|
液压元件/液力元件 |
|
| 按行业筛选 |
|
|
| 按产品筛选 |
|
|
| |
|
查看本类全部文章 |
| |
|
|
|
|
液力变矩器与柴油机合理匹配及其影响因素 |
|
|
作者：贵州工业大学 罗艳蕾 |
|
摘 要：分析了工程机械中液力变矩器与柴油机的特性及合理匹配，并讨论影响其共同工作点的诸因素。
关键词：工程机械；液力变矩器；柴油机
引 言
工程机械通常以柴油机为动力源。由于柴油发动机的扭矩适应系数较小，难以适应工程机械的外载荷频繁变化的要求；或长时间在负荷不足的工况下工作，降低了发动机的功率利用率。当采用液力变矩器形成液力—机械传动后，能使工程机械获得较好的牵引特性，对载荷的波动有自动适应性，能减少振动和冲击，避免发动机熄火，实现无级变速，减少换档次数，从而充分利用发动机功率。但液力变矩器与柴油机的匹配是否合理对其各自性能的发挥及工程机械的整机性能均具有重要的影响。为此，本文将分析工程机械中液力变矩器与柴油机的工作特性、合理匹配关系，以及影响其共同工作点的各种因素。
1 发动机的特性
1．1 柴油机速度特性
速度特性是指柴油机的转速nf与其输出扭矩Mf、功率Nf及比燃料消耗量gf之间的变化关系。为改善柴油机的超速和怠速不稳定问题，通常工程机械中应用较多的是带全程式调速器的柴油机。其速度特性如图１所示。
图1 柴油机的速度特性
最大供油时，所得到的速度特性称为发动机的外特性，如曲线abc段；在调速器起作用时的速度特性称为调速特性，如曲线cd段。
1．2 典型工况及评价参数
（1）发动机最大功率工况：Ne—额定(标定)功率、ne—额定转速、Me—额定扭矩。
（2）发动机最大扭矩工况：Mm —最大扭矩、nm—最大扭矩工况下的转速。
（3）空转最高转速工况：一般nmax =(1.1-1.2)ne ，对应的M、N接近0。
（4）空载最低转速工况（怠速工况）：此时发动机输出功率和扭矩接近于零。
（5）发动机适应性系数：Kf =Mm /Me一般Kf≤1.4.发动在ab段工作不稳定, 在bc、cd段工作是稳定的。
2 液力变矩器的特性
2.1 原始（类型）特性
原始特性是指泵轮力矩系数λb、变矩比K、效率η与转速比i间的关系。λb=f(i)、K=g(i)、η=h(i)分别表示变矩器的负载特性、变矩特性和经济特性。某一系列几何相似而尺寸不同的变矩器，它们的原始特性曲线是一样的。如图2所示。
图2 变矩器原始特性曲线 图3 变矩器负载特性
2．2 输入（负载）特性
输入特性是指泵轮扭矩Mb与转速nb间的关系，由扭矩方程Ｍb=γλbD5nb2决定。当工作油（γ）及变矩器（D5）确定时，在某个i工况下，Ｍb随nb变化是通过原点的二次抛物线。当工况变化时，λb也变化，可得一簇抛物线，如图３所示。
2．3 典型工况及评价参数
（1）效率特性：用η= g3 ( i ) 表示。最高效率工况：i* 、η*、λb*、K*.
（2）起动（最高变矩系数）工况：i0＝０、η0＝０、λb 0、K0。要求K0≥３.
