第五章液力传动

1、 一般的机器设备都包括动力机、传动装置和工作机三部分。传动装置将动力机和工作机接成一体，并起着传递能量、变速、变矩、换向、制动及改变动力性能等作用，它是现代器设备中为满足工作机特定要求所不可缺少的重要组成部分。 按传递能量方式，现有机器的传动装置中主要有机械传动、电力传动和液体传动等形式。液压传动是液体传动中的一种，主要靠改变液体动能的大小达到传递和改变能量形式的目的，又称作动液传动。 液力传动的基本元件剧液力偶合器和液力变矩器。 图5-1 液力传动原理图1-动力机；2-离心泵或泵轮；3-吸人管；4-液槽：5-泵轮壳体；6-I连通管；7-祸轮机壳体；8-导流管或导轮；9-涡轮；10-涡轮机出水

2、管；11-工作机；12-液力传动元件示意图 离心泵在动力机的带动下，从液池吸入液体，变机械能为液体能；具有一定动能和压能的液体沿管道进入涡轮，推动涡轮旋转并带动与之相联的工作机作功，又将液体能转换为机械能。在此工作过程中，工作液（油、水或其他液体)始终作为传能介质，把离心泵与涡轮机联接在一起。 液力传动的主要优点是：液力元件内部靠液体传递能量，无机械连接因而传动性能柔和，具有很好的防振和隔振作用，有利于提高由动力机到工作机全部设备的使用寿命。液力变矩器能在一定范围内自动变矩和变速。工作机负荷大时，变矩器输出力矩自动增大，转速自动降低；使工作机保持正常的运转状态。液力偶合器无自动变矩的能力，但可

3、以进行无级调速。对动力机和工作机起过载保护作用，防止因载荷突然增大而使动力机熄火或停转，并改善动力机的启动性能。工作机起步平稳，加速均匀、迅速。易于实现操作的简化和自动化。 与机械传动相比，液力传动的缺点是：传动损失较大，效率不高；需要配备供油和冷却等辅助设备，结构比较复杂，制造成本比较高。图5-2 偶合器示意图1-输入(泵轮)轴；2-泵轮；3-外壳； 4-涡轮；5-输出(涡轮)轴 偶合器的泵轮轴与动力机相连，工作时，动力机带动泵轮旋转，由于工作腔内充满工作液体，在离心力作用下，液体向泵轮外缘（泵轮出口）流动。如果涡轮处于静止状态，或转速低于泵轮，涡轮外缘(涡轮进口)处液体所受的离心力为零或较

4、小。由于两个工作轮直径相同，在轴线方向上成镜面对称布置，端面间很小，又密封在同一外壳内，故泵轮外缘处的液体就自动地流向涡轮，冲击涡轮叶片，推动或加速涡轮同向旋转。液体进入涡轮后，沿着流道向涡轮中心(涡轮出口)流动，并返回轮中心(泵轮进口)再被泵出，从而在工作腔内产生液体的循环流动。 图5-3 偶合器的工作轮 图5-4 工作轮叶片间的流道 1-泵轮；2-涡轮；3-旋转外壳图5-5 变矩器结构简图1-泵轮；2-泵轮轴；3-涡轮4-涡轮轴；5-外壳；6-导轮 图5-6 液体在各个工作轮中 相对运动示意图 变矩器工作时，动力机带动泵轮旋转，泵轮内的叶片带动循环工作腔内的液体作圆周运动。在离心力的作用下

5、，液体被迫沿着叶片问的通道作如图5-6所示的相对循环运动，将机械能转换为液体的动能和压能。由泵轮流出的高速工作液经过无叶片区段后，进人涡轮，冲击涡轮叶片，推动其旋转。液体进入涡轮后，随涡轮一起旋转，同时在叶片流道内作相对运动，将大部分的液体能转化为机械能，驱动工作机。工作液由涡轮流出后，再冲向导轮。由于导轮与外壳固定连接，其转速nD=0，故导轮不传递功率，除了能量损失外，无能量输入和输出，导轮只起导流作用，即改变液体流速的大小和方向，使液体的压能和动能发生相互转化，改变进、出口处液体的动量矩。密度较大。有足够的润滑性和适当的粘度。不含有可析出的或吸收的大量气体，不易分解出蒸汽或含有易分解出蒸汽

