《毕业设计(论文)-CL315液力变矩器的结构设计》.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流毕业设计(论文)-CL315液力变矩器的结构设计.精品文档.摘 要液力变矩器具有的优良特性，自动适应性、无级变速、良好稳定的低速性能、减振隔振及无机械磨损等，是其它传动元件无可替代的。历经百年的发展，液力变矩器的应用不断扩大，从汽车、工程机械到石油、化工、矿山、冶金机械等领域都得到了广泛的应用。本文主要介绍了CL315液力变矩器的结构设计, 结构的设计主要是指变矩器的循环圆设计、叶片设计、特性计算、整体结构设计以及一些关键零部件的设计，由于叶片参数直接影响到变矩器的性能，因而是液力变矩器的设计的关键是叶片设计，叶片设计的方法有很多，本次叶片设

2、计采用的是环量分配法。关键词：液力变矩器 叶片设计 环量分配法AbstractTorque converter has excellent features, automatic adaptive, variable speed, good speed and stable performance, vibration isolation, and no mechanical wear, are no substitute for the other transmission components. After centuries of development, expanding the a

3、pplication of torque converter. From the automobile, engineering machinery to the petroleum, chemical, mining, metallurgical machinery and other fields have been widely used.This paper describes the structural design of the CL315 torque converter .Structure design of the torque converter mainly refe

4、rs to the cycle of circular design, blade design, features, the overall design and the design of some of the key components. As the leaf parameters directly affect the performance of torque converter. So the blade design is the key of the design of the torque converter. There are many ways blade des

5、ign, The blade design uses a circulation distribution method.Key words: torque converter ; Blade design ; Central volume of distribution method目录摘 要IABSTRACTII第1章 绪论11.1液力变矩器综述11.2液力变矩器的国内外研究现状11.3液力变矩器设计方法研究进展21.4本课题研究的意义目的3第2章 液力变矩器的基本知识52.1 液力变矩器的构造52.2液力变矩器的工作原理62.3液力变矩器中循环流量的确定72.3.1通流损失72.3.2冲

6、击损失82.4 液力变矩器几何参数的计算112.4.1计算工作轮特性参数和几何参数的关系11第3章 液力变矩器结构设计133.1 设计方法133.2循环圆的确定153.3叶片的设计173.3.1泵轮叶片的设计173.3.2涡轮叶片设计213.3.3导轮叶片设计24结 论26参考文献27致 谢28第1章 绪论1.1液力变矩器综述液力变矩器是以液体为工作介质的一种非刚性扭矩变换器，是液力传动的型式之一。液力变矩器具有的优良特性，自动适应性、无级变速、良好稳定的低速性能、减振隔振及无机械磨损等，是其它传动元件无可替代的。历经百年的发展，液力变矩器的应用不断扩大，从汽车、工程机械到石油、化工、矿山、冶

7、金机械等领域都得到了广泛的应用。液力变矩器的流场理论、设计和制造、实验等研究工作，近年来，也得到了突飞猛进的发展。 国外已普遍将液力传动用于轿车、公共汽车、豪华型大客车、重型汽车、某些牵引车及工程机械等。图1-1液力变矩器示意图1.2液力变矩器的国内外研究现状自液力变矩器产生开始，研究者们就没有停止过对其性能的研究。这使得液力变矩器的性能不断提高，基本上，液力变矩器的开发和设计师伴随着人们对流体力学知识、数学知识、计算机知识以及相关实验条件的改善而不断提高的。其开发设计过程大致可以分为实验设计和理设计及两个方面，当然这两个方面是相辅相成的。我国在50年代就将液力变矩器应用到红旗牌高级轿车上，7

8、0年代又将液力变矩器应用于重型矿用汽车上。目前，我国车辆液力变矩器主要应用于列车机车、一些工程机械和新一代的主战坦克及步兵战车等车辆上。液力传动在国内工程机械上的应用始于60年代，由天津工程机械研究所和厦门工程机械厂共同研制的ZL435装载机上的液力传动开始的。80年代由天津工程机械研究所研制开发了YJ单级向心涡轮液力变矩器叶栅系统和YJSW双涡轮液力变矩器系列。两大系列目前已成为我国国内工程机械企业的液力变矩器的主要产品。其产品的主要性能指标已达到国外同类产品的先进水平。80年代北京理工大学为军用车辆研制开发了Ch300、Ch400、Ch700、Ch1000系列液力变矩器，突破大功率、高能容

