液力变矩器设计

1、液力变矩器设计液力变矩器设计相似设计法相似设计法 统计经验法、相似设计法和理论设计法。反求设计方法。 根据相似理论，对于任何一组动力相似的液力变矩器，其原始特性相同，故可以利用相似理论进行两个方面的工作： 第一，对于大型的新设计的液力变矩器，可以利用模型试验来检测其预定的性能。由于大尺寸大功率的液力传动装置进行全负荷试验比较困难，因此可以采用基准型样品的试验来确定其预定性能。 第二，选取一个比较成熟的性能优良的液力变矩器样机，用相似理论来放大或缩小其尺寸，制造出符合使用要求的新变矩器。这是目前液力变矩器设计和研制中常用的方法。具体步骤如下: （1）根据车辆或机械对液力变矩器提出的使用要求，利用

2、样机的原始特性，确定新液力变矩器的有效直径 ； （2）根据 与样机的有效直径 ，求出几何相似的线性比例常数 ； （3）按照比值 进行放大或缩小，并使叶片系统的叶片角保持不变。sDsDMDSMDDC CDDSM液力变矩器循环圆设计液力变矩器循环圆设计循环圆形状的选择循环圆形状的选择（a）圆形循环圆；（b）蛋形循环圆； （c）半蛋形循环圆 （d）长方形循环圆图1 液力变矩器循环圆形状 （1）圆形循环圆 汽车型单级液力变矩器。采用冲压焊接制造或铸造，导轮布置在内径处，便于安装单向离合器，最适合于综合式液力变矩器。由于轴向尺寸的限制，轿车变矩器循环圆已发展为扁圆型。 （2）蛋形循环圆 部分工程车辆液力

3、变矩器。这种循环圆的宽度与 直径之比较小，泵轮和涡轮形状较扁平，叶片形状可设计成接近于流线型和圆柱形，便于铸造时用叶片为模具制作型芯，提高生产率。 （3）半蛋形循环圆 叶片弯曲比较大的涡轮和导轮布置在直线部分，一般为流线型的圆柱形叶片，这样可以用铣削加工的方法制造工作轮，以提高叶片和流道的表面质量，从而提高液力变矩器的效率。 （4）长方形循环圆 常见于机车型液力变矩器。涡轮和导轮一般均布置在循环圆的直线段，以便于采用铣削加工叶片工作轮，以提高变矩器的效率。 后两类循环圆形状适用于离心式涡轮单级液力变矩器和多级液力变矩器。叶轮型式及排列位置叶轮型式及排列位置 由于在循环圆中的排列位置的不同，变矩

4、器有下列几种形式的工作轮。（1）径流式 液流沿着叶片半径方向流动。离心式工作轮；向心式工作轮。径流式工作轮均为单曲叶片（圆柱形叶片）。（2）轴流式 液流在叶片流道内轴向流动。（3）混流式 液流在工作轮流道内既有轴向流动又有径向流动，它的叶片均为空间扭曲叶片。变矩器有效直径确定变矩器有效直径确定变矩器泵轮的转矩为52DgnTBBB （1）有效直径D5251eeBnTgD（2） （1）直径比 直径比 。 要求不高时， ；对 要求高的， 取为0.40.45。结构布置等因素。当 选定后，要确定过流断面面积，即确定循环圆的形状。统计资料表明，最佳过流面积约为变矩器有效直径总面积的23。mDDm00K31

5、m0Kmm （2）循环圆形状系数 循环圆形状系数 。 为循环圆内环的径向长度， 为循环圆外环的径向长度。一般 。a21/LLa 1L2L55. 043. 0a （3）循环圆宽度比 循环圆宽度比 。一般 。bDBb/4 . 02 . 0b图2 变矩器循环圆的几何参数循环圆形状尺寸计算循环圆形状尺寸计算 以有效直径为305mm的参考变矩器为例。为了缩短轴向尺寸，半径为51mm的外环具有3.18mm径向中心距。 已知外环，确定内环、设计流线。假定在同一过流断面上各点的轴面流速 相等，各相邻流线所形成的过流面积相等。根据最佳过流面积为循环圆面积的23的原则，对于有效直径为305mm的变矩器，其最佳过流