6、的物质。具有适当的闪点和凝点。闪点是指一定温度条件下，工作液体的蒸汽与周围空气形成的混合气体，接近火焰发出闪火时的温度值。对零部件和密封件无腐蚀作用。能在较高的温度(80110)下长期稳定工作，即使用过程中粘度无明显的改变也不发生液体的稠化、氧化及产生沉淀。图5-7 中间流线和中间旋转曲面(a)循环圆部分驶中间流线； (b)中间旋转曲面 图5-8 偶合器的平面展开图及 进、出口速度 R中间曲面上某点到轴线的半径；b叶片某处的宽度；F某处流道的过流面积； 中间曲面上液体质点的圆周速 度、相对速度和绝对速度；Cu中间曲面上液体质点的绝对速度在圆周切线方向的速度分量，称作圆周分速度；Cr中间曲面上液

7、体质点的绝对速度在轴面上的速度分量，称作轴面分速度。uwc、 、下标“B”表示泵轮参数，“T”表示涡轮参数，“1”表示中间曲面处的进口位置，“2” 表示出口位置。 1.泵轮出口处液流速度 泵轮出口处液体的圆周速度 在平面图上沿母线方向，其值为2Bu22230BBBBBn RuR 泵轮出口处液体相对于叶片的运动速度 沿叶片出口的切线方向。由于叶片平直且径向放置，泵轮出口过流断面垂直于叶片，故 就是过流断面上的径向分速度，其值为2Bw2Bw222222BBBBBQQwFR b泵轮出口处液流的速度三角形，其绝对速度为 222BBBcuw2.涡轮进口处液流速度 偶合器泵轮出口处的液体直接流向涡轮的入口

8、处，在两个工作轮之间的过渡区内，液流不受外力的作用，各点的速度矩相等，即保持cur=常数。由于泵轮出口与涡轮入口几乎衔接， ，即涡轮进口的绝对速度就是泵轮出口的绝对速度。 212121,BTBT uBTRRcccc涡轮圆周速度 沿母线方向，其值为 1Tu11130TTTTTn RuR 当一定 时， 的大小确定。于是可作涡轮进出口处液体的速度三角形，其相对速度为 Tn1Tn11121TTTBTwcucu 3.涡轮出口处液流速度 222230TTTTTn RuR涡轮出口处液体的圆周速度 沿母线方向，其值为2Tu 涡轮出口处液体相对于叶片的运动速度沿叶片方向，其值为 222222TTTTTQQwFR

9、 b222TTTcuw2Tu 当结构和工况一定时， 及 一定，故可作涡轮出口处液体的速度三角形，其绝对速度为2Tw4.涡泵轮进口处液流速度 同样，液体流入泵轮进口的速度，就是涡轮的出口速度，即 。 的方向沿母线方向，其值为12BTcc1Bu11130BBBBBn RuR 泵轮进口的相对速度为 11121BBBTBwcucu 以工作轮进、出口处液流速度的分析为基础，可以比较方便地对液力偶合器的循环流量及力矩进行讨论。 偶合器泵轮和涡轮进出口处速度间的关系，以及它们与循环圆尺寸间的关系，也可以由图4-9表示。图5-9 偶合器内液流速度三角形与半径的关系能量平衡方程为 00BTBTgQHgQHgQh

10、HHh1.泵轮提供的液体压头 BH2222222(1)(1)BBBBBuiiHHRgg或 2.涡轮消耗的液体压头 222222222TBTBBiiiiHuHRgg或TH3.循环流道中液体的能量损失h 偶合器内总的能量损失可以表示为BimTimfhhhh22222122()(1)22BBBBTBBBimuuiuhgg 2222212()(1)222TTTBTTBTimuui uhggg22fhg液体在泵轮及涡轮进口处的冲击损失液体在循环流道中流动时， 和 由于液体的内摩擦，液体与工作轮内壁的摩擦，以及流道内扩散、收缩、拐弯等造成的总阻力损失 。 fhBimhTimh 在偶合器和其他液力元件的设计

11、中，为尽可能减小流道内液体流动的损失，总是力求循环流道各处的过流面积接近相等。 循环流量为 2222222222222(1)(1)(1)(1)15BBBBBBBBR bniiQFwF wF u 当偶台器的结构尺寸及泵轮转速一定，并假定阻力损失 系数为常数时，循环流量Q只是转速比i的函数，即Q=f(i)。 循环流量还可以改写为 2222222(1)1()BBiQF u 222221,1 () ,1BBABF uCA 22AiBQC令则有图5-10 偶合器循目流量特性曲线 设泵轮作用于液体的力矩为 ，涡轮作用于液体的力矩为 则有力矩公式B YMT YM2211()B YBB uBB uMQ R c

