CN103591244A - 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
CN103591244A
CN103591244A CN201310327075.6A CN201310327075A CN103591244A CN 103591244 A CN103591244 A CN 103591244A CN 201310327075 A CN201310327075 A CN 201310327075A CN 103591244 A CN103591244 A CN 103591244A
Authority
CN
China
Prior art keywords
exit
angle
flow path
center line
inlet
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.)
Granted
Application number
CN201310327075.6A
Other languages
English (en)
Other versions
CN103591244B (zh
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.)
Liugong Liuzhou transmission parts 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 CN201310327075.6A priority Critical patent/CN103591244B/zh
Publication of CN103591244A publication Critical patent/CN103591244A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN103591244B publication Critical patent/CN103591244B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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，循环圆直径D=288~295mm；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=4.80~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure DEST_PATH_DEST_PATH_IMAGE001
1=88°~98°，出口角为β
Figure DEST_PATH_405041DEST_PATH_IMAGE001
2=148°~155°，进口边圆头半径R
Figure DEST_PATH_384498DEST_PATH_IMAGE001
1=4.60~5.60mm。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2090~2310rpm、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2090~2310rpm、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2090~2310rpm、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=4.80~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β                                               
Figure 2013103270756100002DEST_PATH_IMAGE002
1=88°~98°，出口角为β 2=148°~155°，进口边圆头半径R
Figure 981964DEST_PATH_IMAGE002
1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 530757DEST_PATH_IMAGE002
2=0.80~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 2013103270756100002DEST_PATH_IMAGE004
1=55°~65°，中间流线出口角为β
Figure 556482DEST_PATH_IMAGE004
2=130°~140°, 中间环面进口边厚度H
Figure 823515DEST_PATH_IMAGE004
1=2.50~4.00mm，中间环面出口边厚度H
Figure 22416DEST_PATH_IMAGE004
2=1.50~2.50mm；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=8.80~9.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~1.00mm。
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 612666DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~98°，出口角为β
Figure 871609DEST_PATH_IMAGE002
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 300633DEST_PATH_IMAGE004
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2090~2310rpm、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 DEST_PATH_IMAGE006
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 DEST_PATH_IMAGE008
级涡轮叶片图。
图6为本发明
Figure 509504DEST_PATH_IMAGE008
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
Figure 939349DEST_PATH_IMAGE002
1为
Figure 853078DEST_PATH_IMAGE006
级涡轮叶片进口角，R
Figure 518414DEST_PATH_IMAGE002
1为级涡轮进口边圆头半径，β
Figure 185467DEST_PATH_IMAGE002
2为级涡轮出口角，R 2为
Figure 428864DEST_PATH_IMAGE006
级涡轮出口边圆头半径，β
Figure 59565DEST_PATH_IMAGE004
1为
Figure 961269DEST_PATH_IMAGE008
级涡轮叶片中间流线进口角，β
Figure 906091DEST_PATH_IMAGE004
2为
Figure 946991DEST_PATH_IMAGE008
级涡轮叶片中间出口角，H
Figure 889539DEST_PATH_IMAGE004
1为
Figure 327473DEST_PATH_IMAGE008
级涡轮叶片中间环面进口边厚度，H
Figure 748091DEST_PATH_IMAGE004
2为
Figure 158343DEST_PATH_IMAGE008
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2090~2310rpm、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 6214DEST_PATH_IMAGE006
级涡轮1、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=4.80~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 155752DEST_PATH_IMAGE002
1=88°~98°，出口角为β
Figure 669779DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~155°，进口边圆头半径R
Figure 954130DEST_PATH_IMAGE002
1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 366657DEST_PATH_IMAGE002
2=0.80~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 129076DEST_PATH_IMAGE004
1=55°~65°，中间流线出口角为β
Figure 248342DEST_PATH_IMAGE004
2=130°~140°, 中间环面进口边厚度H
Figure 703594DEST_PATH_IMAGE004
1=2.50~4.00mm，中间环面出口边厚度H
Figure 603417DEST_PATH_IMAGE004
2=1.50~2.50mm；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=8.80~9.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~1.00mm。
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 1=95°~98°，出口角为β
Figure 891102DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 517256DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~59°，中间流线出口角为β
Figure 904375DEST_PATH_IMAGE004
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=116°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.80~5.00mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.20~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 8597DEST_PATH_IMAGE002
1=88°~92°，出口角为β
Figure 102455DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~151°，进口边圆头半径R
Figure DEST_PATH_IMAGE010
1=4.60~4.90mm，出口边圆头半径R
Figure 899510DEST_PATH_IMAGE010
2=0.90~1.10mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 508346DEST_PATH_IMAGE004
1=55°~60°，中间流线出口角为β
Figure 868789DEST_PATH_IMAGE004
2=130°~136°，中间环面进口边厚度HII1=3.00~3.50mm，中间环面出口边厚度HII2=1.50~1.80mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~80°，出口角为βs2=30°~35°，进口边圆头半径Rs1=9.30~9.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.70~0.90mm。
