第3章　液力机械变矩器

3.1　液力机械变矩器的分类及原理

由液力变矩器和机械元件组成的双流液力传动元件称为液力机械变矩器。它把输入功率流分流，然后经过汇流后输出。

按照功率分流是在液力机械变矩器的液力元件内部实现、外部实现或内外复合实现，分为内分流、外分流和复合分流三类。

3.1.1　功率内分流液力机械变矩器

内分流液力机械变矩器由液力变矩器和机械元件组成，功率流在变矩器内部的叶轮中分流，在机械元件中汇流。

内分流液力机械变矩器按照变矩器内部动力分流结构形式的不同，分为导轮反转内分流液力机械变矩器和多涡轮内分流液力机械变矩器两类。

3.1.1.1　导轮反转内分流液力机械变矩器

导轮反转内分流液力机械变矩器目前应用较多的有单级和二级两种，它们分别是以单级和二级液力变矩器为液力元件与机械元件组成。

3.1.1.2　多涡轮内分流液力机械变矩器

多涡轮内分流液力机械变矩器根据独立运转的涡轮的个数，有双涡轮液力机械变矩器和三涡轮液力机械变矩器两类。功率流在若干涡轮中分流，在机械元件中汇流。

图19-3-1为双涡轮液力机械变矩器。第二涡轮T₂通过齿轮副C₁、C₂与输出轴2连接，第一涡轮T₁通过齿轮副C₃、C₄和超越离合器C与输出轴连接。转速比在i=0～i_x工况区，液流对第一和第二涡轮叶栅的作用转矩使它们均朝与泵轮转向相同的方向旋转，由于超越离合器的存在，它楔紧，于是齿轮C₄和C₂同速旋转，而涡轮T₁和T₂按一定的转速比旋转。在此工况区，动力流一流通过第二涡轮传递，另一流通过第一涡轮传递，两流在输出轴上汇流。随着外载荷的减小，第二涡轮转速提高，转速比在i≥i_x的工况区，齿轮C₂的转速超过C₄，C脱开，第一涡轮在液流中自由旋转。此时，通过T₁的功率流终止，仅存在通过T₂的功率流。

这种液力机械变矩器的特性类似单级导轮反转液力机械变矩器的特性，只是超越离合器承受的转矩是第一涡轮经过齿轮机构放大后的转矩（放大倍），而且它位于变矩器的外部，润滑条件较差，因此超越离合器可靠性较差。

双涡轮液力机械变矩器在轮式装载机上得到广泛的应用。

三涡轮液力机械变矩器实际上是一台液力传动装置，曾于20世纪50年代广泛应用于高级轿车中，目前已无应用。

3.1.2　功率外分流液力机械变矩器

外分流液力机械变矩器按照动力流在差速器中的分流或汇流，分为分流差速液力机械变矩器和汇流差速液力机械变矩器两类。

分流差速液力机械变矩器按照差速器的三构件与输入构件、变矩器泵轮和涡轮的不同连接组合，可实现六种方案。汇流差速液力机械变矩器按照差速器与输出构件、变矩器泵轮和涡轮的不同连接组合，也可实现六种方案，见表19-3-2。

3.1.2.1　基本方程

为了建立适用于扭矩分流装置的基本方程，假设行星轮系的传动效率为100%，传动装置的所有损失都集中于液力元件中。基本方程见表19-3-3。

3.1.2.2　用于特定变矩器的方程

3.1.2.3　分流传动特性的计算方法及实例

（1）分流差速传动特性的计算方法

根据液力变矩器的特性曲线及选定的分流比a₁之值，分流差速传动的特性可按表19-3-5的顺序进行计算。

作为计算实例，给出变矩器的特性曲线［表19-3-5中图（a）］及分流差速比，计算分流差速传动的特性曲线。计算结果列入表19-3-6内。

按照表19-3-5的顺序，对于不同的分流比，可进行与时相类似的计算。不同分流比的计算结果，可以绘制分流传动的特性曲线。效率η_be与总转速比i_be的关系曲线以及总变矩比K_be与变矩器变矩比K_y的关系曲线已分别示于表19-3-4中图（c）及表19-3-3中图（c）中。转矩系数λ_e的计算结果则绘于图19-3-2中。

图19-3-2中的曲线AA₁表示相应于导轮工作时刻的工况点的几何位置，而曲线BB₁则表示分流传动作为偶合器工作时其工况点的几何位置。图中的转矩系数曲线表明，当a₁<0.5时，将使分流传动的透穿度数值过高，以致该种传动不能有效地与现有内燃机相匹配。

减小分流比a₁值，可以提高最大效率值η_bemax［表19-3-4中图（c）］，但最大效率值的提高将伴随着失速总变矩比K_bes的减小［表19-3-3中图（c）］以及透穿度的增大（图19-3-2）。

