单涡轮液力变矩器的制作方法

本发明涉及一种液力变矩器，更具体地说，涉及一种单涡轮液力变矩器。

背景技术：

现有3吨系列液力叉车使用的液力变矩器为冲焊式结构，泵轮和涡轮的叶片为等厚度叶片，内环、外环及叶片都是采用钢板冲压焊接而成。根据液力变矩器三维流场瞬态数值模拟的结果，得到冲焊式液力变矩器内部流场的分布特性。由于冲焊式液力变矩器泵轮和涡轮的叶片为等厚度叶片，使得泵轮和涡轮流道中部液流的流动没有得到充分发挥，并且在流道中部叶片曲率变化最大区域附近出现一定范围的低速流区、脱流以及较大的速度梯度，速度的不规则分布能够消耗主流区的能量传递，是影响液力变矩器效率的主要因素之一。现有冲焊式液力变矩器最高效率理论设计值为0.8，但实际测量值为0.73～0.75，差异率达6％～8％，效率偏低。

现有冲焊式液力变矩器是基于3吨系列液力叉车额定转速2500rpm、额定功率36.5kw的发动机进行匹配设计的，同时应用于1.5吨系列、2吨系列及3吨系列液力叉车。但在实际工作中，现有冲焊式液力变矩器与1.5吨系列叉车(发动机额定转速2450rpm、额定功率30kw)、2吨系列叉车(发动机额定转速2650rpm、额定功率32.3kw)匹配失速工况的公称转矩(能容)偏高，当失速工况的公称转矩(能容)Mbg0偏大时，会出现如下问题：根据功率计算公式P＝MBg0·N/比例常数(P为功率、MBg0为公称转矩(能容)、N为泵轮转速，泵轮与发动机直接相连，发动机的转速即为泵轮转速)，在保证液力变矩器能完全吸收发动机额定功率的前提下(即P为定值)，失速工况公称转矩Mbg0与转速N成反比，如MBg0过高，则N变低，这也就意味着液力变矩器与发动机的匹配转速点偏低，导致液力叉车的车速低，虽然满足了整机的牵引力要求，但是满足不了整机的车速要求，即综合性能差。

技术实现要素：

本发明要解决的技术问题是针对现有1.5吨系列、2吨系列及3吨系列液力叉车用冲焊式液力变矩器效率偏低，与发动机匹配不合理，整机综合性能差，导致整机生产效率低、作业油耗高的问题，而提供一种单涡轮液力变矩器。

本发明为实现其目的的技术方案是这样的：提供一种单涡轮液力变矩器，包括依次安装在同一轴线上的泵轮(1)、涡轮(2)、和导轮(3)、泵轮出口与涡轮入口相对、涡轮出口与导轮入口相对、导轮出口与泵轮入口相对组成封闭循环腔，其特征在于：

该液力变矩器的循环圆直径D＝260～270mm；

泵轮叶片外环进口角为β_P1＝57°～67°，外环出口角为β_P2＝61°～78°，外环进口边厚度H_P1＝0.84～2.84mm，外环出口边厚度H_P2＝4.33～6.33mm，内环进口角为β_P3＝58°～68°，内环出口角为β_P4＝50°～64°,内环进口边厚度H_P3＝1.04～3.04mm，内环出口边厚度H_P4＝3.78～5.78mm；

涡轮叶片外环进口角为β_T1＝42°～62°，外环出口角为β_T2＝146°～151°，外环进口边厚度H_T1＝2.97～4.97mm，外环出口边厚度H_T2＝3.98～5.98mm，内环进口角为β_T3＝58°～66°，内环出口角为β_T4＝140°～150°，内环进口边厚度H_T3＝3.37～5.37mm，内环出口边厚度H_T4＝1.77～3.77mm；

导轮叶片外环进口角为β_S1＝94°～100°，外环出口角为β_S2＝30°～35°，外环进口边圆头半径R_S1＝0.51～1.31mm，出口边圆头半径R_S2＝0.51～1.41mm，内环进口角为β_S3＝84°～90°，内环出口角为β_S4＝21°～27°，内环进口边圆头半径R_S3＝1.67～3.67mm，内环出口边圆头半径R_S4＝0.66～1.46mm。

