CN102003513A - 一种液力机械复合传动系统 - Google Patents

Abstract

本发明是200810044340.9发明的发展，属机械传动技术领域，特别适用于工程车辆传动。本发明提供一种高效率的液力机械复合传动系统，主要包括内燃机、液力变矩器、离合器、单向联轴器、齿轮、变速器等零部件。采用功率分流的方法提高系统传动效率，在分流传动的状态下，液力变矩器始终工作于高效点，内燃机产生的功率一部分由液力变矩器传递到变速器，另一部分由机械装置传递到变速器。本发明将液力传动和机械传动的优点相结合，具有适应载荷能力强，传动效率高的优点。

Description

一种液力机械复合传动系统

技术领域

本发明涉及机械传动领域，具体涉及具有液力变矩器的车辆传动系统，特别是工程机械的传动系统。

背景技术

液力变矩器是以液体为工作介质的一种非刚性扭矩变换器，大量应用在各种车辆尤其是工程机械的传动系统中，作为一种柔性传动，它用在传动系统中具有许多突出的优点：能阻隔发动机的扭转振动，具有良好过载保护性能和起动性能；有良好的自动变速性能，涡轮的输出转速随载荷的改变而改变；能保证动力机有稳定的工作区，载荷的瞬态变化基本不会反映到动力机上。

液力变矩器虽然具有上述诸多优点，但它有一个很大的缺点，就是传动效率低。液力变矩器的传动效率是涡轮与泵轮转速的比值的函数，涡轮与泵轮转速的比值称为转速比，液力变矩器的转速比与效率的关系如图1所示，当转速比为最佳值i*时，最高效率h*也不到百分之九十，一旦转速比偏离最佳值时，传动效率便急剧下降。实际上，液力变矩器主要应用于外载荷经常发生变化的传动系统中，载荷的变化使液力变矩器很难工作于高效点或高效区，常常处于低效率工作状态，动力机产生的功率得不到充分的利用，大量的能量以热量的形式散失。因此，提高具有液力变矩器的传动系统的效率具有十分重要的意义。

对于提高液力变矩器的传动效率，工程技术人员采用了许多办法，目前比较有效的方法是以下两种。第一种方法是将普通液力变矩器改造为综合式液力变矩器。综合式液力变矩器兼有普通液力变矩器和液力偶合器的功能，它的效率曲线如图2所示，当涡轮和泵轮的转速比小于偶合点的转速比时，综合式液力变矩器的工作特点与普通液力变矩器相同；当涡轮和泵轮的转速比大于偶合点的转速比时，综合式液力变矩器的工作特点与效率较高的液力偶合器相同。综合式液力变矩器只提高了转速比大于偶合点转速比时的效率，而转速比小于偶合点时的效率没有得到提高。第二种方法是增加变速器的挡位数，当外载荷发生变化时，通过变速器的换档操作使液力变矩器工作于高效区。但变速器只有有限的几个挡位，并且这几个挡位的传动比分散在一个较宽的范围内，不能使液力变矩器始终处于高效点或高效区。

专利发明人于2008年申请了200810044340.9号专利，采用磁粉离合器作为控制部件，使液力变矩器工作于高效区，有效地提高了传动系统的效率。但200810044340.9号专利还存在一些不足：一是磁粉离合传递的力矩大小由程序决定，需要励磁电源和比较复杂的检测与控制系统，磁粉离合器的主动部分和从动部分很难做到完全同步，不可避免地会产生滑磨功损耗；二是磁粉离合器的成本较高，每台售价在六千元左右，会影响该专利技术的市场推广；三是磁粉离合器的尺寸较大，在某些传动系统中会受到安装空间的限制。为克服上述不足，发明人通过深入的分析和研究，提出了本项发明。本发明去掉200810044340.9号专利中的磁粉离合器及其控制部分，以简单的机械结构实现磁粉离合器及其控制部分的功能，实现自适应功率分流，不需要励磁电源，也不存在滑磨功损耗。因此，本专利与200810044340.9号专利相比，具有结构简单、安装尺寸小、成本低、效率高的优点。

