第 11 章 液力耦合器

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第第 1111 章 液力耦合器章 液力耦合器11.1 11.1 液力耦合器的工作原理液力耦合器的工作原理11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构11.4 11.4 液力耦合器与内燃机的共同工作液力耦合器与内燃机的共同工作11.5 11.5 液力耦合器的选择液力耦合器的选择

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11.1 11.1 液力耦合器的工作原理液力耦合器的工作原理 液力耦合器是利用液体的动能而进行能量传递的一种液

力传动装置。它是由泵轮 1﹑ 涡轮 2﹑ 外壳 3 组成的，如图 11-1 所示，其结构简图见图 9-2a 。

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图 11-1 液力耦合器主要构件

1— 泵轮； 2— 涡轮； 3— 壳体； 4— 主轴。

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11.1 11.1 液力耦合器的工作原理液力耦合器的工作原理• 在泵轮和涡轮环状壳体内，沿径向均匀地分布着

很多叶片。泵轮 1 与盆状的壳体 3 固定，组成耦合器的外壳，壳内充满工作液体。涡轮置于壳体内，其端面与泵轮端面相对，有一定间隙且同轴线放置。泵轮与输入轴相连，涡轮与输出轴相连。目前使用最广泛的是无内环液力耦合器。

• 泵轮和涡轮及壳体所围成的空间，形成一个封闭的液体循环流道，该流道就叫工作腔或循环圆，此圆最大直径叫做液力耦合器的有效直径，用 D表示。因工作液体在循环圆内作圆周运动，又随两工作轮一起绕轴线转动，因而工作液体在液力耦合器中是作圆周螺旋运动。

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11.1 11.1 液力耦合器的工作原理液力耦合器的工作原理• 液力耦合器与液力变矩器工作原理相似。图 11-2 是液体

在泵轮和涡轮进出口处的速度三角形，右边是泵轮 B 的速度三角形，左边是涡轮 T 的速度三角形。液力耦合器工作轮叶片出口处相对速度 W2 都垂直于圆周速度 ，因此出口速度三角形为直角三角形，出口绝对速度的圆周分速度就是 ，出口轴面分速度就是 W2 。工作轮入口处的速度三角形不是直角三角形，原因是液流进入叶片时相对速度W1 和圆周速度 不垂直，这时的液流角和叶片角不相等，产生了液流冲击损失。因一般情况下，液力耦合器的传动

比 ，因此 ， 。另外，泵轮和

涡轮进口绝对速度与前一工作轮的出口绝对速度相等，即 ， 。

2u

2u

1u

1B

T

n

ni 12 TB uu 21 TB uu

21 BT vv 21 TB vv

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11.1 11.1 液力耦合器的工作原理液力耦合器的工作原理

图 11-2 液力耦合器的速度三角形

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11.1 11.1 液力耦合器的工作原理液力耦合器的工作原理• 液力耦合器工作轮叶片和液体的相互作用所产生

的力矩与液力变矩器的作用原理一样。在理想条件下，液力耦合器的力矩方程为

• 泵轮： 　　 　

• 涡轮： 　 　　　　

)( 1122 BuBBuBB rvrvg

QM

)( 2222 TTBB ruru

g

Q

)(2 22 TBg

Q

)( 1122 TuTTuTT rvrvg

QM

)( 2222 BBTT ruru

g

Q

)(2 22 BTg

Q

（ 11-1）

（ 11-2）

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11.1 11.1 液力耦合器的工作原理液力耦合器的工作原理• 将式（ 11-1 ）与式（ 11-2 ）相加，有　　　　　　　　• 上面推导过程中应用了如下速度和半径关系（参

看图 11-2 ）： ， ， ， • 式（ 11-3 ）说明，在不计各种损失情况下，泵

轮作用于工作液体的力矩与涡轮作用与液体的力矩大小相等方向相反，或者说泵轮的输入力矩等于涡轮的输出力矩，力矩方向相同。今后为了分析方便，把 、 统称为传动力矩 。

BT MM （ 11-3）

221 BuBuT uvv 221 TuTuB uvv 12 BT rr 12 TB rr

BM TM M

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性• 液力耦合器的特性是指它的主要性能参数如传动

力矩 ﹑泵轮转速 ﹑涡轮转速 ﹑传动比 ﹑转差率 和效率 等之间的关系。

M Bn Tn is

B

T

n

ni

in

nns

B

TB

1

sin

n

nM

nM

B

T

BB

TT 1

（ 11-4)

