CN103277481B - 单涡轮液力变矩器 - Google Patents

单涡轮液力变矩器 Download PDF

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Abstract

本发明涉及一种单涡轮液力变矩器，为解决现有单涡轮液力变矩器失速工况的公称转矩高、变矩比小、最高效率低的缺点，提供一种单涡轮液力变矩器，其中循环圆直径320~330mm；泵轮的叶片中间流线进口角和出口角分别为83°~93°和81°~91°，中间环面进口边和出口边厚度分别为2.0~3.0mm和5.0~6.2mm；涡轮的叶片中间流线进口角和出口角分别为49°~65°和134°~145°，中间环面进口边和出口边厚度分别为5.3~6.3mm和4.6~6.1mm；导轮的叶片进口角和出口角分别为84°~92°和145°~155°，进口边和出口边圆头半径3.2~6.0mm，出口边圆头半径0.77~1.4mm。

Description

单涡轮液力变矩器
技术领域
本发明涉及一种液力机械，尤其涉及一种单涡轮液力变矩器。
背景技术
装载机由于具有操作使用方便快捷、移动自由快速、维修容易等特点，已成为重要土方施工机械。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液力变矩器必然也随之进行重新设计和研发。
我国目前80％的五吨系列装载机传动系统使用行星齿轮箱配双涡轮液力变矩器，该传动系统的优点是两前一后共三个档位操作简单，结构紧凑，价格低廉；但是也存在诸多缺点：行星齿轮箱结构复杂，制造难度大，且无法实现半自动和全自动控制、操作舒适性差、档位少，不能满足高端客户的需求，对于其配套使用的双涡轮液力变矩器来讲，最高效率只能达到83％，不能充分利用发动机的功率，燃油经济性差。上世纪80年代至今，国外一些顶级传动系统生产厂家如ZF、DANA等已经成功开发一种新型传动系统：定轴齿轮箱配单涡轮液力变矩器，并批量应用于装载机等工程机械上，该传动系统结构简单、性能可靠，档位多，通常都有四前四后共八个档位，且可实现半自动和全自动控制、换档冲击小、工作效率高，可以满足高端客户的需求。
近年来国内的一些知名装载机、传动系统生产厂家也开始着手研发五吨系列装载机用的定轴齿轮箱配单涡轮液力变矩器传动系统，但是由于单涡轮液力变矩器设计不合理，导致其应用及推广受到限制。目前，使用定轴齿轮箱的五吨系列装载机一般采用额定转速为2167～2233rpm、额定功率为154～162kW的发动机，而与之匹配的单涡轮液力变矩器存在3个问题：
1、失速工况的公称转矩MBg0较高，为145～160N·m，当失速工况的公称扭矩Mbg0偏大时，会出现如下问题：根据功率计算公式P＝MBg0·N/比例常数(P为功率、MBg0为公称扭矩、N为泵轮转速，泵轮与发动机直接相连，发动机的转速即为泵轮转速)，在保证液力变矩器能完全吸收发动机额定功率的前提下(即P为定值)，失速工况公称扭矩Mbg0与转速N成反比，如MBg0过高，则N变低，这也就意味着液力变矩器与发动机的匹配转速点偏低，导致装载机的车速低，虽然满足了整机的牵引力要求，但是满足不了整机的车速要求，即综合性能差；
2、失速工况的变矩比K0较小，为1.8～2.1，当变矩器失速变矩比K0值较小时，变矩器效率曲线右偏，如图11所示，装载机在常用的工况点(转速比i＝0～0.97之间)工作效率低，这意味着装载机燃油利用率低、能耗高；
3、最高效率较低，一般在85％以下，最高效率值作为评价一款变矩器的重要指标，当最高效率值偏低时，也就意味着液力变矩器不能充分利用发动机的功率，不能获得较好的燃油经济性；以上三点将导致装载机整体综合性能差、发动机燃油消耗量高等问题。
发明内容
本发明的目的在于针对现有单涡轮液力变矩器失速工况的公称转矩较高、变矩比较小、最高效率较低的缺点而提供一种失速工况公称扭矩低、失速变矩比大且最高效率高的单涡轮液力变矩器。
本发明的技术方案是这样实现的：提供一种单涡轮液力变矩器，包括主要由涡轮、泵轮、导轮构成的叶栅系统及与叶栅系统配合的循环圆，其中循环圆直径D＝320～330mm；泵轮的叶片中间流线进口角为βP1＝83°～93°，中间流线出口角为βP2＝81°～91°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮的叶片中间流线进口角为βT1＝49°～65°，中间流线出口角为βT2＝134°～145°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮的叶片进口角为βS1＝84°～92°，出口角为βS2＝145°～155°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
在本发明中，各参数可进一步如下优化取值：循环圆直径为D＝320～322mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～88°，中间流线出口角为βP2＝81°～87°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～60°，中间流线出口角为βT2＝135°～141°；导轮叶片的进口角为β S1＝84°～87°，出口角为βS2＝145°～151°。
在本发明中，各参数可进一步如下优化取值：循环圆直径为D＝320mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～86°，中间流线出口角为βP2＝81°～86°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～57°，中间流线出口角为βT2＝135°～139°；导轮叶片的进口角为β S1＝84°～87°，出口角为βS2＝145.5°～149.5°。
在本发明中，各参数可进一步如下优化取值：循环圆直径为D＝321mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～86°，中间流线出口角为βP2＝81°～85°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～56.5°，中间流线出口角为βT2＝135°～138°；导轮叶片的进口角为β S1＝84°～86°，出口角为βS2＝145°～150°。
在本发明中，各参数可进一步如下优化取值：循环圆直径为D＝322mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～88°，中间流线出口角为βP2＝81°～87°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～60°，中间流线出口角为βT2＝135°～141°；导轮叶片的进口角为β S1＝84°～87°，出口角为βS2＝145°～151°。
在本发明中，各参数可进一步如下优化取值：循环圆直径为D＝325mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～88°，中间流线出口角为βP2＝81°～84°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝49°～56.5°，中间流线出口角为βT2＝134°～142°；导轮叶片的进口角为β S1＝84°～89°，出口角为βS2＝145°～149°。
在本发明中，各参数可进一步如下优化取值：循环圆直径为D＝328mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～86°，中间流线出口角为βP2＝82°～85°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～58°，中间流线出口角为βT2＝138°～140°；导轮叶片的进口角为β S1＝86°～87°，出口角为βS2＝148°～150°。