发明内容

本发明的目的：提供一种高效液力机械复合传动系统，通过液力传动和机械传动的分流，显著提高具有液力变矩器的传动系统的效率。达到节约能源、保护环境的目的。

本发明的技术方案：采用功率分流的思想，改变传统的串联传动方式，将液力传动和机械传动并联于内燃机和变速器之间，使内燃机产生的功率分两路传递，一部分经过液力变矩器传递，一部分由齿轮机构和离合器传递。将刚性的齿轮传动与柔性的液力传动相结合，使传动系统在具有柔性的同时又提高了效率。当传动系统处于分流传动状态时，齿轮传动机构保证液力变矩器的转速比为最佳值，强制液力变矩器工作于高效点。

本发明所述的液力机械复合传动系统，适用于变载荷工况下的运动和动力的传递，主要包括内燃机（1）、齿轮A（2）、齿轮B（3）、离合器（4）、齿轮C（5）、齿轮D（6）、传动轴（7）、单向联轴器（8）、变速器（12）、以及由涡轮（9）、泵轮（10）和导轮（11）组成的液力变矩器；齿轮A（2）和齿轮D（6）固定在内燃机（1）的曲轴上；齿轮B（3）与传动轴（7）通过离合器（4）相连；齿轮C（5）空套在传动轴（7）上，并与液力变矩器的泵轮（10）固连；齿轮A（2）与齿轮B（3）保持啮合，齿轮C（5）与齿轮D（6）保持啮合；传动轴（7）的左端与离合器（4）相连，右端通过单向联轴器（8）与变速器（12）的输入轴相连；涡轮（9）与变速器（12）的输入轴固连；当离合器（4）不传递力矩时，内燃机（1）产生的功率全部经过液力变矩器传递到变速器；当离合器（4）传递力矩时，内燃机（1）产生的功率一部分由液力变矩器传递到变速器，另一部分功率经过齿轮A（2）、齿轮B（3）、离合器（4）、传动轴（7）和单向联轴器（8）传递到变速器；当离合器（4）闭合且传递力矩时，液力变矩器的转速比为最佳值，它工作于高效点。

传动轴（7）与变速器输入轴之间通过单向联轴器（8）相连，动力只能由传动轴（7）传递到变速器的输入轴，不能反向传递。

当离合器（4）闭合且传递力矩时，液力变矩器的转速比由齿轮机构决定，齿轮机构保证液力变矩器工作于高效点；内燃机曲轴与泵轮（9）绕同一根轴线旋转时齿轮机构采用行星传动方式，它们的旋转轴线不重合时齿轮机构采用定轴传动方式。

本发明的优点及积极效果：机械传动具有效率传动高的优点，液力传动具有缓冲、吸震、起动平稳的优点，本发明将二者有机结合，将液力传动与机械传动并联连接，既保留了液力传动的柔性，又提高了传动系统的效率。计算实例表明，当载荷在某一范围内波动时，本发明所述的液力机械复合传动系统与传统的传动方式相比，传动效率平均提高8.5个百分点。

附图说明

图1普通液力变矩器的效率曲线。

图2综合式液力变矩器的效率曲线。

图3液力机械复合传动系统结构示意图。

图4内燃机与液力变矩器匹配示意图。

图5力矩分流示意图。

图6分流传动时系统的效率与液力变矩器效率的比较。

图7内燃机产生的功率与输入变速器的功率随载荷的变化情况。

图8实施例2。

图9实施例3。

具体实施方式

液力机械复合传动系统的结构如图3所示，主要包括以下零部件：内燃机（1）、齿轮A（2）、齿轮B（3）、离合器（4）、齿轮C（5）、齿轮D（6）、传动轴（7）、单向联轴器（8）、变速器（12）、以及由涡轮（9）、泵轮（10）和导轮（11）组成的液力变矩器。齿轮A（2）和齿轮D（6）与内燃机（1）的曲轴固连，齿轮A（2）与齿轮B（3）保持啮合，齿轮D（6）与齿轮C（5）保持啮合。齿轮C（5）空套在传动轴（7）上，齿轮C（5）与液力变矩器的泵轮（10）连为一体。传动轴（7）左端通过离合器（4）与齿轮B（3）相连，右端与通过单向联轴器（8）与变速器（12）的输入轴相连。液力变矩器的涡轮（9）与变速器（12）的输入轴固连。

