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1、液力变矩器定义、工作原理和应用1 液力变矩器（Hydraulic Torque Converter，简称TC）是由带叶片的泵轮B、涡轮T和导轮D组成，形成一个封闭的液力循环系统。为了保证液力变矩器具有适应工作工况的特殊性能，各叶轮均采用了弯曲成一定形状的叶片。液力变矩器是液力传动的基本元件之一，又称液力变扭器。液力变矩器定义 ： 液力变矩器的组成的演示24.1 液力变矩器的工作原理图4-1 液力变矩器的轴面流线图 液力变矩器工作原理的演示1输入轴 2涡轮 3导轮 4泵轮 5输出轴3 液力变矩器所受的外力矩有：发动机施加在泵轮轴上的力矩（泵轮力矩） ，载荷施加在涡轮轴上的力矩涡轮力矩（方向与泵轮
2、力矩相反）MT和壳体对导轮的支反力矩（导轮力矩，大小等于液体对导轮的作用力矩，方向相反） 这三个力矩应平衡，即或（4-2）（4-1） 前面的负号表示与泵轮力矩MB的方向相反。4图4-2 液力变矩器工作原理5图4-3 液力变矩器平面叶栅图 为了说明液力变矩器为什么能变矩和不同工况下外力矩的变化关系，将各叶轮叶片沿中间流线切开，并展成如图4-3所示的平面叶栅。泵轮转速一定，而涡轮以三种不同的转速旋转，分析液流方向变化引起叶轮作用力矩的变化情况。 6 （3）若nT继续增大，从速度三角形得出，涡轮出口液流将冲击导轮背面，导轮力矩（导轮对液流的力矩）与泵轮力矩方向相反。 上述表明，由于导轮的作用才使得液
3、力变矩器在工作时，能够根据外界载荷的大小，自动改变其涡轮的力矩和转速与载荷相适应，并能稳定地工作，这种性能称为变矩器的自动适应性。 （1）当 或较低转速时，涡轮出口液流冲击导轮正面，因此导轮对液流的作用力矩与泵轮力矩同向，由力矩平衡方程式， 。 （2）当 增加到一定数值时，涡轮出口速度的方向就与导轮进口的叶片骨线重合，液流顺着导轮叶片流出，导轮进出口速度相等方向相同时，液流对导轮没有作用，导轮力矩 ，此时 。74.2 液力变矩器的特性与评价标准 液力变矩器根据涡轮轴上载荷的大小自动、无级地进行调速、变矩。液力变矩器各种性能参数的变化规律，称为液力变矩器的特性，如用曲线表示，就称为液力变矩器的特
4、性曲线。通常有静态特性和动态特性两种。静态特性通常又可以分为外特性、原始特性、全特性、输入特性四种。8 液力变矩器的外特性即指变矩器各性能参数与涡轮转速 之间的函数关系， ， 和 。 4.2.1 变矩器的外特性 如果维持泵轮转速 不变，则泵轮和涡轮力矩只与涡轮转速 和流量Q有关相关，而流量Q又是涡轮转速 的函数，故泵轮力矩 和涡轮力矩 都只是 的函数。进一步推导可知，效率 也只是涡轮转速 的函数。9图4-4 常用的一种液力变矩器（单级单相三元件）外特性曲线，其结构如图4-1所示。 两曲线的交点，即 ，称为变矩器的偶合器工况点。由图可知，涡轮力矩 随 的增大而减小当 ， 达到最大值，即涡轮空转的
5、最大转速 。 10图4-5 液力变矩器的通用特性曲线 实际使用过程中，泵轮转速 可取不同数值。同一变矩器在工作油品种和油温一定的情况下，以不同的泵轮转速作出的一组变矩器外特性称为变矩器的通用特性，如图4-5所示。图中力矩和转速值均以相对于最大 和最大 的百分值表示。114.2.2 变矩器的原始特性（4-4）（4-5） 根据相似原理和叶轮机械的基本理论，对于几何相似的液力变矩器的泵轮和涡轮，分别可得其力矩系数为 泵轮力矩系数 的物理意义是：当 m，r/min及油液重度 N/m3时，液力变矩器泵轮上的力矩。它基本上与液力变矩器的大小、转速的快慢和工作液体的密度无关，因此用它来比较液力变矩器的容量，
