车辆工程毕业设计（论文）-ZL80装载机液力变矩器设计【全套图纸】 .doc

第1章 绪 论在车辆发展的过程中，传动装置伴随着内燃机的应用而应用。并且为了与其更好的匹配，能够将动力装置输出的转矩、转速变为适应各种行驶工况要求的转矩、转速，进而提高车辆的机动性能。尤其是近半个多世纪以来，车辆传动的技术水平有了很大的提高。经历了从机械传动，到电液控制的液力机械综合传动；为了满足传递功率密度的不断增长，从单功率流到双功率流或多功率流传动，其功用不断完善，来适应使用条件和行驶要求各异的不同车辆。 全套图纸，加1538937061.1 选题的目的及意义液体在运动过程中所具有的液体能一般表现为三种形式：动能，压能，位能。凡是依靠工作液体动能的变化来传递或变换能量的液体元件称为液力元件。如果在传动系统中有一个或一个以上的环节用液力元件来传递动力，叫做液力传动。常用的液力元件有液力变矩器和液力偶合器。其中液力变矩器由泵轮，涡轮和导轮组成，形成环形工作腔，在工作腔中充有工作油液。工作时，泵轮由动力装置带动旋转，同时带动油液在工作腔中沿循环流线运动，将能量转换为液体的动能和压能。运动的液体经过导轮的变矩作用，把能量通过涡轮传递到后面的传动机构。而液力偶合器只有泵轮和涡轮，没有导轮，没有变矩作用，只具有调速特性。 液力传动的主要优点有以下几个方面：（1） 具有自适应性。液力变矩器能够自动地根据各种行驶工况无级地改变转速，转矩，以适应不同的路面状况和使用要求。转矩随转速的降低自动增大，低速稳定性好。启动扭矩大，有利于平稳起步，加速均匀。（2） 具有过载保护功能。液力变矩器能够减轻传动机构中各种零部件承受过大的过载力矩，同时也缓和了对发动机的冲击。（3）具有减振的作用。由于工作液体的粘性，液力变矩器可以等效为一定大阻尼小刚度的元件，吸收衰减由于发动机曲轴不平稳运转引起的振动，同时还能提高车辆在像加速或制动这种不稳定工况的动态响应，延长发动机和传动部件的使用寿命。（4）操纵简化。采用液力传动装置的传动机构可以减小排档数，简化换档操纵，进而提高车辆的平均行驶速度。（5）做为辅助制动器与主制动器共同工作，组成联合制动系统，提高车辆的制动效能稳定性，恒定性，有利于行车安全。诚然，液力传动有相当的优点，但是与机械传动相比，还是有一些缺点。首先就是传递效率问题。与机械传动相比液力传动的效率低很多，经济性较差。其次，补偿供油，控制系统结构复杂，体积较大，造价比较高。而且，如无辅助装置无法进行发动机制动，也不能用牵引办法启动发动机。1.2 国内外研究的现状 液力传动是在19世纪末20世纪初由盖尔曼 费丁格创造的。经过100多年的发展，液力传动已经广泛应用到铁路机车，矿山机械，工程机械，汽车，军用车辆等各个领域。液力传动最早并不是应用在车辆的传动上，而是被应用在船舶从动力装置到螺旋桨的传动机构中。后来，由于其能改善动力装置的动力特性趋近与理想动力特性的特点，被应用在各种车辆上。无论是大功率特种军用车辆上的综合传动装置，还是近些年来与现代自动换档技术的结合，应用在不同类型和档次的民用车辆上，都展示出液力传动技术的不断成熟，显示出在车辆传动中占有的优势。目前，国外已普遍将液力传动用于轿车，公共汽车，豪华型大客车，重型汽车，牵引车及非公路用车。以美国为例，自20世纪70年代起，每年液力变矩器在轿车上的装备率达90以上，在市区的公共汽车上的装备率达100，在重型车载货量在3080吨的重型矿用自卸车上几乎都采用了液力传动。此外，在大部分坦克和军用车辆上也应用了液力传动，大大提高了战车的机动性和通过性。在欧洲，以德国为例，70年代末在发动机排量为34升的轿车上，液力变矩器的装备率就已达60。目前在日本，新装用的自动变速器几乎全都是带有液力传动的液力机械自动变速器。在我国，于上个世纪50年代，液力传动首先应用于“红旗”牌轿车，60十年代也应用于工程机械，七十年代已应用于多种行业，从仿制逐步走向自行研制的道路。从军用车辆来看，现行研制的新型主战坦克和装甲车辆均已开始采用液力传动。20世纪40年代起液力传动开始应用于装甲车辆上。瑞典人首先在strv坦克上应用了液力变矩器。后来美国在m26坦克、m46、m47、m48、m60系列中型和主战坦克以及自行火炮和装甲输送车等几乎全部装甲履带车辆上，都采用了液力传动系统。20世纪70年代德国发展的豹主战坦克，将液力传动系统的应用技术提高到一个新的技术水平。近些年，液力传动在装甲履带车辆上得到了更广泛的应用。