车辆传动系统中所用的液力变矩器一般不具有透穿性或透穿性很小，外载荷的变化基本不会影响内燃机的工作状态。对于不具有透穿性的液力变矩器，目前公认的匹配理论是：内燃机与液力变矩器匹配的目的是保证液力变矩器的涡轮轴具有最大的输出功率。一般的匹配方法如图4所示，使液力变矩器泵轮的转矩特性曲线通过内燃机的最大功率点。图4中，

为泵轮传递的力矩，为内燃机产生的力矩。由图4可以看出，内燃机工作于最大功率点时，内燃机的输出扭矩并非最大值，内燃机的潜力没有得到充分的发挥。

综合式液力变矩器在转速比大于偶合点转速比时具有较高的效率，本发明所述的液力变矩器为综合式液力变矩器。

液力变矩器的转速比为最佳值i*时工作于高效点，其传动效率最高，本发明所述的传动系统中齿轮B（3）与齿轮C（5）的转速比等于i*。当离合器（4）闭合且传递力矩时，涡轮（9）的转速与齿轮B（3）的转速相同，泵轮（10）的转速与齿轮C（5）的转速相同，从而保证液力变矩器的转速比为i*，使它工作于高效点。

传动轴（7）与变速器（12）的输入轴通过单向联轴器（8）相连，动力只能由传动轴（7）传递到变速器（12）的输入轴，不能反向传递。当传动轴（7）与变速器（12）输入轴的转速相同时，传动轴（7）向变速器输入轴传递动力；当传动轴（7）的转速小于变速器（12）输入轴的转速时，传动轴（7）与变速器（12）的输入轴之间互不约束。

在内燃机起动阶段，为保证平稳起动，离合器（4）断开，内燃机产生的功率全部经过液力变矩器传递，功率不分流。

当内燃机转速达到额定转速附近时，离合器（4）闭合。离合器闭合后，齿轮（B）与传动轴（7）连为一个整体，传动模式变为分流动模式，由于单向联轴器（8）的作用，涡轮（9）的转速只能大于或等于齿轮B（3）的转速，液力变矩器的转速比只能大于或等于i*。

离合器（4）闭合后，液力变矩器的转速比大于i*或等于i*，现分别介绍如下。第一种情况：液力变矩器的转速比大于i*时，涡轮（9）的转速大于传动轴（7）的转速，由于涡轮（9）与变速器的输入轴连为一体，所以变速器输入轴的转速大于传动轴（7）的转速，此时传动轴（7）与变速器输入轴之间互不约束，变速器输入轴上的动力不能回流至传动轴（7），有效地避免了功率循环。在这种情况下，离合器（4）不传递力矩，机械传动的功率分流为0，内燃机产生的所有功率都经过液力变矩器传递，内燃机处于比较稳定的工作状态，其转速为额定转速。由图2所示的综合式液力变矩器的功率曲线可以看出，此时系统传动效率较高。第二种情况：液力变矩器的转速比等于i*时，内燃机产生的功率分两路传递至变速器的输入轴，一部分功率经过齿轮D（6）、齿轮C（5）、泵轮（10）、涡轮（9）传递至变速器输入轴，另一部分功率经过齿轮B（3）、离合器（4）、传动轴（7）、单向联轴器（8）传递至变速器输入轴。机械传动和液力传动的功率分流比例根据载荷的大小自动改变，在这种工作状态下，当载荷增大时，内燃机的转速降低，它的输出力矩增大，能够自动适应载荷的变化，使内燃机的潜力充分发挥。液力变矩器泵轮传递的力矩与它的转速的平方成正比，当内燃机的转速下降时，液力变矩器传递的力矩减小，它传递的功率相应减少，而由离合器（4）和传动轴（7）传递的功率增多。通过泵轮传递的力矩和通过离合器传递的力矩如图5所示。为防止内燃机熄火，当内燃机转速下降到一定程度时，就需要对变速器进行换挡操作，使变速器由当前挡位切换到邻近的低速挡，如果变速器已经处于最低挡位，则需要断开离合器（4），经过一定的延时后再使离合器（4）闭合。