（2）汇流差速传动特性的计算方法

根据变矩器的特性曲线及给定的分流比a₂，汇流差速传动的特性可按表19-3-7的顺序进行计算。

作为计算实例，给出变矩器的特性曲线（图19-3-3）及汇流差速比 a₂= 0.833，计算分流传动的特性曲线。计算结果列入表19-3-8内。

与分流差速传动的计算一样，对于不同的汇流差速比，可进行与a₂=0.833时相类似的计算。不同分流比的计算结果，可以绘制分流传动的特性曲线。由于效率及总变矩比曲线已分别示于表19-3-4中图（d）及表19-3-3中图（d）中，此处仅将转矩系数λ_e的计算结果示于图19-3-3上。图中的曲线表明，a₂值的减小将使转矩系数λ_e值增加，从而可以减小液力变矩器有效直径的尺寸。 但透穿度的急剧增高，将导致与内燃机共同工作的不相适应。对于现有的内燃机，a₂不大可能小于0.7。

对分流差速及汇流差速传动，可以依据某一个具有普遍意义的参数进行比较。从使用观点来看，它应当是传动装置中的主要特性参数之一。此参数可以是透穿度（透穿性），因为在一定的范围内，透穿度值越大，则最大效率值η_bemax越高，且利用发动机的可能性也越好。

正是与该分流传动共同工作的发动机的特性，决定了提高透穿度的允许范围，也就是限制了提高最大效率值η_bemax的可能范围。

按照分流传动透穿度相同时对两种分流传动的性能作一比较，可以借助于图19-3-4的曲线来进行。图中以实线表示按汇流差速方案制成的传动装置的失速工况变矩比K_bes、最大效率工况下的转矩系数。在松开第一导轮工况下的效率值以及由变矩器工况转为偶合器工况时的效率值；而以虚线表示按分流差速方案制成的传动装置的上述相应值。所用液力变矩器为“阿里逊”综合式，其特性如表19-3-5 中图（a）所示。

对所得的曲线进行比较的结果表明：按分流差速方案制成的传动装置，在其他条件相同的情况下，有着较大的转矩系数值亦即有可能采用有效直径D较小的变矩器。但同时却减小了失速变矩比K_bes，更重要的是减小了最大效率值η_bemax，而这是不可忽视的。

3.1.2.4　外分流液力机械变矩器的方案汇总

行星排的三构件可与液力变矩器的泵轮和涡轮任意组合搭配。行星排在输入端，液力变矩器正向传动有六种方案；同理行星排在输出端，液力变矩器正向传动又可得到六种方案。在上述十二种方案中将液力变矩器反接，即将泵轮和涡轮交换位置可得到另外的十二种方案，因此共有二十四种传动方案。液力变矩器正向传动的外分流液力机械变矩器特性参数的计算式见表19-3-9。对于液力变矩器反向传动的十二种方案的计算式可通过正向传动的方案适当改动即可得到。

3.2　液力机械变矩器的应用

3.2.1　功率内分流液力机械变矩器的应用

3.2.1.1　导轮反转内分流液力机械变矩器

（1）单级导轮反转内分流液力机械变矩器

单级导轮反转内分流液力机械变矩器和两自由度、三自由度的行星变速器或定轴变速器组成的液力传动装置在工程机械上得到广泛的应用。其运动简图和各挡所结合的操纵元件及传动比的计算式见图19-3-5和图19-3-6。根据机器不同作业的要求，提供不同排挡数和不同传动比的选择。图19-3-5为行星变速器，图19-3-5（a）有两个前进挡，一个后退挡，图19-3-5（b）前进、后退各有两个挡，图19-3-5（c）前进、后退各有三个挡。图19-3-6为定轴变速器，有两个前进挡，一个后退挡。

单级导轮反转液力机械变速器（两前一后）的液压换挡操纵系统见图19-3-7。

（2）二级导轮反转内分流液力机械变矩器

二级导轮反转内分流液力机械变矩器与二自由度行星变速器（或换向器）组成的液力传动装置广泛地应用于长途汽车、公共汽车、载货汽车和中小型内燃机车。其简图见图19-3-8。图19-3-8（a）有三个前进挡位，一个后退挡位，图19-3-8（b）有四个前进挡位，一个后退挡位。后者各挡所结合的操纵元件和传动比的计算式见表19-3-10。

变矩器的叶轮起液力减速的作用。图19-3-8（b）有五个减速运转工况（见表19-3-10）。不同的减速运转工况组成两个液力减速级，适合不同的行驶状况使用。这种液力减速的作用均匀、平缓、无磨损。

3.2.1.2　双涡轮内分流液力机械变矩器

双涡轮内分流液力机械变矩器与二自由度、三自由度的行星变速器组成的液力传动装置广泛地应用在轮式装载机上。其简图和各挡所接合的操纵元件及传动比的计算式见图19-3-9。