9、、高转速液力变矩器的设计与制造关键技术，达到国际先进水平，满足了军用车辆的使用要求。一些合资企业生产的轿车和重型载重车等也应用了进口的液力变矩器。同国外相比，我国车辆应用液力变矩器虽然有了一定基础，但应用范围窄，数量较小，在中型载货汽车、公共汽车、越野汽车等车辆上没有应用或应用极少。西部大开发和我国经济的大发展，交通运输、水利水电、建筑业、能源等领域将是发展重点，因此液力变矩器在我国有广阔的市场。1.3液力变矩器设计方法研究进展 液力变矩器的设计内容主要有叶栅进、出口参数设计，液流流道设计，特性计算，整体结构设计及供油系统设计。叶栅进、出口参数设计是指根据给定的性能指标确定最佳的叶栅进、出口参

10、数，包括流道的进、出口宽度和半径以及叶片的进、出口角度和厚度。目前采用的设计方法有三种：基型设计法、统计设计法和基于流场理论的设计法。基型设计法选择性能与设计要求接近的液力变矩器作为设计基型，循环圆的形状，叶轮的布置，叶片的形状，叶片的数目，各种计算系数均参考基型选择，几何尺寸按相似原理进行确定。统计设计法根据现有液力变矩器的种类和性能指标，有针对性地进行综合分析，统计出液力变矩器的性能、叶轮尺寸及叶片角度的关系，制定出图表或解析式作为设计的参考。设计时根据性能要求选定一些参数作为设计计算的初始点，根据统计图表或解析式确定所设计的液力变矩器的各项参数。基于流场理论的设计法根据流束理论及守恒定律

11、建立叶栅进、出口参数设计计算的基本数学关系式，根据设计性能求及制造工艺条件建立约束方程，然后通过选择合适的优化目标函数、优化计算方法及初始参数进行设计计算。液流流道是由循环圆内、外环曲面及叶片曲面组成的，其设计包括循环圆设计和叶片设计。循环圆设计是确定循环圆的外环形状、内环形状、设计流线形状及叶片的进、出口边的轴面位置和形状。叶片设计是在循环圆设计和叶栅进、出口参数设计基础上进行的，叶片的形状直接影响液流流道的形状及叶轮的制造。叶片设计的方法可分为二维设计、准三维设计和三维设计。由于流场理论研究的制约，直接进行叶片的准三维设计和三维曲面设计困难较大，而且优势不是很明显。目前广泛应用的叶片设计方

12、法仍是环量分配法和投影于单柱面或多圆柱面的保角射影原理。王健等探讨了液力变矩器叶片三维成型方法，提出了叶片三维成型方法的基本设计流程。通过对不同参数变化规律生成的泵轮、涡轮、导轮的叶型进行对比分析，总结出液力变矩器叶片角变化对液力变矩器性能影响的基本规律，通过 CAD/CFD 技术完成叶片的设计和相应变矩性能的设计计算。才委等对液力变矩器的现代设计方法作了细致深入的研究，基于 W305 液力变矩器进行了流场数值模拟以及流场特性分析，探讨了叶型的三维设计方法，并且建立了液力变矩器的现代设计方法体系。何仁等探讨了液力变矩器特性参数的优化方法。魏巍等为实现液力变矩器叶栅的完全三维设计及其优化开发了一

13、套包含流束初值搜索、循环圆与叶形的参数化设计、网格划分、流场分析、试验设计和优化算法在内的三维优化设计系统，并为各环节开发了相应设计工具。张锡杰等介绍了液力变矩器复杂叶栅测绘和反求的具体过程，通过硅橡胶制模、光栅扫描测绘、三坐标测量等方法获得流道的形状和位置，使用 Imageware 处理点云数据，用 UG 完成最终的叶轮造型。赵罡等采用光电非接触三坐标扫描测量仪液力变矩器叶轮和叶片进行了反求，解决了流道和叶片难以测量的问题；通过实验对液力变矩器外特性进行反求，并与理论计算结果进行对比分析，为内特性反求提供了条件。在此基础上进行了流量特性、能头特性、损失特性的反求。闫清东等提出变矩器叶栅的反向

