CN103244634A - 新型双涡轮液力变矩器 - Google Patents

新型双涡轮液力变矩器 Download PDF

Info

Publication number
CN103244634A
CN103244634A CN2013101898525A CN201310189852A CN103244634A CN 103244634 A CN103244634 A CN 103244634A CN 2013101898525 A CN2013101898525 A CN 2013101898525A CN 201310189852 A CN201310189852 A CN 201310189852A CN 103244634 A CN103244634 A CN 103244634A
Authority
CN
China
Prior art keywords
angle
equal
degrees
blade
flow path
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
CN2013101898525A
Other languages
English (en)
Inventor
王松林
詹家堂
章勇华
周文晓
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Guangxi Liugong Machinery Co Ltd
Original Assignee
Guangxi Liugong Machinery Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Guangxi Liugong Machinery Co Ltd filed Critical Guangxi Liugong Machinery Co Ltd
Priority to CN2013101898525A priority Critical patent/CN103244634A/zh
Priority to CN201310327075.6A priority patent/CN103591244B/zh
Publication of CN103244634A publication Critical patent/CN103244634A/zh
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H41/00—Rotary fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H41/24—Details
    • F16H41/26—Shape of runner blades or channels with respect to function
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H41/00—Rotary fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H41/24—Details

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Control Of Fluid Gearings (AREA)

Abstract

一种新型双涡轮液力变矩器。其特点是所述的循环圆直径D=288~295mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=105°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°,中间环面进口边厚度Hp1=4.8~5.8mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.5~3.5mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 2013101898525100004DEST_PATH_IMAGE002
1=88°~98°，出口角为β
Figure 2013101898525100004DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~155°，进口边圆头半径R 1=4.6~5.6mm，出口边圆头半径R
Figure 699865DEST_PATH_IMAGE002
2=0.8~1.2mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 240338DEST_PATH_IMAGE002
1=55°~65°，中间流线出口角为β 2=130°~140°,中间环面进口边厚度H
Figure 937215DEST_PATH_IMAGE002
1=2.5~4.0mm，中间环面出口边厚度H
Figure 332424DEST_PATH_IMAGE002
2=1.5~2.5mm；导轮叶片的进口角为βs1=72°~80°，出口角为βs2=30°~38°，进口边圆头半径Rs1=8.8~9.5mm，出口边圆头半径Rs2=0.6~1.0mm。其优点是第一峰的效率达到了0.78~0.81，第二峰的效率达到了0.796~0.829，失速变矩比为4.05~4.15，失速工况下的泵轮公称转矩为75~80N·m，提高了整机的可靠性、动力性能和燃油经济性。