（3）高效工作范围：用η≥７５％时的速比幅度来衡量，即J = i2/i1应大。
（4）无级变矩：K = g2 ( i )，随着工况i的不同，变矩系数是变化的。
（5）自动适应性：MT =g4 (nT )，当负载下降时，转速自动升高；反之转速下降。
（6）能容特性：用λb＝g1 ( i )表示，变矩器从发动机吸收的力矩值及变化情况。
（7）透穿性及透穿系数：在能容特性曲线λb＝g1 (i )上，当dλb/di＞ 0 时具有负透穿性（离心式涡轮）；当dλb/di ＜ 0 时具有正透穿性（向心式涡轮）；当dλb/di＝0 时具有不透穿性（轴流式涡轮）。透穿系数：Π＝λb 0／λb*。
3 发动机与液力变矩器的匹配
3.1 合理匹配
（１）充分发挥柴油机功率：利用变矩器的最高效率i*工况，传递发动机的额定功率Ｎe ，如图４中曲线①所示。使车辆获得最大的平均速度或最高的作业生产率。
图4 发动机与液力变矩器的理想匹配 图5 柴油机油门对共同工作范围的影响
（２）发动机运转稳定油耗低：利用变矩器的最高效率i*工况，传递发动机的油耗最低时的功率和扭矩 ，如图４中曲线②所示。使车辆具有良好的经济性。
（３）满足车辆工作及速度要求：利用变矩器的最高变矩系数Ｋ（或低转速比）工况，传递发动机的最大扭矩Ｍm ，如图４中曲线③所示。使车辆获得良好的加速性能、起动性能，并获得最大的牵引力和铲、掘力。
3．2 影响共同工作点的因素
3．2．1 当发动机型号选定后
（１）发动机油门发生变化。如图５所示：abcc′为油门全开时与变矩器的匹配，匹配点为1、2.abb′为油门关小时与变矩器的匹配，匹配点为3、4.aa′为油门再减小时与变矩器的匹配，匹配点为5、6、7.所有匹配点位于曲线多边形efabcc′内。
（２）发动机同时驱动其它工作装置使功率发生变化。如图６所示：曲线ab为柴油机输出总扭矩，曲线cd是扣除变矩器油泵和油管液阻消耗的扭矩后，柴油机输出到变矩器的有效力矩，曲线ef为扣除工作油泵消耗的扭矩后输入到变矩器的扭矩，此时柴油机还驱动其它工作机构。
（３）调节中间传动比。如图７所示：发动机与液力变矩器之间安装中间传动，发动机输出扭矩和速度均变化，即Ｍ＇＝Ｍeimηm，n＇＝ne / im.当im＞１时，扭矩曲线向左上方移动，负载抛物线向右下方移动，共同工作范围相应地向右方移动；当im＜１时则反之。可选择中间传动比im，使匹配达到预期要求。
图6 发动机输出扭矩与液力变矩器的匹配 图7 不同中间传动比时，共同工作范围的变化
3．2．2 对液力变矩器
D＞D′有效直径不同时共同工作范围的变化
（１）泵轮扭矩系数λb ：改变λb可改变匹配点。如采取设计叶片形状、泵轮叶片可旋转、导轮叶片可旋转、双导轮、双涡轮等措施，不仅改变λb，同时也会改变其它性能参数如K0、J、η等。λb增大时共同工作范围向低转速区移动。
（２）透穿系数Π：在低、中速比范围内可透度应小，一般Π≤１.３.在运行阻力增大使车速降低时，发动机转速降低不多，以保证油泵功率和作业速度。在高速比区泵轮吸收功率的能力随涡轮转速接近泵轮转速的程度而急剧下降，从而合理地利用发动机的功率。最好在低速比区有一定的负透性，使变矩器吸收功率减小，提高发动机功率利用率。
图8
（３）变矩器有效直径：如图８所示。当D增大时，共同工作范围向低转速区移动。
（４）变矩器工况i：当i变化时匹配工作点也随之变化。如图８所示。
４ 结 论
（１）当发动机与液力变矩器直接连接，且变矩器型式选定即λb 可由原始特性确定，此时匹配是正确选择变矩器的直径Ｄ。
（２）若变矩器型式λb和直径Ｄ选定，此时可在发动机与变矩器之间安装一个增速或减速装置，即由im的变化来改变匹配。亦可安装可控无级变速器，使im根据匹配要求实现无级变化。
（３）在直径Ｄ和转速nb都已确定时，可通过设计变矩器及其叶片的结构或尺寸，获得需要的能容值λb来改变匹配，也可采用可控的无级变能容变矩器。
（４）工程机械用液力变矩器一般是向心式涡轮，因为它能容大、效率高。要求K0≥３，J≥2.4，Π≤１.３.K要大，J要宽，以充分利用发动机功率，提高牵引力和速度。
（５）在工程机械的一个作业循环过程中，根据工况分配发动机功率。如装载机当铲入时，有效功率应全部输入到变矩器；当转斗和运送物料时，可将功率分配给变矩器和工作油泵。
参考文献：
［1］ 朱经昌.液力变矩器的设计与计算［Ｍ］．北京：国防工业出版社，１９９１.
［2］魏宸官.可控变能容双泵轮液力变矩器［Ｊ］．工程机械，１９７９（９）：42-49.
［3］俞永绵，等.单级向心涡轮液力变矩器系列的参数选择［Ｊ］．工程机械，１９８１（１）：4-11
［4］齐任贤．液压传动与液力传动［Ｍ］．北京：冶金工业出版社．１９８１．(end)
|
|
| 文章内容仅供参考
(投稿)
(如果您是本文作者，请点击此处)
(3/19/2005) |
对 液压元件/液力元件 有何见解？请到 液压元件/液力元件论坛 畅所欲言吧！
|