(11-5)

(11-6)

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性11.2.1 11.2.1 液力耦合器的外特性液力耦合器的外特性• 当 ﹑ 都为常数时， ﹑ 的关系称为液力

耦合器的外特性，其特性图线如图 11-3 。图中横坐标也可用 ﹑ 来表示。

• 外特性由实验求得。因 ，所以当 与 用相同比例尺时， 是从坐标原点起始与坐标轴成 的直线。但当 时， 急速下降，这是由于此时的传动力矩很小，而磨擦损失的力矩所占比例显著增加的缘故。所以当 时， 。

Bn )(1 TnfM )(2 Tnf

i si i

45

995.0~99.0i

1i 1

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性

图 11-3 液力耦合器的外特性

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性• 图中， I 点为零矩工况，此时，发动机带动耦合

器空转， ﹑ ﹑ ﹑ 、功率 P≈0 ； II 点为设计工况，该工况点一般在接近液力耦合器可能达到的实际最高效率点，此时的效率用 表示，即 = 0.96~0.975 。通常用过载系数来评价液力耦合器的过载能力：

•

0M TB nn 1i 0

M

MGZ

max （ 11-7)

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性

式中 • —— 时的传动力矩；• —— 设计工况时的传动力矩。• Ⅲ点是零速工况，即 （或 ）为零时的工况，这是车辆起步或制动时的工况。此时， 、

、 功率，此工况下耦合器传递的功率转变为热能而消耗掉了。

• 液力耦合器的正常工作范围应在Ⅰ～Ⅱ两工况之间，而Ⅱ～Ⅲ工况之间是超载工作范围。

maxM 0i

M

i Tn

maxMM

0i 0P

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性11.2.2 11.2.2 液力耦合器的原始特性液力耦合器的原始特性• 把液力耦合器的转矩系数 与传动比 ，效率 与

之间的关系称为它的原始特性，即 ﹑ 。• 对于同一系列彼此相似的液力耦合器，象液力变

矩器一样，可以根据相似原理推导出它的力矩方程：

i i )(1 if

)(2 if

25BTB nDMMM (11-8)

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性• 式中 D 为液力耦合器的

有效直径。理论证明，是随而变化的函数。对于同系列彼此相似的液力耦合器，不论大小是否相同，它们的原始特性曲线都是一样的，所以也叫做类型特性，它是通过实验或外特性曲线并利用公式换算出来的，如图 11-4 。 图 11-4 液力耦合器的原始特性曲线

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性11.2.3 11.2.3 液力耦合器的通用特性液力耦合器的通用特性• 通用特性是在 ﹑ 一定时，当不同 的时的 特性。它可由原始特性线及式（ 11-8 ） ﹑ 的关系绘 制出它的通用曲线。取 ，当取不同的若干个 时，就有若干个相对应的 、 、 、 值，这样就能绘制出

时的 曲线。同理，取 、 …　，就可以得出多条 取不同值时的 曲线。将这些曲线绘在同一坐标图上，就成了液力耦合器的通用特性图，这些特性线覆盖一个平面区域，如图 11-5 。为了能了解任一工况时的效率，一般还在通用特性图上绘出等效率线，如图中 、 。

D Bn )( TnfM

B

T

n

ni

BB nn Tni M

BB nn )( TnfM BB nn Bn

Bn )( TnfM

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性

图 11-5 液力耦合器的通用特性

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性11.2.4 11.2.4 液力耦合器的输入特性液力耦合器的输入特性• 的关系称为输入特性，也叫负荷特性。当

、 一定时，由原始特性知，给定 为某一值，就有对应的 值，在以 作自变量代入转矩公式 ，可以得到一条 曲线；同理， 给定一系列不同值时，就可以做出一系列这样的曲线，这就是液力耦合器的输入特性线，如图 11-6 。

)( BB nfMM D

i

Bn25BnDM )( BnfM

i

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性11.2.5 11.2.5 部分充液特性部分充液特性• 液力耦合器在使用中，一般并不将工作液体完全

