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一种大吨位装载机用液力变矩器

阅读：184发布：2021-02-26

IPRDB可以提供一种大吨位装载机用液力变矩器专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本发明涉及一种大吨位装载机用液力变矩器，包括涡轮体、泵轮体以及导轮体；通过对涡轮体、泵轮体以及导轮体各个参数的合理设计，使得整机不仅能获得大牵引力、实现高效率铲装，而且燃油成本低。，下面是一种大吨位装载机用液力变矩器专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种大吨位装载机用液力变矩器，包括涡轮体、泵轮体以及导轮体；其特征在于：液力变矩器循环圆直径φD为410±5mm；

各工作轮中间流线的平均进、出口半径：泵轮体中间流线的进口平均半径ρB1＝116±5mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρB1＝190±5mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρT1＝191±5mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρT2＝116±5mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρD1＝94±5mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρD2＝91±5mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：泵轮进口流道相对宽度BB1＝0.39±0.03；

泵轮出口流道相对宽度BB2＝0.12±0.03；

涡轮进口流道相对宽度BT1＝0.14±0.03；

涡轮出口流道相对宽度BT2＝0.34±0.03；

导轮进口流道相对宽度BD1＝0.57±0.03；

导轮出口流道相对宽度BD2＝0.60±0.03。

2.根据权利要求1所述的低转速压路机用液力变矩器，其特征在于：液力变矩器循环圆直径φD为410mm；

各工作轮中间流线的平均进、出口半径：泵轮体中间流线的进口平均半径ρB1＝116mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρB1＝190mm；涡轮体中间流线的进口平均半径ρT1＝191mm；涡轮体中间流线的出口平均半径ρT2＝116mm；导轮体中间流线的进口平均半径ρD1＝94mm；导轮体中间流线的出口平均半径ρD2＝94mm；各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：泵轮进口流道相对宽度BB1＝0.39；

泵轮出口流道相对宽度BB2＝0.12；

涡轮进口流道相对宽度BT1＝0.14；

涡轮出口流道相对宽度BT2＝0.34；

导轮进口流道相对宽度BD1＝0.57；

导轮出口流道相对宽度BD2＝0.60。

说明书全文

一种大吨位装载机用液力变矩器

技术领域

[0001] 本发明涉及一种液力变矩器，它主要用于12吨以上的大吨位装载机。

背景技术

[0002] 现有的液力变矩器包括涡轮、导轮和泵轮，其零速泵轮千转公称力矩Mbg0值比较大、而变矩比K0值比较小、低速效率值也偏低，即低速性能差。装载机工作场合千差万别，工况差别较大，对整机性能的要求也不尽相同。大吨位装载机要求具备大牵引力、高效率铲装，所以需要匹配的液力变矩器零速泵轮千转公称力矩Mbg0值偏小、变矩比K0值要偏大、低速效率值要偏高。但现有液力变矩器的低速性能差，整机不仅不能获得大牵引力、高效率铲装，而且燃油经济性差，增加使用成本。

发明内容

[0003] 为了解决现有的液力变矩器匹配大吨位装载机无法获得大牵引力、高效率铲装以及良好的燃油经济性的问题，本发明提供一种低速性能好的液力变矩器，适用于大吨位装载机。