Description

新型双涡轮液力变矩器
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新型双涡轮液力变矩器。 
背景技术
近年来，国内外工程机械以电子、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。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。 
装载机由于具有操作使用方便快捷，移动自由快速，价格便宜，维修容易等特点，已成为重要土方施工机械。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，开发节能型高效率装载机成为当前的首要任务，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3吨级装载机一般采用额定转速为2200rpm、额定功率为75~97KW的柴油机，而与之匹配的双涡轮液力变矩器失速工况的公称转矩比较高，为82~88 N·m，失速工况变矩比较大，为4.24~4.43，效率也比较低，一般在80%以下。双涡轮液力变矩器的泵轮公称转矩过高意味着变矩器工作时传递的功率过大导致输出到变速箱的扭矩过大，失速变矩比大同样意味着变矩器输出到变速箱的扭矩增大使得变速箱的强度不满足要求，而变矩器的效率低则意味着变矩器不能很好的将柴油机输出的功率转化并输出到变速箱，这三点将导致发动机燃油消耗量高，降低了装载机的可靠性、动力性能及燃油经济性，大大影响了整机性能。因此，开发一款泵轮公称转矩合适高效率的双涡轮液力变矩器与额定转速为2200rpm、额定功率为75~97KW的柴油机匹配，使得3吨级装载机的整机性能优良，特别是对提高装载机可靠性、动力性能和燃油经济性具有重要的实际意义。 
发明内容
本发明的目的就是提供一种与额定转速为2200rpm、额定功率为75~97KW的柴油机匹配，高效率区得到扩展，提高了一峰与二峰的效率值，第一峰的效率达到了0.78~0.81，较之原有双涡轮变矩器提高了0.4~4.2%，第二峰的效率达到了0.796~0.829，较之原有双涡轮变矩器提高了1.4~5.6%，失速工况变矩比为4.05~4.15，较之原有双涡轮变矩器下降了6.3~8.6%，失速工况下的泵轮公称转矩为75~80 N·m，较之原有双涡轮变矩器下降了2.4~8.5%，从而提高了整机的可靠性、动力性能和燃油经济性，获得良好的整机性能的新型双涡轮液力变矩器。 
本发明的解决方案是这样的：本发明的双涡轮液力变矩器，与之匹配的柴油机额定转速为2200rpm、额定功率为75~97KW，双涡轮液力变矩器第一峰的效率达到了0.78~0.81，第二峰的效率达到了0.796~0.829，失速工况下的泵轮公称转矩为75~80 N·m，失速工况变矩比为4.05~4.15，其组成包括有I级涡轮、II级涡轮、泵轮、导轮，构成包括叶栅系统、与叶栅系统配合的循环圆，所述的循环圆直径D=288~295mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=105°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°, 中间环面进口边厚度Hp1=4.8~5.8mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.5~3.5mm；I级涡轮叶片的进口角为β  1=88°~98°，出口角为β
Figure 561732DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~155°，进口边圆头半径R
Figure 777950DEST_PATH_IMAGE001
1=4.6~5.6mm，出口边圆头半径R
Figure 660455DEST_PATH_IMAGE001
2=0.8~1.2mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 12939DEST_PATH_IMAGE002
1=55°~65°，中间流线出口角为β
Figure 893170DEST_PATH_IMAGE002
2=130°~140°, 中间环面进口边厚度H
Figure 331105DEST_PATH_IMAGE002
1=2.5~4.0mm，中间环面出口边厚度H
Figure 751722DEST_PATH_IMAGE002
2=1.5~2.5mm；导轮叶片的进口角为βs1=72°~80°，出口角为βs2=30°~38°，进口边圆头半径Rs1=8.8~9.5mm，出口边圆头半径Rs2=0.6~1.0mm。 
更具体的技术方案还包括：所述循环圆直径为289~291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 224292DEST_PATH_IMAGE001
1=95°~98°，出口角为β 2=148°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 184343DEST_PATH_IMAGE002
1=56°~59°，中间流线出口角为β
Figure 408651DEST_PATH_IMAGE002
2=135°~140°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~36°。 
本发明的优点是本发明通过改进循环圆直径及叶栅相关参数调节液力变矩器的泵轮公称转矩，使液力变矩器与2200转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泵轮公称转矩，使液力变矩器与高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，与额定转速为2200rpm、额定功率为75~97KW的柴油机匹配时，高效率区得到扩展，变矩器的第一峰效率值为0.78~0.81，第二峰的效率值为0.796~0.829，而现有3吨级装载机用双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=82~88 N·m，失速工况变矩比K0=4.24~4.43，第一峰效率值为0.751~0.777，第二峰效率值为0.772~0.785。因此，通过测试结果的对比，本发明双涡轮液力变矩器失速工况的泵轮公称转矩较之现有变矩器降低了2.4~8.5%、变矩比较之现有变矩器降低了6.3~8.6%，与发动机更为匹配，使得输入到变速箱的扭矩更为合理，提高了变速箱的可靠性；本发明双涡轮液力变矩器第一峰的效率值较之现有产品提高了0.4~4.2%，第二峰的效率值更是提高了1.4~5.6%，有效地节约能源，提高整机燃油经济性。 
附图说明
附图是本发明的实施例。 
图1是图1为本发明双涡轮液力变矩器装配图。 
图2 为本发明泵轮叶片图。 
图3为本发明泵轮叶片中间流线进出口角度、进出口边厚度图。 
图4为本发明 
Figure 953459DEST_PATH_IMAGE001
级涡轮叶片进出口角度、进出口圆头半径图。 
图5为本发明 
Figure 2013101898525100002DEST_PATH_IMAGE002
级涡轮叶片图。 
图6为本发明 
Figure 319718DEST_PATH_IMAGE003
级涡轮叶片中间流线进出口角度、进出口边厚度图。 
图7为本发明导轮叶片进出口角度、进出口圆头半径图。 
图8为本发明变矩器与现有变矩器的效率曲线对比图。 
具体实施方式
参见图1至图7，本发明附图中各标注的明细如下： 
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，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                                                   
Figure 907635DEST_PATH_IMAGE001
级涡轮叶片进口角，R
Figure 501241DEST_PATH_IMAGE001
1为   
Figure 824775DEST_PATH_IMAGE002
级涡轮进口边圆头半径，β
Figure 856316DEST_PATH_IMAGE001
2为   级涡轮出口角，R 2为   