12、R c2211()T YTT uTT uMQ R cR c通常， ，以及 ，故为 为正， 为负，泵轮使液体的动量矩增加，涡轮使动量矩减小。 2121,BBB uB uRRcc1212,TTT uT uRRccB YMT YM代入 和 有 1212,BTTBRRRR1212,B uT uT uB ucccc2222()B YBB uTT uMQ R cR c2222()T YBB uTT uMQ R cR c B YT YMM 偶合器泵轮和涡轮各自作用于液体的力矩是大小相等，方向相反。简化后有 BYMM 转速比 。表示涡轮转速与泵轮转速之比值，即iTBnin一般小于1。 相对滑差率s。表示泵轮、

13、涡轮间的转速差与泵轮转速比值的百分数，即 ii当 =0时，s=100，循环流量和传递的力矩达最大值； 当 = 1时，s=100，循环流量和传递的力矩为零。i100%BTBnsn 变矩系数K。表示输出力矩与输入力矩的比值，即TBMKM偶合器不变矩，故K=1。 输入功率 和输出功率 BNTN偶合器的输入功率为253530BBBBBBNBBnNMgn Dgn D 偶合器的输出功率为 2535()30BTTTBBBBNTBnNMiMign Dgn D 效率 。表示偶合器输出功率与输入功率之比值，即 ()TTTBBBNMiNM 该式表明，偶合器的效率等于转速比i 图5-11 偶合器的外特性曲线 图5-1

14、2 偶合器的通用特性曲线图5-13 偶合器的原始特性曲线图5-14 偶合器的理想原始特性曲线 1.牵引工况特性曲线2.超越工况特性曲线3.反转工况特性曲线 图5-15 偶合器超越工况特性曲线 (a)循环流量方向的示意图； (b)牵引、超越工况特性曲线图5-16 偶合器反转工况特性曲线图5-17 偶合器的全特性曲线 1.偶合器的负载特性图5-18 偶合器的负载特性曲线2.电动机的特性 图5-19 异步电动机的特性曲线3.偶合器与电动机共同工作特性 图5-20 偶合器与异步电动机共同工作特性曲线 (a)共同工作输入特性曲线；(b)共同工作输出特性曲线 4.偶合器与异步电动机合理匹配原则 偶合器与异

15、步电动机共同工作时，通常要尽量满足两个条件：一是 工况下的负载抛物线通过电动机的最大力矩点m，以便利用电动机的最大力矩带载启动工作机，同时对电动机起过载保护作用；二是偶合器额定工况( )下的负载抛物线通过电动机的额定工况点e，目的是正常工作时既能充分利用电动机的最大功率；又能保证偶合器在高效状态下运行。0i *ii 偶合器与电动机共同工作后，只要匹配合理，就会大大地改善联合动力机组的工作性能。主要表现在以下几方面：对电动机起过载保护作用。保证电动机稳定运行。改善电动机的启动性能，缩短启动时间。带载启动力矩增大。图5-21 三轮向心变矩器循环圆示意图 l-泵轮：2-涡轮；3-导轮 1.泵轮进、出

16、口处的液流速度 图5-22 泵轮轴面、轴向图及液流进、出口速度三角形 设泵轮进、出口处液流的圆周速度分别为 和 ，在轴向投影图上为圆周的切线方向，其大小取决于泵轮的转速 和叶片进、出口处的半径 和 ，分别为1Bu2BuBn1BR2BR11130BBBBBn RuR22230BBBBBn RuR 无冲击条件下，液体沿叶片进口处骨线的切线方向进入泵轮，沿叶片出口处骨线的方向流出泵轮，故泵轮进口和出口处相对速度 和 的方向可知，其大小等于循环流量除以与相对速度方向垂直的有效过流面积，即1Bw2Bw1111BBBBvBQQwFa b Z2222BBBBvBQQwFa b Z 式中 泵轮轴向图上进、出口

17、处相邻叶片间的最短距离； 泵轮轴面图上进、出口处叶片流道的宽度； 泵轮叶片数目。 12BBaa、12BBbb、vBZ已知 111BBBcuw222BBBcuw221111112cosBBBBBBcwuu w222222222cosBBBBBBcwuuw22BB k111BB uB rccc222BB uB rccc1111cotB uBB rBcuc2222cotB uBB rBcuc则有 111112B rBBBBQQcFR b222222B rBBBBQQcFR b再由 可求 2.涡轮进、出口处的液流速度图5-23 涡轮轴面、轴向图及进、出口速厦二角彤11130TTTTTn RuR2223