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=75.7~77.6N·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°~77°，中间环面进口边厚度Hp1=5.00~5.30mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.10~3.40mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=96°~98°，出口角为β
Figure 847426DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R
Figure 943558DEST_PATH_IMAGE010
1=5.20~5.50mm，出口边圆头半径R
Figure 389583DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.00mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 458033DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~58°，中间流线出口角为β
Figure 596890DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~140°，中间环面进口边厚度HII1= 3.10~3.40mm，中间环面出口边厚度HII2= 1.90~2.20mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=32°~34°，进口边圆头半径Rs1=9.00~9.20mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.90mm。
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=76.3~79.4N·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=105°~110°，中间流线出口角为βp2=77°~80°，中间环面进口边厚度Hp1=4.90~5.10mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.80~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~96°，出口角为β
Figure 118450DEST_PATH_IMAGE002
2=150°~155°，进口边圆头半径R
Figure 103723DEST_PATH_IMAGE010
1=5.30~5.60 mm，出口边圆头半径R
Figure 413482DEST_PATH_IMAGE010
2=0.90~1.20 mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 484206DEST_PATH_IMAGE004
1=59°~65°，中间流线出口角为β
Figure 475296DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~138°，中间环面进口边厚度HII1=2.90~3.20 mm，中间环面出口边厚度HII2=2.00~2.30 mm；导轮叶片的进口角为βs1=72°~76°，出口角为βs2=34°~38°，进口边圆头半径Rs1=9.10~9.30 mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.90 mm。
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=77.1~79.6N·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=112°~114°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.00~5.30 mm，中间环面出口边厚度Hp2= 3.30~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 315076DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~97°，出口角为β
Figure 795736DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R
Figure 88177DEST_PATH_IMAGE010
1=5.20~5.50 mm，出口边圆头半径R
Figure 132225DEST_PATH_IMAGE010
2=1.00~1.20 mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=56°~58°，中间流线出口角为β
Figure 478073DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~140°，中间环面进口边厚度HII1= 2.50~2.80 mm，中间环面出口边厚度HII2= 2.10~2.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=32°~34°，进口边圆头半径Rs1=9.20~9.50 mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00 mm。
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=75.3~78.8N·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°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.20~5.50 mm，中间环面出口边厚度Hp2= 3.10~3.40mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=96°~98°，出口角为β
Figure 856282DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R 1=5.10~5.40 mm，出口边圆头半径R
Figure 493116DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.00mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 760150DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~58°，中间流线出口角为β
Figure 378956DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~140°，中间环面进口边厚度HII1= 3.30~3.60 mm，中间环面出口边厚度HII2= 2.20~2.50 mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=32°~34°，进口边圆头半径Rs1=8.90~9.20 mm，出口边圆头半径Rs2=0.85~1.00 mm。
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=76.8~80N·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°~114°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.10~5.40 mm，中间环面出口边厚度Hp2= 2.80~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 47835DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~97°，出口角为β
Figure 306778DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R
Figure 795528DEST_PATH_IMAGE010
1=5.10~5.50 mm，出口边圆头半径R
Figure 735802DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.30mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 259188DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~59°，中间流线出口角为β
Figure 423453DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~136°，中间环面进口边厚度HII1= 3.10~3.40 mm，中间环面出口边厚度HII2=1.60~1.90mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~78°，出口角为βs2=33°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.10 mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00 mm。
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=75.2~78.9N·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=113°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 4.90~5.10 mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.00~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 665078DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~97°，出口角为β 2=149°~150°，进口边圆头半径R
Figure 770623DEST_PATH_IMAGE010
1=4.70~5.00 mm，出口边圆头半径R
Figure 371369DEST_PATH_IMAGE010
2=1.00~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 834711DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~59°，中间流线出口角为β
Figure 116788DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~136°，中间环面进口边厚度HII1= 3.30~3.60mm，中间环面出口边厚度HII2=2.00~2.30mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~78°，出口角为βs2=33°~36°，进口边圆头半径Rs1=9.00~9.40mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.80mm。