现代战争对战斗车辆的机动性的要求更高了，而采用液力传动系统可以进行动力换档或自动换档，提高车俩的速度。提高加速性能对避开敌人导弹和破甲弹的攻击，提高坦克在战场的生存能力具有重大意义。此外，随着液力传动技术的发展，如闭锁离合器的应用，电液自动换档操纵系统、液压转向的应用，散热器和风扇效率的提高，使液力传动系统的优点更加突出，缺点进一步得到改善。现代坦克应用的液力传动系统在设计和结构上，具有以下特点：1.采用带闭锁离合器的液力变矩器和多档变速箱，把液力传动和机械传动的优点结合起来，提高了动力性能，改善了经济性能；2.采用双流机械或双流液压转向，获得了多半径稳定转向能力，提高了车辆的转向灵活性；3.采用液压或电液自动操纵；4.采用高效能的制动器；5.采用多倒档；6.整个综合传动系统（包括变速、转向、制动、操纵机构）组成一个箱体，使体积减小、重量减轻。1.3 设计的主要内容 本文设计液力变矩器的主要内容如下：1.zl80装载机液力变矩器总体设计从zl80装载机液力变矩器的结构入手，分析动力性能和制动性能的特点，既要保证原有变矩器的性能，又要增加减速器的制动功能。根据车辆的不同要求侧重点不同2.zl80装载机液力变矩器的性能计算：发动机净特性，共同工作的输入输出特性。3.对液力变矩器循环圆尺寸设计计算。4.对zl80装载机液力变矩器结构中的单向离合器进行计算和结构设计。5.对zl80装载机液力变矩器结构中的闭锁离合器进行计算和结构设计。6.对zl80装载机液力变矩器中关键零件进行强度计算和校核。第2章 zl80装载机液力变矩器设计方案2.1 各种液力元件的工作原理2.1.1 液力变矩器常用的液力元件有液力变矩器和液力偶合器。其中液力变矩器由泵轮，涡轮和导轮组成，形成环形工作腔，在工作腔中充有工作油液。工作时，泵轮由动力装置带动旋转，同时带动油液在工作腔中沿循环流线运动，将能量转换为液体的动能和压能。运动的液体经过导轮的变矩作用，把能量通过涡轮传递到后面的传动机构。在综合传动装置中应用的大多是带闭锁离合器或是带单向离合器的综合液力变矩器。由于闭锁后液力传动变为机械传动，可以实现将液力传动和机械传动两种工况优点集于一体的传动方式。研究液力变矩器与发动机共同工作的外特性，利用液力变矩器的低速大扭矩特性，在低档起步和克服困难路面时使变矩器工作在液力工况，提高了起步性能，加速性能和换档性能；其自适应性还提高了平均行驶速度，增加了动力传动系统和减振隔振的性能，减小了动负荷，从而提高了工作寿命等。在高速行驶后，控制离合器在其高效区闭锁工作在机械工况，提高传动效率，提高车辆的燃油经济性。近些年电子技术的发展及先进控制技术在车辆工程中的应用，使得液力变矩器的闭锁控制得到发展，可以根据车辆不同行驶工况，道路情况等各种影响因素，设计相应的换档，闭锁策略。减少由于液力变矩器闭锁引起的冲击。提高行驶的平顺性，有效地减轻驾驶员的疲劳强度，使车辆获得良好的动力经济性。图2.1 液力偶合器图2.2 综合液力变矩器dtbtb2.1.2 液力减速器在综合传动中液力传动应用的另一项技术就是液力减速器，其实质是一种液力偶合器。液力制动是利用工作轮内液流与叶片的相互作用，将车辆的动能转化为液体的热能来实现车辆制动。动轮与系统旋转部件相连接，定轮与固定部件相连。工作时，动轮旋转，搅动油液，将机械能转为液体动能，油液在油道中运动，冲击定轮叶片，工作液体的冲击和摩擦损失变为液体的热能，其温度不断升高。工作液体产生的热量将通过循环液体的流动经散热器带走。在动轮与工作液体作用中，工作液体施加反作用力于动轮，产生制动力矩。液力减速器制动力与地面附着力无关，可以保证车辆在滑溜路面上安全减速。制动力矩与转速的平方成正比，因此，液力制动较其他制动方式在高速时更能提供较大的制动力矩，并且在减速制动过程中没有机械磨损，制动稳定，噪音低，体积小，寿命长。根据液力减速器在车辆上的布置位置可以分为三种形式：（1）布置在多轴汽车的非驱动轮轮毂内。减速器的动轮可以通过一个增速行星排连接在非驱动轮轮毂内，不仅可以合理利用空间，结构紧凑，同时通过增速后的动轮可以提高制动力矩。但是，同样由于布置在非驱动轮轮毂内的结构因素，限制了减速器的径向尺寸，使散热系布置困难，只能依靠轮毂的散热，由于布置在传动末端，并且行星排增速能力有限，基于以上原因限制了制动功率和连续制动时间。（2）在车辆常用的布置形式是与变速箱制成一体。这种布置形式的特点是可以布置在变速机构的前端，也可以布置在变速机构的后端，灵活性比较大。