[0004] 本发明的具体技术方案是：

[0005] 一种大吨位装载机用液力变矩器，包括涡轮体、泵轮体以及导轮体；其特征在于：液力变矩器循环圆直径φD为410±5mm；

[0006] 各工作轮中间流线的平均进、出口半径：

[0007] 泵轮体中间流线的进口平均半径ρB1＝116±5mm；

[0008] 泵轮体中间流线的出口平均半径ρB1＝190±5mm；

[0009] 涡轮体中间流线的进口平均半径ρT1＝191±5mm；

[0010] 涡轮体中间流线的出口平均半径ρT2＝116±5mm；

[0011] 导轮体中间流线的进口平均半径ρD1＝94±5mm；

[0012] 导轮体中间流线的出口平均半径ρD2＝91±5mm；

[0013] 各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

[0014] 泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

[0015] 泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

[0016] 涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

[0017] 涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

[0018] 导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

[0019] 导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

[0020] 各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：

[0021] 泵轮进口流道相对宽度BB1＝0.39±0.03；

[0022] 泵轮出口流道相对宽度BB2＝0.12±0.03；

[0023] 涡轮进口流道相对宽度BT1＝0.14±0.03；

[0024] 涡轮出口流道相对宽度BT2＝0.34±0.03；

[0025] 导轮进口流道相对宽度BD1＝0.57±0.03；

[0026] 导轮出口流道相对宽度BD2＝0.60±0.03。

[0027] 上述吨位装载机用液力变矩器，优选的参数配比是：液力变矩器循环圆直径φD为410mm；

[0028] 各工作轮中间流线的平均进、出口半径：

[0029] 泵轮体中间流线的进口平均半径ρB1＝116mm；

[0030] 泵轮体中间流线的出口平均半径ρB1＝190mm；

[0031] 涡轮体中间流线的进口平均半径ρT1＝191mm；

[0032] 涡轮体中间流线的出口平均半径ρT2＝116mm；

[0033] 导轮体中间流线的进口平均半径ρD1＝94mm；

[0034] 导轮体中间流线的出口平均半径ρD2＝94mm；

[0035] 各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

[0036] 泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

[0037] 泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

[0038] 涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

[0039] 涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

[0040] 导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

[0041] 导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

[0042] 各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：

[0043] 泵轮进口流道相对宽度BB1＝0.39；

[0044] 泵轮出口流道相对宽度BB2＝0.12；

[0045] 涡轮进口流道相对宽度BT1＝0.14；

[0046] 涡轮出口流道相对宽度BT2＝0.34；

[0047] 导轮进口流道相对宽度BD1＝0.57；

[0048] 导轮出口流道相对宽度BD2＝0.60。

[0049] 本发明的有益效果是：

[0050] 本发明由于采用合理的循环圆与叶栅参数，达到所需性能，解决了零速泵轮千转公称力矩Mbg0值偏小、变矩比K0值要偏大、低速效率值要偏高的技术难题，更适用于匹配大吨位装载机发动机，使整车获得大牵引力、高效率铲装、良好的燃油经济性。

附图说明

[0051] 图1是发明的一个实施例的结构图；

[0052] 图2是泵轮叶栅外形示意图；

[0053] 图3是涡轮叶栅外形示意图；

[0054] 图4是各工作轮沿中间流线剖面的展开图；

[0055] 图5是各工作轮的轴面图；

[0056] 图6是本发明液力变矩器特性曲线图。

[0057] 1-罩轮、2-涡轮、3-导轮、4-泵轮。

具体实施方式

[0058] 如图1～图5所示，本实例主要有罩轮组件1、涡轮组件2、导轮组件3、泵轮组件4部分组成；其中：动力输入端由罩轮1与泵轮4构成，动力输出端由涡轮2通过涡轮轴构成。各个工作轮的具体结构参数如下：

[0059] 液力变矩器循环圆直径φD为410±5mm；

[0060] 各工作轮中间流线的平均进、出口半径：

[0061] 泵轮体中间流线的进口平均半径ρB1＝116±5mm

[0062] 泵轮体中间流线的出口平均半径ρB1＝190±5mm

[0063] 涡轮体中间流线的进口平均半径ρT1＝191±5mm

[0064] 涡轮体中间流线的出口平均半径ρT2＝116±5mm

[0065] 导轮体中间流线的进口平均半径ρD1＝94±5mm

[0066] 导轮体中间流线的出口平均半径ρD2＝91±5mm

[0067] 各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

[0068] 泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°

[0069] 泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°

[0070] 涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°

[0071] 涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°

[0072] 导轮叶片进口角βD1＝125°～133°

[0073] 导轮叶片出口角βD2＝17°～25°

[0074] 各工作轮进出口流道相对宽度(B)