Figure 2013101898525100002DEST_PATH_IMAGE003
级涡轮出口边圆头半径，β
Figure 409471DEST_PATH_IMAGE002
1为   
Figure 875088DEST_PATH_IMAGE004
级涡轮叶片中间流线进口角，β
Figure 871468DEST_PATH_IMAGE002
2为 级涡轮叶片中间出口角，H
Figure 277358DEST_PATH_IMAGE002
1为 
Figure 2013101898525100002DEST_PATH_IMAGE004
级涡轮叶片中间环面进口边厚度，H
Figure 399215DEST_PATH_IMAGE002
2为 
Figure 573479DEST_PATH_IMAGE002
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。
本发明的双涡轮液力变矩器与额定转速为2200rpm、额定功率为75~97KW的柴油机匹配，本发明的双涡轮液力变矩器由泵轮3、 
Figure 2013101898525100002DEST_PATH_IMAGE005
级涡轮1、   
Figure 689460DEST_PATH_IMAGE005
级涡轮2、导轮4等组成叶栅系统，与叶栅系统配合的循环圆的直径为288~295mm；叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=105°～120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°, 中间环面进口边厚度Hp1=4.8~5.8mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.5~3.5mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 227045DEST_PATH_IMAGE001
1=88°~98°，出口角为β
Figure 365903DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~155°，进口边圆头半径R
Figure 949331DEST_PATH_IMAGE001
1=4.6~5.6mm，出口边圆头半径R
Figure 136730DEST_PATH_IMAGE001
2=0.8~1.2mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 122003DEST_PATH_IMAGE002
1=55°~65°，中间流线出口角为β
Figure 431762DEST_PATH_IMAGE002
2=130°~140°, 中间环面进口边厚度H
Figure 502486DEST_PATH_IMAGE002
1=2.5~4.0mm，中间环面出口边厚度H
Figure 742843DEST_PATH_IMAGE002
2=1.5~2.5mm；导轮叶片的进口角为βs1=72°~80°，出口角为βs2=30°~38°，进口边圆头半径Rs1=8.8~9.5mm，出口边圆头半径Rs2=0.6~1.0mm。 
上述技术方案可以优化为：循环圆直径为289~291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 582623DEST_PATH_IMAGE001
1=95°~98°，出口角为β
Figure 63283DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 355724DEST_PATH_IMAGE002
1=56°~59°，中间流线出口角为β
Figure 150505DEST_PATH_IMAGE002
2=135°~140°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~36°。 
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2200rpm、额定功率为88KW的柴油机匹配的具体实施例： 
实施例1：
循环圆的直径为288mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~115°，中间流线出口角为βp2=73°~77°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 844792DEST_PATH_IMAGE001
1=90°~95°，出口角为β
Figure 496353DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~151°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=56°~60°，中间流线出口角为β
Figure 123829DEST_PATH_IMAGE002
2=133°~138°；导轮叶片的进口角为βs1=74°~78°，出口角为βs2=30°~35°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=75~77N·m，失速工况变矩比K0=4.05~4.12，变矩器的第一峰效率值为0.780 ~0.808，第二峰的效率值为0.805~0.822。 
实施例2： 
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 672622DEST_PATH_IMAGE001
1=95°~98°，出口角为β
Figure 760664DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 27697DEST_PATH_IMAGE002
1=56°~59°，中间流线出口角为β 2=135°~140°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~36°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=75~79N·m，失速工况变矩比K0=4.05~4.13，变矩器的第一峰效率值为0.782 ~0.810，第二峰的效率值为0.800~0.829。 
实施例3： 
循环圆的直径为295mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~113°，中间流线出口角为βp2=77°~80°；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~96°，出口角为β 2=148°~153°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 505153DEST_PATH_IMAGE002
1=58°~62°，中间流线出口角为β
Figure 445428DEST_PATH_IMAGE002
2=135°~138°；导轮叶片的进口角为βs1=76°~78°，出口角为βs2=34°~38°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=76~80N·m，失速工况变矩比K0=4.08~4.15，变矩器的第一峰效率值为0.780 ~0.800，第二峰的效率值为0.896~0.820。 
实施例4： 
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=108°~111°，中间流线出口角为βp2=75°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~97°，出口角为β 2=150°~153°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 374703DEST_PATH_IMAGE002
1=59°~63°，中间流线出口角为β
Figure 102357DEST_PATH_IMAGE002
