李增亮石油工程流体机械第五章 液力变矩器

第五章液力变矩器主讲：李增亮联系电话/p>

电子邮箱:lizl@主要内容第四节液力变矩器的特性第三节液力变矩器内能量的转化过程第二节液力变矩器的基本工作理论第一节概述第五节液力变矩器与柴油机共同工作主要内容第四节液力变矩器的特性第三节液力变矩器内能量的转化过程第二节液力变矩器的基本工作理论第一节概述第五节液力变矩器与柴油机共同工作第一节概述液力变矩器是另一种重要的液力传动原件，广泛地应用于各种工程机械中。一液力变矩器的基本结构组成1-泵轮；2-泵轮轴；3-涡轮；4-涡轮轴；5-外壳；6-导轮液力变矩器是由：B轮B轮轴T轮T轮轴D轮和外壳六部分组成。

其中，D轮是固定不动的，正是由于D轮的作用，使得变矩器可以随着工作机负载力矩的变化，在一定的载荷范围内自动地改变输出力矩的大小和方向，以适应工作机运转的需要。注意：工作轮叶线的形状不再是平面径向直叶片，而是空间单扭曲双扭曲的叶线第一节概述二.变矩器的基本工作过程（原理）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，液体被迫沿着叶片间的通道作如图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，进入涡轮，冲击涡轮叶片，推动其旋转。液体在各个工作轮中相对运动示意图第一节概述液体进入涡轮后，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。液体在各个工作轮中相对运动示意图第一节概述1、辅助设备液力变矩器工作时，必须配备完善的压力补偿和冷却系统，以便保持循环工作腔内一定的工作压力，同时控制工作液的温度在许可的范围之内。这个系统一般由供油泵、散热器、油箱及阀件等组成。2、液力传动的工作介质偶合器和变矩器中的工作介质除了传递能量外，还起着润滑和冷却轴承及齿轮等零部件的作用。选用合适的工作液，是保证液力传动元件具有良好的工作性能和稳定性，以及较长工作寿命的重要条件。一般说来，液力传动元件的工作液应该具有下列性质。三.变矩器的辅助设备及工作介质第一节概述①密度较大。工作液密度越大，传递功率和力矩的能力越大。②有足够的润滑性和适当的粘度。③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的物质。④具有适当的闪点和凝点。⑤对零部件和密封件无腐蚀作用。⑥能在较高的温度(80～110度)下长期稳定工作2、液力传动的工作介质第一节概述2、液力传动的工作介质

目前我国使用的工作液主要是国产16号和8号液力传动油，以及22号汽机油。它们的主要性能参数列于表中。22号汽机油8号液力传动油6号液力传动油密度，g/cm³0.9010.8600.872运动粘度,υ50,cm²/s20～2327～32.422～26运动粘度，υ100，cm²/s7.5～95.23～6.19参数油品主要内容第四节液力变矩器的特性第三节液力变矩器内能量的转化过程第二节液力变矩器的基本工作理论第一节概述第五节液力变矩器与柴油机共同工作第二节液力变矩器的基本工作理论一、液体在变矩器流道内的运动

泵轮进、出口液流速度三角形1.泵轮进、出口处的圆周速度uB1和uB2方向：轴向投影图上为圆周的切线方向大小：取决于B轮转速nB和进、出口半径RB1和RB2，计算公式：第二节液力变矩器的基本工作理论一、液体在变矩器流道内的运动

泵轮进、出口液流速度三角形2.泵轮进、出口处的相对速度wB1和wB2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，即式中，aB1、aB2—泵轮轴向图上进、出口处相邻叶片间的最短距离；

bB1、bB2—泵轮轴向图上进、出口处叶片流道的宽度；

ZvB—泵轮叶片数目第二节液力变矩器的基本工作理论一、液体在变矩器流道内的运动

泵轮进、出口液流速度三角形3.泵轮进、出口处的绝对速度cB1和cB2绝对速度的数值分别为式中，βB1、βB2为泵轮进、出口处液流的相对速度与圆周速度反向的夹角，称作液流角。一般认为βB2等于泵轮叶片的出口结构角，即对于无冲击速度三角形，泵轮入口处也有第二节液力变矩器的基本工作理论3.泵轮进、出口处的绝对速度cB1和cB2绝对速度又可分为圆周分速度cBu和轴面分速度cBr，即轴面分速度在轴面上的方向与中间流线相切，在轴向图上的方向为径向，大小等于循环流量Q除以与中间流线相垂直的断面面积，即式中，φB1、φB2—考虑叶片厚度的进、出口断面收缩系数。圆周分速度的方向与圆周速度的方向相同，大小可由速度三角形求得，即第二节液力变矩器的基本工作理论

