CN103591245B - 双涡轮液力变矩器 - Google Patents

双涡轮液力变矩器 Download PDF

Info

Publication number
CN103591245B
CN103591245B CN201310328280.4A CN201310328280A CN103591245B CN 103591245 B CN103591245 B CN 103591245B CN 201310328280 A CN201310328280 A CN 201310328280A CN 103591245 B CN103591245 B CN 103591245B
Authority
CN
China
Prior art keywords
exit
angle
flow path
center line
round end
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.)
Active
Application number
CN201310328280.4A
Other languages
English (en)
Other versions
CN103591245A (zh
Inventor
王松林
周文晓
章勇华
詹家堂
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 CN201310328280.4A priority Critical patent/CN103591245B/zh
Publication of CN103591245A publication Critical patent/CN103591245A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN103591245B publication Critical patent/CN103591245B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

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
    • 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

Abstract

一种双涡轮液力变矩器。其特点是循环圆直径D=310~320mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=88°~100°，出口角为β 2=145°~155°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=48°~60°，中间流线出口角为β 2=138°~150°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=73°~83°，出口角为βs2=28°~35°，进口边圆头半径Rs1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.65mm。其优点是低转速比区的最高效率达到了0.825~0.832，高转速比区的最高效率达到了0.825~0.841，失速工况下的泵轮公称转矩为116.87~118N·m，提高了整机的可靠性、动力性能和燃油经济性。

