液力变矩器效率.docx

对于工程机械液力变矩器传动损失的研究液气压世界2007年第3期孟亚/刘长生/戴奇明/李胜健阅读次数：816 摘 要：液力变矩器在现代工程机械传动中被广泛采用，它不仅可以传递力矩而且可以 改变力矩的大小。对于现代大型工程机械，其能耗非常大，但其效率往往比较低。因 此，我们总希望能够尽量地提高工程机械的效率。因此，对于液压传动能量损失的 研究就显得尤为重要了。作者从流体力学的角度对现代工程机械中液力变矩器的损 失进行了研究。 关键词：工程机械 液力变矩器 液力损失 机械损失 容积损失 1 前言 <在工程机械传动系中，一般采用液力机械式传动，它能够满足现代工程机械要求的牵引力大、速 度低、牵引力和行驶速度变化范围大、进退自如等特点。而在液力机械式传动中加装了液力变矩器， 则具有自动变矩、变速，防振隔振，良好的启动性能，和限矩保护的作用，更能适应现代工程机械的 需要。 流体在变矩器中沿泵轮、涡轮、导轮组成的循环圆流道流动一周，从泵轮获得能量、并将能量传 给涡轮。当导轮不动的时候，流体经过导轮时没有能量交换。但流体在循环圆中流动具有黏性，必然 有摩擦损失，且损失大小与其速度有直接关系。工作轮流道为非原型断面且有弯曲、扩散等，因此， 其摩擦损失比圆管流道要大得多。另外在非设计工况，在涡轮及导轮进口处要产生冲击损失。因此，一般液力变矩器的效率最大为85%92% 1。而对于一般的工程机械，由于其负载大、作业条件恶劣、 零件磨损严重，其效率普遍比较低。因此，对于液力变矩器能量损失的研究具有很强的现实意义。 2 液力变矩器的工作原理 液力变矩器的基本结构如图1所示。它主要由三个具有弯曲( 空间曲面)叶片的工作轮组成，即可旋转的泵轮4和涡轮3，以及固定不动的导轮5。各 工作轮常用高强度的轻合金精密铸造而成。泵轮4一般与变矩器壳2连成一体，用螺栓固定在发动机 曲轴1的连接盘上。涡轮3经从动轴7传出动力。导轮5固定在不动的套筒6上。所有的工作轮在变矩 器装配完成后，共同形成环行内腔。 液力变矩器工作时，储存于环行内腔的工作液除随变矩器作圆周运动( 即牵连运动)之外，还在循环圆沿箭头图1中所示方向作循环流动( 即相对运动)。液体离开泵轮时，以一定的绝对速度进入涡轮、冲击涡轮叶片，将力矩从泵轮传递给涡轮。                                          1.发动机曲轴 2.变矩器壳 3.涡轮                                         4.泵轮 5.导轮 6.固定套筒 7.从动轮                                              图1 液力变矩器结构原理3 液力变矩器的能量损失 综上所述，液力传动的过程中，必然伴随着能量的损失。液力变矩器的能量损失一般分为三种： 液力损失、机械损失和容积损失。 3.1 液力损失 液力损失分为两类：一类为摩擦阻力损失，另一类为局部阻力损失。 1.摩擦阻力损失 工作液体在循环圆内流动的过程中，各流层间和液体与流道壁间有一定的相对速度，由于液体有 粘性，就会出现摩擦阻力，流速慢的流层对流速快的流层起阻碍作用。单位质量的液体为了克服这种 阻力而损失的能量叫做摩擦阻力损失。在文献2中，通常以液流的速度头v2/2g的百分数来表示摩擦阻 力损失的大小。液力传动中，液体质点相对叶轮的运动是相对运动，故摩擦阻力损失以相对速度的速度头表示。 式中：L流道的长度，m;摩擦阻力系数; Rn流道的水力半径，其数值等于过流断面面 积与湿周之比，m。 由于泵轮、涡轮和导轮在传动过程中均存在摩擦现象，所以，摩擦损失的总和应该是三者的总和， 即：       hm=hmB+hmT+h mD (2)       2.局部阻力损失 (1)冲击损失 一般情况下，液流在叶轮进口处并不与叶片骨线进口方向一致。这样就会引起旋涡损失以及脱流区 使流道收缩而引起的附加摩擦损失。进口的相对速度 0与骨线间的夹角c为冲角，见图2。 c有正负之别。0流向叶片工作面时， c正;0流向叶片背面时， c负。叶片工作面压力高、背面的压力低。                                         a 泵轮进口冲角 b 涡轮进口冲角                                                    图2 进口冲角相对速度0与叶片骨线偏离时，往往会在叶 片的表面形成脱流区，使流道在脱流区收缩，冲击损失与冲击损失速度和冲击损失系数有关，冲击损失速度如图3所示。图3 冲击损失速度式中：hc冲击损失能头，m; c冲击损失系数; c冲击损失速度，m/s 同理，泵轮、涡轮和导轮同样有冲击损失，所以中的冲击损失为： hc=hcB+hcT+h cD (3) (2)突然扩大和突然收缩的损失 叶轮进口前无叶片区的过流断面大于进口后的过流断面。叶轮出口过流断面小于出口后无叶片区的过流断面。在叶轮进口处有突然收缩的损失， 而在出口处有突然扩大的损失。这是叶片排挤而引起的。这些损失根据文献 3的公式计算： 式中：htk突然扩大的单位能量损失，m; hts突然缩小的单位能量损失，m; ts突然缩小的损失系数，=0.40.5; vm3叶轮刚出口的轴面速度，m/s; vm0叶轮刚要进口的轴面速度，m/s。 