与变速箱一体，结构比较紧凑，径向尺寸比较大，可以合理的布置散热装置如果在前端时可以与发动机共用一套散热装置。（3）布置在轴间的反转型液力减速器。这种液力减速器常用于多轴车辆汽车和列车上，两个工作轮都是转动的，一个正转，一个反转，分别由两个轴驱动。该减速器由于采用反转结构，减速器的力矩系数较高，因而可以在较低的转速下获得较高的制动力矩。液力减速器的综合性能主要受以下因素影响：叶型，控制和散热状况。对液力减速器的控制包括两方面的内容：对液力减速器的单独控制，包括充油时机，充油量的控制；对液力减速器与主制动器的联合控制。控制二者的合理匹配时机，制动力矩大小的分配是联合制动技术的关键。液力减速制动器应用中存在的问题： (1)低速制动能力差 (2)由液力减速器的特性所决定，当车速下降时，其制动能力下降很快，在转速为零时完全失去制动能力。 (3)空转损失大 (4)当液力减速器不充油液时，不产生制动力矩。2.1.3 以作业为主的工程机械液力变矩器工程机械上使用液力变矩器，具有起步平稳、操作方便、可在较大范围内实现无级变速等优点。因此，液力变矩器在工程机械中得到了广泛的应用。国内轮式装载机上应用的双导轮综合式液力变矩器，具有高效区宽广、变矩过渡至偶合工况平稳的特点。能够自动适应急剧变化并且周期循环重复作业的载荷；机动性好，前后挑头频繁，空载后退的速度甚至较前进速度快；全动力换挡，可由任何前进挡直接挂到后退档，能够边行走边作业，行走和作业的动力分配可以任意调节。可以选用单向单级液力变矩器配合1-4档全逆转变速器，也可以选用内分流液力机械变矩器配二档全逆转或前二倒一档的变速器。对某些消毒为叉车，由于仅配有换向器，没有变速器。为了满足车速的要求，而选用二相单级变矩器。轮式工程机械可选中小透穿数t=1.1-1.5，大中零速变矩系数k=2.6-3.3的液力变矩器，也可选k=4.0-6.0的内分流液力机械变矩器。对于履带式工程机械，由于车速低，动力范围不大，且希望司机能感知载荷的变化状况，可选t=1.5-2.2，k=2.2-2.6的液力变矩器，也可选用透穿数大的外分流液力机械变矩器。这类机器中凡要求边行走边作业的具有并联动力流的机械，如装载机和叉车，可以选择具有上述参数的可调液力变矩器。对于石油钻机，钻进时载荷脉动大、冲击强，而且随着井深的增加，载荷增大，脉动和冲击也加剧。要求变矩器有宽的动力范围，大的零速变矩系数和小的透穿数。起下钻时载荷平稳，但载荷变化大，轻载，空载占的时间长。要求变矩器的空载损失小，效率高。可以选择具有上述特性的液力变矩器。但为了解决链条可靠的问题，需要限制输出转速，那就要选用改变冲液率的可调变矩器或其他可调变矩器。2.2 zl80装载机液力变矩器性能要求zl80装载机液力变矩器要求起步平稳，加速性好，换档时动力不中断，无冲击，舒适性好，容易驾驶，改善司机的工作条件，操纵性好并且容易实现自动化；液力减速，交通安全性好；有良好的隔离和吸收振动和冲击的功能，可靠性好；能以蠕动的速度稳定行驶，通过性好；前进速度高，倒退仅作为挑头没有速度要求等。能够自动适应急剧变化并且周期循环作业的载荷；机动性好，前后调头频繁，空载后退的速度甚至较前进速度快；全动力换档，可由任何前进档直接挂到后退档；生产率高，能够边行走边作业，行走和作业的动力分配可以任意调节。在设计zl80装载机液力变矩器时，首先要了解发动机的性能。根据车辆设计的侧重点不同选择合理的匹配，有的车辆侧重于动力性有的车辆侧重于经济性。有的车辆变矩器工况只用于困难路面、起步、换档大部分时间处于闭锁工况，这时在设计时可以把减速制动性能也作为一个侧重点。zl80装载机液力变矩器存在一个由变矩工况切换到减速制动工况的过渡过程，车辆高速行驶的时候要求过渡过程反应时间短，zl80装载机液力变矩器没有液力减速器的充放油过程，这个过渡过程也是两个离合器结合的过程，这个过程中可以用到发动机的制动力矩，这有利于车辆的减速制动。2.3 设计原则在进行结构设计之前，需要明确设计目的，确定合理的设计原则。（1）具有普通液力变矩器原始特性的各项性能指标，包括变矩比，能容和效率，且各项指标应满足使用要求；（2）能满足车辆传动系统使用要求，具有正透性和自适应性；（3）能实现变矩器工况和偶合器工况的自动切换，能通过闭锁实现机械传动； （4）进行工况转换时不应当影响车辆的动力性能，制动结束后，车辆应能立即加速，不出现动力中断，这要求实现制动的操作过程中不需要进行充放有控制，不需要实现工作轮的反转等；（5）制动操作的实时性要求，进行制动操作时同进行机械制动操作一样，踩下踏板或按下按钮就可以实现制动，没有或极少延时等；（6）制动力矩应能满足车辆要求，制动力矩要求有一定的可控性或者说制动力矩水平要求有一定的层次差别8。