在本发明中，各参数可进一步如下优化取值：循环圆直径为D＝330mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝86°～93°，中间流线出口角为βP2＝83°～91°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～65°，中间流线出口角为βT2＝136°～145°；导轮叶片的进口角为β S1＝85°～92°，出口角为βS2＝148°～155°。上述发明中，与之匹配的发动机额定转速为2167～2233rpm、额定功率为154～162kW。
上述发明中，单涡轮液力变矩器的最高效率值为0.85～0.87，失速工况下的泵轮公称转矩为123.5Nm～136.5Nm，失速变矩比为2.42～2.68。
本发明与现有技术相比具有的有益效果：本发明与额定转速为2167～2233rpm、额定功率154～162kW的发动机匹配更为合理，在满足整车牵引力的前提下，提高车速，提高整车的综合性能；同时提高最高效率值，且使变矩器效率曲线左偏，提高了装载机常用工况点的工作效率，提高燃料利用率，达到了节能降耗的目的。
附图说明
图1为本发明单涡轮液力变矩器结构示意图；
图2为本发明泵轮叶片轴面投影图；
图3为本发明泵轮叶片正投影图；
图4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5为本发明涡轮叶片轴面投影图；
图6为本发明涡轮叶片正投影图；
图7为本发明涡轮叶片中间流线进出口角度、进出口边厚度图；
图8为本发明导轮叶片轴面投影图；
图9为本发明导轮叶片正投影图；
图10本发明为导轮叶片进出口角度、进出口圆头半径图；
图11为本发明单涡轮液力变矩器效率曲线图。
具体实施方式
下面结合附图说明具体实施方案。
参见图1至图11，本发明附图中各标注的明细如下：
涡轮1、泵轮2、导轮3；pMl为泵轮中间流线，pMh为泵轮中间环面，TMl为涡轮中间流线，TMh为涡轮中间环面，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，βT1为涡轮叶片中间流线进口角，βT2为涡轮叶片中间出口角，HT1为涡轮叶片中间环面进口边厚度，HT2为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。
以下实施例1至实施例5中的单涡轮液力变矩器是与五吨系列装载机定轴齿轮箱使用，且与之配合的是额定转速为2200rpm、额定功率为158kW的发动机。
实施例1：
循环圆的直径为320mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～86°，中间流线出口角为β P2＝81°～86°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～57°，中间流线出口角为β T2＝135°～139°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝84.5°～87°，出口角为βS2＝145.5°～149.5°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝125～133N·m，失速变矩比K0＝2.5～2.68，变矩器的最高效率值为0.861～0.870。
实施例2：
循环圆的直径为322mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝85°～88°，中间流线出口角为β P2＝82°～87°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～60°，中间流线出口角为β T2＝135°～141°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度 HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～87°，出口角为βS2＝145°～151°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝128～134N·m，失速变矩比K0＝2.48～2.62，变矩器的最高效率值为0.854～0.870。
实施例3：
循环圆的直径为325mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝85.5°～88°，中间流线出口角为βP2＝81°～84°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～56°，中间流线出口角为β T2＝135°～138°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～85°，出口角为βS2＝145°～146°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝126.7～134N·m，失速变矩比K0＝2.48～2.56，变矩器的最高效率值为0.850～0.864。
实施例4：
循环圆的直径为328mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～86°，中间流线出口角为β P2＝82°～85°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～58°，中间流线出口角为β T2＝138°～140°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝86°～87°，出口角为βS2＝148°～150°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝128～135N·m，失速变矩比K0＝2.51～2.58，变矩器的最高效率值为0.854～0.862。
实施例5：
循环圆的直径为330mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝86°～88°，中间流线出口角为β P2＝86°～87°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝58°～60°，中间流线出口角为β T2＝138°～141°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝85°～87°，出口角为βS2＝149°～151°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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 MBg0＝128.5～136.5N·m，失速变矩比K0＝2.46～2.52，变矩器的最高效率值为0.851～0.863。
以下实施例6至实施例10中的单涡轮液力变矩器是与五吨系列装载机定轴齿轮箱使用，且与之配合的是额定转速为2167rpm、额定功率为154kW的发动机。
实施例6：
循环圆的直径为320mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84.5°～86°，中间流线出口角为βP2＝84°～86°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～57°，中间流线出口角为β T2＝137°～139°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝85.5°～87°，出口角为βS2＝147.5°～149.5°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝126.2～128.5N·m，失速变矩比K0＝2.47～2.52，变矩器的最高效率值为0.858～0.866。
