CN1971092B - 降低失速负载量的液力变矩器 - Google Patents

Abstract

本发明的装置提供了在失速时比0.8速比时更松的液力变矩器。该液力变矩器包括具有多个导轮叶片的导轮。每个导轮叶片定义了主前缘，后缘，和优选包括定义次前缘的凸缘。该导轮叶片凸缘从每个叶片延伸出，从而使得次前缘通常指向前一导轮叶片的主前缘。如此，次前缘被设计为在失速时捕捉从上游叶片的主前缘来的流体并且改变流体方向从导轮的前部返回。次前缘还被设计以在更高速比时跟随在主前缘后隐藏。

Description

降低失速负载量的液力变矩器

技术领域

本发明涉及提高液力变矩器运行性能的装置。

背景技术

液力变矩器是在发动机和自动变速器之间传送扭矩的液力装置。液力变矩器通常包括设置在充满工作流体的壳体中的泵轮(驱动部件)，涡轮(被驱动部件)和导轮。泵轮通常设置在壳体的后部(远离发动机)，并且与发动机的曲轴一起旋转。涡轮通常设置在壳体的前部(接近发动机)，并且连接到变速器输入轴。涡轮相对于泵轮自由独立的旋转。

工作流体在液力变矩器的径向外部从泵轮朝向涡轮流动。然后，工作流体经过液力变矩器径向内部的导轮从涡轮朝向泵轮反向流动。

如在现有技术中已知的，为了最优化效率，有必要对于特定的发动机构造和应用选择合适的液力变矩器。例如，通常通过选择具有在峰值发动机扭矩上大约100RPM处穿过发动机扭矩曲线的失速曲线，和在发动机受限转速下穿过发动机扭矩曲线的0.8速比曲线的液力变矩器，将液力变矩器匹配到柴油机上。

对一些发动机而言，例如高涡轮增压的柴油机，可能有必要匹配变矩器的失速曲线与发动机的“上凸”曲线。如将更详细描述的，上凸曲线近似为达到涡轮增压器旋转时的发动机速度的发动机自然吸气扭矩曲线。为了合适的匹配液力变矩器的失速曲线和发动机的上凸曲线，有必要提供在失速时比0.8速比时“更松”的液力变矩器。“更紧”的液力变矩器是能够吸收更多扭矩(具有更高负载量)的液力变矩器，而“更松”的液力变矩器是能够吸收较少扭矩(具有更低负载量)的液力变矩器。

发明概要

本发明的装置提供了在失速时比0.8速比时“更松”的液力变矩器。该液力变矩器包括涡轮，导轮和泵轮。导轮包括内轮毂部分，外壳和多个设置在它们之间的导轮叶片。轮毂部分通过单向离合器连接到固定在变速器上的基底套上。导轮叶片连接到轮毂和外壳上，并且以相同的间隔沿圆周设置。每个导轮叶片连接到外壳的内表面和轮毂的外表面上。

每个导轮叶片定义了主前缘，后缘，第一表面和第二表面。每个导轮叶片的第一表面优选是凹的并且通常称为压力表面，并且第二表面优选是凸的并且通常称为吸力表面。导轮叶片还优选包括从第一表面延伸并且终止在次前缘的凸缘。当工作流体围绕导轮叶片流动时，作用在第一表面的压力比作用在第二表面的更大。由于在导轮叶片两侧面之间的压力差，导轮反作用产生扭矩。

导轮叶片的凸缘从每个叶片的第一表面向外延伸，从而使得次前缘通常在前一导轮叶片的主前缘的方向上延伸。如此，次前缘被设计为在失速时捕捉从通过上游叶片的主前缘来的流，并且重定向该流从导轮的前部返回出来朝向涡轮。

由次前缘重定向从导轮的前部出来的流形成了大的分离区域或者气泡。分离气泡是一个区域，在该区域内，接近的流体在相对于平均流反向的方向上再循环。分离气泡产生了限制流的区域，其限制了在失速时通过导轮朝向泵轮的工作流体的量。通过导轮的该流量的减少降低了在失速时液力变矩器的负载量。