14、设计方法，对测绘数据进行曲面重构，并利用 UG/open API 对该方法进行软件的二次开发。李有义等研究了液力变矩器叶栅绘形的计算机辅助设计方法，提出了液力变矩器叶栅绘形的三维模型设计方法。王健等探讨了液力变矩器的 CAD/CFD/CAM 一体化设计。这些研究成果表明：我国在液力变矩器设计方法和设计手段方面取得了较大进步。1.4本课题研究的意义目的液力变矩器是以液体为介质，利用液体的相互作用引起机械能与液体动能之间的相互转换，通过液体动量矩的变化来改变传递转矩的传动装置。液力变矩器是关键的动力传动部件，可以保证系统平稳起步、变速和变矩载荷的瞬态变化基本不会反映到动力机上。其具有自动适应性、无

15、级变速、良好稳定的低速性能、过载保护性能，减振隔振及无机械磨损，降低冲击等优良特性，延长了动力传动装置的使用寿命，提高了乘坐的舒适性、安全性及通过性，因此广泛应用于汽车、军用车辆、工程机械、石油、冶金、矿山及化工机械等领域，是车辆及工程机械自动变速系统的主要部件。通过对液力变矩器的研究，有助于车辆机械等更好更快的发展，从而给人们带来便捷。第2章 液力变矩器的基本知识2.1 液力变矩器的构造液力变矩器以液体作为介质，传递和增大来自发动机的扭矩。液力变矩器由可转动的泵轮和涡轮，以及固定不动的导轮三元件构成。各件用铝合金精密铸造或用钢板冲压焊接而成。泵轮与变矩器壳成一体。用螺栓固定在飞轮上，涡轮通过

16、从动轴与传动系各件相连。所有工作轮在装配后，形成断面为循环圆的环状体。它有一个密闭工作腔，液体在腔内循环流动，其中泵轮、涡轮和导轮分别与输入轴、输出轴和壳体相联。动力机（内燃机、电动机等）带动输入轴旋转时，液体从离心式泵轮流出，顺次经过涡轮、导轮再返回泵轮，周而复始地循环流动。泵轮将输入轴的机械能传递给液体。高速液体推动涡轮旋转，将能量传给输出轴。液力变矩器靠液体与叶片相互作用产生动量矩的变化来传递扭矩。液力变矩器不同于液力耦合器的主要特征是它具有固定的导轮。导轮对液体的导流作用使液力变矩器的输出扭矩可高于或低于输入扭矩，因而称为变矩器。变矩系数随输出转速的上升而下降。液力变矩器的输入轴与输出

17、轴间靠液体联系，工作构件间没有刚性联接。液力变矩器的特点是：能消除冲击和振动，过载保护性能和起动性能好；输出轴的转速可大于或小于输入轴的转速，两轴的转速差随传递扭矩的大小而不同；有良好的自动变速性能，载荷增大时输出转速自动下降，反之自动上升；保证动力机有稳定的工作区，载荷的瞬态变化基本不会反映到动力机上。液力变矩器在额定工况附近效率较高。叶轮是液力变矩器的核心。它的型式和布置位置以及叶片的形状，对变矩器的性能有决定作用。有的液力变矩器有两个以上的涡轮、导轮或泵轮，借以获得不同的性能。最常见的是正转、单级（只有一个涡轮）液力变矩器。兼有变矩器和耦合器性能特点的称为综合式液力变矩器，例如导轮可以固

18、定、也可以随泵轮一起转动的液力变矩器。为使液力变矩器正常工作，避免产生气蚀和保证散热，需要有一定供油压力的辅助供油系统和冷却系统。2.2液力变矩器的工作原理液力元件的基本型式是液力变矩器和液力耦合器，因后者不能变矩，所以在汽车上已很少应用。图 2-1 是最简单的液力变矩器，由泵轮 B、涡轮 T 和导轮 D 所组成，在结构上它与耦合器不同之处在于它的工作轮叶片大都弯曲成一定角度，且有固定不动的液流导向装置导轮，导轮通过单向轮 F 或直接固定在壳体上。泵轮通过壳体与发动机相连，涡轮与输出轴连接，发动机通过变矩器壳体带动泵轮旋转，泵轮带动工作液体一起做牵连的圆周运动 uB和迫使液体沿叶片间通路作相对

19、运动 wB，使液体离开泵轮是获得一定的动能和压能，从而将发动机的机械能转变为液体的能量。液体沿循环圆高速流入涡轮，迫使涡轮开始旋转，并使涡轮获得一定的转矩去克服外界阻力做功。液体冲击叶片时一部分液能转变为机械能，使液体具有所具有的动能和压能降低。由涡轮出来的液体流入固定不动的导轮，液体在导轮内流动时没有能量的输入和输出，相对流动是液流的唯一流动。液体流出导轮时速度的方向发生了变化，当液体再次流回泵轮时，液体冲击泵轮叶片的背面，增加泵轮的转矩，这样泵轮出口处的液流将具有更高的动能，同时冲击涡轮时，使涡轮获得较高的转矩和转速。然后，液流又从涡轮流入导轮，重复这一循环。图2-1液力变矩器原理图从上述