实施例7：
循环圆的直径为321mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～84°，中间流线出口角为β P2＝83°～85°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～55°，中间流线出口角为β T2＝135°～136°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝85°～86°，出口角为βS2＝145°～146°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝124.8～129.9N·m，失速变矩比K0＝2.50～2.61，变矩器的最高效率值为0.861～0.870。
实施例8：
循环圆的直径为322mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～87°，中间流线出口角为β P2＝81°～83.5°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54.5°～57°，中间流线出口角为β T2＝135°～137°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～87°，出口角为βS2＝147.5°～149°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝128.4～132N·m，失速变矩比K0＝2.49～2.60，变矩器的最高效率值为0.850～0.867。
实施例9：
循环圆的直径为325mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～88°，中间流线出口角为β P2＝81°～84°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝49°～56.5°，中间流线出口角为β T2＝134°～138°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝85°～86°，出口角为βS2＝146°～148°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝130～134N·m，失速变矩比K0＝2.42～2.50，变矩器的最高效率值为0.850～0.870。
实施例10：
循环圆的直径为330mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝86°～87°，中间流线出口角为β P2＝83°～86°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～60°，中间流线出口角为β T2＝136°～140°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝87°～92°，出口角为βS2＝148°～155°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝129～137N·m，失速变矩比K0＝2.44～2.60，变矩器的最高效率值为0.855～0.868。
以下实施例11至实施例15中的单涡轮液力变矩器是与五吨系列装载机定轴齿轮箱使用，且与之配合的是额定转速为2233rpm、额定功率为162kW的发动机。
实施例11：
循环圆的直径为320mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～86°，中间流线出口角为β P2＝84°～86°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～57°，中间流线出口角为β T2＝135°～139°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～87°，出口角为βS2＝147.5°～149.5°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝125.8～129.5N·m，失速变矩比K0＝2.46～2.61，变矩器的最高效率值为0.860～0.868。
实施例12：
循环圆的直径为321mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83.5°～86°，中间流线出口角为βP2＝81°～84°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～56.5°，中间流线出口角为β T2＝135°～138°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～86°，出口角为βS2＝145°～150°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝127.2～132.9N·m，失速变矩比K0＝2.44～2.60，变矩器的最高效率值为0.858～0.869。
实施例13：
循环圆的直径为322mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝85°～87°，中间流线出口角为β P2＝81°～85.5°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝56°～59°，中间流线出口角为β T2＝138°～140°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝86°～87°，出口角为βS2＝148°～150°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝128.8～131.8N·m，失速变矩比K0＝2.52～2.64，变矩器的最高效率值为0.857～0.869。
实施例14：
循环圆的直径为325mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～88°，中间流线出口角为β P2＝81°～84°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～56°，中间流线出口角为β T2＝137°～142°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝85°～89°，出口角为βS2＝147°～149°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝124～130N·m，失速变矩比K0＝2.46～2.62，变矩器的最高效率值为0.850～0.855。
实施例15：
循环圆的直径为330mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝88°～93°，中间流线出口角为β P2＝88°～91°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝60°～65°，中间流线出口角为β T2＝141°～145°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮叶片的进口角为βS1＝88°～92°，出口角为βS2＝153°～155°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
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MBg0＝129～136N·m，失速变矩比K0＝2.51～2.62，变矩器的最高效率值为0.855～0.87。