6、 的量纲为min2/(mr2)。对与同一类型相似的液力变矩器具有相同的 变化规律。12图4-6 变矩器原始特性及主要评价参数13 液力变矩器的原始特性曲线（图4-6）可根据试验得出的液力变矩器外特性按下列公式计算绘制得出 因此，液力变矩器的原始特性能够确切地表达一系列不同转速、不同尺寸而几何相似的液力变矩器的基本性能。在液力变矩器的原始特性上，可列出以下表征液力变矩器工作性能的特性参数：14零速工况 时的泵轮力矩系数；与工作效率 对应的变矩系数； 与最高效率 对应的泵轮力矩系数；液力变矩器的最高效率；零速工况 时的变矩系数；正常工作允许的最低效率，对工程机械， 对汽车 ；与工作效率 对应的转速
7、比；15与最高效率 对应的转速比；偶合器工况 时的转速比；偶合器工况 时的泵轮力矩系数；液力变矩器的透穿系数 ； 液力变矩器的高效范围， 。T16 此外，如液力变矩器有效直径与试验求得原始特性的液力变矩器有效直径相差过大，也将带来性能上的差别。 为使原始特性适用于不同泵轮转速 和有效直径D的某种系列型式的液力变矩器，可通过对这种型式的液力变矩器进行试验得到与之相应的修正公式。 在实际应用原始特性时，如果泵轮轴的转速与试验中求得原始特性的泵轮转速相差较大（例如超过40）时，则原始特性中的 和 将有较大的变化。此外，如液力变矩器有效直径与试验求得原始特性的液力变矩器有效直径相差过大，也将带来性能上
8、的差别。17例如：某种型式液力变矩器 和D对 和K的影响的修正公式为（4-6）（4-7）式中 实际（实物）液力变矩器的效率； 试验（模型）液力变矩器的效率； 实际（实物）液力变矩器的变矩系数； 试验（模型）液力变矩器有效直径和取得 原始特性时的泵轮转速； 实际（实物）液力变矩器有效直径和泵轮 转速。、184.2.3 变矩器的全特性图4-7 液力变矩器的全特性 在平面图上，液力变矩器的全特性曲线需要用三个象限（即I、II、IV象限）来表示，见图4-7。图中表示四种不同工况下液力变矩器的全外特性曲线。（1）牵引工况特性。 （2）反转工况（3）超越工况。（4）反传工况。19图4-8 改善液力变矩器制
9、动及启动发动机的几种方案M单向离合器 Y.P辅助叶片 Y.T液力减速器 1定轮 2动轮a)b)c）（1）采用闭锁式的液力变矩器，见图4-8a。 （2）采用在内环中带有辅助径向叶片的液力变矩器，见图4-8b。 （3）安装液力减速器作辅助制动装置，见图4-8c。204.2.4 变矩器的输入特性（4-8） 输入特性是指液力变矩器在不同转速比i下，泵轮力矩 与泵轮转速 的变化规律，即 。泵轮力矩 为 在工作油品种和变矩器给定的情况下，令 为常数，则214.2.5 变矩器的动态特性 上述的液力变矩器的各种特性曲线都是在假定液力变矩器处于稳定工况的基础上获得的，般称之为静态特性。当液力变矩器在非稳定状态下
10、（如车辆加速、制动、振动、冲击）工作时，其性能将与静态特性有显著的差别。在非稳定工况下获得的特性称为动态特性。图4-9是液力变矩器在不同工况下的动态特性。22a）b）图4-9 变矩器的动态特性23c）d）图4-9 变矩器的动态特性24e）图4-9 变矩器的动态特性25 液力变矩器的动态特性是指泵轮和涡轮轴上的动态力矩 、 泵轮和涡轮的转速 、 及转速比i与时间t的关系曲线。即 、 、 、 和 。根据上述特性曲线，可算出液力变矩器的动态原始特性： 和（4-9）（4-10）26 在非稳定工况下，如不考虑机械损失的变化，液力变矩器的泵轮和涡轮上的力矩分别为（4-11）（4-12）式中 和非稳定工况下
11、，液力变矩器泵轮和涡轮上的液力力矩；和泵轮及泵轮轴，涡轮及涡轮轴等主要旋转零件的惯性力矩。27其中泵轮和涡轮在非稳定工况时的液力力矩分别为（4-13）（4-14）式中 泵轮和涡轮的综合几何参数，它们分别为、泵轮和涡轮叶片流通的几何参数的形状因素。若假设在叶片间的空间范围内，液流角和叶片角是一致的， 分别为、28泵轮和涡轮中工作液体的惯性力矩，分别为上式中 的为循环圆轴面内泵轮和涡轮中间流线的长度；和 为中间流线在轴面内的微元长度。和、29动态下的泵轮和涡轮的力矩为（4-15）（4-16）（4-17） 上式中, 、 为泵轮及涡轮包括各自的旋转轴及其中工作液体的惯性力矩。 如果假定液力变矩器工作腔