Description

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，通过电子信息技术的引入应用，国外在工程机械精确定位与作业、故障诊断与监控、提高燃料利用、人机工程学等方面进行了大量研究，并取得了重大进展。在这些研究进展的推动下，装载机在可靠性、生产率等方面得到提高，燃油消耗降低，性能改善，取得了巨大的经济效益。
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。装载机以其操作使用方便快捷，移动自由快速，价格便宜，维修容易等优点，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。针对目前装载机的特点及使用工况，其高效区范围较窄，低速工况下的效率较低，因此，为降低能耗、提高工作效率，拓宽液力变矩器的高效区，充分利用发动机功率，作为装载机传动系统核心部件的双涡轮液力变矩器必须进行重新设计和研发。
我国目前5吨级装载机产量最大，其一般都采用额定转速为2090~2310rpm、额定功率为154~162KW的柴油机，与之匹配的现有的双涡轮液力变矩器失速工况的公称转矩为105~110N·m、低转速比区的最高效率在0.78~0.80之间、高转速比区的最高效率在0.78~0.81之间，现有双涡轮液力变矩器失速工况下的公称转矩较低，无法有效地吸收来自发动机的功率，且低转速比区的最高效率、高转速比区的最高效率较低，能耗高。
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154~162KW的柴油机匹配，能充分吸收来自发动机的功率，牵引力增大，高效率区得到扩展，更重要的是较大幅度地提高了低转速比区的最高效率与高转速比区的最高效率的效率值，高转速比区的最高效率的效率达到了0.825~0.832，较之原有双涡轮变矩器提高了3.1~4.0%，高转速比区的最高效率达到了0.825~0.841，较之原有双涡轮变矩器提高了1.9~3.8%，并且失速工况下的公称扭矩达到了116.87~118N·m，燃料利用率提高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专用于5吨级装载机，与之匹配的柴油机额定转速为2090~2310rpm、额定功率为154~162KW，双涡轮液力变矩器低转速比区的最高效率为0.825~0.832，高转速比区的最高效率为0.825~0.841，失速工况下的泵轮公称转矩为116.87~118N·m，其组成包括有I级涡轮、II级涡轮、泵轮、导轮构成的叶栅系统及与叶栅系统配合的循环圆，所述的循环圆直径D=310~320mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=88°~100°，出口角为β 2=145°~155°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=48°~60°，中间流线出口角为β 2=138°~150°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=73°~83°，出口角为βs2=28°~35°，进口边圆头半径Rs1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.65mm。
更具体的技术方案还包括：所述的循环圆直径D=312~318mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~117°，中间流线出口角为βp2=72°~77°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~98°，出口角为β 2=148°~152°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.52~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~57°，中间流线出口角为β 2=140°~147°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~81°，出口角为βs2=30°~33°，进口边圆头半径Rs1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.65mm。
本发明的优点是本发明采用双涡轮液力变矩器与5吨级装载机所配的转速为2090~2310rpm、额定功率154~162KW柴油机匹配更为合理，能充分吸收来自发动机的功率，牵引力增大，高效率区得到扩展，更重要的是较大幅度地提高了低转速比区的最高效率与高转速比区的最高效率的效率值，低转速比区的最高效率的效率达到了0.825~0.832，较之原有双涡轮变矩器提高了3.1~4.0%，高转速比区的最高效率的效率达到了0.825~0.841，较之原有双涡轮变矩器提高了1.9~3.8%，并且失速工况下的公称扭矩达到了116.87~118N·m；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下的公称转矩较之原有变矩器提高了6.2%以上，低转速比区的最高效率的效率值提高了3.1~4.0%，高转速比区的最高效率的效率值提高了1.9~3.8%，本发明的公称转矩与效率值均得到了较大幅度的提高，表明在同样能源消耗下，本发明的能源利用率更高，牵引力更大，有效地节约能源，达到节能减排的目的。
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为本发明级涡轮叶片进出口角度、进出口圆头半径图。
图5为本发明级涡轮叶片图。
图6为本发明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为级涡轮叶片进口角，R 1为级涡轮进口边圆头半径，β 2为级涡轮出口角，R 2为级涡轮出口边圆头半径，β 1为级涡轮叶片中间流线进口角，β 2为级涡轮叶片中间出口角，H 1为级涡轮叶片中间环面进口边厚度，H 2为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之匹配的柴油机额定转速为2090~2310rpm、额定功率为154~162KW，本发明的双涡轮液力变矩器由泵轮3、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直径D=310~320mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=88°~100°，出口角为β 2=145°~155°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=48°~60°，中间流线出口角为β 2=138°~150°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=73°~83°，出口角为βs2=28°~35°，进口边圆头半径Rs1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.65mm。
上述技术方案可以优化为：所述循环圆直径为312~318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~117°，中间流线出口角为βp2=72°~75°；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~98°，出口角为β 2=148°~152°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~57°，中间流线出口角为β 2=140°~147°；导轮叶片的进口角为βs1=74°~81°，出口角为βs2=30°~33°。
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162KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例1：
循环圆的直径为310mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~112°，中间流线出口角为βp2=70°~72°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~4.40mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~2.60mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=88°~90°，出口角为β 2=145°~147°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.00mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.60mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=48°~50°，中间流线出口角为β 2=138°~140°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~3.90mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~4.70mm；导轮叶片的进口角为βs1=73°~74°，出口角为βs2=28°~30°，进口边圆头半径Rs1=4.60~4.70mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.50mm。
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=116.87~117N·m，变矩器的低转速比区的最高效率效率值为0.825~0.829，高转速比区的最高效率为0.825~0.838。
实施例2：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~114°，中间流线出口角为βp2=72°~73°，中间环面进口边厚度Hp1=4.40~4.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.60~2.70mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~96°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R 1=5.00~5.20mm，出口边圆头半径R 2=0.60~0.65mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=52°~56°，中间流线出口角为β 2=141°~144°,中间环面进口边厚度H 1=3.90~4.10mm，中间环面出口边厚度H 2=4.70~4.90mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~75°，出口角为βs2=31°~32°，进口边圆头半径Rs1=4.70~4.90mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.51mm。
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=116.95~117.2N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.828，高转速比区的最高效率为0.827~0.840。
实施例3：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=111°~114°，中间流线出口角为βp2=72°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~4.30mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~2.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~96°，出口角为β 2=148°~152°，进口边圆头半径R 1=4.80~4.90mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.55mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~55°，中间流线出口角为β 2=141°~145°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~3.90mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~4.70mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=30°~32°，进口边圆头半径Rs1=4.60~4.70mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.50mm。
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=116.87~118N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.828~0.832，高转速比区的最高效率为0.825~0.841。
实施例4：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~114°，中间流线出口角为βp2=73°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~4.35mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~2.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=91°~93°，出口角为β 2=148°~149°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.00mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.55mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=52°~54°，中间流线出口角为β 2=142°~144°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~4.00mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~4.80mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=30°~32°，进口边圆头半径Rs1=4.60~4.85mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.50mm。