2.4 zl80装载机液力变矩器结构形式现有的zl80装载机液力变矩器根据其结构和牵引制动工况转换方式有两类，一类是增加行星机构使涡轮反转，一类是切割泵轮或涡轮形成制动轮，后者具有结构简单的优点，在泵轮的入、出口处切割出一个工作轮，作为制动轮，制动轮角度分别和泵轮入出口角度相同，也可同时在涡轮的入出口处切割一个工作轮，作为制动轮。从结构可行性考虑，分割泵轮型方案要优于分割涡轮型方案。因为分割泵轮型方案只需要双层套轴，而分割涡轮型方案需要多加一层套轴联接到制动器，在结构上需要更大的径向尺寸。涡轮反转型如图2.3，主要由一个离合器、一个制动器和一个普通液力变矩器组成。牵引工况离合器结合，制动器分开；制动工况离合器松开，制动器结合，同时通过变速箱中的倒档机构是与输出端相连的涡轮反转，带动液体冲击涡轮，产生制动力矩。图2.3 涡轮反转型 为了提高泵轮在变矩工况的扭矩系数还可推广为如图2.4所示的方案，结合双泵轮液力变矩器工作原理。双泵轮牵引制动型液力变矩器在变矩器工况时，制动轮和泵轮之间的离合器结合形成一个泵轮，实现变矩器特性；制动工况时制动轮和箱体之间的离合器结合，表现出制动器特性，如果需要可以在变矩工况使制动轮空转来改变变矩工况的能容特性。211.泵轮 2.大制动轮 3.涡轮 4.导轮 5.小制动轮2453图2.4 双泵轮式牵引制动型液力变矩器图2.4的方案在变矩器工况制动轮空转没有得到利用，图2.5工作在变矩器工况制动轮和泵轮通过离合器结合形成一个大泵轮，但是第二种方案比较复杂，多一个离合器，在传动系统中多一个控制量。第二种方案相当于泵轮叶片的延伸存在一定的弯曲，而第一种方案的制动轮的叶片为直叶片。为了达到所需的制动力矩，还可以在循环园的内部泵轮和制动轮之间增加一个小的液力减速器来满足要求。图2.5 附加小循环圆2.5 布置形式zl80装载机液力变矩器由于要完成液力变矩器的功能，所以在传动系统中的布置位置处于前端。结构形式如图2.6所示。2.6 本章小结现代车辆的传动系统向高动力性、自动控制方向发展，随着动力性的提高，要求提高车辆传动系统的功率密度。需要传动系统具有体积小、效率高、重量轻、操纵简化的特点。尤其是长时间持续制动的可靠性最为突出。将在高速履带车辆综合传动装置中采用牵引制动型液力变矩器可以使传动装置结构简化，体积减小。将液力变矩器和液力减速器进行结构上的一体化设计符合车辆传动系统发展的要求，减小传动系统的尺寸、简化操纵控制，提高传动系统的功率密度。本文研究的zl80装载机液力变矩器，结合了液力变矩器和液力减速器的优点。既可以满足牵引工况所需的液力变矩器的特性，也可以方便地切换到减速工况满足车辆在高速情况下减速所需的力矩。其结构在原有的三工作轮液力变矩器的基础上增加了两个相联结的制动轮，一个闭锁离合器、一个制动器、一个单向离合器器，布置在发动机后。图2.6 本文方案设计牵引制动型液力变矩器所采用的结构第3章 zl80装载机液力变矩器性能计算当柴油机与液力变矩器共同工作时，它们可以被看作是一种对外输出功率并具有一定转矩和转速调节范围以及燃油经济性的动力装置。此时，变矩器与柴油机共同工作的输入特性可视作这种动力装置的内特性，而其共同工作的输出特性，则以外部特性的形式显示出两者联合工作的最终结果。经验表明，性能良好的柴油机与性能良好的液力变矩器若匹配不当，动力传递系统的性能往往不能满足工程机械等对动力性和经济性以及作业生产率等方面的要求。因此，研究液力变矩器与柴油机共同工作的目的是确定液力变矩器和柴油机选型是否合适，以使整机获得优良的性能。 本章所研究的内容，拟结合对液力变矩器及柴油机匹配所采用的常规计算方法的分析，通过建立柴油机转矩特性的数学模型、液力变矩器的数学模型进行转矩及效率等参数的全功率及部分功率匹配计算，并与常规计算方法的结果进行对比分析。3.1 柴油机与液力变矩器的功率匹配3.1.1 柴油机与液力变矩器的原始数据本文所选的是cummims n14c315型柴油机和980c型液力变矩器。表3.1给出柴油机和液力变矩器的基本参数；表3.2、表3.3给出所选柴油机和液力变矩器的原始特性数据。