12、中循环流量Q在稳定工况和非稳定工况是一致的，并且Q是转速比i的函数，则可得其中，。30 函数 由流量方程式对i微分后求得。 将 的每一项除以 ，可得液力变矩器的动态泵轮力矩系数与静态泵轮力矩系数间的关系（4-18） 对于叶片为平直而且径向布置的泵轮，形状因素 等于 零。因此液力变矩器在动态下的变矩系数（4-19）（4-20）31 将 代入上式，得 对径向叶片涡轮或 值不大时，则可以简化为（4-22）（4-23）将 代入上式，得（4-21）32由以往的实践经验可以得出液力变矩器的动态特性具有以下特点。 在外负载急速变化引起强烈的非稳定工况下，泵轮轴转速 的变化极微小。 在外负载变化程度不同而引起
13、的各种变化强度不同的非稳定工况下，液力变矩器的动态泵轮力矩系数 与静态时 的值相差不超过3。 在不同的非稳定工况下，多相的综合式液力变矩器的偶合器工况转换点的i值，与静态时的i值相差不大于3。这是由于工作腔内的动态流量与时间的关系 与静态时相差不大。因此，在同一转速比时，不论在动态下还是在静态下，作用在导轮上的力矩是相同的。334.2.6 变矩器的特性评价 1.变矩性能 变矩性能是指液力变矩器在一定范围内，按一定规律无级地改变由泵轮轴传至涡轮轴力矩值的能力。变矩性能主要由无因次的变矩系数特性曲线来 表示。 提高变矩器的变矩性 能要受到变矩器的透穿性和效率变化的限制。提高变矩系数K的具体措施有：
14、（1）增加涡轮叶片的弯曲程度，但这要受到制造工艺 的限制，同时会使效率下降。（2）采用多级涡轮。（3）使导轮反转。（4）使叶片角度可调节。 34 3.经济性能 经济性能是指液力变矩器在传递能量过程中的效率。它可以用无因次效率特性 来表示。 一般评价液力变矩器经济性能有两个指标：最高效率工况 时的最高效率值 和高效率区范围的相对宽度 。 2.自动适应性能 自动适应性能是指液力变矩器在发动机工况不变或变化很小情况下，随着外部阻力的变化，在一定范围内自动地改变涡轮轴上的力矩 和转速 并处于稳定工作状态的能力。液力变矩器由于变矩性能均可获得单值下降的 曲线，因而具有自动适应性能。自动适应性能是液力变矩
15、器最重要的性能之一。因此利用液力变矩器的这一性能，就可以制造自动液力机械变速器。35 4.负载特性 液力变矩器的负载特性是指它以一定的规律对发动机施加负载的性能。图4-10 液力变矩器泵轮负载抛物线36 5.透穿性能 液力变矩器的透穿性能是指液力变矩器涡轮轴上的力矩和转速变化时泵轮轴上的力矩和转速相应变化的能力。其实质是外负载变化透穿变矩器对动力机的影响程度，即输出特性对输入特性的影响程度。图4-11 具有各种透穿性的液力变矩器37图4-11 具有各种透穿性的液力变矩器a） b）c）d）图4-12 具有不同透穿性的液力变矩器的负载抛物线分布情况 当 曲线随i增大而单值下降（见图4-11中的1）
16、时，负载抛物线由 至 ，按顺时针作扇形散布，见图4-12b，当涡轮负载增大，i减小时，泵轮上的负载也增大，液力变矩器具有正透穿性。 当 曲线随i增大，而 单值增大（见图4-11中的2）时，负载抛物线由 至 ，按逆时针作扇形散布，见图4-12d，当涡轮负载增大。i 减小时，泵轮上的负载减小，液力变矩器具有负（反）透穿性。 当 曲线随i增大， 先增大后减小（见图4-11中的3）时，负载抛物线由 至 ，先逆时针后顺时针展开，见图4-12c，这种液力变矩器具有混合透穿性。 当 曲线随i增大是一条平直线（图4-11中的4）时，负载抛物线在不同工况时均为一条线。在实际上，可能是一分布很窄的一组抛物线，见图
17、4-12a。这种变矩器为不透穿的。 38式中 零速工况（ ）下泵轮轴上的力矩系数；式中 最高效率工况时泵轮的力矩系数。当 时，液力变矩器具有正透穿性。当 时，液力变矩器具有不透穿性。当 时，液力变矩器具有负透穿性。 可透液力变矩器的透穿程度，以透穿系数来评价。常用的透穿系数的计算公式如下 偶合器工况（ ， ）下泵轮轴上的力矩系数。 （4-24）在设计液力变矩器的时候，有时透穿系数应用如下公式（4-25）39 6.能容性能 液力变矩器的能容性能是指在不同工况下液力变矩器由泵轮轴所能吸收功率的能力。对于两个尺寸D 相同的液力变矩器，能容量大的液力变矩器传递的功率大。液力变矩器的能容性能可以用功率系