6、面积为0.016774m2。m在任意元线上的过流面积可按正截头圆锥体旋转面公式计算22coscsrrF （3）cr和 r212cosFrrsc （4）2122cosFrrs （5）图3 变矩器循环圆设计 经验表明，导轮叶片的轴向长度一般以取循环圆直径 之半为最佳。在导轮轴面内，可测得设计流线之弦长约为51mm。为了最大限度地利用循环圆，在相邻叶轮的叶片之间可采用最小间隙。而且，在根据强力涡流理论设计叶片时，为了减低涡旋的影响，也需要采用最小间隙。实践中，通常的间隙为22.5mm。圆型循环圆和扁圆型循环圆还可采用三圆弧循环圆设计方法。d叶片设计方法（环量分配叶片设计方法（环量分配法）法）泵轮叶片

7、设计泵轮叶片设计 失速变矩比要求为2.52，则泵轮出口角为110。叶片角度的确定利用了统计试验图表，即采用了曾提及的经验设计法。利用速度三角形确定其它叶片角度。 图4 失速变矩比 与泵轮出口角 的关系曲线 0K2B叶轮名称进口角出口角泵 轮 涡 轮导 轮105329011015022表1 变矩器叶片参数 叶片角度的确定还可根据规定的效率、变矩比等性能指标，采用液力计算的方法计算得出。 设计转速比0.7，在1900rmin时的输入转矩为262.8Nm。TBBBBTBBDTTTTBBDBBBDDDBBBBgQHrrQFctgrFctgrQTgQHrrQFctgrFctgrQT22222222222

8、22222222222 （6）222222222222224DDBBBDDBBBBBBmctgrctgrFTctgrctgrrr (7)计算出循环圆轴面流速为7.247 ms。在泵轮转矩方程 1122BuBBuBBrrQT中， 1122BuBBuBrr是泵轮动量矩变化。 对泵轮代入这些数值可得：892. 02679. 0247. 76 .16907854. 007854. 0111111BmBBBBuBctgurr (8) 类似地，在出口处：7132. 3222222BmBBBBuBctgurr (9)ru的改变量：8212. 2892. 07132. 3 将此改变量分成十份，其中九份各占10

9、.5，一份占5划分，并给出各元线的 值。元线（9）与（10）之间的增量为5，以减小液体在叶片出口处的能量增量及其涡流损失。 设计流线上每一点的相应叶片角rumuurrctg1 (10) 为了确定元线与内环之交点处的叶片角 ，采用按反势流分布的c计算公式rctgrctgcc (11) 类似地，在外环上可利用下式计算rctgrctgss (12) 对于参考变矩器，在入口元线0号处3109. 02679. 09424. 009387. 1ctgrrctgcc2157. 02679. 09424. 07589. 0ctgrrctgss 所以，在叶片入口处0110261107scrusm/2Rctgsc

10、设计流线上的设计流线上的设计流线上的外环上的内环上的元线序号 进口0123456789出口101.05611.33661.61711.89752.17802.45852.73893.01943.29983.58033.71320.07850.08500.09290.10160.11060.11920.12710.13370.13880.14210.1434-0.2679-0.2707-0.2745-0.2773-0.2829-0.2886-0.2993-0.3127-0.3249-0.3443-0.363910510591052110530105481066106401072210810858

11、110102101032810430105181061063610722108121085911051119107161063610651054210534105341055410625106551074610844m 表2 参考变矩器泵轮叶片有关数据 需将计算出的角度转换为可以绘制三维叶片的叶型座标。 任一叶片元线上的偏移量 kkkkkrJyrx0sinkx (13) 式中 相邻两点间的弧长； ； 相邻两点元线之间的距离； 元线起点所在轴面与径向参考平面夹角； 元线与设计流线之交点上的半径，或视具体情况，表示元线与内环或外环之交点上的半径； 元线的序号， =0、1、。JectgJkeykrk

12、k13.40 115.14 15.25 123.1950.00 133.73 0.00 152.50 出口1014.60 108.96 17.00 112.2742.62 132.36 4.10 150.90 915.11 103.00 18.10 100.2835.80 130.00 7.25 147.07 815.00 97.64 20.55 87.83 28.49 126.04 11.21 140.97 715.30 93.70 21.50 75.23111.30 121.01 13.50 132.92 616.20 91.16 21.90 63.25进口0偏移量mm半径mm偏移量mm半

13、径mm序号偏移量mm半径mm偏移量mm半径mm序号内环外环元线内环外环元线 表3 泵轮叶片的最终尺寸涡轮叶片设计涡轮叶片设计 现以涡轮的元线8为例求其叶片偏移量 。8x99101088sinrJrJyrx对元线10，有82.334924. 1321434. 013373. 0cccctgctgrrctg44.307019. 1321434. 01525. 0sssctgctgrrctg 对元线9，有62.401661. 140381421. 013261. 0cccctgctgrrctg00.373269. 104381421. 01509. 0sssctgctgrrctg对于外环，0ysec