涡轮进、出口液流速度三角形变矩器涡轮的轴面图、轴向图及液流的进、出口速度三角形如图所示。同液体在泵轮中的运动一样，涡轮中液体的运动速度也是由叶、片通道间的相对速度和随涡轮一起旋转的圆周速度所合成。涡轮轴面、轴向图及进、出口速度三角形第二节液力变矩器的基本工作理论

涡轮进、出口液流速度三角形圆周速度的方向为圆周运动的切线方向，其进、出口处的速度值为无冲击条件下，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3、涡轮进、出口绝对速度1、涡轮进、出口圆周速度2、涡轮进、出口相对速度第二节液力变矩器的基本工作理论

涡轮进、出口液流速度三角形涡轮的绝对速度也可以分为轴面分速度和圆周分速度。轴面分速度在轴面图上中间流线相切，在轴向图上为径向，大小为4、涡轮轴面分速度和圆周分速度圆周分速度的方向为圆周运动的切线方向，大小为式中，aT1、aT2—涡轮轴向图上进、出口处相邻叶片间的最短距离；

bT1、bT2—涡轮轴向图上进、出口处叶片流道的宽度；

ZvT—涡轮叶片数目；

φT1、φT2—考虑叶片厚度的进、出口断面收缩系数；

βT1、βT2—涡轮叶片进、出口液流角，一般视βT2等于涡轮叶片出口结构角，即；对于无冲击速度三角形且有第二节液力变矩器的基本工作理论

涡轮进、出口液流速度三角形液流通过涡轮后，圆周速度和绝对速度都发生变化，主要与所在半径的大小有关。此外，涡轮转速nT是随负载而变化的，圆周速度和绝对速度也随之变化。当涡轮制动时即nT=0,液体只沿工作轮流道作相对运动。

导轮进、出口液流速度三角形导轮是固定不动的，液体流经导轮叶片时，只有相对于叶片的单一运动，其速度如右图所示。第二节液力变矩器的基本工作理论

导轮进、出口液流速度三角形1、导轮叶片进、出口处绝对速度的轴面分速度2、圆周分速度式中，bD1、bD2—导轮轴面图上进、出口处叶片流道的宽度；

φT1、φT2—考虑导轮叶片进、出口断面收缩系数；

βD1、βD2—导轮叶片进、出口液流角，一般视在无冲击条件下，则第二节液力变矩器的基本工作理论

导轮进、出口液流速度三角形应该指出，上述泵轮、涡轮及导轮叶片进、出口处的速度分析，都是以无冲击工况为条件的。即只有在无冲击条件下，液体进入泵轮、涡轮及导轮的相对速度（和绝对速度）才沿叶片骨线的切线方向。实际上，变矩器的工况是不断变化的，涡轮转速nT随负载而变化，因此，即使不考虑泵轮转速nB和循环流量Q可能的变化，也很难保证由泵轮流出的液体无冲击地进入涡轮，以及由涡轮流出的液体无冲击地进入导轮。即进入涡轮和导轮的液体的相对速度和绝对速度一般不沿叶片骨线的切线方向。此种情况下，不能用上述方法求作涡轮和导轮的速度三角形。第二节液力变矩器的基本工作理论二、变矩器的变矩原理液力变矩器的所谓变矩能力，包括两层含义：一是变矩器涡轮轴上的输出力矩-MT总是随外界负载力矩的变化而变化，负载力矩增加，涡轮轴上输出的力矩相应增加，保持力矩平衡，使工作机连续运转；二是当输入到变矩器泵轮轴上的净力矩MB一定或基本一定时，涡轮轴上输出的力矩却具有随负载变化而自动适应的能力，即变矩器输出轴和输入轴上的力矩可以不相等，-MT可能是MB的数倍，也可能小于一倍，在较大的范围内与负载力矩保持自动平衡.本部分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MB不等于-MT的问题。第二节液力变矩器的基本工作理论

