yj355型液力变矩器总成的设计毕业论文

yj355型液力变矩器总成的设计毕业论文内容摘要：

反映了液力变矩器和发动机共同作用的特性。 当涡轮轴上转矩变化 时，对具有非透穿性能的液力变矩器，则泵轮的转矩和转速均不变，反映了发动机与这种液力变矩器共同工作时，不管外载荷如何变化，当发动机油门一定时，发动机将始终在同一工况下工作。 对具有透穿性能的液力变矩器，当涡轮轴上转矩变化时，将引起泵轮转矩和转速的变化，反映了发动机与这种液力变矩器共同工作时，发动机油门虽不变，而外载荷变化时，发动机工况也发生变化。 因此，液力变矩器的透穿性表明了外载荷的变化能不能透过涡轮影响泵轮 (即发动机 )工作的特性。 涡轮转矩 TT随涡轮转速 nT 的增加而减小。 当 nT＝ 0 时， TT 大大超过TB达最 大值。 当 nT＝ nTmax，即涡轮空转的最大转速时 ， TT＝ 0。 液力变矩器的效率 η 等于涡轮输出功率 PT与泵轮输人功率 PB之比，即 „„„„„„„„„„„„„„ （ ） 式中 K — 液力变矩器的变矩系数， TBTK T ； i — 液力变矩器的转速比， TBni n ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 22 液力变矩器的效率曲线在 nT＝ 0 时，由于输出功率 PT＝ TTωT＝ 0，所以 η＝ 0。 随着 nT 的增加， η逐渐上升，并在 nT＝ nT*时达到最大值 η*，此后，随着 nT 的增大，由于 TT的急剧下降， η 逐渐下降。 在 nTmax时，由于TT＝ 0，此时输出功率 PT＝ TTωT＝ 0，所以 η 又等于零。 η 的变化反映了液力变矩器在能量传递和转换过程中总能量损失的变化规律。 在液力变矩器的使用过程中，泵轮转速 nB可能是变化的 (即发动机油门开度是变化的 )，为了获得在不同泵轮转速 nB时液力变矩器的外特性，需要绘制液力变矩器的通用外特性曲线。 液力变矩器的通用外特性是指 在不同泵轮转速 nB 下所获得的无数组液力变矩器外特性曲线的综合图，其形状如 图 图 液力变矩器的通 用外特性曲线 由于已知 DS=355mm 型液力变矩器参数，我采用此形状现有的变矩系数。 由于 320 .0 0 4 4 0 .0 0 3 0 0 .0 0 0 5 0 .0 0 2 6B i i i      „ „„„ „„„ （ ） 则 6m a x 2 .6 0 1 2 * 1 0B  当 i= 时取得 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 23 由泵轮转矩公式： 25B B BT gn D „„„„„„„„„„„„ （ ） 故 2 5 6 2 23 2 25 012 *10 ( m in /( * ) )* 872 ( / ) *10 ( / ) * ( 150 0( / m in) )* ( 55 ( * ) ) 287 .74 945 76 *B B BT gn D r mk g m m s rN m N m TB=ρQ(vuB2rB2vuB1rB1) „„„„„„„„ „„„„„„„„„„„ （ ） 参考 305mm 的液力变矩器得数据： vuB1rB1= vuB2rB2= 则由式 ρQ= 根据相似原理可以确定两个相似的液力元件间各种线性尺寸、各种速度和转速之间的关系 „„„ （ ） „„„„„„„„ „„„ „„„„„„„ （ ） 式 ()和式 ()中，下标 M 表示模型液力元件；下标 S 表示实物液力元件；下标 B、 T、 D 分别表示泵轮、涡轮和导轮； D 为液力元件循环圆有效直径； n 为液力元件转速。 305 *190 0 *150 0M BMS BSDnDn  „„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 305 SDD  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 24 B 2 B 2B 2 B 2v u r ( M ) 3 . 7 1 3 2 1 . 0 8 8 3 * 0 . 8 5 9 2v u r ( S ) X „„„„„„„„„„„„ （ ） 由有效直径为 305mm 的液力变矩器得数据： vuB1rB1= vuB2rB2= vuD1rD1=0 vuD2rD2= 且 vuT1rT1= vuB2rB2 vuD1rD1= vuT2rT2 则由 式 可得 vuB2rB2= vuT1rT1= vuD1rD1=0 vuT2rT2=0 vuD2rD2= vuB1rB1= 则由 式 可得 TT=ρQ(vuT2rT2vuT1rT1)= TD=ρQ(vuD2rD2vuD1rD1)= 液力变矩器的原始特性 计算 由于液力变矩器的外特性和通用特性都是在液力变矩器一定型式和有效直径 D 下获得的，因此，即使对同一类型的液力变矩器，当 D 和 nB变化后，其外特性曲线和通用特性曲线都完全不同。 为了表示液力变矩器的性能，广泛采用原始特性。 液力变矩器的原始特性反映泵轮转矩系数 λB、效率 η、变矩系数 K上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 25 随转速比 i 的变化规律，即 λB＝ λB (i)、 K＝ K(i)和 η＝ η(i)。 几何相似、运动相似和动力相似的一系列液力变矩器有相同的原始特性。 根据相似原理和叶轮机械的基本理论，对于几何相似的液力变矩器的泵轮和涡轮，分别可得其转矩系数为： „„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） „„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 泵轮转矩系数 λB的物理意义是：当 D＝ 1m， nB＝ lr／ min 及 ρg＝ 1N／m3 时，液力变矩器泵轮上的转矩。 它基本上与液力变矩器的大小、转速的快慢和工作液体的密度无关，因此用它来比较液力变矩器的容量。 λB的量纲为 min2／ (r2m)。 对相似的液力变矩器，同一转速比有相等的 λB。 液力变矩器的原始特性曲线 (图 )可根据试验得出的液力变矩器外特性按下列公式计算绘制得出 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 26 图 液力变矩器的原始特性曲线 因 此，液力变矩器的原始特性能够确切地表示一系列不同转速、不同尺寸而几何相似的液力变矩器的基本性能。 