一种大吨位装载机用液力变矩器

摘要

本发明涉及一种大吨位装载机用液力变矩器，包括涡轮体、泵轮体以及导轮体；通过对涡轮体、泵轮体以及导轮体各个参数的合理设计，使得整机不仅能获得大牵引力、实现高效率铲装，而且燃油成本低。

说明书

技术领域

本发明涉及一种液力变矩器，它主要用于12吨以上的大吨位装载机。

背景技术

现有的液力变矩器包括涡轮、导轮和泵轮，其零速泵轮千转公称力矩 M_bg0值比较大、而变矩比K₀值比较小、低速效率值也偏低，即低速性能差。 装载机工作场合千差万别，工况差别较大，对整机性能的要求也不尽相同。 大吨位装载机要求具备大牵引力、高效率铲装，所以需要匹配的液力变矩 器零速泵轮千转公称力矩M_bg0值偏小、变矩比K₀值要偏大、低速效率值要偏 高。但现有液力变矩器的低速性能差，整机不仅不能获得大牵引力、高效 率铲装，而且燃油经济性差，增加使用成本。

发明内容

为了解决现有的液力变矩器匹配大吨位装载机无法获得大牵引力、高 效率铲装以及良好的燃油经济性的问题，本发明提供一种低速性能好的液 力变矩器，适用于大吨位装载机。

本发明的具体技术方案是：

一种大吨位装载机用液力变矩器，包括涡轮体、泵轮体以及导轮体； 其特征在于：液力变矩器循环圆直径φD为410±5mm；

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＝116±5mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B1＝190±5mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝191±5mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝116±5mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝94±5mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝91±5mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：

泵轮进口流道相对宽度B_B1＝0.39±0.03；

泵轮出口流道相对宽度B_B2＝0.12±0.03；

涡轮进口流道相对宽度B_T1＝0.14±0.03；

涡轮出口流道相对宽度B_T2＝0.34±0.03；

导轮进口流道相对宽度B_D1＝0.57±0.03；

导轮出口流道相对宽度B_D2＝0.60±0.03。

上述吨位装载机用液力变矩器，优选的参数配比是： 液力变矩器循环圆直径φD为410mm；

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＝116mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B1＝190mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝191mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝116mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝94mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝94mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：

泵轮进口流道相对宽度B_B1＝0.39；

泵轮出口流道相对宽度B_B2＝0.12；

涡轮进口流道相对宽度B_T1＝0.14；

涡轮出口流道相对宽度B_T2＝0.34；

导轮进口流道相对宽度B_D1＝0.57；

导轮出口流道相对宽度B_D2＝0.60。

本发明的有益效果是：

本发明由于采用合理的循环圆与叶栅参数，达到所需性能，解决了零 速泵轮千转公称力矩M_bg0值偏小、变矩比K₀值要偏大、低速效率值要偏高的 技术难题，更适用于匹配大吨位装载机发动机，使整车获得大牵引力、高 效率铲装、良好的燃油经济性。

附图说明

图1是发明的一个实施例的结构图；

图2是泵轮叶栅外形示意图；

图3是涡轮叶栅外形示意图；

图4是各工作轮沿中间流线剖面的展开图；

图5是各工作轮的轴面图；

图6是本发明液力变矩器特性曲线图。

1-罩轮、2-涡轮、3-导轮、4-泵轮。

具体实施方式

如图1～图5所示，本实例主要有罩轮组件1、涡轮组件2、导轮组件 3、泵轮组件4部分组成；其中：动力输入端由罩轮1与泵轮4构成，动力 输出端由涡轮2通过涡轮轴构成。各个工作轮的具体结构参数如下：

液力变矩器循环圆直径φD为410±5mm；

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＝116±5mm

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B1＝190±5mm

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝191±5mm

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝116±5mm

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝94±5mm

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝91±5mm

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°

泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°

涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°

涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°

导轮叶片进口角βD1＝125°～133°

导轮叶片出口角βD2＝17°～25°

各工作轮进出口流道相对宽度(B)

泵轮进口流道相对宽度B_B1＝0.39±0.03

泵轮出口流道相对宽度B_B2＝0.12±0.03

涡轮进口流道相对宽度B_T1＝0.14±0.03

涡轮出口流道相对宽度B_T2＝0.34±0.03

导轮进口流道相对宽度B_D1＝0.57±0.03

导轮出口流道相对宽度B_D2＝0.60±0.03。

上述吨位装载机用液力变矩器，优选的参数配比是： 液力变矩器循环圆直径φD为410mm；

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＝116mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B1＝190mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝191mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝116mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝94mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝94mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：

泵轮进口流道相对宽度B_B1＝0.39；

泵轮出口流道相对宽度B_B2＝0.12；

涡轮进口流道相对宽度B_T1＝0.14；

涡轮出口流道相对宽度B_T2＝0.34；

导轮进口流道相对宽度B_D1＝0.57；

导轮出口流道相对宽度B_D2＝0.60。

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＝31；导轮叶片数Z_D＝13。

该液力变矩器中各工作轮进口处和出口处叶片的法向厚度是：

泵轮进、出口处叶片法向厚度δ_B1＝δ_B2＝5mm；涡轮进、出口处叶片法向 厚度δ_T1＝δ_T2＝5mm；导轮进口处叶片法向厚度δ_D1＝8.8mm，导轮出口处叶片 法向厚度δ_D2＝1.1mm。

按照上述参数设计的液力变矩器的零速泵轮千转公称力矩M_Bg0＝390× (1±5％)N.m，零速变矩比为K₀＝2.85×(1±5％)，最高效率η≥83％。

其中，图6中a代表效率速比曲线图，b代表变矩比速比图、c代表能 容速比曲线图；从图6中曲线b、c可以看出该液力变矩器在零速工况时的 值，能使整车获得较大牵引力；从图6中曲线c看出液力变矩器具备正透 穿性，尤其是在高速比时，曲线c下降得比较明显，这样整车在联合工况 时，匹配在发动机高转速，获得良好的铲装效率。