14、tgJ10mmmme61.106 . 74 .125 . 6图中量取 则 mmctgJ05.1844.3061.1010mmctgJ91.11376 . 74 .125 . 59同理 外环第8元线叶片偏移量为mmmmx83.2890.15091.115 .15205.180sin07.1478对于内环， 5 . 7ycectgJ10mme53. 66 . 74 .124图中量得 mmctgJmmctgJ04. 762.406 . 74 .127 . 374. 982.3353. 6910内环第8元线点叶片编移量为mmmmx02.3361.13204. 773.13374. 95 . 7sin1

15、308表4 涡轮的叶片角mm设计流线半径设计流线半径元线序号元线序号进口 10987650.14340.14210.13880.13220.12710.1192320384048205521655878534321出口 00.11060.10160.09230.08500.0779945211341303314428150导轮叶片设计导轮叶片设计 导轮不转，不必计算圆周速度 ，从而使 的计算简化。参考变矩器导轮叶片的进、出口角分别为90与22，将此值代入方程uructgrrmu (14)在入口处可得090247. 70771. 011ctgru 在出口处3776. 122247. 70771.

16、 022ctgru 若象泵轮与涡轮叶片那样， 采用线性分布，则导轮的叶片长度会造成金属模铸造问题。因此，表5中改变 的分布状况，从而缩短叶片。rurumr12/smruru设流线元线序号之增量 （%）设计流线上的叶片角度进口0123456789出口100.07710.07470.07260.07130.07050.07030.07050.07130.07260.07470.07710.00000.07340.15980.25920.37340.51830.69020.86211.03391.20591.37765.36.37.28.310.512.512.512.512.512.5909216

17、73563175344442436263051265424322 表5 导轮叶片的中间流线 在设计导轮叶片时，以叶片长度之百分比表示其厚度是合适的，其值如表6所示。表6 导轮叶片的合理设计厚度在叶片长度方向上的距离（%）叶片厚度（以它对叶片长度的百分比表示）05102030405060708090100091110875432.521.5 最后设计出的泵轮、涡轮、导轮及其叶型坐标。 图5 305mm直径变矩器泵轮叶片图（附详细参数） 图6 305mm直径变矩器涡轮叶片图（附详细参数） 图7 305mm直径变矩器导轮叶片图（附详细参数）输入数据：轴面图坐标，进出口叶片角，其它已知参数开 始绘出轴

18、面图 将中间流线n-1等分，确定n条元线各元线与中间流线是否垂直？求各元线方程与内外环、中间流线方程之交点坐标（ ）在轴面图上画出元线将环量因数 分为n-1，计算中间流线上各点 角，计算内外环上各点 角计算内为环各点偏移量画叶片正投影图，输出坐标精度（n足够大）？结 束修正元线方位NoNoYesYesiirz ,rnmiiiuiurrctg1sc,ciciiisisirctgrctgrctgKiiiKKrJyrx0sinnnn图8 叶片设计程序框图 图9 光电非接触三坐标扫描测量仪反求设计法反求设计法 考虑到叶片为三维扭曲曲面，叶片间空间狭小，为了能准确测量液力变矩器的叶片形状，可采用光电非接

19、触三坐标扫描测量仪进行测量。该测量仪主要由扫描镜头、支架、计算机及相应软件组成。 由于液力变矩器叶轮上具有多个叶片，且叶片形状是空间三维扭曲曲面，故光电扫描仪的光线照射不到 大部分叶片表面。因此，为不破坏叶轮，在测量之前要设法将叶片曲面的形状提取出来，提取变矩器叶型的方法采用硅橡胶法。测量步骤如下： （1）将叶轮实物或叶片硅橡胶型芯经喷涂处理后贴上参考点（黑色的小圆点）放置在扫描工作台上； （2）将扫描仪的镜头对准叶轮或型芯实物开始扫描，得到第一个数据文件； （3）将扫描仪绕工作台旋转一个角度（根据实物的复杂程度确定，如30 ? 、45 ? 、90 ? 、）继续扫描，得到第二个数据文件，第三个