18、数 来评价。由于功率系数而 ，所以（4-26）40 几种典型工况是：零速工况、最高效率工况、高效区工况和偶合器工况。这些工况下获得的具体评价参数如下（见图4-6）。 （1）零速工况： ， 。在此工况下能够作为评价参数的是零速变矩系数K0和力矩系数 。 （2）最高效率工况： 可作为评价指标的参数。此外，还包括转速比值 ，以及此工况下的力矩系数 。41 （3）高效区工况：限定在此区域内工作的效率值 高于75或80，相应此效率时，可以得到两个最大和最小的变矩系数K值和两个对应的转速i值。取作评价指标的参数是高效区范围的最大变矩系数K1，以及高效范围最大和最小转速比 和 的比值 。 （4）偶合器工况：
19、 ， 一般取此时的转速比 作为评价参数。另外，力矩系数值 也是一个评价参数。 （5）空载工况即 ，以 表示。为了避免不必要的燃料消耗，要求空载时的输入力矩 尽量小些。 42 在评价一个液力变矩器是否能够满足使用要求时，必须就上述指标作全面衡量。虽然上述参数的大小，在设计时可以通过对液力变矩器各结构参数的选择来加以变动，但各性能参数之间存在相互制约的关系，这个关系可大致用图4-13的曲线来表明。 当液力变矩器的值 增大时（如图4-13中曲线3），则 降低， 降低，高效范围 变窄， 变小同时 下降，T值也减小。 反之，当K0值减小时（如图4-13中曲线1），则 值升高， 值大，高效范围 展宽， 变
20、大同时 值上升，T值也增大。图4-13 液力变矩器各基本性能参数间的关系 43多涡轮不可调变矩器可调变矩器单级二级三级单相二相三相单导轮综合式无内环双导轮综合式离心涡轮轴流涡轮向心涡轮反转型变矩器正转型变矩器4.3 液力变矩器分类、结构和特点液力变矩器按其结构和性能的不同，可分类如下。液力变矩器444.3.1 正转型和反转型液力变矩器 根据工作轮在循环圆工作腔中的排列顺序可分为正转型和反转型两大类液力变矩器。图4-14所示为正转型变矩器，沿着液流方向其叶轮的排列顺序为 B-T-D。反转型液力变矩器内沿液流方向其叶轮的排列顺序为 B-D-T，如图4-15所示。 45a）b）图4-14 正转型液力
21、变矩器及液流方向图4-15 反转型液力变矩器及液流方向a）b）46 反转型（BDT）变矩器，泵轮力矩 在不同的工况下，不仅受流量Q的变化影响，而且受涡轮转速 变化的直接影响，这可由反转型变矩器的泵轮力矩计算公式看出（4-27） 对于正转型（BTD）变矩器，从工作腔内液流的流动方向看，导轮设置在泵轮之前，泵轮出口的液流直接冲击涡轮。由于涡轮的型式不同，正转型变矩器具有不同的流量变化特性，因而正转型变矩器可具有多种透穿性能。 47 目前，在各种车辆上应用较为广泛的是各种类型的正转型液力变矩器，而在个别液力机械变矩器中，为了解决双流传动中的功率反传现象，常采用反转型液力变矩器。图4-16和图4-17
22、分别为正转型液力变矩器和反转型液力变矩器的原始特性曲线。图4-16 正转型液力变矩器原始特性曲线图4-17 反转型液力变矩器原始特性曲线484.3.2 单级单相液力变矩器图4-18 单级单相液力变矩器结构和特性曲线a）结构b）特性曲线49 液力变矩器的最高效率，会随着设计点而变，图4-19示出相对照的两个设计点在转速比i值为和的典型变矩器的特性。 图4-19 液力变矩器设计点不同时的特性比较504.3.3 多级液力变矩器 a）b）c）d） 图4-20a、b表示二级液力变矩器。 图4-20c、d表示三级液力变矩器。 多级液力变矩器可以在两列涡轮叶栅之间安装固定不动的导轮（如图4-20a、c所示）