充满，充液量和工作腔容积的比值 叫做相对充液量。充液量改变，其外特性也将发生变化。

• 液力耦合器在部分充液时，环流具有自由表面。环流的分布和形状随转差率 s( 或者说）而变化。

q

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性• 当 时，泵轮和涡轮中的液体因离心压力相等而无相对

流动，工作液体对称地分布在工作轮的外缘，如图 11-7a 。当 增加，因泵轮和涡轮中的离心力不均衡，于是液体产生循环流动。涡轮内液体的向心流动到达b点时，流速已下降到零，环流从 b点开始由向心流动变为离心流动，并由 c点进入泵轮，如图 11-7b 。如果 再增加到某值 时，由于涡轮液流的向心流动更强，使液流可流到它的内缘，并在 处进入泵轮，如图 11-7c 。这是一种临界状态，在此状态之前液体循环流动是小循环。

0s

s

sls

1BR

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性• 当 后，因涡轮转速更低，液流的向心流动比离心

流动大，所以液流会沿着涡轮内缘而进入泵轮，并紧贴泵轮外环内壁面流动，形成大循环，如图 11-7d ， 小循环过度到大循环的临界转差率为 。在临界状态，泵轮中液流平均流线的入口半径 产生突变，使传递力矩突然升高，影响运转的平稳性。采取措施有两个，一是在涡轮中心部位增设挡板；二是使涡轮诸叶片与其壳体构成的流动出口半径不相等，缓解临界状态的突变程度。

• 相对充液量 不同，临界转差率 也不同，一般是 越大， 越小。

lss

ls1BR

qls q

ls

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11.2 11.2 液力耦合器的特性液力耦合器的特性

图 11-7 液力耦合器部分充液时的液流循环情况

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构11.3.1 11.3.1 液力耦合器的类型液力耦合器的类型• 液力耦合器按其应用特性可分为三个基本类型，即普通型、限矩型、调速型及两个派生类型：液力耦合器传动装置与液力减速器。根 GB/T5837-93“ 液力耦合器型式与基本参数”国标规定，型号如下。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构表 11-1 液力耦合器类型与代号

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 我国的液力耦合器已

形成不同型号的几个系列，如 YOXD限矩型及 YOTC调速型。图 11-8 为 YOXD型液力耦合器的功率图谱。

图 11-8 YOXD限矩型液力耦合器功率图谱

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构11.3.2 11.3.2 液力耦合器的结构液力耦合器的结构（一）普通型液力耦合器• 普通型液力耦合器是最简单的一种耦合器，它是

由泵轮 1 、涡轮 2 、外壳皮带轮 3 主要元件构成，如图 11-9 所示。它的工作腔体容积大，效率高（ =0.96 ～ 0.98 ， 是最高效率），传动力矩可达 6 ～ 7 倍的额定力矩。但因过载系数大，过载保护性能很差，所以一般用于隔离震动﹑缓减启动冲击或作离合器使用。

* *

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构

图 11-9 普通液力耦合器

1— 泵轮；2— 涡轮；

3— 外壳皮带轮。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构 ( 二 ) 限矩型液力耦合器• 常见的限矩型液力耦合器有静压泄液式、动压泄液式和复

合泄液式三种基本结构。前两种在建设机械中用的较为广泛。

1 ．静压泄液式液力耦合器• 图 11-10 是静压泄液式液力耦合器结构图及外特性图。

为了减小液力耦合器的过载系数，提高过载保护性能，在高传动比时有较高的力矩系数和效率，因此，在结构上与普通型液力耦合器有所不同。它的主要特点是泵轮 2﹑ 涡轮 3 对称布置，并且有挡板 5 和侧辅腔 4 。挡板装在涡轮出口处，起导流和节流作用。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构

1— 输入轴套；2— 泵轮；3— 涡轮；4—侧辅腔；5—挡板；6— 外壳；7— 输出轴。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构

图 11-10 静压泄液式液力耦合器（ a）结构图；（ b）腔型；（ c）外特性曲线。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 这种液力耦合器是在部分充液条件下工作的。当