2=132°~136°；导轮叶片的进口角为βs1=72°~75°，出口角为βs2=35°~37°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=75~78N·m，失速工况变矩比K0=4.05~4.10，变矩器的第一峰效率值为0.781 ~0.793，第二峰的效率值为0.800~0.818。 
实施例5： 
循环圆的直径为291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~114°，中间流线出口角为βp2=77°~80°；I级涡轮叶片的进口角为β 1=89°~95°，出口角为β 2=151°~154°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=60°~63°，中间流线出口角为β
Figure 826413DEST_PATH_IMAGE002
2=133°~138°；导轮叶片的进口角为βs1=73°~76°，出口角为βs2=34°~38°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=77~80N·m，失速工况变矩比K0=4.09~4.14，变矩器的第一峰效率值为0.785 ~0.797，第二峰的效率值为0.806~0.815。 
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2200rpm、额定功率为75KW的柴油机匹配的具体实施例： 
实施例6：
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 324391DEST_PATH_IMAGE001
1=95°~98°，出口角为β
Figure 830459DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β   
Figure 2013101898525100002DEST_PATH_IMAGE006
1=56°~59°，中间流线出口角为β 2=135°~140°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~36°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=75~78N·m，失速工况变矩比K0=4.05~4.10，变矩器的第一峰效率值为0.782 ~0.794，第二峰的效率值为0.800~0.812。 
实施例7： 
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=108°~111°，中间流线出口角为βp2=75°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~97°，出口角为β
Figure 145585DEST_PATH_IMAGE001
2=150°~153°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 583520DEST_PATH_IMAGE002
1=59°~63°，中间流线出口角为β
Figure 207399DEST_PATH_IMAGE002
2=132°~136°；导轮叶片的进口角为βs1=72°~75°，出口角为βs2=35°~37°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=75~76N·m，失速工况变矩比K0=4.05~4.08，变矩器的第一峰效率值为0.785~0.795，第二峰的效率值为0.798~0.812。 
实施例8： 
循环圆的直径为291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~114°，中间流线出口角为βp2=77°~80°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 414390DEST_PATH_IMAGE001
1=89°~95°，出口角为β
Figure 527839DEST_PATH_IMAGE001
2=151°~154°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 453070DEST_PATH_IMAGE002
1=60°~63°，中间流线出口角为β
Figure 864328DEST_PATH_IMAGE002
2=133°~138°；导轮叶片的进口角为βs1=73°~76°，出口角为βs2=34°~38°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=77~79N·m，失速工况变矩比K0=4.11~4.13，变矩器的第一峰效率值为0.786 ~0.802，第二峰的效率值为0.802~0.810。 
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2200rpm、额定功率为97KW的柴油机匹配的具体实施例： 
实施例9：
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 191405DEST_PATH_IMAGE001
1=95°~98°，出口角为β
Figure 475755DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=56°~59°，中间流线出口角为β
Figure 588385DEST_PATH_IMAGE002
2=135°~140°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~36°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=78~80N·m，失速工况变矩比K0=4.10~4.15，变矩器的第一峰效率值为0.785 ~0.810，第二峰的效率值为0.800~0.818。 
实施例10： 
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=108°~111°，中间流线出口角为βp2=75°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 769967DEST_PATH_IMAGE001
1=93°~97°，出口角为β
Figure 225220DEST_PATH_IMAGE001
2=150°~153°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 314923DEST_PATH_IMAGE002
1=59°~63°，中间流线出口角为β
Figure 881033DEST_PATH_IMAGE002
2=132°~136°；导轮叶片的进口角为βs1=72°~75°，出口角为βs2=35°~37°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=77~79N·m，失速工况变矩比K0=4.07~4.11，变矩器的第一峰效率值为0.787~0.798，第二峰的效率值为0.795~0.810。 
实施例11： 
循环圆的直径为291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~114°，中间流线出口角为βp2=77°~80°；I级涡轮叶片的进口角为β 1=89°~95°，出口角为β
Figure 543276DEST_PATH_IMAGE001
2=151°~154°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 602499DEST_PATH_IMAGE002
1=60°~63°，中间流线出口角为β
Figure 972300DEST_PATH_IMAGE002
2=133°~138°；导轮叶片的进口角为βs1=73°~76°，出口角为βs2=34°~38°。
通过测试，得到本实施例的双涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩TBg0=77~80N·m，失速工况变矩比K0=4.10~4.14，变矩器的第一峰效率值为0.790 ~0.795，第二峰的效率值为0.800~0.810。 
实施例2与现有3吨级装载机用变矩器的效率对比如图8 所示。 