20、可以看出，液流与叶轮之间的相互作用，包括速度、能量和转矩的变化，液体的流动是粘性的三维非稳定流动，是一个相当复杂的过程。为便于研究，应用束流理论。将V分解为两个分速度：V=V+V式中V是速度在轴面上的分速度，它与相对速度、流量 Q 以及叶片角的关系为：V=sinV是绝对速度的圆周分速度：V=u-Vctg（-）=u+ Vctg设T,T,T分别为泵轮、涡轮和导轮作用在液体上的转矩，根据力学定律，在稳定工况下，作用与液体的外传矩之和应为零，即：T+ T+ T=0从上式可以看出作用在涡轮上的转矩增加了，起到了变矩的作用。2.3液力变矩器中循环流量的确定分析工作轮叶片与液流相互作用的过程，从工作轮与液流

21、相互作用的转矩公式可以看出，影响因素有三类：第一类是变矩器的结构（或几何）参数，包括叶片的进、出口安装角 ，叶片进、出口边的位置R 及工作腔在叶片进、出口的横截面积 。对给定的变矩器，这些都是已定数值。第二类是其使用工况参数，如或速比。该类参数在工况给定时，也是已知参数；第三类就是液力变矩器循环圆中的流量Q。由此可见，当变矩器一定时，要求得各工作轮的作用转矩和能头等，关键在于获得不同工况下或的变化关系，它可从液流的能量平衡方程式中求得：式中为总的能头损失。包括三种形式：机械损失、容积损失和液力损失。机械损失总的来说不超过总能量的 1%2% ，通常不考虑，容积损失也很小（1%），可以忽略不计，所

22、以主要考虑的是液力损失。液力损失由冲击损失摩擦损失,扩散与收缩损失和回转损失所组成。它们又可以分成两类基本损失来加以计算。第一类损失与液流的相对速度有关，并与流量的平方成正比，又称通流损失或摩擦损失；第二类损失与液流的冲击角有关，并与损失的速度平方成正比，又称冲击损失。2.3.1通流损失扩散与收缩损失和回转损失相对于液流的摩擦损失在数值上很小，一般可以不计，则通流损失主要为，在水力学中，计算摩擦损失的公式为:式中 L流道长度；水力半径，为过流断面面积与湿周之比；摩擦系数，它与绝对粗糙度K 、水力半径及雷诺数流道弯曲程度，速度分布等有关。液力变矩器的全部通流损失为：式中分别为泵轮、涡轮、导轮叶片

23、流道的通流损失系数，2.3.2冲击损失冲击损失是由进入叶片的液流速度方向与叶片角不一致而产生的。无冲击进入叶片的速度与一般情况下进入叶片的速度之差为 v，则冲击损失为：式中，冲击损失系数与叶片形状、数量及进入各工作轮的冲击角有关。如图2-2 所 示 。 损 失 速 度与 轴 面 速 度 有 关 ，当时，一般情况下，为了减少冲击损失，总是力求轴面速度相等，故为，则液力变矩器各工作轮的冲击损失为：根据欧拉公式，可知：将的 表 达 式 代 入 能 量 平 衡 方 程可得：式中对上式求解，可得液力变矩器在一定时，任一下的循环流量Q，它是变矩器结构参数、损失系数和的函数：流量特性式上凸还是下凹，决定于的

24、符号，若取，则，从上式可得：如果有意义，必须使分母大于零，故其符号取决于分子，当时，流量特性曲线上凸，即为椭圆。当时，流量特性曲线下凹，变为双曲线。由可知，主要取决于及的相互位置。当及时，向心涡轮满足，流量特性曲线为椭圆（见图 2-3 曲线 1）。随着增加，如取，当时，为轴流式涡轮，曲线变为下凹（见图 2-3 曲线 2）。再进一步增大，为离心涡轮，曲线为下凹双曲线（见图 2-3 曲线3），它与轴流式相比， Q 的变化更平坦。由上述分析可以看出涡轮叶片进出口位置变化，对流量Q有很大的影响。对其它因素也可作类似分析。不同的或对变矩其性能影响很大。图2-2不同型式涡轮的液力变矩器由上述分析可以看出涡