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=76.1~77.9N·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=113°~114°，中间流线出口角为βp2=76°~77°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.00~5.30mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.60~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 614766DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~96°，出口角为β
Figure 120833DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R
Figure 337051DEST_PATH_IMAGE010
1=4.80~5.10mm，出口边圆头半径R
Figure 907972DEST_PATH_IMAGE010
2=0.90~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 260456DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~59°，中间流线出口角为β
Figure 937425DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~136°，中间环面进口边厚度HII1= 2.60~2.90mm，中间环面出口边厚度HII2=2.10~2.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~78°，出口角为βs2=33°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.90~9.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.70~0.90mm。
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=77.4~79.6N·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=113°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.10~5.30mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~2.80mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 375359DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~98°，出口角为β
Figure 999239DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 206229DEST_PATH_IMAGE010
1=5.30~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 319679DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~0.90mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 244909DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~57°，中间流线出口角为β
Figure 656168DEST_PATH_IMAGE004
2=138°~140°，中间环面进口边厚度HII1= 2.70~3.10mm，中间环面出口边厚度HII2=2.20~2.50mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~78°，出口角为βs2=34°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.20 mm，出口边圆头半径Rs2=0.85~1.00mm。
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=78.3~80N·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=112°~113°，中间流线出口角为βp2=77°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 4.90~5.10mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.60~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=95°~98°，出口角为β
Figure 267595DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 414542DEST_PATH_IMAGE010
1=4.80~5.10 mm，出口边圆头半径R
Figure 380224DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.00mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 561807DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~57°，中间流线出口角为β 2=138°~140°，中间环面进口边厚度HII1= 3.80~4.00mm，中间环面出口边厚度HII2=1.70~1.90mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~78°，出口角为βs2=34°~36°，进口边圆头半径Rs1=9.10~9.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.80mm。
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=77.2~79.4N·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°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.00~5.30mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~2.80mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 916882DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~97°，出口角为β
Figure 168478DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 204568DEST_PATH_IMAGE010
1=4.70~5.00mm，出口边圆头半径R
Figure 830721DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.30mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 952261DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~57°，中间流线出口角为β
Figure 259745DEST_PATH_IMAGE004
2=138°~140°，中间环面进口边厚度HII1= 3.50~3.80mm，中间环面出口边厚度HII2=1.60~1.90mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~78°，出口角为βs2=34°~36°，进口边圆头半径Rs1=9.20~9.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.70~0.90mm。
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=76.5~80N·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。
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2090rpm、额定功率为88KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例12：
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~114°，中间流线出口角为βp2=76°~77°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.20~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.90~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 415920DEST_PATH_IMAGE002
1=97°~98°，出口角为β
Figure 399926DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R
Figure 8761DEST_PATH_IMAGE010
1=4.90~5.20mm，出口边圆头半径R
Figure 854358DEST_PATH_IMAGE010
2=1.00~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=58°~59°，中间流线出口角为β
Figure 832995DEST_PATH_IMAGE004
2=137°~139°，中间环面进口边厚度HII1= 3.70~4.00mm，中间环面出口边厚度HII2=2.00~2.30mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=32°~35°，进口边圆头半径Rs1=9.00~9.20mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=76.9~79.7N·m，失速工况变矩比K0=4.06~4.11，变矩器的第一峰效率值为0.780 ~0.797，第二峰的效率值为0.805~0.813。
实施例13：
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~114°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.10~5.40mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.80~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 929127DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~97°，出口角为β
Figure 329147DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R
Figure 459914DEST_PATH_IMAGE010
1=5.00~5.30mm，出口边圆头半径R
Figure 598771DEST_PATH_IMAGE010
2=0.90~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 916620DEST_PATH_IMAGE004
1=58°~59°，中间流线出口角为β
Figure 369598DEST_PATH_IMAGE004