Claims (2)

1.一种新型双涡轮液力变矩器，与之匹配的柴油机额定转速为2200rpm、额定功率为75~97KW，双涡轮液力变矩器第一峰的效率为0.78~0.81，第二峰的效率为0.796~0.829，失速工况下的泵轮公称转矩为75~80 N·m，失速工况变矩比为4.05~4.15，其组成包括有I级涡轮（1）、 II级涡轮（2）、泵轮（3）、导轮（4）构成的叶栅系统及与叶栅系统配合的循环圆，其特征在于：所述的循环圆直径D=288~295mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=105°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°, 中间环面进口边厚度Hp1=4.8~5.8mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.5~3.5mm；I级涡轮叶片的进口角为β                                                   
Figure 2013101898525100001DEST_PATH_IMAGE001
1=88°~98°，出口角为β   
Figure 233695DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~155°，进口边圆头半径R   
Figure 56158DEST_PATH_IMAGE001
1=4.6~5.6mm，出口边圆头半径R 2=0.8~1.2mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β   
Figure 2013101898525100001DEST_PATH_IMAGE002
1=55°~65°，中间流线出口角为β   
Figure 323191DEST_PATH_IMAGE002
2=130°~140°, 中间环面进口边厚度H   
Figure 646725DEST_PATH_IMAGE002
1=2.5~4.0mm，中间环面出口边厚度H   
Figure 315604DEST_PATH_IMAGE002
2=1.5~2.5mm；导轮叶片的进口角为βs1=72°~80°，出口角为βs2=30°~38°，进口边圆头半径Rs1=8.8~9.5mm，出口边圆头半径Rs2=0.6~1.0mm。
2.根据权利要求1所述的新型双涡轮液力变矩器，其特征在于：所述循环圆直径为289~291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°；I级涡轮叶片的进口角为β   
Figure 308968DEST_PATH_IMAGE001
1=95°~98°，出口角为β   
Figure 689396DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β   
Figure 426408DEST_PATH_IMAGE002
1=56°~59°，中间流线出口角为β   
Figure 74427DEST_PATH_IMAGE002
2=135°~140°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~36°。
CN2013101898525A 2013-05-21 2013-05-21 新型双涡轮液力变矩器 Withdrawn CN103244634A (zh)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN2013101898525A CN103244634A (zh) 2013-05-21 2013-05-21 新型双涡轮液力变矩器
CN201310327075.6A CN103591244B (zh) 2013-05-21 2013-07-31 新型双涡轮液力变矩器

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN2013101898525A CN103244634A (zh) 2013-05-21 2013-05-21 新型双涡轮液力变矩器