[0075] 泵轮进口流道相对宽度BB1＝0.39±0.03

[0076] 泵轮出口流道相对宽度BB2＝0.12±0.03

[0077] 涡轮进口流道相对宽度BT1＝0.14±0.03

[0078] 涡轮出口流道相对宽度BT2＝0.34±0.03

[0079] 导轮进口流道相对宽度BD1＝0.57±0.03

[0080] 导轮出口流道相对宽度BD2＝0.60±0.03。

[0081] 上述吨位装载机用液力变矩器，优选的参数配比是：液力变矩器循环圆直径φD为410mm；

[0082] 各工作轮中间流线的平均进、出口半径：

[0083] 泵轮体中间流线的进口平均半径ρB1＝116mm；

[0084] 泵轮体中间流线的出口平均半径ρB1＝190mm；

[0085] 涡轮体中间流线的进口平均半径ρT1＝191mm；

[0086] 涡轮体中间流线的出口平均半径ρT2＝116mm；

[0087] 导轮体中间流线的进口平均半径ρD1＝94mm；

[0088] 导轮体中间流线的出口平均半径ρD2＝94mm；

[0089] 各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

[0090] 泵轮叶片进口角βB1＝85°～93°；

[0091] 泵轮叶片出口角βB2＝87°～95°；

[0092] 涡轮叶片进口角βT1＝34°～42°；

[0093] 涡轮叶片出口角βT2＝135°～143°；

[0094] 导轮叶片进口角βD1＝125°～133°；

[0095] 导轮叶片出口角βD2＝17°～25°；

[0096] 各工作轮进出口流道相对宽度(B)为：

[0097] 泵轮进口流道相对宽度BB1＝0.39；

[0098] 泵轮出口流道相对宽度BB2＝0.12；

[0099] 涡轮进口流道相对宽度BT1＝0.14；

[0100] 涡轮出口流道相对宽度BT2＝0.34；

[0101] 导轮进口流道相对宽度BD1＝0.57；

[0102] 导轮出口流道相对宽度BD2＝0.60。

[0103] 其中，该液力变矩器中各工作轮叶片数量是：

[0104] 泵轮叶片数ZB＝30；涡轮叶片数ZT＝31；导轮叶片数ZD＝13。

[0105] 该液力变矩器中各工作轮进口处和出口处叶片的法向厚度是：

[0106] 泵轮进、出口处叶片法向厚度δB1＝δB2＝5mm；涡轮进、出口处叶片法向厚度δT1＝δT2＝5mm；导轮进口处叶片法向厚度δD1＝8.8mm，导轮出口处叶片法向厚度δD2＝1.1mm。

[0107] 按照上述参数设计的液力变矩器的零速泵轮千转公称力矩MBg0＝390×(1±5％)N.m，零速变矩比为K0＝2.85×(1±5％)，最高效率η≥83％。

[0108] 其中，图6中a代表效率速比曲线图，b代表变矩比速比图、c代表能容速比曲线图；从图6中曲线b、c可以看出该液力变矩器在零速工况时的值，能使整车获得较大牵引力；从图6中曲线c看出液力变矩器具备正透穿性，尤其是在高速比时，曲线c下降得比较明显，这样整车在联合工况时，匹配在发动机高转速，获得良好的铲装效率。

标题	发布/更新时间	阅读量
牵引力控制装置-专利编号CN102320300B	2020-05-13	967
牵引力控制装置-专利编号CN105682979A	2020-05-12	828
牵引力控制装置-专利编号CN102171083B	2020-05-12	322
车辆牵引力控制-专利编号CN105263777B	2020-05-11	535
牵引力控制装置-专利编号CN105682979B	2020-05-13	989
牵引力控制装置-专利编号CN102171083A	2020-05-13	589
牵引力控制装置-专利编号CN103693039B	2020-05-12	793
车辆牵引力控制-专利编号CN105263777A	2020-05-11	761
牵引力控制装置-专利编号CN102171076B	2020-05-11	920
离心牵引力装置-专利编号CN101468718A	2020-05-11	285

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