18、0TTTTTn RuR由图可知无冲击条件下，液体沿叶片骨线的切线方向进入和流出涡轮，即相对速度的方向是已知的，大小分别为111TTTvTQwa b Z222TTTvTQwa b Z111TTTcuw222TTTcuw11112T rTTTQcR b22222T rTTTQcR b1111cotT uTT rTcuc2222cotT uTT rTcuc 已知可求3.导轮进、出口处的液流速度图5-24 导轮轴面、轴向及进、出口处液流速度三角形 导轮叶片进、出口处绝对速度的轴面分速度值分别为111112D rD rDDDQcwR b222222D rD rDDDQcwR b圆周分速度值分别为111c

19、otD uD rDcc222cotD uD rDcc 所谓变矩原理，只讨论变矩器自身为何能将动力机输入的力矩放大或缩小，使得 不等于的问题。BMTM图5-25 变矩器中间曲面展开图上的液流速度根据图5-25可推到公式如下因为 2211BB uBB uB YmR cmR cLMtt/GmG gQt gQt所以 2211()B YBB uBB uMQ R cR c同理，可得到涡轮和导轮作用于液体的外力矩公式为2211()T YTT uTT uMQ R cR c2211()D YDD uDD uMQ R cR c在无叶片的过渡区域，液流的速度矩不变，有 1122TT uBB uR cR c1122D

20、D uTT uR cR c2211DD uBB uRcR c所以 2222()T YTT uBB uMQ R cR c1122()D YBB uTT uMQ R cR c 最后有公式0B YT YD YB YD YT YMMMMMM 或 上式表明，变矩器泵轮作用于液体的力矩 不等于液体作用于涡轮的力矩 ，即变矩器的输入力矩不等于输出力矩，而必须考虑导轮对液体作用力矩的影响。 B YMT YM 对于无导轮的偶合器 0B YT YB YT YMMMM 或 当循环工作腔中的液体处于稳定流动状态时，作用于液体上的全部力矩之和为零，即0B YT YD YB YD YT YMMMMMMM 或如果忽略不计变

21、矩器中泵轮及涡轮各自的圆盘、轴承和密封等处的摩擦损失，则泵轮作用于液体的力矩等于泵轮的输入力矩 ；涡轮作用于液体的力矩等于涡轮的负载力矩 ；或液体作用于涡轮的力矩等于涡轮的输出力矩 ；再忽略不计液体流经导轮时的损失，令 ，则有BB YMMTT YMMTT YMM DD YMMBDTMMM 对于偶合器工作状态，有BTMM 由上可看出，变矩器输出力矩与输入力矩间的差值，等于导轮作用于液体的力矩。 在三种工况下力矩的变化情况下有不同的自动适应能力 无冲击工况。重载工况。轻载工况。 可知，变矩器的工况是随着涡轮轴上负载的变化而变化的。一般来说，泵轮转速和力矩受工况的影响较小，且与变矩器的类型及结构有关

22、；而涡轮的转速和力矩，以及导轮的力矩，随工况变化的程度明显。很显然，正是由于涡轮的转速随负载而变化，影响到涡轮出口处液流速度的大小和方向，决定着导轮对液体作用力矩的大小和方向，从而起到加大或减小变矩器输出力矩的作用。因此，变矩器所以能变矩，完全是依靠其中的导轮，以及导轮随工况不同而自动改变施加于液体的作用力矩的大小和方向的能力。这种能力称作变矩器的自动适应性。1.泵轮中能量转化规律 222222222222cotcot1()6015B kDD kBBBBBBBDDRR nHn QgbR b令 221()30BBBHR nAg22222222cotcot()60B kDD kBBHBBBDDRn

23、BgbR b 则泵轮的压头公式可写为 BBHBHHABQ图5-26 泵轮压头与循环2.涡轮中能量转化规律 涡轮压头公式 22222222222cotcot1()()()303060T kB kTBTTTBTTTBBRRn QHnn ngbb令 221()30TTHRAg221()30BTHRBg222222cotcot1()60T kB kTHTTBBCgbb则涡轮的压头方程可写为 2TTHTTHTTHTHA nBnCn Q2TTHTHTHHA iB iC iQ 图5-27 涡轮压头与循环流量的关系涡轮消耗的液体压头不仅与循环流量 有关，还与涡轮的转速 或转速比 有关。QTni3.变矩器中的能

24、量损失 变矩器在传递和转化能量的过程中，必然伴随着能量损失，包括机械损失、容积损失和水力损失。最主要的是水力损失。按照流体力学的一般原理，将水力损失归结为摩擦损失和冲击损失两大类，简要地讨论其计算原理和分析方法。 (1)变矩器中的摩擦损失22()fBfTfDfBfTfDffhhhhAAAQA Q图5-28 摩擦损失与循环流量的关系(2)变矩器中的冲击损失 22imimchg对于泵轮，当工况改变时，也会有一定程度的变化，液流进口也发生冲击，冲击损失为im冲击系数211()2B uB uBimimcchg令 21()1800BBBimBimn RAg1221112cotcot()30B kDD k

