CPC-2型铲车用液力变矩器简介

目前工程机械中广泛采用了液力变矩器。这是因为液力变矩器能够在泵轮扭矩不变或变化较小的情况下,随着涡轮转速不同而改变涡轮扭矩的大小。所以,随着外载荷的变化液力变矩器能够自动无级改变输出轴上的扭矩与转速,从而可使机器在行驶中减少换档,且还具有起步平稳、操作轻便,防止发动机过载熄火等优点。我校为CPC-2铲车试制的液力变矩器,为单级双相综合式,其泵轮、涡轮、导轮及泵轮盖,全部采用铝合金(ZL10)铸造而成。叶片薄,呈“S”形,流道小,与叶轮整体浇铸(见图1)。该液力变矩器体积小,重量轻,其具体结构参看图2所示:泵轮1通过变矩器外壳5与     

限矩型液力偶合器匹配选型常见问题探讨

限矩型液力偶合器因其对电机系统的轻载起动、过载保护作用及显著的节能特性,在各种工业设备上得到了广泛应用。但在限矩型液力偶合器实际匹配选型中,常存在一些问题。1限矩型液力偶合器匹配选型的一般原则液力偶合器匹配选型一般有两种方法:(1)查表法。按电机额定转速和功率,查找相应功率的液力偶合器规格。(2)计算法。按已知条件计算偶合器工作腔有效直径:D=5MBλBγn2B式中MB———泵轮力矩,考虑损失取MB=(1103～1105)MT,MT为涡轮力矩;λB———泵轮力矩系数,数值依偶合器腔型不同、转速比、充油率不同而异;γ———工作油密度;nB…     

谈谈为发动机选配液力变矩器的某些原则

怎样根据不同的发动机特性来选配液力变矩器?它们的特性是否能满足使用要求?这是在机械中应用液力变矩器所首先遇到的问题。近年来,我国装有液力传动装置的工程机械日益增多,所采用的变矩器能否与国产内燃机相适应是值得考虑的。好的发动机配上好的变矩器,不一定能得到满意的效果。因此,需要研究液力变矩器与发动机共同工作的特性。本文试就此问题作一初步讨论,以供参考。变矩器的穿透性变矩器泵轮扭矩 M_(1г)与涡轮扭矩 M_(2г)可分别由下式表示:     

液力变矩器中轴承的合理布置与选择

液力变矩器是一种通过矿物油柔性传递功率的装置,它的主要构件——泵轮、涡轮和导轮之间没有机械摩擦,可以认为它们的使用寿命是“无限长”的。而其它的一些零件如轴承和油封等,由于机械磨损的原因,成为液力变     

双涡轮液力变矩器叶片出口角度的选择

为了满足ZL30和ZL20装载机需要,对D310双涡轮液力变矩器的泵轮和导轮的出口角做了一系列的改变试验,选择了相应的出口角度,达到降低能容,提高输出性能的目的。双涡轮滚力变矩器有一个轴流涡轮和一个向心涡轮。原始设计者为了提高变矩系数及传递能量的效率,把轴流涡轮的工作特性用在起动工况和低速工况。而在高速工况时只允许向     

装载机液力变矩器传动效率试验研究

液力变矩器泵轮输入转矩和涡轮输出转矩的监测难度较大,因此无法直接测算装载机循环工况中液力变矩器的传动效率。提出一种通过液力变矩器的速比间接测算其传动效率的方法,该方法以循环工况的速比为索引,可根据液力变矩器原始特性中的速比与传动效率的对应关系,利用插值法反求传动效率,从而获得装载机循环工况中液力变矩器的传动效率。运用该方法对某国产装载机液力变矩器的传动效率进行测算,结果表明,该装载机液力变矩器在循环工况中的传动效率受物料和所处工况等因素影响较大,在高负荷工况和较坚硬物料时传动效率较低,在低负荷工况和松散物料时传动效率较高;指出液力变矩器传动效率总体水平不高,是目前装载机油耗较高的主要原因之一。     

双泵轮液力变矩器及其在装载机上的应用

装载机的牵引力可按发动机输出扭矩和附着条件两种不同方法来分别计算确定。按发动机输出扭矩所决定的牵引力按下式计算: P_(kl)=(M_e·K·i_总·η_m)/r_k(公斤) (1)式中:M_e—发动机输出扭矩(公斤·米)。其值由在液力变矩器某一给定的传动比i_(21)时,发动机力矩特性曲线M_e与液力变矩器的输入特性曲线交点的位置来确定; K—液力变矩器的变矩系数;     