将变矩器中间旋转曲面展开由于变矩器的叶片是扭曲的，有的还是空间扭曲的，同一叶片不一定在同一轴面上，故中间旋转曲面上各叶片进、出口处的速度三角形在空间的位置也可能是任意的。为了便于讨论，设想将叶片全部旋转到循环圆所在的轴面上。这样，速度三角形的位置就确定了，其圆周速度与轴面垂直，相对速度与中间流线相切，速度三角形平面恒与轴面垂直，并与中间流线相切，如图5-29所示。平面展开图5—28上的速度三角形，指的就是图5—29(b)中的速度三角形。第二节液力变矩器的基本工作理论图5-28变矩器中间曲面展开图上的液流速度第二节液力变矩器的基本工作理论图5-29液流速度的空间示意图第二节液力变矩器的基本工作理论

将变矩器中间旋转曲面展开同偶合器的展开法相似，即采用将循环流道中的中间循环圆（或中间流线），绕轴线旋转一周而得到了中间旋转曲面（如同一个救生圈）；中间旋转曲面与各工作轮叶片的交线就印在了中间旋转曲面上。然后，将叶片印痕的中间旋转曲面先横向截断，拉直成圆柱状，再将该圆柱沿B轮叶片入口和D轮叶片出口的位置母线剪开，并展开成如图5-28所示的平面展开图平面展开法第二节液力变矩器的基本工作理论

在中间旋转曲面的平面展开图上作出液流的速度三角形其图5-28中，给出了三种工况下：即无冲击工况、轻载工况和重载工况的三种液流速度三角形。其中无冲击工况下的液流速度三角形的作法如前所述。当变矩器结构尺寸一定时，工况一定（即i一定时），nB一定和Qi一定的条件下各工作轮进出口处的速度三角形就可以作出。无冲击工况下的速度三角形如图5-28中所示，其中绝对速度c可分解为圆周速度cu和轴面内分速度cm，cu和cm大小同前所讲。而其中的轴面分速度cm若再分解的话，可分解为沿轴向的分速度和沿径向的分速度两个，即第二节液力变矩器的基本工作理论