2=137°~139°，中间环面进口边厚度HII1= 3.30~3.60mm，中间环面出口边厚度HII2=2.10~2.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=32°~35°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.00mm，出口边圆头半径Rs2=0.65~0.90mm。
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=75.6~79.3N·m，失速工况变矩比K0=4.08~4.14，变矩器的第一峰效率值为0.788~0.796，第二峰的效率值为0.799~0.813。
实施例14：
循环圆的直径为291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~113°，中间流线出口角为βp2=77°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.30~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.00~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 354871DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~98°，出口角为β
Figure 664630DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R
Figure 469775DEST_PATH_IMAGE010
1=5.30~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 710132DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~0.90mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 549912DEST_PATH_IMAGE004
1=58°~59°，中间流线出口角为β
Figure 30572DEST_PATH_IMAGE004
2=137°~139°，中间环面进口边厚度HII1= 3.10~3.40mm，中间环面出口边厚度HII2=2.20~2.50mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=32°~35°，进口边圆头半径Rs1=8.90~9.20mm，出口边圆头半径Rs2=0.70~1.00mm。
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=76.5~78.5N·m，失速工况变矩比K0=4.09~4.15，变矩器的第一峰效率值为0.791 ~0.808，第二峰的效率值为0.809~0.813。
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2310rpm、额定功率为88KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例15：
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~113°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.50~5.70mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.30~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=96°~97°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 77660DEST_PATH_IMAGE010
1=5.20~5.50mm，出口边圆头半径R
Figure 729221DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.00mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=57°~58°，中间流线出口角为β
Figure 613091DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~138°，中间环面进口边厚度HII1= 3.00~3.40mm，中间环面出口边厚度HII2=1.80~2.10mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~33°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.10mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=75.8~78.6N·m，失速工况变矩比K0=4.07~4.12，变矩器的第一峰效率值为0.758 ~0.796，第二峰的效率值为0.807~0.810。
实施例16：
循环圆的直径为289mm；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°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.60~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.10~3.40mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 427463DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~98°，出口角为β
Figure 249925DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R
Figure 516959DEST_PATH_IMAGE010
1=5.10~5.40mm，出口边圆头半径R 2=0.80~1.30mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 322421DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~58°，中间流线出口角为β
Figure 315785DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~138°，中间环面进口边厚度HII1= 3.30~3.60mm，中间环面出口边厚度HII2=1.90~2.20mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~33°，进口边圆头半径Rs1=9.00~9.40mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.90mm。
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=76.3~78.8N·m，失速工况变矩比K0=4.07~4.13，变矩器的第一峰效率值为0.776~0.792，第二峰的效率值为0.790~0.821。
实施例17：
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=76°~77°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.55~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.70~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 70114DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~97°，出口角为β
Figure 259656DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R
Figure 783041DEST_PATH_IMAGE010
1=5.10~5.50mm，出口边圆头半径R 2=1.00~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 188932DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~58°，中间流线出口角为β
Figure 667317DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~138°，中间环面进口边厚度HII1= 2.60~2.90mm，中间环面出口边厚度HII2=2.00~2.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~33°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.10mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=76.9~78.8N·m，失速工况变矩比K0=4.10~4.15，变矩器的第一峰效率值为0.789 ~0.810，第二峰的效率值为0.811~0.823。
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2090rpm、额定功率为75KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例18：
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=77°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.40~5.70mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.00~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 45209DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~98°，出口角为β
Figure 645955DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 109297DEST_PATH_IMAGE010
1=5.10~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 142106DEST_PATH_IMAGE010
2=0.90~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 374505DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~58°，中间流线出口角为β
Figure 146151DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~137°，中间环面进口边厚度HII1= 2.50~2.80mm，中间环面出口边厚度HII2=2.30~2.50mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=35°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.90~9.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.85~1.00mm。