次前缘被设计为在更高速比时跟随在主前缘下隐藏。因此，次前缘在更高速比下仅最小地影响工作流体的流率，并且相应的，在该更高速比下的液力变矩器的负载量不会显著改变。

本发明的上述特征和优点，及其它特征和优点从结合附图对实施本发明的最佳方式的以下详细描述中变得明显。

附图简述

图1是根据本发明的一个方面连接到发动机和变速器上的液力变矩器的示意图；

图2是示出了图1的发动机的扭矩曲线，和对于图1的液力变矩器的失速和0.8速比曲线的曲线图；

图3是图1的液力变矩器的导轮的详细图；

图4是图3的导轮的导轮叶片的详细图；

图5a是当图1的液力变矩器运行在失速时，穿过图4的导轮叶片的工作流体流的流动示意图；和

图5b是当图1的液力变矩器运行在0.8速比时，穿过图4的导轮叶片的工作流体流的流动示意图。

具体实施方式

如图1所示，液力变矩器10包括泵轮12(驱动部件)，涡轮14(被驱动部件)和导轮16。发动机18和变速器20分别设置在液力变矩器10的相对两侧。液力变矩器10还包括连接到泵轮12上的壳体部件(未示出)，从而使得充满工作流体的室(未示出)形成在其间。

泵轮12连接到发动机18的曲轴上，并且发动机扭矩通过工作流体的运行从泵轮12传送到涡轮14上。涡轮14连接到变速器20的输入轴上以传送发动机扭矩到变速器20上。

当发动机18运行时，旋转的泵轮12使得流体朝向涡轮叶片(未示出)向外导出。当这发生时，并且具有充分的力来克服阻力以旋转时，涡轮14开始旋转，由此旋转变速器输入轴(未示出)。从涡轮14流出的流体通过导轮16被导回到泵轮12中。导轮16以与泵轮旋转相同的方向重定向从涡轮14到泵轮12的流体流，从而减少泵轮扭矩并且导致扭矩倍增。

如在现有技术中已知的，为了最优化效率，有必要对于特定的应用和特定的发动机构造选择合适的液力变矩器。例如，通常通过选择具有在峰值发动机扭矩上大约100RPM处穿过发动机扭矩曲线的失速曲线，和在发动机受限转速下穿过发动机扭矩曲线的0.8速比曲线的液力变矩器，将液力变矩器匹配到柴油机上。发动机受限转速是发动机设计运行的最大速度。

部分涡轮增压柴油机在低速时会存在情况，在此时它们不能产生足够的排气来旋转涡轮增压器，因此不能以先前描述的传统方式与液力变矩器相匹配。这种发动机的发动机扭矩曲线被减小以接近其自然吸气扭矩曲线，直到发动机速度增加到足够旋转涡轮增压器。发动机扭矩曲线的此减小的扭矩部分通常称为“上拉”曲线。

为了更好的描述本发明，此后发动机18将描述为使用在压裂钻机中的涡轮增压柴油机，但是，需要理解的是本发明的装置同样可以和其它发动机一起实施。如本领域技术人员已知的，压裂钻机是一种提高生产率和增加油井可采储量的固定装置。

参见图2，示出了扭矩(以ft-lbs(英尺-英磅)测量)与速度(以rpm测量)的曲线图。实线表示发动机18(如图1所示)的扭矩曲线。如图所示，发动机18从怠速(600rpm)到1500rpm产生了2000ft-lbs的扭矩。在1500rpm时，发动机18的涡轮增压器达到速度并且扭矩输出迅速增加。发动机从1650rpm到发动机的受限转速(1850rpm)产生6100ft-lbs的扭矩。在600rpm和1650rpm之间的发动机扭矩曲线部分为上凸曲线。

用来匹配发动机和液力变矩器的先前描述的传统方法不能应用到发动机18(如图1所示)上。更精确的，如果液力变矩器的失速曲线穿过发动机18的上凸曲线，以传统的方式来匹配液力变矩器的失速曲线与发动机18可能产生较低的失速点。如现有技术中已知的，“失速点”为一个运行点，在该点处，节气门全开的发动机由液力变矩器保持在失速下。为了避免产生不正确地匹配液力变矩器到发动机上的较低的失速点，液力变矩器失速曲线不能穿过发动机上凸曲线。