转差率 （即 ， 是临界转差率 时的传动比）时，工作腔中的液流呈小循环，环流还不能触及挡板，所以，增加挡板后不会影响耦合器在此阶段的正常工作。但是，当 （即 ）后，工作腔中的液流呈大循环而触及挡板。因挡板的节流作用，使环流流流量减少而限制了传动力矩的增加。如果挡板直径较小，限矩作用不大；如果挡板直径过大，虽限矩作用明显，但因此而带来液流在挡板处产生旋涡，使液体温度上升而效率下降的后果，不能满足工作机械在低传动比时的要求 ,为此，需增设侧辅腔。

lss 0 lii 1 li ls

lss lii

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 侧辅腔位于涡轮外侧与外壳 6 之间，腔内储存的

液体以约 的转速旋转所造成的离心静压力与工作腔环流的压力相平衡。当超载时， 降低（即s增大），侧辅腔内的液体转速也随之降低，致使腔内离心静压力下降。但是，这时在工作腔内的环流也因 s的增大而使其流量﹑能量增加，导致环流的压力大于侧辅腔液体的压力，迫使工作腔的液体进入侧辅腔。这样，因工作腔的液体减少，使启动时及低传动比时的力矩下降，从而起到了过载保护作用。

2)( TB nn Tn

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 这种液力耦合器，在高速传动比时，侧辅腔存油很少，因

而传动力矩较大；而在低传动比时，侧辅腔存油较多，使特性曲线较为平坦，较好地能满足工作机械的要求。但需指出的是，由于液体出入侧辅腔跟随负载变化而反应速度慢，所以不适于负载突变和频繁起动、制动的工作机械。因为这种液力耦合器多用于车辆的传动中，所以也叫做牵引型夜力耦合器。

2 ．动压泄液式液力耦合器• 动压泄液式液力耦合器能够克服静压泄液式液力

耦合器在突然过载时难以起到过载保护作用的缺点。图 11-11 是动压泄液式液力耦合器的结构和外特性图。

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图 11-11 动压泄液式液力耦合器（ a）结构图；（ b）外特性曲线。

1— 主动半联轴器与输入轴套； 2— 前辅腔； 3— 后辅腔； 4— 泵轮； 5—注油塞； 6—易熔塞； 7— 涡轮； 8— 涡轮轴（输出轴套）； 9— 后辅腔外壳。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 图中，输入轴套 1 通过弹性联轴器及后辅腔外壳9 而与泵轮 4 连接在一起，涡轮 7 用输出轴套 8与减速器或工作机械相连起来，易熔塞 6 起过热保护作用。这种液力耦合器有前辅腔 2 和后辅腔3 ，前辅腔是泵轮﹑涡轮中心部位的无叶片空腔；后辅腔是由泵轮外壁与后辅腔外壳 9 所构成。前后辅腔有小孔相通，后辅腔有小孔与泵轮相通，前后辅腔与泵轮一起转动。

• 这种液力耦合器在不同的传动比时，性能也不相同。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 下面来讨论只有前辅腔时，对外特性的影响， 图 11-12a 。• （ 1 ）当 ～ 区段工作时，工作腔内的液体（体积 ）处于小循环流动，所以液体不能进入前辅腔内，特性线沿 al 变化；

• （ 2 ）在 ～ 区段，当 后，工作腔内液体由小循环转变成大循环，此时就有部分液体泄注到前辅腔。随着的减小，泄注到前辅腔的液体就越来越多，直到 时，把前辅腔充满（容积为 ）。由于工作腔内的充液量不断减少，使力矩下降，特性线沿 ld 变化， d点为跌落点。

1i li0V

lii di lii

dii 1V

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• （ 3 ）在 ～ 0 区段时，因前辅腔已充满液体，

工作腔内的液体不再减少，此时曲线按充液量为 ～ 的固有特性曲线上升到 e 。这样，就形成了仅有前辅腔的限矩型液力耦合器的外特性曲线（图中 alde ）。

• 液体由工作腔泄注到前辅腔是靠自身动能进行的，因此，动作迅速，一般只需 0.1 ～ 0.2秒就可以充满前辅腔，所以有较好的动态特性。

dii

0V 1V

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构

图 11-12 前后辅腔对特性的影响（ a）前辅腔对特性的影响；（ b）后辅腔对特性的影响。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 为了能比较接近外特性为恒力矩这样的理想特性

（即希望在 、 、 工况时的力矩 、 、 基本相等）实践证明，仅仅采取改变前辅腔容积 的办法是不可行的。要使低传动比区段（ ～ ）外特性曲线（ de 线）较为平坦，设置了后辅腔，可使已充满前辅腔的液体通过小孔 f 图11-12b 流入后辅腔，从而使工作腔内的充液量继续减少，力矩不再升高，达到使图 11-12a 中lde 线趋于平坦的目的。

li di 0ei lM

dM eM

1V0i di

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 后辅腔另一作用是“延充”，延充作用可改善启

动性，当发动机开始起动时（涡轮还没有转动），工作腔液体呈成大循环，使液体充满前辅腔后又经小孔 f进入后辅腔。由于工作腔充液量很少，力矩很小，因而发动机可轻载起动。随着发动机转速（也即泵轮转速）的升高，后辅腔内的液体因形成的油环压力增加而沿小孔 g 进入工作腔，又使工作腔的充液量增加，这就是“延充”。