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=116.90~117.5N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.828，高转速比区的最高效率为0.826~0.839。
实施例5：
循环圆的直径为320mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=118°~120°，中间流线出口角为βp2=76°~80°，中间环面进口边厚度Hp1=5.00~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=98°~100°，出口角为β 2=153°~155°，进口边圆头半径R 1=5.00~5.50mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=58°~60°，中间流线出口角为β 2=148°~150°,中间环面进口边厚度H 1=4.00~4.50mm，中间环面出口边厚度H 2=5.50~6.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=81°~83°，出口角为βs2=32°~33°，进口边圆头半径Rs1=5.00~5.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.60mm。
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=117~118N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.830，高转速比区的最高效率为0.826~0.841。
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154KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例6：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=111°~114°，中间流线出口角为βp2=73°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.50~4.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.70~2.80mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~94°，出口角为β 2=149°~151°，进口边圆头半径R 1=5.10~5.20mm，出口边圆头半径R 2=0.65~0.70mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~53°，中间流线出口角为β 2=140°~142°,中间环面进口边厚度H 1=4.10~4.20mm，中间环面出口边厚度H 2=4.90~5.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~76°，出口角为βs2=30°~31°，进口边圆头半径Rs1=4.90~5.00mm，出口边圆头半径Rs2=0.52~0.55mm。
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=116.87~117.3N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.828，高转速比区的最高效率为0.825~0.838。
实施例7：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~114°，中间流线出口角为βp2=73°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.25~4.30mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.45~2.50mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=94°~96°，出口角为β 2=149°~152°，进口边圆头半径R 1=4.85~4.90mm，出口边圆头半径R 2=0.52~0.55mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=52°~55°，中间流线出口角为β 2=143°~145°,中间环面进口边厚度H 1=3.85~3.95mm，中间环面出口边厚度H 2=4.70~4.90mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~77°，出口角为βs2=30°~31°，进口边圆头半径Rs1=4.65~4.75mm，出口边圆头半径Rs2=0.49~0.52mm。
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=116.88~117.2N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.828，高转速比区的最高效率为0.826~0.835。
实施例8：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~116°，中间流线出口角为βp2=72°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.35~4.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~2.60mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~94°，出口角为β 2=149°~152°，进口边圆头半径R 1=5.0~5.15mm，出口边圆头半径R 2=0.55~0.60mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~55°，中间流线出口角为β 2=140°~143°,中间环面进口边厚度H 1=4.00~4.15mm，中间环面出口边厚度H 2=4.80~5.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~77°，出口角为βs2=30°~33°，进口边圆头半径Rs1=4.85~5.00mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.55mm。
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=116.89~117.1N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.829，高转速比区的最高效率为0.829~0.836。
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158KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例9：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~111°，中间流线出口角为βp2=72°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.60~4.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.75~2.85mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~92°，出口角为β 2=148°~149°，进口边圆头半径R 1=5.15~5.30mm，出口边圆头半径R 2=0.68~0.75mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=53°~55°，中间流线出口角为β 2=141°~142°,中间环面进口边厚度H 1=4.30~4.40mm，中间环面出口边厚度H 2=5.00~5.30mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=30°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.10~5.20mm，出口边圆头半径Rs2=0.53~0.57mm。
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=116.87~116.95N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.829，高转速比区的最高效率为0.826~0.837。
实施例10：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=111°~113°，中间流线出口角为βp2=72°~73°，中间环面进口边厚度Hp1=4.30~4.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.50~2.60mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~94°，出口角为β 2=148°~151°，进口边圆头半径R 1=4.90~5.00mm，出口边圆头半径R 2=0.55~0.60mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~53°，中间流线出口角为β 2=141°~143°,中间环面进口边厚度H 1=3.95~4.05mm，中间环面出口边厚度H 2=4.90~5.20mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=31°~32°，进口边圆头半径Rs1=4.75~4.85mm，出口边圆头半径Rs2=0.52~0.55mm。
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=116.89~117.0N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.827~0.830，高转速比区的最高效率为0.827~0.838。
实施例11：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=115°~117°，中间流线出口角为βp2=73°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.50~4.65mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.60~2.70mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=96°~98°，出口角为β 2=148°~152°，进口边圆头半径R 1=5.15~5.40mm，出口边圆头半径R 2=0.60~0.65mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=55°~57°，中间流线出口角为β 2=144°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.15~4.30mm，中间环面出口边厚度H 2=5.00~5.30mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~79°，出口角为βs2=31°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.0~5.15mm，出口边圆头半径Rs2=0.55~0.60mm。
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=117.1~117.7N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.830，高转速比区的最高效率为0.828~0.836。
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154KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例12：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~115°，中间流线出口角为βp2=73°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.70~4.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.80~2.95mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=91°~93°，出口角为β 2=149°~150°，进口边圆头半径R 1=5.20~5.35mm，出口边圆头半径R 2=0.70~0.75mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=54°~56°，中间流线出口角为β 2=142°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.40~4.50mm，中间环面出口边厚度H 2=5.40~5.50mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~78°，出口角为βs2=31°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.15~5.25mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.51mm。
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=116.88~117.4N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.829，高转速比区的最高效率为0.828~0.840。
实施例13：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~113°，中间流线出口角为βp2=73°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.50~4.70mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.60~2.80mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=91°~93°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R 1=5.00~5.10mm，出口边圆头半径R 2=0.60~0.65mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~52°，中间流线出口角为β 2=142°~145°,中间环面进口边厚度H 1=4.05~4.15mm，中间环面出口边厚度H 2=5.20~5.40mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=30°~31°，进口边圆头半径Rs1=4.85~5.00mm，出口边圆头半径Rs2=0.55~0.58mm。