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=75.8~78.9N·m，失速工况变矩比K0=4.06~4.10，变矩器的第一峰效率值为0.780 ~0.797，第二峰的效率值为0.813~0.825。
实施例19：
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 4.90~5.10mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.30~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 96790DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~97°，出口角为β
Figure 916978DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 269462DEST_PATH_IMAGE010
1=5.30~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 212011DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~0.90mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 649945DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~58°，中间流线出口角为β
Figure 523092DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~137°，中间环面进口边厚度HII1= 3.30~3.60mm，中间环面出口边厚度HII2=1.80~2.10mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=35°~36°，进口边圆头半径Rs1=9.20~9.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=77.6~78.3N·m，失速工况变矩比K0=4.08~4.14，变矩器的第一峰效率值为0.788~0.796，第二峰的效率值为0.799~0.820。
实施例20：
循环圆的直径为291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.20~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.70~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 730082DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~98°，出口角为β
Figure 843532DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 768763DEST_PATH_IMAGE010
1=5.10~5.40mm，出口边圆头半径R
Figure 930754DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.30mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=56°~58°，中间流线出口角为β
Figure 276601DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~137°，中间环面进口边厚度HII1= 3.00~3.40mm，中间环面出口边厚度HII2=2.00~2.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=35°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.00mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=76.9~78.8N·m，失速工况变矩比K0=4.09~4.15，变矩器的第一峰效率值为0.791 ~0.808，第二峰的效率值为0.815~0.824。
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2310rpm、额定功率为75KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例21：
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~115°，中间流线出口角为βp2=77°~78°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.50~5.70mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.00~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 689128DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~98°，出口角为β
Figure 717127DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R
Figure 584196DEST_PATH_IMAGE010
1=5.10~5.50mm，出口边圆头半径R
Figure 39448DEST_PATH_IMAGE010
2=1.00~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 673691DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~58°，中间流线出口角为β
Figure 239802DEST_PATH_IMAGE004
2=136°~139°，中间环面进口边厚度HII1= 3.30~3.60mm，中间环面出口边厚度HII2=2.30~2.50mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~78°，出口角为βs2=33°~35°，进口边圆头半径Rs1=8.90~9.20mm，出口边圆头半径Rs2=0.85~1.00mm。
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=75.5~79.1N·m，失速工况变矩比K0=4.07~4.11，变矩器的第一峰效率值为0.781 ~0.795，第二峰的效率值为0.810~0.820。
实施例22：
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~77°，中间环面进口边厚度Hp1= 5.60~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.60~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 479153DEST_PATH_IMAGE002
1=97°~98°，出口角为β
Figure 105307DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R
Figure 226847DEST_PATH_IMAGE010
1=4.70~5.00mm，出口边圆头半径R
Figure 596648DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.00mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 939773DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~59°，中间流线出口角为β
Figure 736828DEST_PATH_IMAGE004
2=138°~140°，中间环面进口边厚度HII1= 2.60~2.90mm，中间环面出口边厚度HII2=2.00~2.30mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~78°，出口角为βs2=34°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.10mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=76.9~78.5N·m，失速工况变矩比K0=4.10~4.14，变矩器的第一峰效率值为0.791~0.802，第二峰的效率值为0.803~0.818。
实施例23：
循环圆的直径为291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=114°~115°，中间流线出口角为βp2=77°~78°，中间环面进口边厚度Hp1=5.55~5.80 mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~2.80mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 345664DEST_PATH_IMAGE002
1=97°~98°，出口角为β
Figure 253577DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~149°，进口边圆头半径R
Figure 201942DEST_PATH_IMAGE010
1=4.90~5.20mm，出口边圆头半径R 2=0.80~1.30mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 266030DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~59°，中间流线出口角为β 2=138°~140°，中间环面进口边厚度HII1=3.50~3.80mm，中间环面出口边厚度HII2=2.10~2.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~78°，出口角为βs2=34°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.10mm，出口边圆头半径Rs2=0.65~0.90mm。
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=75.9~77.3N·m，失速工况变矩比K0=4.07~4.10，变矩器的第一峰效率值为0.789 ~0.801，第二峰的效率值为0.806~0.819。
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2090rpm、额定功率为97KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例24：
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~115°，中间流线出口角为βp2=77°~78°，中间环面进口边厚度Hp1=5.40~5.70mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.90~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 531237DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~98°，出口角为β
Figure 670094DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R 1=5.00~5.30mm，出口边圆头半径R