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11.3 11.3 液力耦合器的类型和结构液力耦合器的类型和结构• 由于延缓充液作用，使涡轮力矩增加，力矩达到

起动力矩后（图 11-12b 中的 ），涡轮开始转动。随着 的增加，工作腔中的液体流进前辅腔的量减少 ,而从后辅腔流入工作腔的液体增多，致使工作腔充液量增加，此阶段特性按 线变化； 后，前腹腔液体逐渐流回工作腔，特性线按 32 线上升； 后（ 是临界传动比），工作腔液体呈小循环，特性线按 21 线变化，和普通液力耦合器在高速传动比阶段特性相同。图中 1234 是无后腹腔时的外特性线； 为有后腹腔时的外特性线。显然，后者接近理想的平坦特性。

3ii 34

2ii 2i

4i

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

• 在液力传动中安装液力耦合器的目的是为了实现过载保护﹑改善整机的牵引性能。内燃机与液力耦合器配合的好坏，会影响到整机性能，所以必须了解它们共同工作的一些特性。

• 在内燃机﹑液力耦合器已确定的情况下，内燃机的特性（外特性 ﹑ 部分特性 ﹑ 调速特性）及液力耦合器的有效直径 、原始特性及工作液体的重度 、温度都应是已知的。

D

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

11.4.1 11.4.1 液力耦合器与内燃机共同工作的输液力耦合器与内燃机共同工作的输入特性入特性

• 因为内燃机是与液力耦合器直接相连接的，所以内燃机的转速和液力耦合器泵轮转速应该相等。如果把根据前述已知条件绘出的液力耦合器输入特性线（参见本章第二节）与内燃机净特性线按同一比例尺绘在同一坐标图上，就得到液力耦合器与内燃机共同工作的输入特性曲线，见图 11-13 。

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

图 11-13 液力耦合器与内燃机共同工作的输入特性

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

对于共同工作的输入特性应尽可能地满足以下要求：• （ 1 ）在制动工况（ ，即 ）时，起

动力矩要大。当内燃机在净外特性曲线上工作时并且 时的一条曲线 与 内燃机 外特性曲线的交点 A ，就是制动工况时的工作点。 A 点应尽量位于 的极大值处，这样做的目的是使内燃机的起动力矩大。

• （ 2 ）在高效传动比 时 ， 输入特性线应通过 线的标定工况点 D （内燃机功率最大时的力矩）。这样配合，其经济性能好。

00 ii 0Tn

0i BB nfM FFJ nfM

FFJ nfM

BB nfM FFJ nfM

i

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

• （ 3 ）转差率 曲线纵坐标值越小越好。因 ， s 值小，则表明在相应的转速下，效率高。

特性曲线可用如下方法获得：根据 ，例如 A 、 B 、 C、 D 点对应的 值时的 s 值

（即纵坐标值），分别应为 、 、 、 ，其横坐标值就是 A B C D﹑ ﹑ ﹑ 各点对应的

转速。最后把各个对应的纵横坐标值所确定的点用圆滑曲线连接起来，就得到 线。

• （ 4 ）内燃机在最小稳定转速 （怠速）工作时，液力耦合器作用于内燃机上的附加力矩 EF值要小。这样，内燃机起动容易 。

Bnfs s1 Bnfs is 1 Bn

1011 0 i 11 i21 i i1

Bnfs minFn

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

• 上述要求有时是相互矛盾或者不能同时满足的。例如，要满足 2 的要求，就不一定能同时满足 1的要求；又如，要满足 1 时，会使要求 4 里的EF值变大。所以，要分清主次全面协调各方面的要求。当共同工作输入特性不够理想时，可考虑采取改变液力耦合器有效直径 D 及改换其他类型的液力耦合器的办法，以改善共同工作的特性。

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

11.4.2 11.4.2 液力耦合器与内燃机共同工作的输出特液力耦合器与内燃机共同工作的输出特性性

• 液力耦合器与内燃机共同工作时，输出轴（涡轮轴）上的力矩（记作 ）与其转速 之间的关系 ，称为它们共同工作的输出特性。共同工作的 特性线绘制方法如下， 见 图 11-14 。