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=117.2~117.6N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.829高转速比区的最高效率为0.828~0.838。
实施例14：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=114°~116°，中间流线出口角为βp2=74°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.65~4.80mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.70~2.80mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=91°~92°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R 1=5.40~5.60mm，出口边圆头半径R 2=0.65~0.70mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~53°，中间流线出口角为β 2=140°~143°,中间环面进口边厚度H 1=4.30~4.50mm，中间环面出口边厚度H 2=5.30~5.60mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~76°，出口角为βs2=31°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.15~5.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.65mm。
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=117.3~117.8N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.827，高转速比区的最高效率为0.828~0.835。
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154KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例15：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=114°~115°，中间流线出口角为βp2=72°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.85~5.00mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.90~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=95°~98°，出口角为β 2=150°~152°，进口边圆头半径R 1=5.40~5.50mm，出口边圆头半径R 2=0.72~0.75mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=52°~53°，中间流线出口角为β 2=143°~145°,中间环面进口边厚度H 1=4.45~4.50mm，中间环面出口边厚度H 2=5.45~5.60mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~77°，出口角为βs2=30°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.20~5.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.49~0.53mm。
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=116.88~117.2N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.827，高转速比区的最高效率为0.826~0.837。
实施例16：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=115°~117°，中间流线出口角为βp2=74°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.70~4.90mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.80~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=95°~98°，出口角为β 2=149°~151°，进口边圆头半径R 1=5.10~5.20mm，出口边圆头半径R 2=0.65~0.70mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=55°~57°，中间流线出口角为β 2=145°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.15~4.25mm，中间环面出口边厚度H 2=5.40~5.60mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~79°，出口角为βs2=31°~33°，进口边圆头半径Rs1=5.00~5.20mm，出口边圆头半径Rs2=0.58~0.62mm。
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=116.99~117.2N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.827~0.832，高转速比区的最高效率为0.829~0.839。
实施例17：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=115°~116°，中间流线出口角为βp2=73°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.80~5.10mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.80~3.00mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=95°~98°，出口角为β 2=148°~149°，进口边圆头半径R 1=5.60~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.70~0.75mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=52°~56°，中间流线出口角为β 2=145°~146°,中间环面进口边厚度H 1=4.50~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=5.60~5.90mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~81°，出口角为βs2=30°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.30~5.40mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.55mm。
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=117.3~118.0N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.827，高转速比区的最高效率为0.829~0.834。
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158KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例18：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=111°~114°，中间流线出口角为βp2=73°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=5.20~5.40mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.95~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=92°~96°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R 1=5.50~5.55mm，出口边圆头半径R 2=0.70~0.72mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=54°~56°，中间流线出口角为β 2=142°~144°,中间环面进口边厚度H 1=4.50~4.55mm，中间环面出口边厚度H 2=5.50~5.65mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=31°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.30~5.35mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.55mm。
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=116.89~116.94N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.829，高转速比区的最高效率为0.827~0.836。
实施例19：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~114°，中间流线出口角为βp2=72°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.90~5.20mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.00~3.20mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~93°，出口角为β 2=148°~151°，进口边圆头半径R 1=5.20~5.30mm，出口边圆头半径R 2=0.70~0.75mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~52°，中间流线出口角为β 2=141°~143°,中间环面进口边厚度H 1=4.25~4.35mm，中间环面出口边厚度H 2=5.60~5.80mm；导轮叶片的进口角为βs1=77°~81°，出口角为βs2=30°~33°，进口边圆头半径Rs1=5.20~5.40mm，出口边圆头半径Rs2=0.62~0.65mm。
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=116.87~117.1N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.827~0.831，高转速比区的最高效率为0.828~0.837。
实施例20：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~113°，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=3.00~3.20mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=97°~98°，出口角为β 2=149°~151°，进口边圆头半径R 1=5.50~5.60mm，出口边圆头半径R 2=0.75~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~54°，中间流线出口角为β 2=141°~144°,中间环面进口边厚度H 1=4.45~4.55mm，中间环面出口边厚度H 2=5.90~6.30mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~76°，出口角为βs2=30°~31°，进口边圆头半径Rs1=5.40~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.55~0.65mm。
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=117.0~117.6N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.832，高转速比区的最高效率为0.828~0.837。
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158KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例21：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~112°，中间流线出口角为βp2=72°~73°，中间环面进口边厚度Hp1=5.45~5.55mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.10~3.15mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=95°~96°，出口角为β 2=150°~152°，进口边圆头半径R 1=5.55~5.65mm，出口边圆头半径R 2=0.75~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=52°~53°，中间流线出口角为β 2=142°~146°,中间环面进口边厚度H 1=4.55~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=5.65~5.80mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~79°，出口角为βs2=30°~31°，进口边圆头半径Rs1=5.35~5.45mm，出口边圆头半径Rs2=0.55~0.60mm。