25、BBBimBimBBDRn RBgFR F122112cotcot()2BimB kDD kBimBBDRCgFR F有 2BimBimBimBimhABQCQ对于涡轮，液流进口处的冲击损失为211()2T uT uTimTimcchg21()230TimTTimRAgg22()230TimBTimBRBng2221()230TimBBTimTR nCgR1122112cotcot()30TimTT kBB kTimTTBRRDgFR F221221112cotcot()30TimBBT kBB kTimTTTBn RREgRFR F2122112cotcot()2TimT kBB kTimT

26、TBRFgFR F令有22TimTimTTimTTimTimTTimTimhAnBnCDn QEQFQ对于导轮，液流进口冲击损失为211()2D uD uDimDimcchg2221()230DimTDimDRAggR221221112cotcot()30DimTD kTT kDimBDDDTRRBngRFR F2122112cotcot()2DimD kTT kDimDDTRCgFR F22DimDimTDimTTimhAnBn QCQ令则得三工作轮向心涡轮式变矩器总的进口冲击损失为22imBimTimDimimim Tim Tim Timimhhhhab nc nd n Qe Qf Qim

27、BimTimaACimTimDimbAAimTimcB imTimDimdDBimBimTimeBEimBimTimDimfCFC式中 图5-29 冲击损失与循环流量的关系 4.变矩器中的能量平衡 能量守恒规律 0BTHHh变矩器中的能量平衡关系 0BTNNN图5-30 变矩器中能量平衡及转化的示意图循环流量的方程式 20AQBQC值下循环流量，即Tn242BBACQA图5-31 BSYB-660型变矩器的循环流量特性曲线图5-32 涡轮位置对循环流量特性曲线的影响1-向心涡轮式；2-轴流涡轮式；3-离心涡轮式 循环流量与涡轮转速或转速比间的函数关系，反映了变矩器基本的内在关系，故又称作变矩器

28、的内特性曲线。图5-32表示了变矩器p涡轮的位置对循环流量特性曲线的影响。图5-33 变矩器的外特性曲线图5-34 变矩器的通用特性曲线 1.变矩器的力矩系数 变矩器的两个基本力矩方程为25BBBMgn D 25TTBMgn D 式中 分别称作变矩器泵轮和涡轮的力矩系数。 TB、 和 随 变化的规律反映了同一类型的几何相似的变矩器的共同特点，称作变矩器的原始特性。 BTi2.变矩器原始特性曲线的绘制图5-35 变矩器的原始特性曲线3.原始特性曲线的特征分析 原始特性曲线中有几种典型的工况： 零速(制动或启动)工况。最高效率工况。偶合器工况。高效工作区。零矩工况。12BBT变矩器透穿性的大小，可

29、以用透穿度 示，它是某一低转速比 下的力矩系数 与某一高转速比 下力矩系数 的比值，即T1i2i1B2B 图5-36 不同透穿性能变矩器的力矩系数及负载性能的比较图(a)非透穿变矩器；(b)正透穿变矩器；(c)混合透穿变矩器；(d)负透穿变矩器图5-37 变矩器的全外特性曲线a)离心涡轮式变矩器；(b)轴流涡轮式变矩器；(c)向心涡轮式变矩器圈5-38 柴油机特性曲线(a)两程调速柴油机；(b)全程调速柴油机1.柴油机特性曲线当柴油机与变矩器直接连接时有 12()BdamaNNNN12()/BdammaMMMiM 2.共同工作输入特性曲线 图5-39 矩器与柴油机共同工作输入特性曲线 (a)非

30、透穿性变矩器-q柴油机共同工作；(b)正透穿性变矩器与柴油机共同工作； (c)负透穿性变矩器与柴油机共同工作；(d)混合透穿性变矩器与柴油机共同工作 3.共同工作输出特性曲线图5-40 变矩器与柴油机共同工作输出特性曲线(a)非透穿性变矩器与柴油机共同工作；(b)正透穿性变矩嚣与柴油机共同工作；(c)负透穿性变矩器与柴油机共同工作4.共同工作的合理匹配原则 在共同工作的范围内充分利用动力机的功率。柴油机应该有良好的燃油经济性。为了使柴油机不至于因负载突然增大而熄火，负载抛物线中的任何一条与净力矩曲线的交点，应在熄火点B以右。为了增大柴油机直接带载启动能力，使工作机不易被制动，希望 工况下的负载抛