CN107606097A - 一种大泵轮液力变矩器 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种大泵轮液力变矩器，解决了在径向安装包容空间受限的情况下，液力变矩器如何匹配更大功率发动机的问题。一种大泵轮液力变矩器包括罩轮、涡轮、泵轮以及导轮；罩轮包括罩轮毂和罩轮壳；涡轮包括涡轮毂和涡轮体；泵轮包括泵轮毂和泵轮体；导轮包括导轮体、内座圈、外座圈和离合器；泵轮体采用大泵轮叶片，涡轮体采用小涡轮叶片，且泵轮叶片与涡轮叶片轴面投影的面积比为1.65±0.1；循环圆形状系数：ā＝l₂/l₁＝0.44，r₀＝R₀/R_a＝0.37；循环圆宽度B与循环圆半径R_a比为0.68。本发明采用大泵轮配小涡轮的结构，形成非对称式的循环圆，以匹配更高功率的发动机，使整机的燃油经济性得到显著提升。

Description

一种大泵轮液力变矩器

技术领域

本发明涉及一种液力变矩器，尤其是一种大泵轮液力变矩器，适用于叉车和挖掘装载机。

背景技术

液力变矩器是工程机械传动系统中的一个核心部件，安装于发动机和变速器之间，利用液体的流动将发动机扭矩平稳地传递到变速器，能够有效衰减发动机及传动系统的扭振和动负荷，使装有该元件的工程机械车辆具有良好的起动性、平稳性和对外载荷的自动适应性。可显著延长发动机和传动系统的使用寿命，使车辆获得良好的低速性能，提高对各种复杂路面的通过能力。

现有应用于叉车和挖掘装载机的液力变矩器包括涡轮、导轮和泵轮，都为三元件向心式涡轮结构，且循环圆形式为泵涡轮对称式的，即泵轮和涡轮基于中心线对称(参见图8)；当性能要求需提高以匹配更大功率发动机时，可通过扩大循环圆来实现。但在安装包容空间受限时，尤其是径向安装包容空间受限时，就难以通过扩大循环圆来实现性能提升。

发明内容

本发明的目的是解决在径向安装包容空间受限的情况下，液力变矩器如何匹配更大功率发动机这一问题。本发明提供了一种大泵轮液力变矩器，可以在相同有效直径的循环圆下，实现满足更大功率发动机匹配需求的性能。

本发明的具体技术方案是：

一种大泵轮液力变矩器，包括罩轮、涡轮、泵轮以及导轮；所述罩轮包括罩轮毂和罩轮壳；所述涡轮包括涡轮毂和涡轮体；所述泵轮包括泵轮毂和泵轮体；所述导轮包括导轮体、内座圈、外座圈和离合器；其特殊之处在于，所述泵轮体采用大泵轮叶片，所述涡轮体采用小涡轮叶片，且泵轮叶片与涡轮叶片轴面投影的面积比为1.65±0.1；所述轴面是指循环圆旋转中心轴所在的平面；循环圆形状系数：ā＝l₂/l₁＝0.44，r₀＝R₀/R_a＝0.37；循环圆宽度B与循环圆半径R_a比为0.68；

进一步地，所述液力变矩器循环圆直径循环圆宽度B为90±2mm；

各工作轮中间流线的平均进、出口半径：

泵轮体中间流线的进口平均半径ρ_B1＝67.2±2mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B2＝126.8±2mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝123.6±2mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝74.3±2mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝68.3±2mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝68.3±2mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角β_B1＝118°～122°；