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=116.90~116.95N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.828，高转速比区的最高效率为0.829~0.838。
实施例22：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~115°，中间流线出口角为βp2=72°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=5.20~5.40mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.20~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=96°~98°，出口角为β 2=150°~152°，进口边圆头半径R 1=5.30~5.50mm，出口边圆头半径R 2=0.75~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=54°~57°，中间流线出口角为β 2=142°~146°,中间环面进口边厚度H 1=4.35~4.50mm，中间环面出口边厚度H 2=5.80~6.20mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~80°，出口角为βs2=30°~32°，进口边圆头半径Rs1=5.40~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.60~0.65mm。
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=116.92~117.5N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.827~0.830，高转速比区的最高效率为0.827~0.836。
实施例23：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=116°~117°，中间流线出口角为βp2=73°~76°，中间环面进口边厚度Hp1=5.40~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.20~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=95°~97°，出口角为β 2=151°~152°，进口边圆头半径R 1=5.60~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.55~0.65mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~51°，中间流线出口角为β 2=146°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.55~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=6.30~6.60mm；导轮叶片的进口角为βs1=79°~81°，出口角为βs2=32°~33°，进口边圆头半径Rs1=5.20~5.40mm，出口边圆头半径Rs2=0.55~0.60mm。
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=117.0~117.6N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.829，高转速比区的最高效率为0.830~0.839。
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162KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例24：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=114°~117°，中间流线出口角为βp2=73°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=5.55~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.15~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=95°~97°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R 1=5.65~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.72~0.76mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=54°~55°，中间流线出口角为β 2=144°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.00~4.20mm，中间环面出口边厚度H 2=4.60~4.70mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~76°，出口角为βs2=31°~32°，进口边圆头半径Rs1=4.70~4.80mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.55mm。
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=116.93~117.0N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.825~0.826，高转速比区的最高效率为0.827~0.832。
实施例25：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~113°，中间流线出口角为βp2=72°~73°，中间环面进口边厚度Hp1=5.40~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.00~3.10mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~95°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R 1=5.50~5.70mm，出口边圆头半径R 2=0.70~0.75mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~54°，中间流线出口角为β 2=144°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.50~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=6.20~6.60mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~77°，出口角为βs2=30°~31°，进口边圆头半径Rs1=5.00~5.50mm，出口边圆头半径Rs2=0.55~0.60mm。
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=117.1~117.4N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.827~0.831，高转速比区的最高效率为0.830~0.840。
实施例26：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=111°~114°，中间流线出口角为βp2=72°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=5.40~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.10~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~93°，出口角为β 2=148°~150°，进口边圆头半径R 1=5.50~5.70mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.55mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=53°~54°，中间流线出口角为β 2=140°~142°,中间环面进口边厚度H 1=3.90~4.20mm，中间环面出口边厚度H 2=6.60~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~76°，出口角为βs2=30°~32°，进口边圆头半径Rs1=4.80~5.00mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.55mm。
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=117.5~117.9N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.829，高转速比区的最高效率为0.828~0.835。
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162KW的柴油机匹配的具体实施例：
实施例27：
循环圆的直径为312mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=113°~116°，中间流线出口角为βp2=73°~74°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~4.40mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~2.60mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=92°~96°，出口角为β 2=149°~152°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.00mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.60mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=52°~56°，中间流线出口角为β 2=143°~145°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~3.90mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~4.60mm；导轮叶片的进口角为βs1=76°~81°，出口角为βs2=31°~33°，进口边圆头半径Rs1=4.60~4.75mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.52mm。
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=116.91~117.1N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.829，高转速比区的最高效率为0.828~0.838。
实施例28：
循环圆的直径为315mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=115°~117°，中间流线出口角为βp2=74°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=5.40~5.50mm，中间环面出口边厚度Hp2=3.10~3.20mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~94°，出口角为β 2=149°~150°，进口边圆头半径R 1=5.70~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.60~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~53°，中间流线出口角为β 2=145°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.40~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=6.60~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~78°，出口角为βs2=31°~33°，进口边圆头半径Rs1=5.50~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.50~0.55mm。
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=117.2~117.5N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.828~0.832，高转速比区的最高效率为0.830~0.841。
实施例29：
循环圆的直径为318mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=72°~75°，中间环面进口边厚度Hp1=4.50~4.80mm，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=92°~96°，出口角为β 2=149°~152°，进口边圆头半径R 1=5.20~5.50mm，出口边圆头半径R 2=0.55~0.65mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=51°~53°，中间流线出口角为β 2=143°~147°,中间环面进口边厚度H 1=4.20~4.50mm，中间环面出口边厚度H 2=5.50~6.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=30°~33°，进口边圆头半径Rs1=5.10~5.30mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.58mm。
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=117.4~117.9N·m，变矩器的低转速比区的最高效率为0.826~0.829，高转速比区的最高效率为0.830~0.839。
实施例3与现有5吨级装载机用双涡轮液力变矩器的效率对比如图8所示。

