CN103244633A - 双涡轮液力变矩器 - Google Patents

双涡轮液力变矩器 Download PDF

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CN103244633A CN2013101898510A CN201310189851A CN103244633A CN 103244633 A CN103244633 A CN 103244633A CN 2013101898510 A CN2013101898510 A CN 2013101898510A CN 201310189851 A CN201310189851 A CN 201310189851A CN 103244633 A CN103244633 A CN 103244633A
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exit angle
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王松林
周文晓
章勇华
詹家堂
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Guangxi Liugong Machinery Co Ltd
Original Assignee
Guangxi Liugong Machinery Co Ltd
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    • 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
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    • F16H41/26—Shape of runner blades or channels with respect to function

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Hydraulic Turbines (AREA)

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***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=4.2~5.6mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.4～3.3mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 2013101898510100004DEST_PATH_IMAGE001
1=88°~100°，出口角为β
Figure 178753DEST_PATH_IMAGE001
2=145°~155°，进口边圆头半径R
Figure 95894DEST_PATH_IMAGE001
1=4.8～5.8mm，出口边圆头半径R 2=0.5～0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 875631DEST_PATH_IMAGE002
1=48°~60°，中间流线出口角为β
Figure DEST_PATH_IMAGE003
2=138°~150°,中间环面进口边厚度H
Figure 270840DEST_PATH_IMAGE003
1=3.8~4.6mm，中间环面出口边厚度H
Figure 944267DEST_PATH_IMAGE004
2=4.5~7.0mm；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=4.6~5.6mm，出口边圆头半径Rs2=0.48~0.65mm。其优点是第一峰的效率达到了0.825~0.832，第二峰的效率达到了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***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2200rpm、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、第一峰的效率值在0.78~0.80之间、第二峰的效率值在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，且第一峰、第二峰值的效率较低，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2200rpm、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一峰与二峰的效率值，第一峰的效率达到了0.825~0.832，较之原有双涡轮变矩器提高了3.1~4.0%，第二峰的效率达到了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，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，与之匹配的柴油机额定转速为2200rpm、额定功率为154~162 KW，双涡轮液力变矩器第一峰的效率为0.825~0.832，第二峰的效率为0.825~0.841，失速工况下的泵轮公称转矩为116.87~118 N·m，其组成包括有I级涡轮、 II级涡轮、泵轮、导轮构成的叶栅***及与叶栅***配合的循环圆，所述的循环圆直径D=310~320mm；所述的叶栅***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=4.2~5.6mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.4～3.3mm；I级涡轮叶片的进口角为β 
Figure 2013101898510100002DEST_PATH_IMAGE002
1=88°~100°，出口角为β
Figure 502377DEST_PATH_IMAGE002
2=145°~155°，进口边圆头半径R 1=4.8~5.8mm，出口边圆头半径R
Figure 261571DEST_PATH_IMAGE002
2=0.5~0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 2013101898510100002DEST_PATH_IMAGE004
1=48°~60°，中间流线出口角为β
Figure 656780DEST_PATH_IMAGE004
2=138°~150°, 中间环面进口边厚度H
Figure 471153DEST_PATH_IMAGE004
1=3.8~4.6mm，中间环面出口边厚度H
Figure 355932DEST_PATH_IMAGE004
2=4.5~7.0mm；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=4.6~5.6mm，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
Figure 622965DEST_PATH_IMAGE002
1=90°~98°，出口角为β
Figure 821866DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~152°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 490744DEST_PATH_IMAGE004
1=50°~57°，中间流线出口角为β
Figure 546425DEST_PATH_IMAGE004
2=140°~147°；导轮叶片的进口角为βs1=74°~81°，出口角为βs2=30°~33° 