进一步的：所述循环圆直径为265mm；

泵轮叶片外环进口角为β_P1＝60°～64°，外环出口角为β_P2＝63°～68°，内环进口角为β_P3＝60°～67°，内环出口角为β_P4＝52°～62°；

涡轮叶片外环进口角为β_T1＝53°～57°，外环出口角为β_T2＝148°～150°，内环进口角为β_T3＝60°～65°，内环出口角为β_T4＝142°～149°；

导轮叶片外环进口角为β_S1＝96°～97°，外环出口角为β_S2＝31°～33°，内环进口角为β_S3＝86°～89°，内环出口角为β_S4＝22°～25°。

进一步的：所述的循环圆直径为260mm；

泵轮叶片外环进口角为β_P1＝57°～60，外环出口角为β_P2＝73°～78°，内环进口角为β_P3＝58°～60°，内环出口角为β_P4＝60°～64°；

涡轮叶片外环进口角为β_T1＝42°～48°，外环出口角为β_T2＝149°～151°，内环进口角为β_T3＝58°～64°，内环出口角为β_T4＝145°～150°；

导轮叶片外环进口角为β_S1＝97°～100°，外环出口角为β_S2＝30°～32°，内环进口角为β_S3＝88°～90°，内环出口角为β_S4＝21°～24°。

进一步的：所述的循环圆直径为262mm；

泵轮叶片外环进口角为β_P1＝60°～65°，外环出口角为β_P2＝68°～73°，内环进口角为β_P3＝60°～64°，内环出口角为β_P4＝50°～60°；

涡轮叶片外环进口角为β_T1＝48°～53°，外环出口角为β_T2＝149°～151°，内环进口角为β_T3＝64°～66°，内环出口角为β_T4＝145°～150°；

导轮叶片外环进口角为β_S1＝97°～100°，外环出口角为β_S2＝30°～32°，内环进口角为β_S3＝88°～90°，内环出口角为β_S4＝21°～24°。

进一步的：所述的循环圆直径为268mm；

泵轮叶片外环进口角为β_P1＝62°～65°，外环出口角为β_P2＝61°～64°，内环进口角为β_P3＝60°～66°，内环出口角为β_P4＝50°～60°；

涡轮叶片外环进口角为β_T1＝55°～60°，外环出口角为β_T2＝147°～148°，内环进口角为β_T3＝60°～64°，内环出口角为β_T4＝141°～143°；

导轮叶片外环进口角为β_S1＝94°～96°，外环出口角为β_S2＝33°～35°，内环进口角为β_S3＝84°～87°，内环出口角为β_S4＝25°～27°。

进一步的：所述的循环圆直径为270mm；

泵轮叶片外环进口角为β_P1＝63°～67°，外环出口角为β_P2＝61°～64°，内环进口角为β_P3＝61°～65°，内环出口角为β_P4＝50°～53°；

涡轮叶片外环进口角为β_T1＝58°～62°，外环出口角为β_T2＝146°～147°，内环进口角为β_T3＝62°～66°，内环出口角为β_T4＝140°～142°；

导轮叶片外环进口角为β_S1＝94°～96°，外环出口角为β_S2＝33°～35°，内环进口角为β_S3＝84°～87°，内环出口角为β_S4＝25°～27°。

上述单涡轮液力变矩器中，与之匹配的发动机额定转速为2450～2650rpm、额定功率为30～45kW。失速工况下的泵轮公称转矩(能容)为27～39.5Nm，失速变矩器比为2.52～3.43。

本发明与现有技术相比，本发明单涡轮液力变矩器与额定转速为2450～2650rpm、额定功率为30～45kW发动机匹配更为合理，具有如下优势：液力变矩器最高效率值提高且使液力变矩器效率曲线左偏，液力变矩器的高效率区间匹配在发动机的经济油区，确保整车遇到较大工作阻力时，可以自动输出更大的扭矩来克服叉车铲装阻力，从而提升整车的工作效率，降低铲装同等物料所需要的燃油量。经匹配计算，整机燃油消耗降低5％～10％左右。