对东风Z435型装载机几点故障的应急修理

本文仅就Z435装载机在使用和维修过程中常出现的几点故障,提出一些具体的维修方法与意见,供同行商讨。一、液力变矩器泄漏的修理(参看图1) 我单位一台装载机经过使用后,在液力变矩器泵轮壳的A处,内孔表面被密封环磨掉大约深0.5～0.8mm的沟槽,使A处的密封能力大为下降,变矩器的工作效率也随着降低,且大量的油液由A处溢出,顺着卸荷槽C流入与变矩器法兰座相联接的功率输出箱内(参看图1箭头处)。功率输出箱又与后面的变速箱(亦作为液力变矩器供油系统的油箱)一条胶管相通,当流入功率输出箱的油位高于变速箱的油位时,     

液力变矩器叶栅进出口角度差值的研究

1 前言 液力变矩器早期研制是凭经验,采用多种模型及试验筛选改进,最后定型。随着技术的发展、理论的建立,要求应用计算方法进行设计,使制出的产品试验性能与计算性能相一致。由于束流理论的一些假定与实际流动状况差别很大,一些损失按固定流道方法计算与旋转流道内流动不相符,加之参数众多,使计算变得困难、复杂,且实际试验性能与计算差别很大。因此,一般以计算作为初算,第一轮试制后再根据试验性能以一般理论为指导修改设计,几经修改才能定型。我所研制开发的TY220型液力变矩器,采用理论计算与试验相结合的方法,在研究液力变矩器工作轮几何参数对性能影响,尤其是在改变泵轮、涡轮叶栅的进出口角度差值,对提高液力变矩器性能参数的研究取得了进展。本文较详细地介绍了这种改善和提高液力变矩器性能参数的原理、方法和结果。     

装载机液力变矩器工作叶轮的修理工艺

我分局现有四台波兰L34装载机,其中有三台由于液力变矩器的轴承、挡圈损坏,造成泵轮、涡轮、导轮严重磨损及变形,配合间隙成倍加大,功率损失50%以上,无法维持机械正常运转。我们采用铝钎焊法修复,使机械恢复正常使用。一、损坏情况如图1所示,泵轮端面外密封圆磨损8mm,内密封圆磨损4mm;蜗轮端面外密封圆磨损了12mm,内密封圆磨损6mm。使泵轮端面外圆与蜗轮端面交圆的配合间隙达20mm,泵轮内圆与蜗轮内圆端面的配合间隙达10mm,泵轮、蜗轮     

液力变矩器适配轮式湿喷机的匹配计算

轮式湿喷机采用马达带动机械换挡变速器的底盘动力方案,操作时容易出现卡齿、速度与挡位不匹配等问题,采用液力传动技术方案可避免已出现的技术弊端.将现湿喷机技术参数和使用工况作为液力传动计算的设计输入,根据已有的液力变矩器的原始特性,求出泵轮输出特性,与选用发动机的部分功率进行特性匹配,得出液力变矩器的共同工作输出特性曲线,...     

新型定轴式液力机械传动装置

天津工程机械研究所和山东汽车齿轮总厂在吸取国外先进技术的基础上，从1991年开始联合开发了适用于ZL10、ZL15、ZL20、ZL30等装载机的前进、后退各三挡的PZ133型系列定轴式液力机械传动装置。经多年的实际应用，于1995年通过省级鉴定，目前已批量生产。该液力机械传动装置系统如图1所示，适用机型见表1。l变矩器该变矩器为单级单相三元件结构，其特点是涡轮与导轮、导轮与泵轮之间用滚子止推轴承支承。变矩器驱动盘与发动机飞轮刚性连接。在变矩器安装到发动机飞轮壳上时，允许变矩器芯部轴向游动（约土2mm）。这样，一方面使变矩器三…     

第四讲 液力变矩器及其特性

一、概述液力变矩器是一种以工作液体动量矩的变化来传递扭矩的传动装置。这种传动装置能满足轮式装载机作业要求的牵引特性等,因此应用日益广泛。理想的牵引特性,其扭矩和转速的变化关系是一条双曲线(图4—1),即保证在标定牵引功率下工作,所提供的驱动力矩能适应外载荷变化的要求。但是,机械传动装置的牵引特性形状,完全取决于柴油机的特性(图4—2)。柴油机作为装载机的动力装置,虽具有结构紧凑、燃料经济性高等优点,但扭矩储备系数     

TD-40塔机回转机构的改造

TD—40下旋转塔式起重机,系上海宝山县农机厂1978年产品。原回转机构为二套蜗轮减速箱传动,没有同步伺服机构且制造精度差,致使运转不平稳,功率消耗大,零部件易损坏,影响施工。同时生产厂家已于1982年转产,不再提供零配件,给维修工作也带来很大困难,于是,我们对此塔吊进行了改造。在保证安全、力矩的前提下,选用一套XLE—84—1/289的行星摆线针轮减速机,扭矩为4.5kN.m,速比为1:289,使速比、扭矩都满足于设计、使用的要求,再增加液力偶合     