Claims (2)

1.一种双涡轮液力变矩器，与之匹配的柴油机额定转速为2090~2310rpm、额定功率为154~162KW，双涡轮液力变矩器低转速比区的最高效率为0.825~0.832，高转速比区的最高效率为0.825~0.841，失速工况下的泵轮公称转矩为116.87~118N·m，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=310~320mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~120°，中间流线出口角为βp2=70°~80°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=88°~100°，出口角为β 2=145°~155°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.50~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=48°~60°，中间流线出口角为β 2=138°~150°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=73°~83°，出口角为βs2=28°~35°，进口边圆头半径Rs1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.65mm。
2.根据权利要求1所述的双涡轮液力变矩器，其特征在于：所述的循环圆直径D=312~318mm；所述的叶栅系统中，泵轮叶片中间流线进口角为βp1=110°~117°，中间流线出口角为βp2=72°~77°，中间环面进口边厚度Hp1=4.20~5.60mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.40~3.30mm；I级涡轮叶片的进口角为β 1=90°~98°，出口角为β 2=148°~152°，进口边圆头半径R 1=4.80~5.80mm，出口边圆头半径R 2=0.52~0.80mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β 1=50°~57°，中间流线出口角为β 2=140°~147°,中间环面进口边厚度H 1=3.80~4.60mm，中间环面出口边厚度H 2=4.50~7.00mm；导轮叶片的进口角为βs1=74°~81°，出口角为βs2=30°~33°，进口边圆头半径Rs1=4.60~5.60mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.65mm。
CN201310328280.4A 2013-05-21 2013-07-31 双涡轮液力变矩器 Active CN103591245B (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201310328280.4A CN103591245B (zh) 2013-05-21 2013-07-31 双涡轮液力变矩器