附图说明

图1为本发明单涡轮液力变矩器图；

图2为本发明泵轮叶片图；

图3为本发明泵轮叶片外环进出口角度、进出口边厚度图；

图4为本发明泵轮叶片内环进出口角度、进出口边厚度图；

图5为本发明涡轮叶片图；

图6为本发明涡轮叶片外环进出口角度、进出口边厚度图；

图7为本发明涡轮叶片内环进出口角度、进出口边厚度图；

图8为本发明导轮叶片图；

图9为本发明导轮叶片外环进出口角度、进出口边厚度图；

图10为本发明导轮叶片内环进出口角度、进出口边厚度图；

图11为本发明单涡轮液力变矩器效率曲线图；

图中零部件名称及序号：

泵轮1、涡轮2、导轮3；PM1为泵轮外环，PM2为泵轮内环，β_P1为泵轮叶片外环进口角，β_P2为泵轮叶片外环出口角，H_P1为泵轮叶片外环进口边厚度，H_P2为泵轮叶片外环出口边厚度，β_P3为泵轮叶片内环进口角，β_p4为泵轮叶片内环出口角，H_P3为泵轮叶片内环进口边厚度，H_P4为泵轮叶片内环出口边厚度；TM1为涡轮外环，TM2为涡轮内环，β_T1为涡轮叶片外环进口角，β_T2为涡轮叶片外环出口角，H_T1为涡轮叶片外环进口边厚度，H_T2为涡轮叶片外环出口边厚度，β_T3为涡轮叶片内环进口角，β_T4为涡轮叶片内环出口角，H_T3为涡轮叶片内环进口边厚度，H_T4为涡轮叶片内环出口边厚度；SM1为导轮外环，SM2为导轮内环，β_S1为导轮叶片外环进口角，β_S2为导轮叶片外环出口角，R_S1为导轮叶片外环出口边厚度，R_S2为导轮叶片外环出口边厚度，β_S3为导轮叶片内环进口角，β_S4为导轮叶片内环出口角，R_S3为导轮叶片内环出口边厚度，R_S4为导轮叶片内环出口边厚度。

具体实施方式

下面结合附图说明具体实施方案。

本实施例用的单涡轮液力变矩器，包括依次安装在同一轴线上的泵轮1、涡轮2、和导轮3、泵轮出口与涡轮入口相对、涡轮出口与导轮入口相对、导轮出口与泵轮入口相对组成封闭循环腔，构成包括叶栅系统、与叶栅系统配合的循环圆的液力变矩器，与之匹配的发动机额定转速为2450～2650rpm、额定功率为30～45kW，单涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩MBg0＝27～39.5Nm，失速变矩比K0＝2.52～3.43，液力变矩器的最高效率值为0.800～0.835。

该单涡轮液力变矩器的循环圆直径D＝260～270mm，叶栅系统中，泵轮叶片外环进口角为β_P1＝57°～67°，外环出口角为β_P2＝61°～78°,外环进口边厚度H_P1＝0.84～2.84mm，外环出口边厚度H_P2＝4.33～6.33mm，内环进口角为β_P3＝58°～68°，内环出口角为β_P4＝50°～64°,内环进口边厚度H_P3＝1.04～3.04mm，内环出口边厚度H_P4＝3.78～5.78mm；涡轮叶片外环进口角为β_T1＝42°～62°，外环出口角为β_T2＝146°～151°，外环进口边厚度H_T1＝2.97～4.97mm，外环出口边厚度H_T2＝3.98～5.98mm，内环进口角为β_T3＝58°～66°，内环出口角为β_T4＝140°～150°，内环进口边厚度H_T3＝3.37～5.37mm，内环出口边厚度H_T4＝1.77～3.77mm；导轮叶片外环进口角为β_S1＝94°～100°，外环出口角为β_S2＝30°～35°，外环进口边圆头半径R_S1＝0.51～1.31mm，出口边圆头半径R_S2＝0.51～1.41mm，内环进口角为β_S3＝84°～90°，内环出口角为β_S4＝21°～27°，内环进口边圆头半径R_S3＝1.67～3.67mm，内环出口边圆头半径R_S4＝0.66～1.46mm。