因此，总的扩大和缩小的能量损失为： ht=htK+htS (6) (3)扩散损失 对液力传动来说，存在扩散管状的流道，如泵轮内的流道，涡轮内流道的前半段，综合式液力变 矩器导轮前半段流道等。扩散管的损失计算如下： 式中：vm1扩散管道起始断面的轴面速度; vm2扩散管末端断面的轴面速度; k扩散损失系数。 由上可知，对于总的液力损失为： h=hm+hc+ht +hk (8) 3.2 机械损失 动力经液力传动传递时伴随着机械损失，这种机械损失包括泵轮轴的轴承和密封的损失，泵轮圆 盘摩擦损失泵轮外表面与液体的摩擦损失，涡轮圆盘摩擦损失涡轮外表面与液体的摩擦损 失。所有这些机械损失都要消耗动力机的能量，影响液力传动的效率。 对于轴承和密封的损失，通过提高配合精度、适当地选取润滑油和密封材料，可以把这种在额定 的工况下控制在1%以下4。而机械摩擦损失重要 是泵轮、涡轮等旋转件的圆盘摩擦损失。当相对转数较高时，圆盘摩擦损失较大。另外，并非所有的 圆盘摩擦都消耗功率，必须对其进行具体分析。 3.3 容积损失 由于泵轮出口的绝大部分液体流进涡轮，这部分液体再由涡轮流进导轮，然后又回到泵轮，起传 递力的作用。泵轮进口与导轮出口的内环间有比较小的环行间隙，同样的间隙存在与涡轮出口和导轮进口内环间。这种间隙使叶轮互相不接触，使叶轮 之间相互没有机械摩擦。但是，这种环行间隙的两端压力不等，有一部分液体就要通过这些间隙由高 腔流向低腔。泵轮出口的压力高于泵轮进口的压力也高于涡轮出口的压力，故液流由泵轮出口经环行 密封再流到泵轮进口，绕泵轮内环流动。从水泵研究表明，当比转数在100200时，容积损失所占比 重不足1.5%4。与液力损失相比要小得多，故该项 在计算时也可忽略，即认为v1。 3.4 效率分析 当泵轮转速n1不变时，冲击损失主要取决于涡 轮转速n2。变矩器的效率PTD应为输出功率与输入 功率之比，即：显然，当n2=0时，PTD=0;当 n2=n20时候，因M2=0，则 PTD=0。效率PTD随n2 变化的曲线见图4。 图4 液力变矩器效率曲线变矩器使用过程中，如果工况变化较大，而对设计工况 转速比没什么特殊要求，由于变矩器最高效率只有85%92%， 当启动变矩系数K0要求较大，则最高效率对应的转速比一般 小于0.6，而当iTB>(iTB)K=1 后，其效率会很快下降。为了在高转速比工况下有较高的效率，我们可以采 用综合式液力变矩器或闭锁式液力变矩器。(1)综合式液力变矩器 特点：导轮通过单向离合器装在固定不动的导轮座上，结构布置上泵轮与涡轮对称布置。 当iTB<(iTB)K=1(即K>1)时，M D=-MT-MB>0，此时，单向离合器在楔紧力的作用下无转动，故导轮 固定不动，这时是变矩器工况。而当iTB>(i TB)K=1时，MD<0，这时导轮能够转动，此时的变矩器变成了偶 合器，有MB=-MT，K=1，=i TB参见图5。在高转速比工况下，偶合器的效率要高于变矩器的效率 5，因此综合式液力变矩器有较大的高效区范围，它适 合于转速比变化较大而且长时间在高转速比工况运行的工作机传动。                                 图5 综合式液力变矩器结构简图及其特性(2)闭锁式液力变矩器 涡轮通过闭锁离合器M与泵轮相连，从特性曲线(如图6)可知，闭锁式液力变矩器在 iTB>(iTB)K=1时，比综合式液力变矩器效率高，但由于有鼓风损失， 虽然泵轮与涡轮刚性连接，其效率也不可能达到100%。而且当泵轮与涡轮不对称布置时，循环圆中会有流体流动，这也要消耗一些能量。                                 图6 单级闭锁变矩器结构简图及原始特性另外，为了保证液力传动车辆能可靠地利用发动机只动或拖车启动发动机，除了可以利用闭锁式 的液力变矩器外，还可采用：在内环中带有辅助径向叶片的液力变矩器;安装液力减速器作辅助 制动装置。 4 工程机械液力损失特性 液力变矩器摩擦阻力损失的机理虽然简单，但数学模型不易得到，定量分析难以实现 6。通常工程机械转速较低，摩擦阻力损失相对较小，对工作 效率影响不大，且对不可透变矩器，由于相对流量为常数，所以摩擦阻力损失也是相对常量，即随工 况变化不大。如上所述，一般容积损失也可忽略。因而，液力变矩器冲击损失是影响工程机械效率的 主要因素。 对于某一个具体的叶轮，其冲击损失由式(12)决定。其数学模型为： 式中：i为最高效率时传动比。 可见，液力变矩器总的冲击损失在iiDH时， 是以纵坐标i=i为对称的抛物线，在i>iDH时，近 似为常量，如图7所示。当i=i时，hc=0，说明 在泵轮的转速与涡轮转速接近时，无冲击损失;当i=0时，冲击损失最大，这与工程机械的工作情况 相符。                                                  图7 液力损失曲线5 结论 通过以上对造成液力变矩器能量损失的分析可以得出，造成液力变矩器能量损失的主要因素是液 力损失中的冲击损失，对其特性进行了分析。并指出，当启动变矩系数K 0要求较大时，其效率一般较小，为了在高转速比工况下有较高的效率，可以采 用综合式液力变矩器或闭锁式液力变矩器来提高其功率。通过液力变矩器能量损失的研究，对于从事 工程机械液力传动设计、制造人员有指导意义。