23、，也可在最后一列涡轮叶栅与泵轮之间再加设一个导轮（如图4-20b、d所示）。 图4-20 多级液力变矩器51a）单导轮 b）双导轮 4-21 二级液力变矩器外特性52图4-22 三级液力变矩器原始特性534.3.4 多相液力变矩器 液力变矩器的“相”是指在液力变矩器中，由于单向离合器或制动器等机构的作用，使工作元件的功用随之改变，变矩器由于这种改变而得到不同的几种功用，即称之为几相。从原始特性曲线上看，根据曲线的段数可确定变矩器的相数 。 1.二相液力变矩器 二相液力变矩器具有三个叶轮，根据其工作原理的不同，可以分为有内环和无内环两种。54 图4-23为有内环的二相液力变矩器。 a）b）c）
24、这种变矩器是在单相液力变矩器导轮与导轮座之间加装一个单向离合器而成的。单向离合器只允许导轮按泵轮的转动方向自由旋转，当导轮有反向旋转的趋势时，单向离合器楔紧不转，将导轮固定。 当转速比i小于偶合器工况转速比 时，液流冲击导轮工作面。导轮上作用力矩的方向与泵轮旋转向相反，离合器处于楔紧状态。此时，导轮固定不动，该区段工作状态与单相液力变矩器相同。 当转速比i大于偶合器工况的转速比 时，液体冲击导轮叶片背面，导轮上作用力矩的方向与泵轮旋转方向相同，单向离合器松脱，导轮随泵轮的旋转方向自由旋转。此时，循环圆中固定不动的导轮已失去作用（即失去了改变力矩的能力），此区段工作状况与偶合器相同。 4-23
25、单级二相综合式液力变矩器a）原理简图 b）导轮受力图 c）原始特性55图4-24 无内环综合式液力变矩器a）原理简图 b）外特性a）b）图4-24为无内环液力变矩器 其结构是介于液力变矩器和液力偶合器之间，导轮固定不动，循环圆内工作液体不充满，存在自由液面（充液率为6585），泵轮和涡轮都是径向直列叶栅，导轮为弯曲叶栅，没有辅助系统，靠自然冷却。 图4-24a所示的循环流动是过渡工况，液流同时存在大循环和小循环，有部分液流通过导轮。随着转速比增大，大循环逐渐消失。 56 a）b）c）图4-25 三相综合式液力变矩器a）结构简图 b）导轮受力图 c）原始特性2.三相液力变矩器，如图4-25所示。
26、 （2）当转速比增大到一定数值时，为第二变矩器工况。（3）当转速比继续增大到某一值时，为偶合器工况。（1）当转速比较低时，为第一变矩器工况。 574.3.5 具有不同型式涡轮的液力变矩器 根据液力变矩器的涡轮在循环圆中的布置，可分为向心涡轮、轴流涡轮和离心涡轮三种。 不同型式涡轮的分类标准可以用液力变矩器涡轮中间流线出口和进口半径的比值用 来表示 （4-28）58 向心式涡轮的液力变矩器是目前应用最为广泛的变矩器，其结构简单，工艺性好，最高效率值较其它型式涡轮的液力变矩器高，对应转速比也高。图4-26给出各循环圆形式及其流量特性和原始特性。b）c）图4-26 不同型式涡轮的变矩器及特性 a）简
27、图 b）流量特性图 c）特性曲线a）59（4-29）可以看出，当其它条件完全相同时， 值越大， 值也越大，因而泵轮的力矩系数 值也越大。由泵轮的力矩公式60 图4-27和图4-28分别为轴流式和离心式涡轮液力变矩器的结构简图和原始特性曲线。图4-27 轴流式涡轮液力变矩器的结构和原始特性曲线图4-28 离心式涡轮液力变矩器的结构和原始特性曲线614.3.6 闭锁式液力变矩器闭锁式液力变矩器有两种闭锁方案。第一种方案，如图4-29a。第二种方案，如图4-29b。 图4-29 闭锁式液力变矩器 a）b）c）624.3.7 可调型液力变矩器液力变矩器共有三种方式可进行内部调节。（1）调节循环流量。通
28、过调节液力变矩器循环圆内的充液量或在循环圆内设置节流挡板来进行特性调节。 （2）调节泵轮或导轮的叶片角。通常叶片可调节的液力变矩器具有如下两种方案。第一种方案是具有可旋转的泵轮叶片，带有专门的调节机构来旋转泵轮叶片。第二种方案是具有可旋转的导轮叶片。 （3）双泵轮调节。液力变矩器中设有主泵轮BI（内泵轮）和外泵轮BII，利用双泵轮调节，可使液力变矩器所吸收的动力机力矩在 之间无级变化，从而实现无级调节能容 。63图4-30 双泵轮液力变矩器双泵轮液力变矩器结构和工作过程如图4-30所示 644.4 液力变矩器与动力机的匹配 采用液力传动的机械不仅与所用的动力机、变矩器、变速箱和工作装置、行走装