在中间旋转曲面的平面展开图上作出液流的速度三角形图5-29中，cB2r实际上是轴面分速度cB2m，此绝对速度cB2的轴面分速度cB2m是在轴面内，它一般情况下不与出口处的半径RB2垂直，只有当B轮出口边与半径RB2平行时，方有：此时证明MB不等于MT或证明MB+MT+MD=0根据液力变矩器各工作轮进、出口处的液流无冲击速度三角形（图5-28）可以证明变矩器的输入力矩MB和输出力矩-MT的关系，从而表明变矩器是可以变矩的。第二节液力变矩器的基本工作理论证明MB不等于MT或证明MB+MT+MD=0证明：设变矩器的循环流量为Q，单位为m³/s，密度为ρ，单位为kg/m³，B轮作用于液体的力矩为MB-y；T轮作用于液体的力矩为MT-y；D轮作用于液体的力矩为MD-y。根据动量矩定理可知，在稳定流条件下，变矩器循环流道中工作液体对中心轴的动量矩对时间的导数就等于作用于该液体上的同一轴的所有外力矩之和。第二节液力变矩器的基本工作理论证明MB不等于MT或证明MB+MT+MD=0B轮进口处的液体动量矩为B轮出口处的液体动量矩为动量矩定理第二节液力变矩器的基本工作理论证明MB不等于MT或证明MB+MT+MD=0同理可得到T轮和D轮作用于液体上的对同一轴的力矩公式为由于或第二节液力变矩器的基本工作理论证明MB不等于MT或证明MB+MT+MD=0若忽略变矩器中的各种机械摩擦损失，则再以MD代替MD-yB轮输入轴上的输入力矩T轮输出轴上的负载力矩或第二节液力变矩器的基本工作理论证明MB不等于MT或证明MB+MT+MD=0通过上述公式，可以表明，变矩器的输入力矩MB并不等于变矩器的输出力矩-MT，而必须考虑变矩器D轮作用于液体的力矩MD的影响，以上分析可知，变矩器输入力矩与输出力矩的差值就是导轮作用于液体的力矩。对于无导轮的偶合器或导轮处于自由运动状态的变矩器，则MD=0，于是才有MB+MT=0第9完(11.7)变矩器的自动适应性第二节液力变矩器的基本工作理论1、概念变矩器在工作过程中，输入力矩与输出力矩的不平衡是通过D轮作用于液体的力矩来实现的或者说变矩器之所以能变矩，完全是靠D轮及其随不同工况而D轮自动改变作用于液体上的力矩的方向和大小的能力。我们称这种能力就为变矩器的自动适应性。2、讨论分析a、当变矩器的负载力矩增大时（重载工况）①B轮轴上的力矩、转速和循环流量一般也要发生变化，变化程度的大小则与变矩器的类型和结构特点等有关，一般MB、nB变化量较小。第二节液力变矩器的基本工作理论a、当变矩器的负载力矩增大时（重载工况）②T轮轴上的输出力矩-MT、转速nT以及D轮的力矩MD总是有着明显的变化负载增大-MT增大nT降低MD增大MB或稍大、稍小nB稍小Q增大说明：MB、MD、-MT皆为正方向（同向），液流冲击D轮工作面且有-MT>MB第二节液力变矩器的基本工作理论b、当变矩器的负载力矩减小时（轻载工况）负载减小-MT减小nT增大MD减小MB稍有变化nB增加Q减小说明：当负载减小到一定程度时，MD=0,即出现偶合器工况状态，有MB=-MT可以推出当负载再继续减小时，则MD<0,液流冲击D轮背面且有-MT<MB`主要内容第四节液力变矩器的特性第三节液力变矩器内能量的转化过程第二节液力变矩器的基本工作理论第一节概述第五节液力变矩器与柴油机共同工作第三节液力变矩器内能量转化过程一泵轮中能量转化规律泵轮在动力机的驱动下改变进、出口处液体的动量矩，变机械能为液体能。根据欧拉方程的压头公式可知单位重量液体由泵轮获得的压头HB为由速度三角形及有关结构尺寸的关系，可得到cB1u和cB2u与Qi的关系，代入上式整理可得其中ABH、BBH是与结构尺寸及nB有关的参数，当nB一定时，两者皆为常数。因此在变矩器工况变化时，B轮向液体提供的能量HB与循环流量Qi之间成线性关系且随着Qi的增加，HB直线下降。第三节液力变矩器内能量转化过程二涡轮中能量转化规律变矩器工作时，涡轮消耗的液体压头为将uT2,cT2，uT1，cT1u分别带入上式，得式中当变矩器的结构尺寸及nB一定时，则以上各系数皆为常数。因此T轮消耗的液体压头不仅与循环流量Qi有关，还与T轮的转速nT或转速比i有关；每当给定一个nT或i时，就可以得到一条反映HT与Qi关系的直线，如图所示，这样便可得到一簇HT与Qi关系的直线。第三节液力变矩器内能量转化过程三变矩器中的能量损失总损失一般情况下相对较小，不超过1～2%，可以忽略由于高能液体的漏失量相对Qi较小，可以忽略很多很复杂，为简化计算主要考虑两部分水力摩阻损失水力冲击损失机械损失容积损失水力损失第三节液力变矩器内能量转化过程三变矩器中的能量损失1、水力摩阻损失∑hf当变矩器的结构尺寸一定时，∑Af为常数。故变矩器的摩擦水力损失∑hf与循环流量Qi成抛物线关系，如图5—32所示。根据公式第三节液力变矩器内能量转化过程三变矩器中的能量损失2、水力冲击损失∑him当液流进入工作轮的相对速度方向与叶片骨线方向不一致时，液流角不等于叶片的入口结构角，将B轮、T轮和D轮入口处均要产生冲击损失。冲击损失通常由下面的公式计算，即φim—冲击损失系数，对于三轮向心变矩器，φim=0.85~0.88。