表3.1 柴油机和液力变矩器的基本参数如下柴油机额定功率235 kw柴油机额定转速2100 r/min柴油机最高空转转速2400 r/min液力变矩器有效直径397 mm液力变矩器公称转矩180 nm液力变矩器功率200 kw表3.2 n14c315柴油机的原始特性数据ne（r/min）me（nm）ne（kw）ge（gkw-1h-1）130012741741991400128118819715001274200196160012682121981700125122319918001213229202190011172342062000112123521121001067235216表3.3 980c液力变矩器的原始特性数据ikmb(1000)（nm）02.6990196.90.12.5070.251198.90.22.2410.448200.80.32.0000.600200.80.41.7710.708201.10.51.5620.781200.60.61.3840.830196.40.71.2210.855188.40.751.1520.864182.30.81.0690.855175.90.841.0000.840163.00.90.8640.778130.80.950.5810.55232.41.00.1250.1258.93.1.2 柴油机特性曲线的拟合及转矩方程的求解柴油机转矩特性曲线分为外特性段和调速特性段。外特性段为单凹曲线，可以近似用二次曲线表示。调速特性段（从标定工况到最大转速点）为直线，可用直线方程表示。现在已知特性曲线上的若干离散点（ni,mei）（i=1,2,），因此，先对柴油机的外特性段用最小二乘法拟合后，再求调速特性段的直线方程。设柴油机的转矩方程为 （3.1）式中me柴油机转矩，nm；n柴油机转速，r/min；ne外特性与调速特性交点对应的柴油机转速（ne2100r/min）；a0、a1、a2、b0、b1待定系数。 对曲线段方程进行拟合计算：待拟合的曲线为me(n)=a0+a1n+a2n2，则最小二乘法拟合的正规化方程组 （3.2） 整理成线性方程组 （3.3）解线性方程组（3.3）可求得拟合曲线的各个系数，进而得到拟合曲线方程。同理也可以对柴油机的功率曲线和燃油消耗率曲线进行最小二乘拟合。将表3.2中各数据分别代入线性方程组中进行求解。为求解方便，本文采用matlab编制程序进行求解。运算程序后，可以输出各曲线的曲线图，并求得转矩方程曲线段的系数得到转矩的曲线段拟合曲线方程me(n)=471.56667+1.17875n+0.000428896n2 （3.4）用拟合得到的方程（3.4）解出各离散点对应的转矩值。由表3.4可以看出用曲线拟合方程求得各点的值与原离散点的值相对误差均在5%以内，因此可以认为此拟合方程是可信的。同理也可验证其它拟合曲线都与实际相符，在此不一一阐述。表3.4 离散点与拟合曲线上对应点的偏差nememeimei-memei-me/mei(相对误差)130012741279.1-5.1-0.400140012811281.2-0.2-0.016150012741274.7-0.7-0.055160012681259.68.4 0.662170012511235.9 15.1 1.207180012111203.7 9.3 0.767190011171162.9-45.9-4.109200011211113.57.5669210010671055.5 11.5 1.078由ne=2100r/min，me(2100)=1055.5nm，nmax=2400r/min，me(2400)=0，求得直线段方程 me(n) =8444-3.5183n （3.5）由式（3.4）和（3.5）得柴油机的转矩拟合方程 （3.6）图3.1是用最小二乘法拟合并绘制的柴油机原始特性曲线;图3.2是用最小二乘法拟合并绘制的柴油机净外特性曲线。3.2 液力变矩器原始特性3.2.1 液力变矩器能容系数的计算液力变矩器泵轮吸入转矩为mb =bn 2bd5 （3.7）式中d液力变矩器的有效直径，为0.397m； b转矩系数（在有效直径1m，转速1r/min，工作液体重度为1kg/m时，工作在变矩器工作轮上的转矩值）； 工作液体重度，kg/m；nb泵轮转速，r/min（同柴油机转速）。