为说明分流传动的优势，本发明所述的传动系统选择康明斯C8.3型内燃机和YJ340型液力变矩器为实例进行计算，根据内燃机和液力变矩器特性曲线上部分点的参数值，采用拉格朗日插值求得其它点的参数值。在功率不分流的情况下，设内燃机工作于额定转速且液力变矩器工作于高效点时系统外载荷为1。当载荷增大时，传动系统变为分流传动模式，机械传动分流的比例随载荷的增大而增大，随着分流比的增大，系统传动效率逐渐提高。在外载荷由1增大到1.4的过程中，分流传动系统的效率和液力变矩器的效率变化如附图6所示。由附图可以看出，采用功率分流后，系统效率明显提高，在载荷由1增加到1.4的过程中，系统传动效率平均提高8.5%。

附图7为外载荷由1增大到1.4的过程中，内燃机的功率和输入变速器功率的变化曲线。由图中可以看出，随着载荷的增加，内燃机产生的功率逐渐减小，但输入到变速器的功率并没有减少。

附图8和附图9为本发明的两个实施例。附图8和附图9所示的方案采用行星齿轮传动，内燃机曲轴的回转中心与泵轮的回转中心重合，附图8中的液力变矩器为正转液力变矩器，附图9中的液力变矩器为反转液力变矩器。 

Claims (3)

1.一种液力机械复合传动系统，适用于变载荷工况下的运动和动力的传递，主要包括内燃机（1）、齿轮A（2）、齿轮B（3）、离合器（4）、齿轮C（5）、齿轮D（6）、传动轴（7）、单向联轴器（8）、变速器（12）、以及由涡轮（9）、泵轮（10）和导轮（11）组成的液力变矩器；齿轮A（2）和齿轮D（6）固定在内燃机（1）的曲轴上；齿轮B（3）与传动轴（7）通过离合器（4）相连；齿轮C（5）空套在传动轴（7）上，并与液力变矩器的泵轮（10）固连；齿轮A（2）与齿轮B（3）保持啮合，齿轮C（5）与齿轮D（6）保持啮合；传动轴（7）的左端与离合器（4）相连，右端通过单向联轴器（8）与变速器（12）的输入轴相连；涡轮（9）与变速器（12）的输入轴固连；其特征在于：当离合器（4）不传递力矩时，内燃机（1）产生的功率全部经过液力变矩器传递到变速器；当离合器（4）传递力矩时，内燃机（1）产生的功率一部分由液力变矩器传递到变速器，另一部分经过齿轮A（2）、齿轮B（3）、离合器（4）、传动轴（7）和单向联轴器（8）传递到变速器；当离合器（4）闭合且传递力矩时，液力变矩器的转速比为最佳值，它工作于高效点。

2.根据权利要求1所述的液力机械复合传动系统，其特征在于：传动轴（7）与变速器输入轴之间通过单向联轴器（8）相连，动力只能由传动轴（7）传递到变速器的输入轴，不能反向传递。

3.根据权利要求1所述的液力机械复合传动系统，其特征在于：当离合器（4）闭合且传递力矩时，液力变矩器的转速比由齿轮机构决定，齿轮机构保证液力变矩器工作于高效点。

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