本发明的实施例如下：

实施例1：

所述的循环圆直径为265mm：所述的叶栅系统中，泵轮叶片外环进口角为β_P1＝60°～64°，外环出口角为β_P2＝63°～68°,内环进口角为β_P3＝60°～67°，内环出口角为β_P4＝52°～62°；涡轮叶片外环进口角为β_T1＝53°～57°，外环出口角为β_T2＝148°～150°，内环进口角为β_T3＝60°～65°，内环出口角为β_T4＝142°～149°，导轮叶片外环进口角为β_S1＝96°～97°，外环出口角为β_S2＝31°～33°，内环进口角为β_S3＝86°～89°，内环出口角为β_S4＝22°～25°。

通过测试，得到本实施例的单涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩MBg₀＝32～34.5Nm，失速变矩比K₀＝2.88～3.06，液力变矩器的最高效率值为0.81～0.825。

实施例2：

所述的循环圆直径为260mm：所述的叶栅系统中，泵轮叶片外环进口角为β_P1＝57°～60，外环出口角为β_P2＝73°～78°，内环进口角为β_P3＝58°～60°，内环出口角为β_P4＝60°～64°；涡轮叶片外环进口角为β_T1＝42°～48°，外环出口角为β_T2＝149°～151°，内环进口角为β_T3＝58°～64°，内环出口角为β_T4＝145°～150°，导轮叶片外环进口角为β_S1＝97°～100°，外环出口角为β_S2＝30°～32°，内环进口角为β_S3＝88°～90°，内环出口角为β_S4＝21°～24°。

通过测试，得到本实施例的单涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩MBg₀＝27～29.5Nm，失速变矩比K₀＝3.24～3.43，液力变矩器的最高效率值为0.800～0.81。

实施例3：

所述的循环圆直径为262mm：所述的叶栅系统中，泵轮叶片外环进口角为β_P1＝60°～65°，外环出口角为β_P2＝68°～73°，内环进口角为β_P3＝60°～64°，内环出口角为β_P4＝50°～60°；涡轮叶片外环进口角为β_T1＝48°～53°，外环出口角为β_T2＝149°～151°，内环进口角为β_T3＝64°～66°，内环出口角为β_T4＝145°～150°，导轮叶片外环进口角为β_S1＝97°～100°，外环出口角为β_S2＝30°～32°，内环进口角为β_S3＝88°～90°，内环出口角为β_S4＝21°～24°。

通过测试，得到本实施例的单涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩MBg₀＝29.5～32Nm，失速变矩比K₀＝3.06～3.24，液力变矩器的最高效率值为0.805～0.815。

实施例4：

所述的循环圆直径为268mm：所述的叶栅系统中，泵轮叶片外环进口角为β_P1＝62°～65°，外环出口角为β_P2＝61°～64°，内环进口角为β_P3＝60°～66°，内环出口角为β_P4＝50°～60°；涡轮叶片外环进口角为β_T1＝55°～60°，外环出口角为β_T2＝147°～148°，内环进口角为β_T3＝60°～64°，内环出口角为β_T4＝141°～143°，导轮叶片外环进口角为β_S1＝94°～96°，外环出口角为β_S2＝33°～35°，内环进口角为β_S3＝84°～87°，内环出口角为β_S4＝25°～27°。

通过测试，得到本实施例的单涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩MBg₀＝34.5～37Nm，失速变矩比K₀＝2.70～2.88，液力变矩器的最高效率值为0.82～0.83。

实施例5：

所述的循环圆直径为270mm：所述的叶栅系统中，泵轮叶片外环进口角为β_P1＝63°～67°，外环出口角为β_P2＝61°～64°，内环进口角为β_P3＝61°～65°，内环出口角为β_P4＝50°～53°；涡轮叶片外环进口角为β_T1＝58°～62°，外环出口角为β_T2＝146°～147°，内环进口角为β_T3＝62°～66°，内环出口角为β_T4＝140°～142°，导轮叶片外环进口角为β_S1＝94°～96°，外环出口角为β_S2＝33°～35°，内环进口角为β_S3＝84°～87°，内环出口角为β_S4＝25°～27°。

通过测试，得到本实施例的单涡轮液力变矩器失速工况下的泵轮公称转矩MBg₀＝37～39.5Nm，失速变矩比K₀＝2.52～2.70，液力变矩器的最高效率值为0.82～0.835。