图3.1 发动机原始特性曲线图3.2 发动机净外特性曲线由于液力变矩器的原始特性数据表3.3中给出了mb（1000）的值，则液力变矩器的能容系数b根据式（3.7）得 （3.8）液力变矩器的能容系数b10-4分别为：199.661，201.689，203.616，203.616，203.920，203.413，199.154，191.042，184.856，178.367，165.286，132.634，32.854，9.025 对应的制动工况能容系数、最高效率工况能容系数、最大传动比能容系数、最大能容系数分别为：199.66110-4，184.85610-4，9.02510-4，203.92010-4。3.2.2 液力变矩器泵轮吸入转矩根据式（3.7），可得出柴油机在不同转速、不同传动比下泵轮吸入转矩的大小，进而可用最小二乘法拟合曲线并绘制出液力变矩器的输入特性曲线图。图3.3是液力变矩器的输入特性曲线，表3.5是不同转速不同传动比下泵轮的吸入转矩。图3.3 液力变矩器的输入特性曲线3.3 共同输入输出特性3.3.1 柴油机的净转矩计算在对柴油机与液力变矩器共同工作进行分析时，柴油机传给变矩器泵轮轴的功率和转矩是去掉动力辅助装置（如冷却风扇、发电机、空压机、变矩器冷却循环系统油泵等）所消耗的功率和转矩后余下的功率和转矩。因此要用扣除这些功率和转矩后的特性来做共同工作的传动特性。 如果各辅助装置的参量已知，可直接求出各辅助装置消耗的转矩。但是，不是所有情况下都会给出各泵的参数。这样便不能用上面两个公式求解。为了得到传到液力变矩器的净转矩值大小，需对辅助装置消耗的转矩进行估算。根据经验， 24001134.11145.71156.61156.61158.41155.41131.31085.21050.01013.2938.9753.4186.651.323001041.61052.21062.21062.21063.91061.21038.9996.6964.4930.5862.3691.9171.447.12200953.0962.7971.9971.9973.4970.9950.6911.8882.3851.3788.9633.1156.843.12100868.3877.1885.5885.5886.9884.6866.1830.8803.9775.7718.8576.8142.939.22000787.6795.6803.2803.2804.4802.4785.6753.6729.2703.6652.0523.2129.635.6表3.5 不同转速不同传动比下泵轮的吸入转矩1900710.8718.0724.9724.9726.0724.2709.0680.1658.1635.0588.4427.2117.032.11800637.9644.4650.6650.6651.6649.9636.3610.4590.6569.9528.1423.8105.028.81700569.0574.8580.3580.3581.2579.7567.6544.5526.8508.3471.1378.093.625.71600504.1509.2514.0514.0514.8513.5502.8482.3466.7450.3417.3334.882.922.81500443.0447.5451.8451.8452.5451.4441.9423.9410.2395.8366.7294.372.920.01400385.9389.8393.5393.5394.2.93.2384.9369.3357.3344.7319.5256.463.517.41300332.8336.1339.4339.4339.8339.0331.9318.4308.1297.3275.5221.154.815.01200283.5286.4289.1289.1286.6288.9282.8271.3262.5253.3234.7188.446.7712.81100238.2240.7242.9242.9243.3242.7237.6227.9220.6212.8197.2158.346.712.8n in i00.10.20.30.40.50.60.70.750.80.840.90.951.0按全功率匹配时最少扣除8%12%，按部分功率匹配时最多扣除40%60%。所以，柴油机的净转矩 （3.9）式中mf辅助装置消耗转矩，nm。按全功率匹配计算时 （3.10）式中mer柴油机额定转速下的转矩值，nm，即merme（2100）。