一种180‑250N.m乘用车用236循环圆液力变矩器的制作方法

本发明属于轿车液力变矩器结构技术领域，具体涉及一种180-250N.m乘用车用236循环圆液力变矩器。

背景技术：

在AT与CVT等型式自动档变速箱轿车中，液力变矩器是一个关键部件，现有的液力变矩器包括涡轮、导轮和泵轮，其能容混合透穿性较小。轿车要求具有较好的牵引力与车速、燃油经济性好，所以要求匹配的变矩器混合透穿性好，以适合于现有轿车的发动机及其动力性、经济性需要。且随着现有自动变速箱体积、质量越来越小，变矩器装配空间受空间制约严重，不仅是轴向空间受限，还有径向空间受限。

但现有的轿车液力变矩器普遍存在以下缺陷：在液力变矩器循环圆不变、其他特性基本不发生变化的情况下，其能容值调整优化有限，不能很好的覆盖多款排量发动机及变速箱，造成变矩器结构种类过多，尺寸不一及外型过大、空间受限。

技术实现要素：

为了解决背景技术中的问题，本发明提供一种180-250N.m乘用车用236循环圆液力变矩器，适用于1.6L～2.4L发动机，同时能适用于轴向及径向空间小的发动机和变速箱，并且油耗较低。

本发明的技术解决方案是：

本发明提供了一种180-250N.m乘用车用236循环圆液力变矩器，包括罩轮组件、涡轮组件、泵轮组件、导轮组件以及闭锁离合器组件；

所述罩轮组件包括罩轮毂、罩轮壳；

所述涡轮组件包括涡轮毂、涡轮体；

所述泵轮组件包括泵轮毂、泵轮体；

所述导轮组件包括导轮体和座圈；

所述闭锁离合器组件包括从动板、保持架、摩擦片、弹簧；

其改进之处是：

所述液力变矩器循环圆直径为236±2mm；

各工作轮中间流线的平均进、出口半径R为：

泵轮体中间流线的进口平均半径R_B1＝73.3mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径R_B2＝110.7mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径R_T1＝109.7mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径R_T2＝74.0mm；

导轮体中间流线的进口平均半径R_D1＝68.8mm；

导轮体中间流线的出口平均半径R_D2＝68.8mm；

各工作轮轴面流线长度L为：

泵轮体轴面流线长度：L_B1＝48.8mm；

涡轮体轴面流线长度：L_T1＝50.4mm；

导轮体轴面流线长度：L_D1＝18.4mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角β为：

泵轮叶片进口角β_B1＝122°～127°；

泵轮叶片出口角β_B2＝52°～57°；

涡轮叶片进口角β_T1＝30°～35°；

涡轮叶片出口角β_T2＝140°～145°；

导轮叶片进口角β_D1＝45°～60°；

导轮叶片出口角β_D2＝20°～25°；

各工作轮流道宽度b为：

泵轮叶片进口流道宽度b_B1＝18.9；

泵轮叶片出口流道宽度b_B2＝14.9；

涡轮叶片进口流道宽度b_T1＝13.9；

涡轮叶片出口流道宽度b_T2＝20.5；

导轮叶片进口流道宽度b_D1＝23.7；

导轮叶片出口流道宽度b_D2＝23.7。

另外，该液力变矩器的扭矩为150NM～250NM，循环圆扁平比为0.178。

本发明所具有的优点：

本发明由于采用合理的循环圆与叶栅参数，达到所需性能，解决了如何减小正透穿性、提高高速比工况效率的技术难题，更适于特种运输车辆用发动机，使整车提高车速、降低油耗。

附图说明

图1是本发明的一个实施例的结构图；

图2是泵轮叶栅外形示意图；

图3是涡轮叶栅外形示意图；

图4是各工作轮沿中间流线剖面的展开图；

图5是各工作轮的轴面图；

图6是液力变矩器原始特性曲线图；

附图标记如下：1-泵轮组件、2-涡轮组件、3-导轮组件、4-闭锁离合器组件、5-罩轮组件。

具体实施方式

如图1～图5所示，本发明主要由罩轮组件、涡轮组件、导轮组件、泵轮组件及闭锁离合器组件几个组件组成。；

罩轮组件5包括罩轮毂、罩轮壳；涡轮组件2包括涡轮毂、涡轮体；泵轮组件1包括泵轮毂、泵轮体；导轮组件3包括导轮体和座圈；闭锁离合器4组件包括从动板、保持架、摩擦片、大小弹簧；动力输入端由罩轮组件与泵轮组件构成，动力输出端由涡轮组件通过涡轮轴构成。

该液力变矩器循环圆直径为236±2mm；

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ρ_B1＝73.3mm；

泵轮体中间流线的出口平均半径ρ_B1＝110.7mm；

涡轮体中间流线的进口平均半径ρ_T1＝109.7mm；

涡轮体中间流线的出口平均半径ρ_T2＝74.0mm；

导轮体中间流线的进口平均半径ρ_D1＝68.8mm；

导轮体中间流线的出口平均半径ρ_D2＝68.8mm；

各工作轮轴面流线长度：

泵轮体轴面流线长度：L_B1＝48.8mm；

涡轮体轴面流线长度：L_T1＝50.4mm；

导轮体轴面流线长度：L_D1＝18.4mm；

各工作轮叶片中间流线的进、出口角为：

泵轮叶片进口角β_B1＝122°～127°；

泵轮叶片出口角β_B2＝52°～57°；

涡轮叶片进口角β_T1＝30°～35°；

涡轮叶片出口角β_T2＝140°～145°；

导轮叶片进口角β_D1＝45°～60°；

导轮叶片出口角β_D2＝20°～25°；

各工作轮流道宽度(B)

泵轮叶片进口流道宽度B_B1＝18.9；

泵轮叶片出口流道宽度B_B2＝14.9；

涡轮叶片进口流道宽度B_T1＝13.9；

涡轮叶片出口流道宽度B_T2＝20.5；

导轮叶片进口流道宽度B_D1＝23.7；

导轮叶片出口流道宽度B_D2＝23.7。

如图6所示，三条曲线分别代表液力变矩器的泵轮千转公称力矩、变矩比和效率；通过上述的三条曲线看出，本发明设计的液力变矩器的对应的零速泵轮千转公称力矩M_Bg0＝31×(1±5％)N.m，零速变矩比为K₀＝1.83×(1±5％)，最高效率η≥85％，i＝0.5时能容要求M_Bg0.5＝34×(1±5％)N.m，由此可以看出，本发明的液力变矩器适用于180-250N.m乘用车，同时能适用于轴向及径向空间小的发动机和变速箱，并且油耗较低。