Claims (10)

1.一种单涡轮液力变矩器，包括主要由涡轮、泵轮、导轮构成的叶栅系统及与叶栅系统配合的循环圆，其特征在于：所述循环圆直径D＝320～330mm；所述泵轮的叶片中间流线进口角为βP1＝83°～93°，中间流线出口角为βP2＝81°～91°，中间环面进口边厚度HP1＝2.0～3.0mm，中间环面出口边厚度HP2＝5.0～6.2mm；涡轮的叶片中间流线进口角为βT1＝49°～65°，中间流线出口角为βT2＝134°～145°，中间环面进口边厚度HT1＝5.3～6.3mm，中间环面出口边厚度HT2＝4.6～6.1mm；导轮的叶片进口角为βS1＝84°～92°，出口角为βS2＝145°～155°，进口边圆头半径RS1＝3.2～6.0mm，出口边圆头半径RS2＝0.77～1.4mm。
2.根据权利要求1所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于所述循环圆直径为D＝320～322mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～88°，中间流线出口角为βP2＝81°～87°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～60°，中间流线出口角为βT2＝135°～141°；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～87°，出口角为βS2＝145°～151°。
3.根据权利要求2所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于所述循环圆直径为D＝320mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～86°，中间流线出口角为βP2＝81°～86°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～57°，中间流线出口角为βT2＝135°～139°；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～87°，出口角为βS2＝145.5°～149.5°。
4.根据权利要求2所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于所述循环圆直径为D＝321mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～86°，中间流线出口角为βP2＝81°～85°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～56.5°，中间流线出口角为βT2＝135°～138°；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～86°，出口角为βS2＝145°～150°。
5.根据权利要求2所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于所述循环圆直径为D＝322mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～88°，中间流线出口角为βP2＝81°～87°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝54°～60°，中间流线出口角为βT2＝135°～141°；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～87°，出口角为βS2＝145°～151°。
6.根据权利要求1所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于所述循环圆直径为D＝325mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝83°～88°，中间流线出口角为βP2＝81°～84°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝49°～56.5°，中间流线出口角为βT2＝134°～142°；导轮叶片的进口角为βS1＝84°～89°，出口角为βS2＝145°～149°。
7.根据权利要求1所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于所述循环圆直径为D＝328mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝84°～86°，中间流线出口角为βP2＝82°～85°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～58°，中间流线出口角为βT2＝138°～140°；导轮叶片的进口角为βS1＝86°～87°，出口角为βS2＝148°～150°。
8.根据权利要求1所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于所述循环圆直径为D＝330mm；泵轮叶片中间流线进口角为βP1＝86°～93°，中间流线出口角为βP2＝83°～91°；涡轮叶片中间流线进口角为βT1＝55°～65°，中间流线出口角为βT2＝136°～145°；导轮叶片的进口角为βS1＝85°～92°，出口角为βS2＝148°～155°。
9.根据权利要求1至8任一项所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于与之匹配的发动机额定转速为2167～2233rpm、额定功率为154～162kW。
10.根据权利要求1至8任一项所述的单涡轮液力变矩器，其特征在于单涡轮液力变矩器的最高效率值为0.85～0.87，失速工况下的泵轮公称转矩为123.5Nm～136.5Nm，失速变矩比为2.42～2.68。
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