泵轮叶片出口角β_B2＝78°～83°；

涡轮叶片进口角β_T1＝32°～36°；

涡轮叶片出口角β_T2＝147°～151°；

导轮叶片进口角β_D1＝110.5°～114.5°；

导轮叶片出口角β_D2＝32°～36°；

各工作轮进出口流道宽度B为：

泵轮叶片进口流道宽度B_B1＝46.5±2mm；

泵轮叶片出口流道宽度B_B2＝22.4±2mm；

涡轮叶片进口流道宽度B_T1＝17.5±2mm；

涡轮叶片出口流道宽度B_T2＝28.4±2mm；

导轮叶片进口流道宽度B_D1＝34.5±2mm；

导轮叶片出口流道宽度B_D2＝34.5±2mm。

进一步地，所述各工作轮的叶片数量：

泵轮叶片数Z_B＝30；涡轮叶片数Z_T＝28；导轮叶片数Z_D＝17。

本发明的有益效果是：

1.在径向安装包容空间受限的情况下，本发明采用大泵轮配小涡轮的结构，形成非对称式的循环圆，以匹配更高功率的发动机。该非对称循环圆液力变矩器的液力工况高效区域及最高效率均优于相同有效直径的对称式循环圆，最高效率达到89％，使装有该液力变矩器的整机的燃油经济性得到显著提升。

2.针对非对称式循环圆，本发明采用合理的叶珊参数，使得液力变矩器径向结构紧凑，性能优越。

附图说明

图1是本发明实施例的结构图；

图2是本发明中泵轮叶栅外形示意图；

图3是本发明中涡轮叶栅外形示意图；

图4是本发明中各工作轮沿中间流线剖面的展开图；

图5是本发明中各工作轮的轴面图；

图6是本发明液力变矩器特性曲线图；

图7是本发明中循环圆的形状；

图8是对称式循环圆液力变矩器的结构图；

图9是与本发明具有同等直径的对称式循环圆液力变矩器特性曲线图；

图10是循环圆直径相等时，对称式循环圆液力变矩器与非对称式循环圆液力变矩器的能容特性(Mbg)曲线对比图，其中，a为非对称式循环圆的能容特性曲线，b为对称式循环圆的能容特性曲线；

附图标记如下：

1-罩轮；2-涡轮；3-导轮；4-泵轮；5-外座圈；6-离合器；7-内座圈。

具体实施方式

以下结合附图对本发明做进一步说明：

一种大泵轮液力变矩器，包括罩轮1、涡轮2、泵轮4以及导轮3。罩轮1包括罩轮毂和罩轮壳；涡轮2包括涡轮毂和涡轮体；泵轮4包括泵轮毂和泵轮体；导轮3包括导轮体、内座圈7、外座圈5和离合器6；其中，动力输入端由罩轮1和泵轮4构成，动力输出端由涡轮2通过涡轮轴构成。

参见图1的结构图和图7的循环圆形状图，本发明的泵轮体采用大泵轮叶片，涡轮体采用小涡轮叶片，且泵轮叶片与涡轮叶片轴面投影的面积比为1.65±0.1，其中，轴面是指循环圆旋转中心轴所在的平面；循环圆形状系数：ā＝l₂/l₁＝0.44，r₀＝R₀/R_a＝0.37；循环圆宽度B与循环圆半径R_a比为0.68；以形成非对称式结构的循环圆。

各工作轮具体结构参数如下：

液力变矩器循环圆直径循环圆宽度B为90±2mm；

各工作轮中间流线的平均进、出口半径：

泵轮体中间流线的进口平均半径ρ_B1＝67.2±2mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B2＝126.8±2mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝123.6±2mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝74.3±2mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝68.3±2mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝68.3±2mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角β_B1＝118°～122°；