旋挖钻机的功率匹配节能控制策略

在分析旋挖钻机的复杂作业工况特点和发动机的工作特性的基础上,提出旋挖钻机功率匹配节能控制的策略:检测液压泵的出口压力,判别并确定采用的功率模式;根据极限负荷控制原理,调节液压泵的排量使泵吸收发动机最大转矩,保证最大限度利用发动机功率;跟随负荷变化,明确在同一功率模式状态下引起发动机转速变化,利用转速感应模糊控制,调节泵的排量,使发动机与泵保持功率匹配;当超载或不工作时,通过压力切断或正流量先导控制,使液压泵输出流量为零,同时发动机实现自动怠速,降低功率损失及油耗.采取上述措施可实现全局协调节能控制的目的.     

圆套方复合钢管混凝土短柱压扭力学性能研究

为了适用于实际工程,设计了12个以轴压比(n≤0.3)为参数的圆套方复合钢管混凝土试件,来探究压扭作用下力学性能和延性性能。结果表明:通过对扭矩-转角(T-θ)分析,当n≤0.2时,极限抗扭承载力是增大的;当n>0.2时,极限抗扭承载力有所下降。由扭矩-应变(T-ε)曲线可知,当n≤0.2时,此时轴向和环向都为受拉状态,45°方向为受压状态,说明轴力起主要作用,当n>0.2时,此时环向为受拉状态,轴向和45°方向都为受压状态,说明轴力和扭矩共同作用。通过轴压比和延性性能的关系曲线分析得出,在0≤n≤0.3时,随着轴压比增加,延性性能先增加后减小,当n=0.2时是一个突变点。由空心率和延性系数关系曲线可知,在空心率0<χ<0.55时,随着空心率的增大,延性性能也是先增加后减小,在χ=0.45时是一个突变点。最后通过有限元数值建模和试验的扭矩-转角曲线对比可知,其结果基本吻合。     

混凝土泵车动力匹配及节能控制研究

在分析混凝土泵车的复杂作业工况特点和发动机的工作特性的基础上,提出泵车发动机功率匹配节能控制的策略;检测液压泵的出口压力,判别并确定采用的功率模式;根据极限负荷控制原理,调节液压泵的排量使泵吸收发动机最大转矩,保证最大限度利用发动机功率;跟随负荷变化,明确在同一功率模式状态下引起发动机转速变化,利用转速感应模糊控制,调节泵的排量,使发动机与液压系统保持最佳功率匹配;当超载或不工作时,通过压力切断或正流量先导控制,使液压泵输出流量为零,同时发动机自动回怠速,降低功率损失及油耗。采取上述措施可实现全局协调节能控制的目的。     

振动功率和起振时间的确定

在振动压路机的设计计算中,振动功率和起振时间的确定是一项非常重要的内容,是确定发动机和振动液压元件的重要依据。关于振动功率的计算有多种计算公式,但其不确定因素很多,且数值差别很大;对起振时间的确定很多书籍也没有介绍过。本文从实际经验出发,以YZ14、YZ18和YZC12三种压路机的实测数据来计算上述两种参数,供大家商榷。1理论振动功率公式的校核1.1确定振动功率P的两个常用公式公式1[1]:P1=mr·ψ·7ω5·η0.735(kW)(1)式中:mr——高振幅时的静偏心矩(kgm)ω——角速度(rad/s)ψ——振动轮振动阻力系数,取ψ=1.5η——振动轮的…     

行走机械静压驱动的实例设计

怎样确定静压驱动的型式及怎样选择液压泵、液压马达的规格大小一直是围绕广大设计者的难题,本文通过一实际例子说明怎样进行传动型式及泵、马达规格大小的确定。某工程车辆常在沥青路面行走,其装备的发动机功率为27kW,转速为40s-1,车辆自重29400N,液压马达至车轮的传动减速比为39,机械传动效率为0.9,橡胶车轮半径为0.452m,行走速度为0～4.2m/s。1确定液压传动的型式最大牵引力Fmax=Cs·W+μ·WCS—滑动附着系数;橡胶轮胎与沥青路面一般为0.8～1.1,取Cs=1.0W—车辆重量,W=29400Nμ—滚动阻力系数,橡胶轮胎μ=0.03∴Fmax=30282N液压系…     

热水采暖系统管道的压力损失计算

管道中的压力降△P(Пα)按下式确定: △P=SG~2 S=(λ/d l Σ§)A——管网阻力特性Пα/(公斤/小时~2)~2; λ——水力摩擦阻力系数; d——管道内径(米); l——管道长度(米); Σ§——局部阻力系数之和; A——每小时通过1公斤流体产生的比动压пα/(公斤/小时)~2; G——流量(公斤/小时)。一、水力摩阻系数的确定 (一) 绝热流动 1.层流:当液体流动为层流时,则水力