Δc—冲击损失速度，可由液流进口前后的速度差求得按照这个公式，可以分别写出三轮变矩器每个工作轮液流进口冲击损失的计算公式，则三工作轮向心涡轮式变矩器总的进口冲击损失为第三节液力变矩器内能量转化过程三变矩器中的能量损失2、水力冲击损失∑him当变矩器的结构尺寸及泵轮转速一定时，其内部的液流进口总的冲击损失与循环流量及涡轮的转速有关，给定任何一个nT(或i)值，就可以得到一条大致反映该工况下冲击损头随循环流量而变化的曲线，如图所示。第三节液力变矩器内能量转化过程四变矩器中的能量平衡液体在变矩器中循环流动时，由泵轮获得的能量，一部分在涡轮中转化为机械能，对外作功，一部分消耗于各种流动损失，使工作液体发热。但在稳定工作时，变矩器中的液体总是遵守能量守恒规律，即考虑到泵轮和涡轮中都有能量损失，故液体在泵轮中实际获得的能量要少一些，液体在涡轮中实际消耗的能量要多一些，故式中，HB—液体由泵轮获得的理论压头；HT—液体驱动涡轮作功所消耗的理论压头；∑h—变矩器中总的能量损失第三节液力变矩器内能量转化过程四变矩器中的能量平衡同理说明第三节液力变矩器内能量转化过程这样便可得到能量平衡转化图，如下图所示四变矩器中的能量平衡主要内容第四节液力变矩器的特性第三节液力变矩器内能量的转化过程第二节液力变矩器的基本工作理论第一节概述第五节液力变矩器与柴油机共同工作第四节液力变矩器特性

根据前述的液体能量平衡方程

一、变矩器的循环流量特性二次方程中有两个根，在牵引工况下，只有正根有意义。当结构尺寸和泵轮转速一定，并且相应的损失系数为恒值时，A、B、C是nT的函数,此种情况下，求解循环流量方程，就可以得到该nT值下循环流量，可以推导出该变矩器中循环流量的方程

给出一系列的涡轮转速nT值，就可以求得该变矩器在某一泵轮转速下循环流量与涡轮转速的关系Q=f(nT)。在为nB常数的条件下，故Q=f(nT)与Q=f(i)具有相同的性质，习惯上以曲线Q-i表示循环流量特性。如图5—35第四节液力变矩器特性一、变矩器的循环流量特性

变矩器的外特性是指泵轮转速nB一定的条件下，泵轮的输入力矩MB涡轮的输出力矩-MT及变矩器的效率η等与涡轮转速nT间的关系曲线，即MB=f(nT)，-MT=f(nT),η=f(nT)等等。

二、变矩器的外特性

实际上，可用的变矩器的外特性曲线都是由试验得到的。因为理论计算时，对于结构尺寸一的制造和测量误差、有限叶片的影响、各种流动系数随工况的变化等等，都无法考虑。因而与实际特性曲线有很大的出入，只有在设计或改进变矩器时，才进行纯理论的计算。第四节液力变矩器特性

图5—37为某变矩器的外特性曲线。可以看出，变矩器的外特性曲线上有一些特殊工况点：①nT

=0，称作制动(零速)工况。该况下η=0，-MT=Mmax

。②-MT

=0称作空转(零矩)工况。此时η=0，nT

=nTmax。第四节液力变矩器特性二、变矩器的外特性

第四节液力变矩器特性二、变矩器的外特性③n

=nmax，称作最高效率工况(通常也作为设计工况)；习惯在参数符号的右上角加一个“*”号。比如-MT=M*，nT

=nT*。此工况下，液流进入工作轮时都是无冲击的，故又称作无冲击工况。在nT大于或小于nT*时，液流进入各工作轮都有冲击损失。④-MT=MB，即-MT和MB两条力矩曲线的交点，称作偶合器工况。此工况下导轮不起作用MD

=0，是导轮力矩改变方向的临界点。第四节液力变矩器特性三、变矩器的原始特性

变矩器的原始特性反映同类型儿何相似的变矩器特性参数之间的相互关系。理论上，它与泵轮转速、工作液性质及温度等无关。1变矩器的力矩系数已知变矩器泵轮的力矩方程为涡轮力矩方程则变矩器的两个基本力矩方程为