Publications (1)

Publication Number Publication Date
CN103244634A true CN103244634A (zh) 2013-08-14

Family

ID=48924375

Family Applications (2)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN2013101898525A Withdrawn CN103244634A (zh) 2013-05-21 2013-05-21 新型双涡轮液力变矩器
CN201310327075.6A Active CN103591244B (zh) 2013-05-21 2013-07-31 新型双涡轮液力变矩器

Family Applications After (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201310327075.6A Active CN103591244B (zh) 2013-05-21 2013-07-31 新型双涡轮液力变矩器

Country Status (1)

Country Link
CN (2) CN103244634A (zh)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107035844A (zh) * 2017-05-25 2017-08-11 吉林大学 一种液力变矩器分段式涡轮叶片

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5852701B2 (ja) * 2014-05-07 2016-02-03 株式会社エクセディ 流体式動力伝達装置
CN105443714B (zh) * 2015-12-14 2017-11-17 山推工程机械股份有限公司 一种双涡轮液力变矩器

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN2051696U (zh) * 1989-06-24 1990-01-24 铁道部大连内燃机车研究所 中转速比离心涡轮变矩器
DE102004011033B3 (de) * 2004-03-06 2005-12-29 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Hydrodynamischer Wandler
US7785229B2 (en) * 2007-02-14 2010-08-31 Gm Global Technology Operations, Inc. Variable K-factor torque converter
CN201288801Y (zh) * 2008-10-31 2009-08-12 重庆红宇精密工业有限责任公司 一种汽车液力变矩器
CN202451734U (zh) * 2012-03-03 2012-09-26 陕西航天动力高科技股份有限公司 一种微型轿车用液力变矩器
CN102927236B (zh) * 2012-10-31 2015-04-29 陕西航天动力高科技股份有限公司 特种运输车辆用液力变矩器

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107035844A (zh) * 2017-05-25 2017-08-11 吉林大学 一种液力变矩器分段式涡轮叶片
CN107035844B (zh) * 2017-05-25 2021-02-02 吉林大学 一种液力变矩器分段式涡轮叶片

Also Published As

Publication number Publication date
CN103591244A (zh) 2014-02-19
CN103591244B (zh) 2016-05-11

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101994809B (zh) 低速大能容的双涡轮液力变矩器
CN204985686U (zh) 用于混合动力双离合器自动变速箱的液压控制系统
CN204186916U (zh) 单涡轮液力变矩器
CN103244634A (zh) 新型双涡轮液力变矩器
CN202194568U (zh) 一种钻机油改电设备的变频驱动装置
CN100552265C (zh) 高效液力变矩传动系统
CN201363168Y (zh) 汽轮机油路控制装置
CN204186918U (zh) 单涡轮液力变矩器
CN202851324U (zh) 电动给水泵及前置泵整体调速装置
CN103244633A (zh) 双涡轮液力变矩器
CN202391358U (zh) 一种变频驱动电动修井机
CN104265383B (zh) 基于变频泵和倒u型虹吸管的直流循环供水系统
CN103277481B (zh) 单涡轮液力变矩器
CN203270657U (zh) 液压挖掘机新型散热装置
CN102434646B (zh) 双能容液力变矩器
CN203742894U (zh) 一种空心轴直驱式多级低速大扭矩液压马达
CN204140145U (zh) 基于变频泵和倒u型虹吸管的直流循环供水系统
CN204061792U (zh) 一种液力传动装置
CN203335769U (zh) 变频调速型改进液力耦合器电动给水泵
CN210164665U (zh) 一种军用150动力总成冷却风扇电液比例驱动及转速自动控制系统
CN203570201U (zh) 一种双动力修井机
CN202370946U (zh) 一种摊铺机液压系统油温控制装置
CN206513775U (zh) 钻井泥浆泵新型传动装置
CN202187709U (zh) 链条并车传动钻机的泥浆泵两挡驱动装置
CN201774499U (zh) 抽油机模糊控制驱动系统

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C04 Withdrawal of patent application after publication (patent law 2001)
WW01 Invention patent application withdrawn after publication

Application publication date: 20130814