按部分功率匹配计算时 （3.11）进行全功率匹配时，根据式（3.10）有 （3.12）将式（3.6）和（3.12）代入式（3.9）中，得到全功率匹配时的净转矩方程 （3.13）进行部分功率匹配时，根据式（3.11）有 mf=633.3nm （3.14）将式（3.6）、（3.14）代入式（3.9）中，得到部分功率匹配时的净转矩方程 （3.15）由式（3.7）、（3.13）和（3.15）可以看出，柴油机的净转矩方程和负荷抛物线方程，都是关于转速n的表达式。这样，将它们同比例地画在同一坐标系内时，就组成了两者共同工作的输入特性曲线，同时可以得到它们之间的共同工作点。图3.4是柴油机与液力变矩器共同工作的输入特性曲线。从图中可以看出，失速工况（i0）的负荷抛物线离柴油机最大转矩点较远，车辆起步时的最大转矩值偏低；最大输入功率对应的转速点不在液力变矩器的高效区域内，即液力变矩器（ii1和ii2）负荷抛物线包围的区域里，平均输出功率较小，车辆的平均行驶速度或作业生产率低。3.3.2 共同工作点的求解 在由共同输入特性求解共同输出特性时，需要求得柴油机在各个传动比下的工作点，即负荷抛物线和柴油机扭拒曲线的交点。图3.4 发动机与液力变矩器共同工作输入特性曲线求解液力变矩器与柴油机共同工作的输入特性，就是寻求柴油机净转矩曲线与变矩器输入特性曲线的一系列交点（如图3.5所示），通过联立二曲线方程求得。但柴油机净转矩曲线与变矩器输入特性曲线的交点可能在外特性段，也可能在调速特性段。若将净转矩曲线人为外延（图中虚线所示），则任一条输入特性曲线与两区段曲线都有交点。由此可将输入特性曲线方程分别与两区段方程联立，求得各自交点后，再进行判断求取实际交点。图3.5 共同工作输入特性示意图(1)与外特性段曲线方程联立 （3.16）将式（3.16）进行整理 a2-bd5 nb2+a 1nb +a0-mf=0 （3.17）方程（3.17）的解 （3.18）由图中几何关系知 nb(1) =maxn11,n12(2) 与调速特性段曲线方程联立 （3.19）将式（3.19）进行整理 bd5nb2-b1nb-b0+mf = 0 （3.20）方程（3.20）的解 （3.21）同理有 结合图中几何关系，实际交点所对应的转速为n1 =minn1(1),n1(2)，利用mb=bnb2d5求得对应的m1值。于是，得出变矩器与柴油机的共同工作点(n1j,m1j)(j=j1,j2,.,jn)经以上的分析，可以用matlab编制程序来求解这些交点的值。令 f =mb-me=0 （3.22）从式（3.7）、（3.13）和（3.15）可以看出，这是解以转速n为变量的一元方程问题，由问题本身的物理意义决定，解的存在性和唯一性毋需证明。将式（3.7）、式（3.13）和式（3.15）代入式（3.22）中，得到全功率匹配和部分功率匹配的共同工作点。表3.6是共同工作点的转速和转矩值。3.3.3 输出特性匹配分析由式（3.7）可得各传动比i下的涡轮轴输出转矩mt mti =kimbi （3.23）式中 mbi传动比i时的泵轮轴输入转矩，nm； ki传动比i时的变矩系数。由式（3.3）可得各传动比i下的涡轮轴输出功率nt nti=mtinti/9549.3 （3.24）式中nti传动比i时的涡轮轴输出功率，kw；表3.6 共同工作点的转速和转矩值全功率匹配部分功率匹配inb(r/min)mb(nm)nb(r/min)mb(nm)02118.78883.94631734.61592.46320.12116.73891.15881728.56594.31790.22114.78898.01951722.85596.03960.32114.78898.01951722.85596.03960.42114.47899.11021721.96596.30540.52114.98897.31591723.45595.860.62119.3882.11681736.13591.99220.72127.62852.84461760.73584.09520.752134.05830.22191779.93577.57100.82140.87806.22711800.48570.23760.842154.89756.90051843.24553.81760.92191.48628.16591958.51501.74060.952320.44174.44592176.4153.47191.02355.9849.40562207.6943.3843由式（3.8）可得液力变矩器的效率 =ki，i=i1,i2,in （3.26）由式（3.9）可得涡轮轴输出转速nt nt=inbi （3.27）将表3.6中的数据代入式（3.23）、（3.24）、（3.25）、（3.26）和（3.27）中，求得柴油机与液力变矩器共同工作的输出特性，如表3.7、表3.8所示。