第四节液力变矩器特性

λT和λB随i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。

三、变矩器的原始特性可以略去Re的影响，认为力矩系数只是转速比的函数，即第四节液力变矩器特性三、变矩器的原始特性2.变矩器原始特性曲线的绘制变矩器实际的力矩系数一般是根据实际测量的外特性曲线求得。由外特性曲线求作原始特性曲线的方法是：在外特性曲线上取若干点，得MB1、…，MT1、…和nT1…将这些点的数值和已知ρ、g、nB的数值代λλT、λB、i的计算公式，计算出每一点的λB1

…及相应的λT1、…值；以i为横坐标，λB、λT为纵坐标，可以作出λB-i和λT-i曲线。

第四节液力变矩器特性三、变矩器的原始特性从λB-i和λT-i曲线还可以派生出两个表示变矩器性能的重要无因次特性参数，即变矩系数K和效率η与转速比i之间的关系曲线。变矩系数K是涡轮轮输出力矩-MT与泵轮输入力矩MB的比值，即显然，K和都是i的函数。由于λT=KλB，当已知K-i及曲线λB-i后，即可求得曲线λT-i。故λT-i

曲线可以省略，原始特性曲线中只给出如图5—39所示的K-i、λB-i

及η-i等三条曲线。

第四节液力变矩器特性三、变矩器的原始特性

变矩器的效率是其输出功率NT与输入功率NB之比值，即5-39变矩器的原始特性曲线（1）原始特性曲线反映了同一类型几何相似的变矩器的共同本质，是衡量其优劣的主要标志。生产厂家通常都要给出这些特性，按照原始特性曲线可以求得各种尺寸D的同类型变矩器的外特性曲线。

(2)原始特性曲线中有几种典型的工况：

①零速(制动或启动)工况。转速比i和效率η均为零，变矩系数以K表示，称作启动变矩系数，力矩系数以λBO表示。

②最高效率工况。有关参数分别以i*、η*、K*、λB*等表示。③偶合器工况。即λB-i和λT-i曲线的交点，此时，K=1有关参数分别以λBou、iou

、ηou表示。

第四节液力变矩器特性三、变矩器的原始特性3原始特性的意义④零矩工况。K=0，η=0，i=imax。⑤高效工作区变矩器工作的高效率工作范围λ>75%-80%为高效工作区。第四节液力变矩器特性三、变矩器的原始特性（3）利用原始特性辨别变矩器的透穿性

变矩器在工作的过程中，外载透过变矩器耳对动力机工况的影响程度即为变矩器的透穿性。变矩器透穿性的大小，可以用T=λB1/λB2表示。

对于如图5—40所示的（a）、(b)、(c)，（d）由于λB-i曲线基本上是单调的，其透穿度分别为T=1，T>1，1<T(T<1),T<1对应着非透型变矩器，正透型，混合透，负透型变矩器。第四节液力变矩器特性3原始特性的意义四、变矩器的全外特性(了解）