泵轮叶片出口角β_B2＝78°～83°；

涡轮叶片进口角β_T1＝32°～36°；

涡轮叶片出口角β_T2＝147°～151°；

导轮叶片进口角β_D1＝110.5°～114.5°；

导轮叶片出口角β_D2＝32°～36°；

各工作轮进出口流道宽度B为：

泵轮叶片进口流道宽度B_B1＝46.5±2mm；

泵轮叶片出口流道宽度B_B2＝22.4±2mm；

涡轮叶片进口流道宽度B_T1＝17.5±2mm；

涡轮叶片出口流道宽度B_T2＝28.4±2mm；

导轮叶片进口流道宽度B_D1＝34.5±2mm；

导轮叶片出口流道宽度B_D2＝34.5±2mm；

其中，该液力变矩器中各工作轮叶片数量是：

泵轮叶片数Z_B＝30；涡轮叶片数Z_T＝28；导轮叶片数Z_D＝17。

采用上述参数，泵轮叶栅外形示意图参见图2；涡轮叶栅外形示意图参见图3；各工作轮沿中间流线剖面的展开图参见图4；各工作轮的轴面图参见图5。

图6是液力变矩器原始特性曲线图，其中x为能容速比曲线，y为变矩比速比曲线，z为效率速比曲线，横坐标表示速比i，左纵轴为能容M_bg(N.m)，右纵轴为变矩比(效率)；从图6的曲线x可以看出本发明液力变矩器零速泵轮千转公称力矩M_bg值最大，液力变矩器能充分吸收发动机扭矩，很好地与发动机低油耗区域相匹配，使整车获得良好的燃油经济性。

按照上述参数设计的液力变矩器的零速泵轮(能容特性)千转公称力矩M_bg0＝80×(1±5％)N.m，零速变矩比为K₀＝2.2×(1±5％)，液力工况最高效率η≥80％。

图8是现有对称式循环圆液力变矩器的结构示意图，在背景技术一节已有叙述。

作为对比，具有同等循环圆直径的对称式循环圆液力变矩器特性曲线图参见图9，其泵轮叶片与涡轮叶片的轴面投影的面积比为1.11；循环圆形状系数：ā＝0.43，r₀＝0.36；循环圆宽度与循环圆半径比为0.58。

液力变矩器与发动机匹配是否合适，取决于液力变矩器能容特性M_bg；M_bg的值越大，所能匹配的发动机功率也就越大。由图10对称式循环圆与非对称式循环圆的能容特性(M_bg)曲线对比图可以看出，同等循环圆直径，采用大泵轮的非对称式循环圆液力变矩器的M_bg的值较大，其能匹配更大功率的发动机。

Claims (3)

1.一种大泵轮液力变矩器，包括罩轮、涡轮、泵轮以及导轮；

所述罩轮包括罩轮毂和罩轮壳；所述涡轮包括涡轮毂和涡轮体；所述泵轮包括泵轮毂和泵轮体；所述导轮包括导轮体、内座圈、外座圈和离合器；

其特征在于：所述泵轮体采用大泵轮叶片，所述涡轮体采用小涡轮叶片，且泵轮叶片与涡轮叶片轴面投影的面积比为1.65±0.1；所述轴面是指循环圆旋转中心轴所在的平面；

循环圆形状系数：ā＝l₂/l₁＝0.44，r₀＝R₀/R_a＝0.37；

循环圆宽度B与循环圆半径R_a比为0.68。

2.根据权利要求1所述的大泵轮液力变矩器，其特征在于：所述液力变矩器循环圆直径为266±4mm、循环圆宽度B为90±2mm；

各工作轮中间流线的平均进、出口半径：

泵轮体中间流线的进口平均半径ρ_B1＝67.2±2mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B2＝126.8±2mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝123.6±2mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝74.3±2mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝68.3±2mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝68.3±2mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角β_B1＝118°～122°；

泵轮叶片出口角β_B2＝78°～83°；

涡轮叶片进口角β_T1＝32°～36°；

涡轮叶片出口角β_T2＝147°～151°；

导轮叶片进口角β_D1＝110.5°～114.5°；

导轮叶片出口角β_D2＝32°～36°；

各工作轮进出口流道宽度为：

泵轮叶片进口流道宽度B_B1＝46.5±2mm；

泵轮叶片出口流道宽度B_B2＝22.4±2mm；

涡轮叶片进口流道宽度B_T1＝17.5±2mm；

涡轮叶片出口流道宽度B_T2＝28.4±2mm；

导轮叶片进口流道宽度B_D1＝34.5±2mm；

导轮叶片出口流道宽度B_D2＝34.5±2mm。

3.根据权利要求2所述的大泵轮液力变矩器，其特征在于,

各工作轮叶片数量为：泵轮叶片数Z_B＝30；涡轮叶片数Z_T＝28；导轮叶片数Z_D＝17。