29、置等的性能（特别是牵引性能和燃料经济性）有关，而且与它们共同工作特性有关。 共同工作与匹配有着不同的含义，前者只研究连接在一起的工作情况，后者则研究共同工作时应采用怎样的配合才能获得理想的性能（工作机的优异工作性能）。 匹配是使动力机在得到良好牵引性能和经济性能、能满足工作机某些特殊要求等情况下的共同工作。共同工作特性包括输入特性、范围、稳定性和输出特性。 为使液力变矩器与动力机合理匹配，必须通过试验找到匹配的一般原则和获得良好工作性能的方法。654.4.1 动力机的速度特性和实用外特性（净输出特性）1.有关内燃机的几个基本概念。（1）标定功率和标定转速。内燃机铭牌上所标的功率和转速称为标定功
30、率和标定转速（亦称额定全功率和额定转速）。 15分钟功率：允许内燃机运转15分钟的最大有效功率，适用于经常小负荷工作而又需要有较大功率储备，在瞬间可发出最大功率的内燃机。 1小时功率：允许内燃机连续运转1小时的最大有效功率（约为最大功率的8790），适用于经常大负荷工作而又需要在短期内满负荷工作的内燃机。12小时功率：允许内燃机连续运转12小时的最大有效功率（包括在超过12小时功率10的情况下连续运转1小时，约为最大功率的7780）。适用于在一个工作日中保持不变负荷工作的内燃机。66 持续功率：允许内燃机长期连续运转的最大有效功率。适用于长期以恒定负荷工作的内燃机（如长期排灌用或船用内燃机）。
31、 （2）力矩适应性系数KM。最大力矩 与最大功率时的力矩 之比值称为力矩适应性系数。即（3）力矩储备系数 。 此系数表征内燃机对负荷变化的适应能力。 越大越好式中 标定功率工况的力矩。Men67 （4）转速适应性系数 ，亦称转速系数，系最大力矩时转速 与标定转速 之比值 值此系数表征内燃机以惯性克服负荷增大的能力。 愈小愈好。一般 。 2.速度特性 内燃机的速度特性是指内燃机（对汽油机，当油门开度一定时；对柴油机，当供油量调节机构位置一定时）功率 、力矩 和燃油消耗率 随转速n的变化规律（图4-31和图4-32）。68 图4-31 汽油机的速度特性 1外特性 2、3、4部分特性 图4-32 供
32、油量调节机构处于一定位置时柴油机的速度特性 3.实用外特性 内燃机的实用外特性亦称净输出特性，是专为内燃机与液力变矩器的匹配而制定的。 694.4.2 液力变矩器与动力机的共同工作1.共同工作范围图4-33 液力变矩器与动力机的共同工作范围 图4-33是液力变矩器与动力机共同工作的情况。两条特性曲线所围成的面积abcde称为共同工作范围，超出此范围之外的动力机特性实际上就不存在了。70 2.共同工作的输出特性 共同工作的输出特性是指液力变矩器与动力机共同工作时，液力变矩器涡轮轴的力矩 与转速 之间的关系，即液力变矩器与动力机所组成新的动力装置的输出特性。共同工作范围确定后，即可绘制共同输出特性
33、。具体方法是： （1）在液力变矩器原始特性曲线上查出对应于所选转速比的变矩系数K和效率 （图4-34a）。 （2）由在共同工作范围图上，根据共同工作点查出所选转速比下的液力变矩器与动力机共同工作力矩 与转速 。对于内燃机，还应画出相应的燃油消耗率 （图4-34b）。 （3）将上述查得的数据记录在表4-1中，并按表中公式计算其输出特性。 （4）以 为纵坐标，以 为横坐标绘制出输出特性。根据表4-1还可作出 ， ， 和 等特性曲线（图4-34c） 71a） b）图4-34 液力变矩器与动力机的共同工作a）原始特性曲线 b）共同工作范围 c）共同工作输出特性曲线c）72表4-1 共同工作输出特性计算
34、表734.4.3 液力变矩器透穿性能对共同工作范围及输出特性的影响图4-35 透穿性能对共同工作范围及输出特性的影响1原始特性 2共同工作范围 3输出特性74 （2）正透穿性能的影响。由图4-35b可见，正透穿时， 随转速比i的增大而减小。输入特性是 开始，随i的增大按顺时针方向向右展开的一束抛物线。其展开范围由透穿数决定。透穿数越大，展开范围就越大。共同工作点随i的增大在实用外特性上也相应地由左向右移动，共同工作转速也相应增高。该转速 时最低，在 时最高。 牵引工况下（变矩器经常工作的工况），各种透穿性能的影响分述如下。 （1）不透穿性能的影响。由图4-35a可见，不透穿时， =常数，输入特