20、数文件； （4）由于叶轮和型芯是三维实物，为获得其全部信息，还须将其在工作台上翻转180 ? 。然后继续重复从各个不同角度进行扫描； （5）分别对泵轮、涡轮、导轮、泵轮硅橡胶型芯、涡轮硅橡胶型芯、导轮硅橡胶型芯进行上述扫描，则得到了完整描述它们的数据文件； （6）用光电扫描仪自带的软件对各个叶轮及其型芯的数据文件进行处理，则得到各个叶轮及其型芯的三维点云图。a 泵轮b涡轮c导轮图10叶轮点云a泵轮型芯b涡轮型芯c导轮型芯图11叶片型芯点云 一个重要问题是须将各叶轮和各叶型型芯分别相互对接定位的问题，即把各叶型型芯分别嵌入各叶轮中，最后形成叶轮和叶片统一体的三维模型。 a) 泵轮 b)涡轮c)

21、导轮图12 各叶轮三维摸型a) 泵轮b)涡轮c) 导轮 图13 各叶片三维模型a）泵轮b）涡轮c)导轮图14各叶轮零件图a)泵轮叶型图b)涡轮叶型图c)导轮叶型图图15 各叶片叶型图液力变矩器叶片参数和工艺因液力变矩器叶片参数和工艺因素对性能的影响素对性能的影响叶片参数对变矩器性能的影响叶片参数对变矩器性能的影响 叶片参数对变矩器的性能存在着较大的影响。在所有叶片参数中对变矩器性能影响明显的技术参数是叶片进出口角度。 (1) 泵轮叶片出口角 对性能的影响 现有变矩器泵轮出口角 一般在4001200内。改变 值对设计工况值的影响，比改变涡轮和导轮参数对设计工况值的影响还要显著。随着的增大，失速变

22、矩比 将增大，泵轮转矩系数 、最高效率 和透穿度 T 以及偶合器工况点的效率则均将降低。2B2B2B2B0KB*（a） （b） （c）图16 泵轮出口角对变矩器性能的影响a)泵轮出口角对转矩系数曲线的影响 b)泵轮出口角对变矩比的影响 c) 泵轮出口角对效率的影响 (2) 泵轮叶片进口角 对性能的影响 随着泵轮叶片进口角 的增大，失速变矩比 将减小，而变矩器及偶合器工况范围内的效率则有所改善。 (3) 涡轮叶片出口角 对性能的影响 随着涡轮叶片出口角 的增大，失速变矩比 将增大。但是 不能无限制增大，因为 过大，将使液流受到过大的阻塞，反而达不到预期的效果，同时改变 也将影响到流量，一般认为

23、152o。 (4) 涡轮叶片进口角 对性能的影响 在保持其他参数不变情况下，改变 实际上就是改变同一转速比下涡轮进口处的冲击损失，也等于改变涡轮叶片的弯曲度。减小 ，叶片弯曲度增大，起动变矩比可提高，设计工况向低转速比范围移动。1B1B0K2T2T0K2T2T2T2T1T1T1T (5)导轮叶片出口角 直接影响到泵轮进口处的速度环量。当其它条件不变时，改变 会影响泵轮转矩和泵轮进口冲击损失。但与改变 ， 和 对性能的影响有所不同。这是由于导轮为静止叶栅，而位于其后的泵轮又是恒速运转，因此增大或减小 ，对设计工况的移动，不会有明显影响，但能影响泵轮进口速度环量，从而影响泵轮转矩系数。2D2D1B

24、1T1D2D (6) 导轮叶片进口角 对性能的影响 减小导轮叶片进口角 ，可以使设计工况左移。1D1D图17 导轮出口角对效率和变矩比等的影响 尺寸和工艺因素对变矩器性尺寸和工艺因素对变矩器性能的影响能的影响 随着变矩器尺寸的加大，它的效率可以提高，这是由于尺寸的加大可使相对粗糙度减小，摩擦损失减少所致。根据试验资料，当有效直径 从300340mm增大到 420480mm时， 可增高12， 增高的比值则更大一些。 工艺因素对变矩器特性也有明显的影响。例如一种工程机械综合式变矩器的涡轮出口角在制造偏差为1o时，就使效率变化0.5，使Ko变化2.5。因此，保证叶片进、出口DD*0K角的误差在一定范

25、围内，将对变矩器的性能起决定性影响。叶片间流道的表面粗糙度如能达到 值 ，一般已满足要求。aRm6 . 1图18 效率和变矩比 随 值的增大而提高的关系a)发动机满负荷下变矩器尺寸与效率的关系 b) 发动机部分负荷下变矩器尺寸与效率的关系c) 失速变矩比相同时变矩器尺寸与涡轮转矩的关系Dc) a) b) 叶片数叶片数 对性能的影响对性能的影响 较多的叶片数，使液流趋向于较有效的偏转，但也增加循环液流的排挤。在较高的转速比时，较多的叶片数趋向于减少滑转，有利于偶合器工况，而低速工况则将增加液流的堵塞。z表7 综合式液力变矩器最佳叶片数选取参考表 叶片数z叶轮最佳叶片数范围备 注泵 轮2428涡