图19-3-9（a）有两个前进挡，一个后退挡。图19-3-9（b）、（c）前进、后退各有两个挡，前者高挡为降速挡，后者高挡为超速挡。变速器各挡传动比可以根据用户的要求做适当的调整。

双涡轮液力机械变速器（二前一后）的液压换挡操纵系统见图19-3-10。

3.2.2　功率外分流液力机械变矩器的应用

3.2.2.1　分流差速液力机械变矩器的应用

（1）具有正转液力变矩器的分流差速液力机械变矩器

具有正转液力变矩器的分流差速液力机械变矩器与换联式三自由度行星变速器组成的液力传动装置，多用于公共汽车和越野载货汽车。其简图和各挡所接合的操纵元件及传动比的计算式见图19-3-11。车辆原地起步时，齿圈q不动，太阳轮t与泵轮以1+α倍的发动机转速与发动机同向旋转，此时机械功率流不发生，而液力功率流的相对功率最大。随着车速的提高，泵轮转速降低，液力流减小，机械功率流增大（增大）。车速提高的同时，变矩器的转速比增大，当达到换挡点时，相应换入高挡。

当车速进一步提高时，制动器Z_B接合，泵轮和太阳轮被制动。此时液力流终止，全部动力通过机械流传递，差速器成为增速器、速比为。为避免中心轴驱动涡轮而产生液力制动，在涡轮与中心轴之间有超越离合器。

（2）具有反转液力变矩器的分流差速液力机械变矩器

具有反转液力变矩器的分流差速液力机械变矩器与二自由度双行星换向器组成的液力传动装置，多应用于小吨位轮式装载机和叉车，其运动简图和各挡所接合的操纵元件及传动比的计算式见图19-3-12。

在车辆起步和低速范围，滑差离合器L_h接合、泵轮反转（相对输入轴），而涡轮正转、传动装置处于液力机械变矩器的双流运转工况。

车速提高到接近最高车速的一半（i_be=0.36～0.46），制动器Z_B自动接合，泵轮被制动，液力流终止，仅存在机械流，差速器成为减速器，传动比为（1+α₁）/α₁。泵轮制动根据车速和油门踏板位自动进行。功率流没有中断，由一台计量泵控制。

从前进挡位挂到后退挡位的瞬间，车辆由于惯性继续前进，中心轴反转，超越离合器锁止，轴流涡轮被增速，泵出的液流流经固定的导轮，起到对车辆的制动作用。反之，从后退挡挂到前进挡亦然。换向可以在任何车速和任何油门下进行（称为全动力换挡）。车辆在长坡向下行驶时，反转液力变矩器可提供无级控制持续作用的制动力矩，这种液力制动无磨损。

这种分流差速液力机械变矩器的其他几个传动方案（其简图见图19-3-13）广泛地应用于公共汽车。有前进三个挡位和四个挡位之分，分别用于市内、机场公共汽车和城市间、长途公共汽车。后者有两种不同传动简图，提供不同的速比，以适应不同的道路状况。

各种方案各挡所接合的操纵元件及传动比的计算式见图19-3-13。

换挡的控制系统为电子液力控制。自动换挡的换挡点决定于变速器输出轴转速和油门踏板位置。

车辆在某一挡位前进行驶时，松开油门踏板，踩下制动踏板，后退挡动器即被接合，得到相对挡位的液力制动。此时轴流涡轮反转（相对输入轴），作为轴流泵，泵出的液流流经制动的泵轮和固定不动的导轮，起到对车辆的制动作用。在某一挡位制动时根据车速可以自动下挂到低一挡，以弥补由于车速降低而下降的制动力。对于长坡的连续制动，另有一个手动操纵杆，提供三级液力制动，每级相应变矩器内部有不同的调节压力。这种液力制动反应迅速，反应时间约为0.3s，制动过程柔和平稳、无磨损。

3.2.2.2　汇流差速液力机械变矩器的应用

汇流差速液力机械变矩器与串联在其后的三自由度行星变速器，在履带式推土机上得到了广泛应用，其简图以及各挡所接合的操纵元件和传动比的计算式见图19-3-14。

车辆原地起步和处于低速范围时，液力机械变矩器在工况区运转，在此工矿区变矩器的涡轮与泵轮反向旋转，变矩器处于反转制动工况，相对功率为负（从汇流差速机构输入功率）。随着车速的提高，液力机械变矩器运转在工况区，在此工况区涡轮与泵轮同向旋转，液力变矩器处于牵引工况区，相对功率为正（向汇流差速机构输出功率），并且随着车速的提高，增大。

3.3　液力机械变矩器产品规格与型号

3.3.1　双涡轮液力机械变矩器产品

3.3.2　导轮反转液力机械变矩器产品

3.3.3　功率外分流液力机械变矩器产品

3.3.4　液力机械变矩器传动装置产品