在液力变矩器的原始特性上，可列出以下表征液力变矩器工作性能的特性参数： K0 — 失速 (零速 )工况 i＝ 0 时的变矩系数； λB0 — 失速 (零速 )工况 i＝ 0 时的泵轮转矩系数； ηP — 正常工作允许的最低效率，对工程机械 ηP＝ O． 75，对汽车 ηP＝ ； Kp — 与工作效率 ηP 对应的变矩系数； ip — 与工作效率 ηP 对应的转速比； η* — 液力变矩器的最高效率； λB* — 与最高效率 η*对应的泵 轮转矩系数； 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 27 i* — 与最高效率 η*对应的转速比； ik — 偶合器工况 k＝ 1 时的转速比； λBk — 偶合器工况 k＝ 1 时的泵轮转矩系数； T — 液力变矩器的透穿性系数 0BBKT ； Gη — 液力变矩器高效范围 ， Gη＝ ip2／ ip1。 由于已知 DS=355mm 型液力变矩器参数，我采用此形状现有的变矩系数。 K=+ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 320 .0 0 4 4 0 .0 0 3 0 0 .0 0 0 5 0 .0 0 2 6B i i i      „„ „„ （ ） 22 . 0 6 4 7 2 . 6 1 5 9 0 . 0 2 4 5ii     „„„„„„„„„„„„ （ ） 则可画出本课题所设计液力变矩器 的原始特性曲线如 图 图 本课题所设计 YJ355液力变矩器 的原始特性曲线 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 28 液力变矩器 叶片 进出口角的选择 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。 因此，在讨论叶片参数对变矩器性能影响时主要讨论叶片进出口角度对变矩器性能的影响。 变矩器各工作轮叶片进出口角度是在计算工况时，各 工作轮进口无冲击损失条件下，利用转矩公式计算得出的。 假如各工作轮出口偏离系数选择不当，工作轮叶片角制造误差过大，就会造成进口无冲击工况的偏移，从而使变矩器性能恶化，设计工况偏移。 (1)泵轮叶片出口角 βB2对性能的影响 (见图 ) 泵轮叶片出口角 βB2是影响变矩器性能的一个重要角度参数。 启动和运转变矩器之所以具有不同的性能，其中主要一个因素就是各自具有不同的 βB2值。 现有变矩器泵轮出口角 βB2一般在 40186。 ～ 120186。 内。 改变 βB2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 βB2的增大，失速变矩比 K0将增大，泵轮转矩系数 λB、最高效率 η*和透穿度丁以及偶合器工况点的效率则均将降低。 (2)泵轮叶片进口角 βB1对性能的影响 随着泵轮叶片进口角 βB1 的增大，失速变矩比 K0 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 βT2对性能的影响 随着涡轮叶片出口角 βT2的增大，失速变矩比 K0将增大。 但是 βT2不能无限制增大，因为 βT2过大，将使液流受到过大的阻塞，反而达不到预上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 29 期的效果，同时改变 βT2也将影响到流量，一般 认为 βT2≤152186。 (4)涡轮叶片进口角 βT1对性能的影响 在保持其他参数不变情况下，改变 βT1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 βT1，叶片弯曲度增大，失速变矩比可提高，设计工况向低转速比范围移动。 图 泵轮出口角对变矩器性能的影响 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 30 图 导轮出口角对变矩器效率和变矩比等的影响 (5)导轮叶片出口角 βD2对性能的影响 (如图 ) 导轮叶片出口角 βD2直接影响到泵轮进口处的速度环量。 当其他条件不变时，改变 βD2会影响 泵轮转矩和泵轮进口冲击损失。 但与改变 βB1， βT1和 βD1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 βD2，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。 (6)导轮叶片进口 βD1 对性能的影响 减小导轮叶片进口 βD2，可以使设计工况左移。 为此参考以上的理论进行本课题的叶片进出口选择。 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 31 表 本课题液力变矩器叶片进出口角的选择 叶片名称 进口角 出口角 泵轮 105186。 110186。 涡轮 32186。 150186。 导轮 90186。 22186。 有效直径的选择及 工艺对变矩器性能的 分析 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。 图 (b)示出了变矩器的最高效率随其 D 值的增大而提高的情况； 图 (c)则示出失速变矩比相同时尺寸增大与涡轮转矩的关系曲线 图 效率和变矩比随 D 值的增大而提高的关系 根据 图 及某些试验资料，当有效直径 D 从 300～ 340mm 增大到D＝ 420～ 480mm 时， η*可增高 1％ ～ 2％， K0增高的比值则更大一些。 上海工程技术大学毕业设计（论文） YJ355 型液力变矩器总成的设计 32 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 177。 1186。 时，就使效率变化 ％ ，使 K0变化％。 因此，保证叶片进、出口角的误差在一定范围内，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或低于 ，一般已满足要求。 粗糙度再低些对效率的提高不甚显著，因此不必对其提出过高的要求。 叶片数 Z的 选择 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。 在低转速时，较少的叶片数却能增加循环液流的速度，导致转矩的增大， 见图。