26、轮2632考虑到制造工艺上的困难，在2025的范围内选取为宜第一导轮2628第二导轮2023叶轮上的轴向力叶轮上的轴向力 作用在液力变矩器工作轮上的轴向力，是由工作液体产生的轴向压力在不平衡表面上引起的。轴向力作用于液力变矩器轴承，对液力传动元件工作的可靠性和寿命有直接影响，因此在设计变矩器时必须考虑轴向力，并尽可能减小轴向力。 在设计液力变矩器时，可以用数学模型方法进行轴向力分析计算。图19 液力变矩器内轴向力计算简图 图20 D=481mm四元件综合式液力变矩器叶轮上的轴向力 有效直径为 481mm的四元件综合式液力变矩器（在 时传递功率735kW）各叶轮上的轴向力随转速比而变化的曲线。m

27、in/2500maxrn降低轴向力的措施降低轴向力的措施 采用卸载孔或安装环状膜板等结构措施使之减小。单向离合器及锁止离合器设计单向离合器及锁止离合器设计单向离合器设计单向离合器设计 单向离合器（亦称单向轮）是综合式液力变矩器中负荷最大的元件之一，在液力机械传动中得到了广泛应用，整个液力变矩器的可靠性和使用寿命在很大程度上决定于这个元件。单向离合器一般是由外圈、内圈、滚子、压紧弹簧等元件组成的。图21 综合式液力变矩器采用卸载孔减小轴向力 按凸轮面所在元件分：外圈为凸轮面；内圈为凸轮面。 按凸轮面形状分：平面轮廓；偏心圆轮廓；对数螺线轮廓。 按滚子形状分：圆柱滚子；凸块式。 圆柱滚子式单项离合

28、器结构比较简单，制造比较容易，使用与维修方便；楔紧与分离工作灵敏，无噪音，工作可靠；分离状态时允许的速度高，磨损小，所以这种型式的单向离合器应用最广泛。图22 滚子式单向离合器1外圈；2内圈；3滚子；4压紧弹簧；5档环。 楔入角（ ）一般为68。楔入角过大时，在楔紧过程中滚子就不可能保证可靠地楔紧，平稳性差，损坏快。楔入角过小时，在分离过程中滚子就不能自动分离，在楔紧状态下，由于滚子与内、外圈接触处的法向力过大，易将滚子或内、外圈压坏。在其他条件相同时，楔角越大，单向离合器传递转矩的能力也就越大，所以设计时，应尽量采用较大的楔角。2 为了在接触区段保持不变的楔入角，常将内圈或外圈的凸轮表面加工

29、成对数螺旋线。图23 外圈具有凸轮表面的单向离合器图24 外圈具有对数螺旋线凸轮表面的单向离合器图中 作用在每个滚柱上的负荷； 力的法向分力； 力的切向分力；PF 外圈接触点的曲率半径； 内圈半径； 滚柱半径。 NFPFFPFoRRr单向离合器的设计步骤如下。(1)转矩容量验算 根据结构布置和强度要求，初选楔入角 、内圈半径 、滚柱半径 、滚柱长 和滚拄数 （通常 68）后，可按下式验算单向离合器的转矩容量 ：2RrlZZmaxT 当许用接触应力 时，MPaC2100sin212maxRrrRzlT（15）当许用接触应力 3860MPa时，Csin702maxRrrRzlT （16）显然，单向

30、离合器的转矩容量应保征：0maxiDTT 式中 变矩器在制动工况时，作用在导轮上的转矩。 此外，为保证单向离合器可靠工作，应满足自锁条件，即0iDTtg式中 滚柱和内外圈之间的摩擦系数。 作用在单向离合器上的载荷按下式确定：zFRTiD1（17） sinsin0zRTFFiDP（18）ctgzRTFFiDPN0cos（19） 单向离合器工作时，最大应力发生在滚柱与驱动件及从动件的接触处。由于滚柱两侧的力相等，且滚柱与内圈的凸面的接触面积要比滚柱与外圈凹面的小，因此，最大应力发生在滚柱与内圈的接触表面上，单向离合器传递转矩的能力也取决于这个应力。 表面接触应力 可按赫兹公式计算：lRrEFNC711 （20）C 式中 一个滚柱上的法向力； 材料弹性系数；FE 滚柱半径； 内圈