前面讲的变矩器的外特性只是在正常情况下的工况（牵引工况），还存在着反转工况和超越工况。

1．牵引工况

nT≥0-MT

≥00<i<1

2．反转工况nT<0-MT

>0i<0

3．超越工况nT>0-MT

<0

i>1第四节液力变矩器特性主要内容第四节液力变矩器的特性第三节液力变矩器内能量的转化过程第二节液力变矩器的基本工作理论第一节概述第五节液力变矩器与柴油机共同工作第14周周1在石油工程机械中，液力变矩器大多与柴油机共同工作，变矩器是介于柴油机和工作机之间的传动装置。一共同工作输入特性曲线1、变矩器的负荷特性变矩器的负荷特性是指当变矩器的结构一定（即D一定），ρ一定和工况一定（即i一定）的条件下，变矩器B轮轴上的力矩MB随B轮轴转速nB的变化规律(即MB=f（nB）)，就称为变矩器的负荷特性。第五节变矩器与柴油机共同工作由知，当D，g，ρ和λB一定时，则1、变矩器的负荷特性第五节变矩器与柴油机共同工作(1)对于非透穿变矩器λB=f（i）为水平线，即λB不随i而变化，λB是一常数，这样负荷特性抛物线只有一条（如右上图）。(2)对于正透穿变矩器由于λB=f（i）的无因次特性，这时每给定一个转速比i，则就对应于MB=CnB²方程中的一个系数C，则给定不同的i就会有相应的C值，因此负荷特性曲线会有一簇（如右下图）。第五节变矩器与柴油机共同工作(3)对于混合透穿变矩器1、变矩器的负荷特性由于T>1时，为正穿透特性；T<1时，为负穿透性。同理，对于不同的i就有不同的C值，这样负荷抛物线也就有一簇（如图所示），且出现一下两种情况：当时，负荷抛物线上移（变陡）当时，负荷抛物线下移（变平），并且出现重复区域第五节变矩器与柴油机共同工作(4)对于负透穿变矩器1、变矩器的负荷特性λB=f（i）为右图所示，同样，对于不同的i值就有不同的λB值，也就有不同的C值，这样便可得到一簇负荷抛物线（如图所示）。第五节变矩器与柴油机共同工作2、变矩器与柴油机共同工作时的联合输入特性及其作法（1）联合输入特性概念将柴油机的净力矩特性与负荷特性按相同的比例绘制在同一坐标系中，两特性可能产生的交点就构成了联合输入特性曲线，每个交点就是联合工作的一个工况点。（2）作法只要将两者按相同的比例绘制即可非穿透变矩器与柴油机共同工作的联合输入特性外界负载不影响柴油机的工作状况第五节变矩器与柴油机共同工作2、变矩器与柴油机共同工作时的联合输入特性及其作法（2）作法正穿透变矩器与柴油机共同工作的联合输入特性外界负载变化同时影响柴油机的工作状况第五节变矩器与柴油机共同工作2、变矩器与柴油机共同工作时的联合输入特性及其作法（2）作法负穿透变矩器与柴油机共同工作的联合输入特性由AmAAnCnC0围成的区域第五节变矩器与柴油机共同工作2、变矩器与柴油机共同工作时的联合输入特性及其作法（2）作法混合穿透变矩器与柴油机共同工作的联合输入特性由A0AAmCnCmAm围成的区域，就某个油门开度，对应于一条斜直线DnDm。第五节变矩器与柴油机共同工作3、变矩器与柴油机合理匹配的原则变矩器与柴油机共同工作时，首先应该满足工作机对其输出功率和力矩的大小及其变化特点的要求，在此基础上还应该具有良好的动力和经济性能，就是说应该尽可能地匹配合理，应满足下述基本原则：

(1)

在共同工作的范围内充分利用动力机的功率,为此，在共同工作输入特性曲线中，通常要求变矩器最高效率工况（i=i*)时的负载抛物线通过柴油机最大净功率所对应的力矩点A，高效区（i1-i2）内的负载抛物线与净力矩特性曲线的交点，应该在点A附近.第五节变矩器与柴油机共同工作3、变矩器与柴油机合理匹配的原则(2)

柴油机应该有良好的燃油经济性。即在共同工作的高效范围内，柴油机的单位功率耗油量(又称作耗油率)应该接近最低值，以便在发出同等功率的条件下，柴油机的燃油量尽可能地减少。(3)为了使柴油机不致于因载荷变化过大而熄火，负荷抛物线束中的任何一条与力矩特性的交点，均应在柴油机的熄火点B以右。(4)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i=0工况下的负载抛物线尽可能通过最大净力矩点。第五节变矩器与柴油机共同工作4、保证合理匹配可采用的两种办法根据来采取措施（1）当柴油机和变矩器一定时，可以在柴油机和变矩器之间加装一个变速装置，使nB与nd之间的传动比改为im=nB/nd，从而使MB=Md/im，改变负荷抛物线的位置来达到合理匹配的目的。（2）当柴油机一定，变矩器类型已知，而尺寸未定，可以选择有效直径D来调节共同工作的工况点位置。D增加，负荷抛物线变陡，工况点左移；D减小，负荷抛物线变平，工况点右移。第五节变矩器与柴油机共同工作二联合工作的输出特性1、变矩器与柴油机共同工作的联合输出特性曲线联合输出特性是指T轮轴上的输出力矩-MT和输出功率NT，泵轮轴上的输入力矩MB和转速nB，变矩器的效率η及柴油机的耗油率ge等参数随T轮轴转速nT之间的变化规律。2、联合输出特性曲线的作法必备的已知条件：变矩器的原始特性和联合输入特性及D、ρ等。若已知条件并非原始特性和联合输入特性，而是变矩器的外特性，变矩器的负荷特