35、性是一条抛物线。因此，共同工作范围也是这条抛物线。共同工作的力矩 ，转速 （不随转速比的变化而改变）。如果把共同工作点选在动力机实用外特性的最大功率点，就可以充分发挥动力机的最大功率。75 （5） 可调节时的影响。 可调式液力变矩器具有可调节的特性。图4-35e示出：当导轮叶片每转动一个角度，导轮流道就相应有一个开度， 也相应有一种变化规律。由 的变化规律，即可找到不同的共同工作范围的输出特性。控制 的变化规律，就可以控制共同工作范围，从而满足工作机各种不同工况的需要。 （3）负透穿性能的影响。由图4-35c可见，负透穿时， 随转速比i的增大而增大。输入特性是由 开始随i的增大在实用外特性上相
36、应由右向左移动，共同工作的转速也相应降低。该转速在 时最高，在 时最低。 （4）混合透穿性能的影响。由图4-35d可见，混合透穿时，在0i 时，与负透穿情况相同；在 时，与正透穿的情况相同；在整个转速比的范围内（0i ），有部分输入特性互相重叠。764.4.4 液力变矩器与动力机的匹配 功率输出系数 表示在一定工作范围内，涡轮轴平均输出功率 对内燃机额定功率 的比值 （4-30） 合理匹配应使工作机得到最高生产率和最低的燃料消耗。因此，可以用涡轮轴上最大平均输出功率或在一定工作范围内最大功率输出数作为生产率高低的评价标准，而以最低的单位燃料消耗系数作为经济性评价标准。 单位燃料稍耗系数 是指在
37、一定工作范围内，平均单位燃料消耗量 与额定工况下单位燃油消耗量 的比值（4-31） 77（2）改变中间传动转速 来移动输入曲线的位置。（3）改变泵轮力矩系数 。实现匹配的方法有下列四种：（4）尽量选用系列化的液力变矩器。（1）改变液力变矩器的有效直径D。78图4-36 液力变矩器系列型谱图 若动力机给定，则可利用系列型谱大致找到与动力机相匹配的液力变矩器。 图4-36是液力变矩器的系列型谱。图中，纵坐标为传递功率，横坐标为动力机（泵轮）转速（均为对数坐标）。每个有效直径称为一个尺寸系列。每种液力变矩器均由若干尺寸系列组成。图示为两个尺寸系列。每个尺寸系列又有若干个叶栅系统（图中为五个），每条斜
38、线表示一种叶栅系统（即一个具体的液力变矩器）。由图可见，两个尺寸系列间有一重叠区域。这是考虑到工作机所需功率虽然一样，但它们对液力变矩器的性能却有不同的要求。 79 选择系列液力变矩器的方法是： （1）求动力机的实用外特性。根据工作机的要求，先求取适用于该机的动力机的实用外特性。 （2）选择系列液力变矩器。根据动力机使用外特性的标定功率和转速，在系列型谱图上找到相应的坐标点a。如果a点正好在表示某一规格液力变矩器的斜线上，那么就可选用该规格液力变矩器。如果a点在两条斜线之间，那么，对综合式液力变矩器，可选用a点左边的规格（能容较大，偶合器工况可得到较好的利用）；对单相液力变矩器，可选用a点右边
39、的规格（能容较小，有利于发挥动力机的最大功率）。804.5 液力变矩器的尺寸选择 1.根据选定的液力变矩器的原始特性和与之匹配的发动机的外特性，计算出液力变矩器的有效直径D 2.据此分析液力变矩器与发动机共同工作的性能，以校核所选的有效直径D是否满足使用所提出的要求。在一般情况下，有效直径D确定后，就能进行循环圆和叶片的设计。 液力变矩器的有效直径D可按下式确定泵轮力矩系数 （4-32） 式中 泵轮力矩系数； 发动机特性曲线参数， 81 为了满足上述使用要求， 及 就应选择发动机最大功率点的特性曲线参数 （ 、 ）和变矩器最高效率点的力矩系数 ，因此，式（4-33）可写成 （4-33）与发动机