本发明的优点是本发明采用双涡轮液力变矩器与2200rpm、额定功率154~162 KW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一峰与二峰的效率值，第一峰的效率达到了0.825~0.832，较之原有双涡轮变矩器提高了3.1~4.0%，第二峰的效率达到了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2200rpm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，第一峰的效率值提高了3.1~4.0%，第二峰的效率值提高了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                                                  
Figure 2013101898510100002DEST_PATH_IMAGE001
级涡轮叶片图。 
图6为本发明   
Figure 296899DEST_PATH_IMAGE001
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 100083DEST_PATH_IMAGE002
1为   
Figure 940370DEST_PATH_IMAGE002
级涡轮叶片进口角，R
Figure 53313DEST_PATH_IMAGE002
1为   
Figure 275536DEST_PATH_IMAGE002
级涡轮进口边圆头半径，β   
Figure 2013101898510100002DEST_PATH_IMAGE003
2为
Figure 275850DEST_PATH_IMAGE006
级涡轮出口角，R
Figure 611016DEST_PATH_IMAGE002
2为   
Figure 653994DEST_PATH_IMAGE004
级涡轮出口边圆头半径，β
Figure 481069DEST_PATH_IMAGE004
1为   
Figure 732808DEST_PATH_IMAGE001
级涡轮叶片中间流线进口角，β
Figure 750693DEST_PATH_IMAGE004
2为   
Figure 230786DEST_PATH_IMAGE001
级涡轮叶片中间出口角，H
Figure 646154DEST_PATH_IMAGE004
1为   
Figure 2013101898510100002DEST_PATH_IMAGE005
级涡轮叶片中间环面进口边厚度，H   
Figure 127066DEST_PATH_IMAGE006
2为   
Figure 77705DEST_PATH_IMAGE001
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2200rpm、额定功率为154~162 KW，本发明的双涡轮液力变矩器由泵轮3、   
Figure 960210DEST_PATH_IMAGE002
级涡轮1、   
Figure 312694DEST_PATH_IMAGE001
级涡轮2、导轮4等组成叶栅***，与叶栅***配合的循环圆直径D=310~320mm；所述的叶栅***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=4.2~5.6mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.4~3.3mm；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 439285DEST_PATH_IMAGE002
1=88°~100°，出口角为β
Figure 426832DEST_PATH_IMAGE002
2=145°~155°，进口边圆头半径R
Figure 651140DEST_PATH_IMAGE002
1=4.8~5.8mm，出口边圆头半径R
Figure 712637DEST_PATH_IMAGE002
2=0.5~0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β   
Figure 255242DEST_PATH_IMAGE006
1=48°~60°，中间流线出口角为β
Figure 471832DEST_PATH_IMAGE004
2=138°~150°, 中间环面进口边厚度H
Figure 499830DEST_PATH_IMAGE004
1=3.8~4.6mm，中间环面出口边厚度H
Figure 681413DEST_PATH_IMAGE004
2=4.5~7.0mm；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=4.6~5.6mm，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
Figure 833226DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~152°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 399336DEST_PATH_IMAGE004
1=50°~57°，中间流线出口角为β
Figure 701005DEST_PATH_IMAGE004
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=111°~113°，中间流线出口角为βp2=72°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 61579DEST_PATH_IMAGE002
1=92°~96°，出口角为β 2=148°~151°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 880816DEST_PATH_IMAGE004
1=50°~55°，中间流线出口角为β
Figure 771412DEST_PATH_IMAGE004
2=140°~144°；导轮叶片的进口角为βs1=74°~76°，出口角为βs2=30°~32°。
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，变矩器的第一峰效率值为0.825~0.829，第二峰的效率值为0.825~0.840。 
实施例2： 
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°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 568467DEST_PATH_IMAGE002
1=93°~96°，出口角为β
Figure 239619DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~152°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 413112DEST_PATH_IMAGE004
1=51°~55°，中间流线出口角为β 2=141°~145°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=30°~32°。
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，变矩器的第一峰效率值为0.828~0.832，第二峰的效率值为0.825~0.841。 
实施例3： 
循环圆的直径为320mm；泵轮叶片中间流线进口角为βp1=112°~115°，中间流线出口角为βp2=73°~75°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 391749DEST_PATH_IMAGE002
1=94°~97°，出口角为β
Figure 550198DEST_PATH_IMAGE002
2=149°~152°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 261802DEST_PATH_IMAGE004
1=52°~56°，中间流线出口角为β
Figure 126990DEST_PATH_IMAGE004
2=143°~147°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=31°~32°。