图2中标明“失速”的虚线表示液力变矩器10(图1中所示)的失速曲线。失速曲线表示运行在失速和发动机速度范围内的液力变矩器的扭矩负载量。如图2所示，液力变矩器10的失速曲线与发动机18的上凸曲线在1500rpm处相遇，但是没有穿过上凸曲线，发动机18可运行到其受限转速，而不会遭遇太早的失速点。

图2中标明“0.8”的虚线表示液力变矩器10(如图1所示)的0.8速比曲线。该0.8速比曲线表示运行在0.8速比和规定发动机速度范围内的液力变矩器的扭矩负载量。液力变矩器10的0.8速比曲线以先前描述的传统方式与发动机18(如图1所示)最优匹配，其中0.8速比曲线被构造为在发动机受限转速(1850rpm)处穿过发动机的扭矩曲线。

需要理解的是发动机18(如图1所示)需要在失速时比0.8速比时“更松”的液力变矩器。换句话说，虽然典型的液力变矩器随着增加的速比变得“更松”，合适地匹配到发动机18上的液力变矩器必须随着增加的速比变得“更紧”。“更紧”的液力变矩器是能够吸收更多扭矩(具有更高负载量)的液力变矩器，并且“更松”的液力变矩器是能够吸收较少扭矩(具有较低负载量)的液力变矩器。

再参见图1，本发明的导轮16被设计来减小液力变矩器10的失速负载量，而不会显著影响在高速比时的液力变矩器性能。因此，本发明的液力变矩器10在失速时比0.8速比时更松，并且能够与诸如发动机18的发动机相匹配。

参见图3，导轮16被更详细的示出。导轮16包括内轮毂部分30，外壳32和设置在它们之间的多个导轮叶片34。轮毂部分30通过单向离合器(未示出)连接到固定在变速器20上的基底套(未示出)上。导轮叶片34连接到轮毂30和外壳32两者上，并且以恒定的间隔沿圆周设置。每个导轮叶片34连接到外壳32的内表面和轮毂30的外表面上。

参见图4，每个导轮叶片34优选限定有主前缘36，后缘40，第一表面42和第二表面44。根据本发明的优选实施例，第一表面42优选是凹的并且第二表面44是凸的，但是可以设想可替换的导轮叶片表面构造。导轮叶片34还优选包括从第一表面42延伸并且终止在次前缘38的凸缘37。当工作流体围绕导轮叶片34流动时，作用在第一表面42的压力比作用在第二表面44的更大。因此，第一表面42通常称为高压表面或者正压侧，并且第二表面44通常称为低压表面或者负压侧。由于在导轮叶片34两侧面之间的压力差，导轮16(在图3示出)反作用产生扭矩。参见图1和4，导轮16设置在泵轮12和涡轮14之间，从而使得第二表面44大体上面对泵轮12，并且第一表面42大体上面对涡轮14。

如图4所示，凸缘37离开每个叶片34的正压侧延伸，从而使得次前缘38通常指向在前一导轮叶片的主前缘方向，或者在该方向上延伸。如此，次前缘38被设计为在失速时以捕捉从通过上游叶片的主前缘来的流，并且重定向该流从导轮16的前部返回出来朝向涡轮14(如图1所示)。

图5a示出了当液力变矩器10(如图1所示)运行在失速时，穿过导轮叶片34(如图3所示)的工作流体的流动。箭头表示工作流体的流动方向。如图所示，由次前缘38重定向从导轮16(如图1所示)的前部出来的流体形成了大的分离区域或者气泡50。分离气泡50是一个区域，在该区域内，接近流在相对于平均流反向的方向上再循环。分离气泡50产生了限制流的区域52，其限制了在失速时通过导轮16朝向泵轮12(如图1所示)的工作流体的量。通过导轮16的该流量的减小降低了在失速时液力变矩器的负载量。