表3.7 全功率匹配时的输出特性inr(r/min)mr(nm)nb(kw)nt(kw)002385.7711196.1283000.1211.672234.1351197.537349.52190.2510.2422.962012.4617198.874689.13650.4480.3634.431796.039198.8746119.32400.6000.4845.791592.3242199.0870141.03360.7080.51057.491401.6074198.7376155.21410.7810.61271.581220.8497195.7704162.56770.8300.71489.331041.3233190.0170162.40710.8550.751600.54956.4156185.5356160.30300.8640.81712.70861.8568180.7508154.57700.8550.841810.11756.9005170.8018143.47370.8400.91972.33542.7353144.1592112.09750.7780.952204.42101.353142.389623.39700.5521.02355.986.175712.18921.52370.125图3.6 全功率匹配时的输出特性曲线表3.8 部分功率匹配时的输出特性int(r/min)mr(nm)nb(kw)nr(kw)001599.0582107.6197000.1172.861489.9550107.891726.97090.2510.2344.571335.7247107.535348.19730.4480.3516.861192.0792107.535364.52180.6000.4688.781056.0569107.482376.17220.7080.5861.73930.7333107.540383.98950.7810.61041.68819.3172107.628489.37480.8300.71232.51713.1802107.697392.04880.8550.751334.95665.3618107.655693.01460.8640.81440.38609.5840107.515991.94730.8550.841548.32553.8176106.899989.79580.8400.91762.66433.503983.989180.01840.7780.952067.5889.167734.978119.30630.5521.02207.695.423010.02301.25370.125以i为参数可求得关于涡轮转速nt的离散函数值mt、nt和。将这些离散值用最小二乘法拟合，得到函数关系式mt =mt (nt)、n t=nt(nt)、=(nt)。将所拟合的函数以图像的形式表达出来，得到变矩器与柴油机共同工作的输出特性曲线。所得函数关系式也是求解匹配评价参数的基础。图3.7 部分功率匹配时的输出特性曲线图3.6是全功率匹配时的输出特性曲线，图3.7是部分功率匹配时的输出特性曲线。从图中可以看出，最大输入功率对应的转速点不在液力变矩器的高效区内，不能充分利用柴油机的最大有效功率。高效区转速范围窄，动力性不能得到充分发挥。3.4 本章小结本章对柴油机与液力变矩器进行了全功率匹配和部分功率匹配计算，并在此基础上对液力变矩器的有效直径进行了优化，以使柴油机与液力变矩器具有更好的输入输出特性。给出柴油机和液力变矩器的原始数据，用最小二乘法拟合发动机转矩特性方程，计算得到液力变矩器能容系数后，拟合液力变矩器输入特性曲线，为获得发动机与液力变矩器共同工作时的输入特性，分析计算了发动机传至液力变矩器的净转矩特性，进而求解发动机与液力变矩器的共同工作点，得到发动机与液力变矩器全功率匹配和部分功率匹配时的共同工作输出特性。得出结论：最大输入功率对应的转速点不在液力变矩器的高效区内，不能充分利用柴油机的最大有效功率；液力变矩器高效区转速范围窄，动力性不能得到充分发挥。 第4章 液力变矩器循环圆设计4.1 相似设计法 循环圆和叶片设