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，变矩器的第一峰效率值为0.825~0.830，第二峰的效率值为0.826~0.841。 
实施例4： 
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=71°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 265847DEST_PATH_IMAGE002
1=93°~96°，出口角为β
Figure 911592DEST_PATH_IMAGE002
2=146°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 161308DEST_PATH_IMAGE004
1=52°~56°，中间流线出口角为β
Figure 146581DEST_PATH_IMAGE004
2=141°~144°；导轮叶片的进口角为βs1=74°~75°，出口角为βs2=31°~32°。
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=116.95~117.2 N·m，变矩器的第一峰效率值为0.826~0.828，第二峰的效率值为0.827~0.840。 
实施例5： 
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°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 456340DEST_PATH_IMAGE002
1=91°~93°，出口角为β
Figure 592311DEST_PATH_IMAGE002
2=147°~149°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 645717DEST_PATH_IMAGE004
1=52°~54°，中间流线出口角为β 2=142°~144°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=30°~32°。
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=116.90~117.5 N·m，变矩器的第一峰效率值为0.825~0.828，第二峰的效率值为0.826~0.839。 
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°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 28474DEST_PATH_IMAGE002
1=93°~96°，出口角为β
Figure 320915DEST_PATH_IMAGE002
2=148°~152°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 178013DEST_PATH_IMAGE004
1=51°~55°，中间流线出口角为β
Figure 872299DEST_PATH_IMAGE004
2=141°~145°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~77°，出口角为βs2=30°~32°。
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，变矩器的第一峰效率值为0.826~0.828，第二峰的效率值为0.826~0.835。 
实施例7： 
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=71°~73°；I级涡轮叶片的进口角为β 1=93°~96°，出口角为β
Figure 631494DEST_PATH_IMAGE002
2=146°~150°；II级涡轮叶片中间流线进口角为β
Figure 26703DEST_PATH_IMAGE004
1=52°~56°，中间流线出口角为β 2=141°~144°；导轮叶片的进口角为βs1=74°~75°，出口角为βs2=31°~32°。
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=116.87~117.3 N·m，变矩器的第一峰效率值为0.825~0.828，第二峰的效率值为0.825~0.838。 
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=112°~114°，中间流线出口角为βp2=73°~74°；I级涡轮叶片的进口角为β
Figure 725855DEST_PATH_IMAGE002
1=91°~93°，出口角为β
Figure 992888DEST_PATH_IMAGE002
2=147°~149°；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
Figure 595088DEST_PATH_IMAGE004
2=142°~144°；导轮叶片的进口角为βs1=75°~76°，出口角为βs2=30°~32°。
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=116.89~117.1 N·m，变矩器的第一峰效率值为0.825~0.829，第二峰的效率值为0.829~0.836。 
实施例2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2200rpm、额定功率为154~162KW，双涡轮液力变矩器第一峰的效率为0.825~0.832，第二峰的效率为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***及与叶栅***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***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=4.2~5.6mm，中间环面出口边厚度Hp2=2.4~3.3mm；I级涡轮叶片的进口角为β                                                   
Figure 2013101898510100001DEST_PATH_IMAGE001
1=88°~100°，出口角为β   
Figure 244848DEST_PATH_IMAGE001
2=145°~155°，进口边圆头半径R    1=4.8～5.8mm，出口边圆头半径R   
Figure 710782DEST_PATH_IMAGE001
2=0.5~0.8mm；II级涡轮叶片中间流线进口角为β   
Figure 2013101898510100001DEST_PATH_IMAGE002
1=48°~60°，中间流线出口角为β   
Figure 5759DEST_PATH_IMAGE002
2=138°~150°, 中间环面进口边厚度H   
Figure 999123DEST_PATH_IMAGE002
1=3.8~4.6mm，中间环面出口边厚度H   
Figure 753452DEST_PATH_IMAGE002
2=4.5~7.0mm；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=4.6~5.6mm，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   
Figure 490464DEST_PATH_IMAGE001
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   
Figure 568327DEST_PATH_IMAGE002
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°。
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