次前缘38被设计为在更高速比时跟随在主前缘36后隐藏。因此，次前缘38在更高速比下仅最小地影响工作流体的流率，并且相应的，在该更高速比下的液力变矩器的负载量不会显著改变。图5b示出了当液力变矩器10运行在0.8速比时，穿过导轮叶片34的工作流体的流动。可以看出次前缘38仅仅在区域54处稍微阻挡流动，因此其结果产生的分离气泡56也相对小。

虽然用来实施本发明的最佳方式已经详细描述了，熟悉本发明所属的领域的技术人员应当可以认识到在附加权利要求范围内的用来实施本发明的各种替换设计和实施例。

Claims (16)

1.一种用于液力变矩器的导轮，其包括：

多个导轮叶片，每个叶片限定有：

在其端部的主前缘；

与所述主前缘相反的后缘；

在所述主前缘和所述后缘之间的次前缘；

在所述主前缘和所述后缘之间的第一表面；和

与所述第一表面相反的第二表面；

所述第一表面是高压表面，所述第二表面是低压表面，所述次前缘设置在所述第一表面上。

2.如权利要求1所述的导轮，其中所述多个导轮叶片每个包括从第一表面延伸出并且在端部限定出该次前缘的凸缘。

3.如权利要求2所述的导轮，其中所述凸缘在上游导轮叶片的主前缘的方向上延伸。

4.如权利要求3所述的导轮，其中当液力变矩器运行在失速时，所述凸缘适合于捕捉通过上游导轮叶片来的流。

5.如权利要求4所述的导轮，其中当液力变矩器运行在更高速比时，所述凸缘适合于跟随在主前缘后隐藏。

6.如权利要求5所述的导轮，进一步包括连接到所述多个导轮叶片的每个上的内轮毂部分。

7.如权利要求6所述的导轮，进一步包括连接到所述多个导轮叶片的每个上的外壳，从而使得所述多个导轮叶片设置在所述外壳和所述内轮毂之间。

8.一种用于液力变矩器的导轮，其包括：

多个导轮叶片，每个导轮叶片限定有：

在其端部的主前缘；

与所述主前缘相反的后缘；

在所述主前缘和所述后缘之间的次前缘，其中当液力变矩器运行在失速时，所述次前缘适合于捕捉通过上游导轮叶片来的流，并且当液力变矩器运行在更高速比时，所述次前缘适合于跟随在主前缘后隐藏；

在所述主前缘和所述后缘之间的第一表面；和

与所述第一表面相反的第二表面；

所述第一表面是高压表面，所述第二表面是低压表面，所述次前缘设置在所述第一表面上。

9.如权利要求8所述的导轮，其中所述多个导轮叶片每个包括从第一表面延伸出并且在端部限定出该次前缘的凸缘。

10.如权利要求9所述的导轮，其中所述凸缘指向上游导轮叶片的主前缘。

11.如权利要求10所述的导轮，进一步包括连接到所述多个导轮叶片的每个上的内轮毂部分。

12.如权利要求11所述的导轮，进一步包括连接到所述多个导轮叶片的每个上的外壳，从而使得所述多个导轮叶片设置在所述外壳和所述内轮毂之间。

13.一种用于液力变矩器的导轮，其包括：

多个导轮叶片，每个限定有在其端部的前缘，与所述前缘相反的后缘，第一表面和与所述第一表面相反的第二表面；和

设置在所述多个导轮叶片的每个的主前缘和后缘之间的凸缘，所述凸缘从所述多个导轮叶片的每个的第一表面延伸出，所述凸缘在其端部限定出次前缘；

其中当液力变矩器运行在失速时，所述凸缘适合于捕捉经过上游导轮叶片来的流，并且当液力变矩器运行在更高速比时，所述凸缘适合于跟随在主前缘后隐藏；

所述第一表面是高压表面，所述第二表面是低压表面，所述前边缘设置在所述第一表面上。

14.如权利要求13所述的导轮，其中所述凸缘指向上游导轮叶片的主前缘。

15.如权利要求14所述的导轮，进一步包括连接到所述多个导轮叶片的每个上的内轮毂部分。

16.如权利要求15所述的导轮，进一步包括连接到所述多个导轮叶片的每个上的外壳，从而使得所述多个导轮叶片设置在所述外壳和所述内轮毂之间。

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