• 1. 将液力耦合器的通用特性曲线（如图 11-14所示，分别取 、 、 、 、 、 为定值时，做出相应的 曲线组，即是通用特性曲线，详况参见本章第二节 )和内燃机的净外特性线

用相同比例尺绘在同一个坐标图上。

GTM Tn TGT nfM

TGT nfM

1nnB in 2n 3n 4n 5n TnfM

FFJ nfM

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

• 2. 因当 时， ，所以 的横坐标值就分别是 、 、 、 、 、 。再根据内燃机在某一转速下工作时，液力耦合器的输出力矩等于内燃机在该转速时的力矩这一原则，则可以分别过 作垂直线，与 线交于 、 、 、 、 、 。再分别过这些交点作水平线，与相应的 为某定值时通用特性线 交于 。这几个点就是共同工作输出特性线上的点，由这些点连成的曲线就是共同工作的输出特性线

。

0M FBT nnn 、、、、 321 bbbb i

54 bb、 1n in 2n 3n 4n 5n

54321 bbbbbb i 、、、、、 FFJ nfM 1a ia 2a 3a 4a 5a

Bn TnfM 54321 aaaaaai 、、、、、

TGT nfM

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图 11-14 液力耦合器与内燃机共同工作的输出特性

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

• 从图 11-14 分析可看出：• （ 1 ）图中 、 、 、 、 为转速差 ，也就是速度损失。在低速时，速度损失要

比高速时大，因而低速时效率要比高速时效率低。但是，共同工作时工作区域 要比内燃机单独工作时的区域 宽阔，这正是由于转速差造成的，或者说是以功率损失而换取的。为了提高效率，最好能采用高的转速。

iiaa 22aa 33aa 44aa 55aa

TFss nnnn

5521 baacab i baaaab i 5211

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11.4 11.4 液力耦合器液力耦合器与内燃机的共同工作与内燃机的共同工作

• （ 2 ）当负载达到预定的最大值时，涡轮转速会急剧下降到零，但内燃机仍有一定的转速，不会熄火，能起过载保护的作用。

• （ 3 ）根据共同工作的输出特性，可以进行车辆的牵引计算，评价车辆的动力性能和经济性。

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11.5 液力耦合器的选择

11.5.1 11.5.1 液力耦合器型式的选择液力耦合器型式的选择• 首先应了解工作机械的性能﹑负载变化规律﹑功

率大小和运转速度﹑起动是否频繁等各方面的要求以及发动机种类、特性、过载性等各方面的情况。不同的工作机械应选用的液力变矩器型式也不一样。

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11.5 液力耦合器的选择• 普通型液力变矩器主要应用于不需要过载保护，只起隔振和改善起动冲击、无调速要求的工作机械，如塔式起重机行走机构、建筑卷扬机、小型搅拌机等；对于载荷基本上是恒力矩，且对过载保护和起动平稳性要求高的工作机械，如带式输送机﹑球磨机﹑破碎机﹑搅拌机﹑打桩机等应选用限矩型液力耦合器；调速型液力耦合器多半用在需要调节流量的叶片式风机和水泵上。

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11.5 液力耦合器的选择

11.5.2 11.5.2 液力耦合器有效直径液力耦合器有效直径 DD 的选择的选择• 根据液力耦合器的基本方程 ，另外考虑到内燃机通常和液力耦合器直接相连（ ），为了充分利用内燃机的功率，所以液力耦合器的有效直径 D 应按下式计算：

• 式中 • D —— 液力耦合器的有效直径（m）；

25BnDM

FB nn

52FP

FPJ

n

MD

（ 11-9 ）

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11.5 液力耦合器的选择• —— 分别是内燃机最大净功率时的力矩

（ N·m ）和转速（ r / min ）；• —— 耦合器计算工况（ ～ 0.98 ）时的力

矩系数（ ·m ）；• —— 工作液体重度（ ）。• 根据式（ 11-9 ）计算出 D 后，还应根据和内燃

机共同工作的特性，在起动力矩、过载保护、运转的经济性等各方面进行分析。如果不够理想，可适当改变 D 的大小及调节充液量来改善共同工作的特性。

FPFPJ nM 、

95.022/min r

3/mN

本章结束本章结束

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