Figure 768817DEST_PATH_IMAGE010
2=1.00~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=57°~58°，中间流线出口角为β
Figure 735953DEST_PATH_IMAGE004
2=136°~139°，中间环面进口边厚度HII1=3.70~4.00mm，中间环面出口边厚度HII2=2.20~2.50mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~78°，出口角为βs2=33°~35°，进口边圆头半径Rs1=8.90~9.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.70~1.00mm。
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=77.8~79.8N·m，失速工况变矩比K0=4.06~4.13，变矩器的第一峰效率值为0.788 ~0.803，第二峰的效率值为0.812~0.827。
实施例25：
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~113°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1=5.20~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.80~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 806678DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~97°，出口角为β
Figure 860084DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R 1=5.30~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 367475DEST_PATH_IMAGE010
2=0.90~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 925495DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~58°，中间流线出口角为β
Figure 517014DEST_PATH_IMAGE004
2=136°~139°，中间环面进口边厚度HII1=3.30~3.60mm，中间环面出口边厚度HII2=1.80~2.10mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~78°，出口角为βs2=33°~35°，进口边圆头半径Rs1=9.10~9.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=77.2~78.7N·m，失速工况变矩比K0=4.06~4.11，变矩器的第一峰效率值为0.789~0.806，第二峰的效率值为0.811~0.825。
实施例26：
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=76°~77°，中间环面进口边厚度Hp1=5.10~5.40mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.00~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 148983DEST_PATH_IMAGE002
1=96°~98°，出口角为β
Figure 66124DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~150°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.10mm，出口边圆头半径R
Figure 926556DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~0.90mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 740928DEST_PATH_IMAGE004
1=57°~58°，中间流线出口角为β
Figure 563391DEST_PATH_IMAGE004
2=136°~139°，中间环面进口边厚度HII1=2.90~3.20mm，中间环面出口边厚度HII2=1.90~2.20mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~78°，出口角为βs2=33°~35°，进口边圆头半径Rs1=9.20~9.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.80mm。
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=75.6~77.8N·m，失速工况变矩比K0=4.07~4.12，变矩器的第一峰效率值为0.790 ~0.806，第二峰的效率值为0.810~0.819。
以下为本发明双涡轮液力变矩器与额定转速为2310rpm、额定功率为97KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例27：
循环圆的直径为290mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=114°~115°，中间流线出口角为βp2=76°~78°，中间环面进口边厚度Hp1=5.55~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.60~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 830424DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~96°，出口角为β
Figure 967007DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 635886DEST_PATH_IMAGE010
1=4.70~5.00mm，出口边圆头半径R
Figure 629250DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.00mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 383579DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~57°，中间流线出口角为β
Figure 245225DEST_PATH_IMAGE004
2=137°~140°，中间环面进口边厚度HII1=3.50~3.80mm，中间环面出口边厚度HII2=1.90~2.20mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=33°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.10mm，出口边圆头半径Rs2=0.70~0.90mm。
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=78~79.7N·m，失速工况变矩比K0=4.08~4.15，变矩器的第一峰效率值为0.795 ~0.808，第二峰的效率值为0.814~0.823。
实施例28：
循环圆的直径为289mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~113°，中间流线出口角为βp2=76°~77°，中间环面进口边厚度Hp1=5.40~5.70mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~2.80mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=96°~98°，出口角为β
Figure 886870DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 128495DEST_PATH_IMAGE010
1=4.90~5.20mm，出口边圆头半径R
Figure 403619DEST_PATH_IMAGE010
2=0.80~1.30mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 47090DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~57°，中间流线出口角为β
Figure 319939DEST_PATH_IMAGE004
2=137°~140°，中间环面进口边厚度HII1=3.70~4.00mm，中间环面出口边厚度HII2=2.00~2.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=33°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.80~9.10mm，出口边圆头半径Rs2=0.85~1.00mm。
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=76.9~79.6N·m，失速工况变矩比K0=4.06~4.14，变矩器的第一峰效率值为0.785~0.801，第二峰的效率值为0.807~0.818。
实施例29：
循环圆的直径为291mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~114°，中间流线出口角为βp2=76°~77°，中间环面进口边厚度Hp1=5.20~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.90~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 48861DEST_PATH_IMAGE002
1=95°~97°，出口角为β
Figure 127675DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~150°，进口边圆头半径R
Figure 625653DEST_PATH_IMAGE010
1=5.00~5.30mm，出口边圆头半径R
Figure 584250DEST_PATH_IMAGE010
2=1.00~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 534889DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~57°，中间流线出口角为β
Figure 417394DEST_PATH_IMAGE004
2=137°~140°，中间环面进口边厚度HII1=3.30~3.60mm，中间环面出口边厚度HII2=2.30~2.50mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=33°~36°，进口边圆头半径Rs1=8.90~9.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.80~1.00mm。
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=76.8~79.5N·m，失速工况变矩比K0=4.05~4.11，变矩器的第一峰效率值为0.788 ~0.810，第二峰的效率值为0.814~0.826。
 
