低；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。

为了使本发明具有更好的性能，本发明还对叶栅系统和循环圆进行改进，即在所述的循环圆直径为330～337mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为β_p1=112°~120°，中间流线出口角为β_p2=70°~80°, 中间环面进口边厚度H_p1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度H_p2=2.8～3.8mm；I级涡轮叶片的进口角为β_I1=90°~100°，出口角为β_I2=155°~160°，进口边圆头半径 R_I1=4.7～5.7mm，出口边圆头半径 R_I2=0.4～0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β_II1=50°~60°，中间流线出口角为β_II2=145°~155°, 中间环面进口边厚度 H_II1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度 H_II2=1.5～2.5mm；导轮叶片的进口角为β_s1=75°~85°，出口角为β_s2=28°~38°，进口边圆头半径R_s1=5.1～7.1mm，出口边圆头半径R_s2=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。

本发明的优点是：改进低速大能容双涡轮液力变矩器的输出传动比i ₁与i ₂组合，在节能降耗的同时，解决提高整车生产效率及提高传动元件可靠性的问题；并应用新改进的叶轮技术参数，可以实现整车在节能降耗的目的；同时匹配输入到变速箱、中间传动轴、驱动桥等传动系统的最大扭矩值为2200～2297N·m，小于变速箱的安全强度2300～2333N·m，没有由于双涡轮液力变矩器能容的增大而使得变矩器输入到传动系统的扭矩值小于安全强度要求，提高了传动系统元件的可靠性。

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I级涡轮叶片进出口角度、进出口圆头半径图；

附图5为II级涡轮叶片图的轴面投影图；

附图6为II级涡轮叶片图的正投影图；

附图7为II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级涡轮输出轴右轴端齿轮5、 I级涡轮输出轴右轴端齿轮6、 II级涡轮输出轴右轴端齿轮配对齿轮7、 I级涡轮输出轴右轴端齿轮配对齿轮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，T_e为柴油机转矩，TB为泵轮各个工况转矩（泵轮负荷抛物线族），β_p1为泵轮叶片中间流线进口角，β_p2为泵轮中间流线出口角，H_p1为泵轮中间环面进口边厚度，H_p2为泵轮中间环面出口边厚度，β_I1为级涡轮叶片进口角， R_I1为I级涡轮进口边圆头半径，β_I2为I级涡轮出口角， R_I2为I级涡轮出口边圆头半径，β_II1为II级涡轮叶片中间流线进口角，β_II2为II级涡轮叶片中间出口角， H_II1为II级涡轮叶片中间环面进口边厚度， H_II2为II级涡轮叶片中间环面出口边厚度，β_s1为导轮叶片进口角，R_s1为导轮叶片进口边圆头半径，β_s2为导轮叶片出口角，R_s2为导轮叶片出口边圆头半径， i ₁为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 ₂为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。

低速大能容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，I级涡轮1、 II级涡轮2、泵轮3、导轮4构成叶栅系统及与叶栅系配合的循环圆，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构成汇流机构。

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。

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β_p1=112°~120°，中间流线出口角为β_p2=70°~80°, 中间环面进口边厚度H_p1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度H_p2=2.8～3.8mm；I级涡轮叶片的进口角为β_I1=90°~100°，出口角为β_I2=155°~160°，进口边圆头半径 R_I1=4.7～5.7mm，出口边圆头半径 R_I2=0.4～0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β_II1=50°~60°，中间流线出口角为β_II2=145°~155°, 中间环面进口边厚度 H_II1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度 H_II2=1.5～2.5mm；导轮叶片的进口角为β_s1=75°~85°，出口角为β_s2=28°~38°，进口边圆头半径R_s1=5.1～7.1mm，出口边圆头半径R_s2=0.3～0.6mm。

叶栅系统和循环圆可优化为：循环圆直径为332～334mm；泵轮叶片中间流线进口角为β_p1=113°~116°，中间流线出口角为β_p2=70°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β_I1=97°~101°，出口角为β_I2=155°~157°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β_II1=52°~56°，中间流线出口角为β_II2=147°~152°；导轮叶片的进口角为β_s1=78°~82°，出口角为β_s2=32°~36°。

以下为本发明的一个具体实施例：

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；循环圆直径为334mm，泵轮叶片中间流线进口角为β_p1=113°~116°，中间流线出口角为β_p2=70°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β_I1=97°~101°，出口角为β_I2=155°~157°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β_II1=52°~56°，中间流线出口角为β_II2=147°~152°；导轮叶片的进口角为β_s1=78°~82°，出口角为β_s2=32°~36°。

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动力性能结果如下：

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。它与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，输出的整车性能结果如下：

它与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）T_Bg0=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）T_Bg0=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，各个档位的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变矩器输入到变速箱转矩值不满足变速箱的强度要求。

Claims

1.一种低速大能容双涡轮液力变矩器，与之匹配的柴油机额定转速为2000rpm，双涡轮液力变矩器失速工况的公称扭矩为147～153 N·m，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），I级涡轮（1）、 II级涡轮（2）、泵轮（3）、导轮（4）构成叶栅系统及与叶栅系配合的循环圆，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）构成汇流机构，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；所述的循环圆直径为334mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为β_p1=113°~116°，中间流线出口角为β_p2=70°~73°, 中间环面进口边厚度H_p1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度H_p2=2.8～3.8mm；I级涡轮叶片的进口角为β_I1=97°~101°，出口角为β_I2=155°~157°，进口边圆头半径 R_I1=4.7～5.7mm，出口边圆头半径 R_I2=0.4～0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β_II1=52°~56°，中间流线出口角为β_II2=147°~152°, 中间环面进口边厚度 H_II1=2.5～3.5mm，中间环面出口边厚度 H_II2=1.5～2.5mm；导轮叶片的进口角为β_s1=78°~82°，出口角为β_s2=32°~36°，进口边圆头半径R_s1=5.1～7.1mm，出口边圆头半径R_s2=0.3～0.6mm，使得变矩器输入到变速箱的最大转矩值不大于变速箱的设计强度要求2300～2333N·m。