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201310189851.0 2013-05-21
CN2013101898510 2013-05-21
CN2013101898510A CN103244633A (zh) 2013-05-21 2013-05-21 双涡轮液力变矩器
CN201310328280.4A CN103591245B (zh) 2013-05-21 2013-07-31 双涡轮液力变矩器

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN103591245A CN103591245A (zh) 2014-02-19
CN103591245B true CN103591245B (zh) 2016-03-30

Family

ID=48924374

Family Applications (2)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN2013101898510A Withdrawn CN103244633A (zh) 2013-05-21 2013-05-21 双涡轮液力变矩器
CN201310328280.4A Active CN103591245B (zh) 2013-05-21 2013-07-31 双涡轮液力变矩器

Family Applications Before (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN2013101898510A Withdrawn CN103244633A (zh) 2013-05-21 2013-05-21 双涡轮液力变矩器

Country Status (1)

Country Link
CN (2) CN103244633A (zh)

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104074945A (zh) * 2014-07-11 2014-10-01 广西柳工机械股份有限公司 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
CN107035843A (zh) * 2016-12-16 2017-08-11 陕西航天动力高科技股份有限公司 一种高能容超扁平汽车用液力变矩器

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB707482A (en) * 1950-12-30 1954-04-21 Borg Warner Improvements in or relating to hydraulic torque converter
US3503209A (en) * 1967-09-02 1970-03-31 Fichtel & Sachs Ag Hydraulic torque converter
CN201561108U (zh) * 2009-11-09 2010-08-25 中国船舶重工集团公司第七一一研究所 带闭锁离合器的综合式液力变矩器
CN101994809A (zh) * 2009-12-07 2011-03-30 广西柳工机械股份有限公司 低速大能容的双涡轮液力变矩器

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4669256B2 (ja) * 2004-09-27 2011-04-13 アイシン精機株式会社 トルクコンバータ

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB707482A (en) * 1950-12-30 1954-04-21 Borg Warner Improvements in or relating to hydraulic torque converter
US3503209A (en) * 1967-09-02 1970-03-31 Fichtel & Sachs Ag Hydraulic torque converter
CN201561108U (zh) * 2009-11-09 2010-08-25 中国船舶重工集团公司第七一一研究所 带闭锁离合器的综合式液力变矩器
CN101994809A (zh) * 2009-12-07 2011-03-30 广西柳工机械股份有限公司 低速大能容的双涡轮液力变矩器

Non-Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
一种新型双涡轮液力变矩器;王新存;《工程机械》;20080210;第39卷(第2期);第47-49页 *
关于双涡轮变矩器的工作原理和设计原理;陈大瀛等;《工程机械》;19800831(第8期);第17-22页 *
双涡轮液力变矩器叶片出口角度的选择;李济生;《工程机械》;19780831(第4期);第41-48页 *

Also Published As

Publication number Publication date
CN103244633A (zh) 2013-08-14
CN103591245A (zh) 2014-02-19

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101994809B (zh) 低速大能容的双涡轮液力变矩器
CN103591245B (zh) 双涡轮液力变矩器
CN204186916U (zh) 单涡轮液力变矩器
CN204186918U (zh) 单涡轮液力变矩器
CN103591244B (zh) 新型双涡轮液力变矩器
CN103277481B (zh) 单涡轮液力变矩器
CN210265152U (zh) 液压离合大功率回能双驱动回能循环水泵机组
CN103573390B (zh) 压差式两旋转轴同步旋转系统
CN208763809U (zh) 同发同抽机组布置结构
CN103452649B (zh) 排气管压力机械式调节系统
CN201255070Y (zh) 混流式水轮机反向s型转轮
CN105443714B (zh) 一种双涡轮液力变矩器
CN203296107U (zh) 液压动力机构
CN104913659B (zh) 回水余压能闭环回收循环水输送系统及运行方法
CN103244510A (zh) 一种用于液压马达的补油系统
CN204694101U (zh) 回水余压能闭环回收循环水输送系统
CN103452646A (zh) 排气支管流通面积自调节式发动机系统
CN103573393B (zh) 压力不平衡式旋转控制机构
CN201661513U (zh) 一种泵反转透平叶轮进口
CN203189319U (zh) 高效液体泵
CN103470363A (zh) 旋转式排气总管喉口面积可变的增压系统
CN203797349U (zh) 叶轮式煤浆管道分流器
CN202136864U (zh) 一种并联泵组的冷却水节水装置
CN202865082U (zh) 一种污泥破碎给料机
CN202391751U (zh) 一种液压机电机与泵的连接装置

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