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. 新型双涡轮液力变矩器，与之匹配的柴油机额定转速为2090~2310rpm、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=4.80~5.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~3.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β                                               
Figure DEST_PATH_IMAGE002
1=88°~98°，出口角为β 2=148°~155°，进口边圆头半径R
Figure 229655DEST_PATH_IMAGE002
1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径R
Figure 300380DEST_PATH_IMAGE002
2=0.80~1.20mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=55°~65°，中间流线出口角为β
Figure 291469DEST_PATH_IMAGE004
2=130°~140°, 中间环面进口边厚度H
Figure 131249DEST_PATH_IMAGE004
1=2.50~4.00mm，中间环面出口边厚度H
Figure 611909DEST_PATH_IMAGE004
2=1.50~2.50mm；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=8.80~9.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~1.00mm。
2.根据权利要求1所述的双涡轮液力变矩器，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 91301DEST_PATH_IMAGE002
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 642685DEST_PATH_IMAGE004
1=56°~59°，中间流线出口角为β
Figure 294246DEST_PATH_IMAGE004
2=135°~140°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=32°~36°。
CN201310327075.6A 2013-05-21 2013-07-31 新型双涡轮液力变矩器 Active CN103591244B (zh)

Priority Applications (1)

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

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN2013101898525 2013-05-21
CN201310189852.5 2013-05-21
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