40、最大有效功率相 对应的有效力矩；与变矩器最高效率工况相对应的力矩系数；发动机最大有效功率时的转速。式中82 按式（4-33）算出液力变矩器的有效直径D后，即可绘制输入特性曲线，并对三种工况即零速工况（ ）、最高效率工况（ ）以及偶合器工况（ ）进行校验，以判断有效直径D选择得是否恰当。 a）b）图4-37 不透穿的液力变矩器与发动机的 共同工作 对于非透穿的液力变矩器，因为 为常数，所以与工况的选择无关，可直接从输入特性检验与发动机最大自由功率的接近程度判断（图4-37）。但是，有时为了兼顾使用的要求，例如为了增加起步时的力矩，则可加大有效直径D，输入特性就变成如图4-37a上虚线所示，此时
41、。但发动机的启动阻力矩也随之增加（图4-37a中 ）。83a）b）图4-38 可透穿的液力变矩器与发动机的共同工作 对可透穿的液力变矩器，因为 ，所以输入特性是一束随工况变化的负载抛物线（图4-38b）。因此，希望制动工况时（ ， ），图4-38b上的B点具有较大的起步力矩；最高效率工况时（ ， ）充分利用发动机的最大功率；偶合器工况时（ ， ， ）接近发动机满负荷工作，此时发动机的动力性与经济性均较好，并有可能利用发动机转速的升高，来增大车辆的行驶速度。同时，希望发动机的起步阻力矩EF愈小愈好。84图4-39 综合式液力变矩器与发动机共同工作a）b） 对综合式液力变矩器，有效直径D的选择则与
42、上述情况有所不同。综合式液力变矩器的实质是，当 时，作为变矩器来工作，而当i 时，则作为偶合器来工作（图4-39）。 如果按照 =AB来选择有效直径D，其输入特性如图4-39b上的曲线1、2和3所示 。 85图4-40 综合式液力变矩器与发动机共同工作有效直径的选择 对于装有调速器的发动机（图4-40），交点变为 ，此时发动机处于部分负荷工作。此时发动机的动力性和经济性均很差，因此，只能采取兼顾的办法来选择综合式液力变矩器的有效直径。这样，最后选定的有效直径D就大于根据变矩器工况时所得到的数值。而相应的负载抛物线向左移动，如图4-41中的虚线 、 和 所示。 864.6 液力变矩器的相似设计
43、液力变矩器相似设计的理论基础是相似原理。相似设计的已知数据是： （1）发动机的有效特性曲线； （2）模型液力变矩器的原始特性曲线； （3）液体的重度。87模型液力变矩器最高效率时的泵轮力矩系数；工作液体重度；发动机的有效力矩； 相似设计的步骤是：（1）选择模型液力变矩器。根据发动机和工作机械的工作条件 、具体要求和已知数据，在现有的液力变矩器中，选择最优者作为模型。（2）计算有效直径。根据发动机特性和变矩器的原始特性，按下式初步算出所设计液力变矩器要求的有效直径式中 发动机的转速。88 （5）绘制液力变矩器制造加工图样。按比例尺 放大或缩小模型液力变矩器各部分尺寸，所有叶片形状、叶片角和叶片数
44、目必须保证与模型相同。（3）确定液力变矩器的有效直径。绘制液力变矩器与发动机的共同工作特性曲线，根据具体要求来校核或修改所设计的有效直径，从而最后确定液力变矩器的有效直径D。（4）决定线性比例尺。根据液力变矩器的几何相似条件决定线性比例尺。式中 所设计液力变矩器与模型液力变矩器 的线性比例尺，即几何相似常数；所设计液力变矩器的有效直径；D模型液力变矩器的有效直径。894.7 液力变矩器的补偿冷却系统1.气蚀现象和补偿压力 图4-41 泵轮叶片表面的压力分布 图4-41表示泵轮叶片表面的压力分布情况。未受干扰的液流质点，沿着 方向流入泵轮。液体绕叶片流动时，由于与叶片的相互作用，使叶片工作面压力升高，背面压力降低，在K点压力最低，因此气蚀常发生在泵轮叶片的背面。当K点压力低于气化压力时，在K点以后的叶片表面就会出现气蚀现象。 90 一般补偿压力 略高于最小补偿压力 ，最小补偿压力为（4-34）工作温度下工作液体的气化压力；最小配置能头。式中91图4-42 液力变矩器气蚀特性 实际上，最小补偿压力 很难用计算方法求得，通常用试验确定。试验时，取泵轮转速 为定值，测定不同补偿压力 下的力矩 、 和效率 。当 时，上
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