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN103591244A true CN103591244A (zh) 2014-02-19
CN103591244B CN103591244B (zh) 2016-05-11

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 Before (1)

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

Country Status (1)

Country Link
CN (2) CN103244634A (zh)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN105247246A (zh) * 2014-05-07 2016-01-13 株式会社艾科赛迪 流体式动力传递装置
CN105443714A (zh) * 2015-12-14 2016-03-30 山推工程机械股份有限公司 一种双涡轮液力变矩器

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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

Citations (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
US20050235636A1 (en) * 2004-03-06 2005-10-27 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Hydrodynamic converter
US20080194381A1 (en) * 2007-02-14 2008-08-14 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
CN102927236A (zh) * 2012-10-31 2013-02-13 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

Patent Citations (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
US20050235636A1 (en) * 2004-03-06 2005-10-27 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Hydrodynamic converter
US20080194381A1 (en) * 2007-02-14 2008-08-14 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
CN102927236A (zh) * 2012-10-31 2013-02-13 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 (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN105247246A (zh) * 2014-05-07 2016-01-13 株式会社艾科赛迪 流体式动力传递装置
CN105247246B (zh) * 2014-05-07 2018-11-23 株式会社艾科赛迪 流体式动力传递装置
CN105443714A (zh) * 2015-12-14 2016-03-30 山推工程机械股份有限公司 一种双涡轮液力变矩器
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

Also Published As

Publication number Publication date
CN103591244B (zh) 2016-05-11
CN103244634A (zh) 2013-08-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101994809B (zh) 低速大能容的双涡轮液力变矩器
US20190071992A1 (en) Generalized frequency conversion system for steam turbine generator unit
CN204186916U (zh) 单涡轮液力变矩器
CA2763303C (en) Runner for direct-connected low-speed small mixed flow type water turbine applied in hydrodynamic energy-saving cooling tower
CN103591244B (zh) 新型双涡轮液力变矩器
CN100552265C (zh) 高效液力变矩传动系统
CN204082316U (zh) 可变截面废气涡轮增压器执行机构
CN204186918U (zh) 单涡轮液力变矩器
CN103591245B (zh) 双涡轮液力变矩器
CN103590886A (zh) 一种装载机发动机用散热控制方法
CN203081721U (zh) 一种水泵节能系统
CN101418228B (zh) 催化裂化烟气轮机全压力能回收系统
CN102297182A (zh) 液压系统的控制方法和混凝土泵车的控制方法
CN208669725U (zh) 一种自主作业式轨道螺栓作业机液压系统
CN114722568B (zh) 一种基于动力系统功率匹配与液压系统流量匹配的液压挖掘机的节能方法
CN103277481B (zh) 单涡轮液力变矩器
CN203335769U (zh) 变频调速型改进液力耦合器电动给水泵
CN104029594A (zh) 大功率复合式无级调速节能动力系统
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
CN203837518U (zh) 设有补偿式水能风机的冷却塔
CN202017748U (zh) 一种液力机械复合传动系统
CN102003513A (zh) 一种液力机械复合传动系统
CN204851811U (zh) 一种折弯机的液压装置
CN204704120U (zh) 双驱动回能循环水泵机组
CN204691881U (zh) 一种液压风扇装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
TR01 Transfer of patent right

Effective date of registration: 20170629

Address after: 545007 the Guangxi Zhuang Autonomous Region Liuzhou City Liu Tai Road No. 1

Patentee after: Liugong Liuzhou transmission parts Co., Ltd.

Address before: 545007 the Guangxi Zhuang Autonomous Region Liuzhou City Liu Tai Road No. 1

Patentee before: Guangxi Liugong Machinery Co., Ltd.

TR01 Transfer of patent right