25、轮叶片进出口位置变化，对流量Q有很大的影响。对其它因素也可作类似分析。不同的或对变矩其性能影响很大。2.4 液力变矩器几何参数的计算2.4.1计算工作轮特性参数和几何参数的关系1，工作轮入口和出口的无因次半径式中 R特性半径，一般取2，工作轮入口处和出口处的无因次流道轴面面积3，工作轮入口处和出口处的中间流线的综合几何参数4，循环流量系数5，扭矩系数的无因次关系在计算工况下，液流无冲击进入工作轮，则冲击损失为零，液力损失仅为摩擦损失，即为最低值，此时液力变矩器的液力效率达到最高。第3章 液力变矩器结构设计液力变矩器的设计主要是指变矩器的循环圆设计、叶片设计、特性计算、整体结构设计以及一些关键零

26、部件的设计，由于叶片参数直接影响到变矩器的性能，因而是液力变矩器的设计的关键是叶片设计。图3-1液力变矩器总成3.1 设计方法液力变矩器早期研制，是凭经验，采用多种模型及试验来筛选、改进，最后定型。随着技术的发展，理论的建立，要求应用计算方法来进行设计，并使做出的产品的试验性能与计算性能相一致。液力变矩器的设计主要内容有叶栅系统出入口参数设计、工作轮流道设计、特性计算、整体结构设计等。这些设计计算都是基于一维束流理论的传统设计方法，传统设计方法的主要缺陷在于：只有通过试制产品的性能和流场试验才能获得改进设计的经验，而试验和试制的费用和工作量往往占据了整个设计开发的 80以上。因此在设计阶段获得

27、液力变矩器的流场信息，对于减少试制、试验次数，为设计工程师提供准确的改进信息有重要的意义。根据掌握资料、设计要求和达到目标的不同，现有设计方法可分为三大种 相似设计法以某种性能比较理想的液力变矩器作为设计基型，循环圆形状、工作轮布置、叶型等均依其为据，用相似理论确定几何参数。此法亦称为基型设计法，其性能提高受所选基型限制，因而应用中有局限性。 经验设计法以统计资料中所归纳出的规律、图表为基础，运用自身的设计经验进行综合分析，从而确定液力变矩器的结构与参数。此法对已有液力变矩器进行改进设计是方便的，但对全新设计的液力变矩器的性能预测精度是不高的；由于主要依据数据与图表，所以不适合于优化设计和优选

28、参数，亦不便于用计算机进行分析研究。 理论设计法基于建模和计算的复杂性和液力变矩器流场的特殊性，液力变矩器叶片设计的理论基础已由一维流动理论、二维流动理论发展到三维流动理论。（1）一维流动理论：因液力变矩器的流道内液体流动远较一般叶片机械的流动复杂，所以尽管多元流动及附面层理论研究取得了很大进展，但距应用到实际设计上还有一定距离。早期对液力变矩器中复杂的空间三维流动在理论和试验方面研究都不够深入，对其速度场和压力场的分布规律研究存在很多空白。因此，为了对这样的液体运动进行理论的分析研究，必须通过某些假设加以简化。首先，使空间的立体流动简化为平面的二维流动，再进一步简化为单一的流线流动，即用一条

29、流线的流动来代替空间的立体流动，将工作轮中的总液流假设成由许多流束组成，认为叶片数无穷多，厚度无限薄，忽略粘性对流场的影响，即将工作液体在液力变矩器工作腔内的空间三维流动，简化为一维流动的理论，称为一元束流理论。其简化很大，具有一定的工程实用价值，能反映流体作用的宏观效果，但不能正确反映宏观效果的微观原因，与液力变矩器实际内流场差别较大。一元束流理论首先为欧拉提出，并被广泛应用于叶片机械上，故又称为欧拉束流理论。（2）二维流动理论：在束流理论的基础上，认为工作轮中的液体只在垂直于旋转轴线的一组平行轴面内的平面流动，且其中每一平面的速度分布和压力分布都是相同的，即流动参数是两个空间坐标的函数。在

30、给定了叶片的边界形态和流量后，即可用数学物理方程求出该平面上任一点的流动参数分布。该简化对纯离心式或轴流式工作轮中的实际流动情况，较为接近；对常用的向心式涡轮液力变矩器来说，与实际流动的差别仍然很大。（3）三维流动理论：由于实际工作轮中流动参数的变化，在空间三个坐标方向都存在，因而，只有三元流动理论才能对实际流场进行较正确的描述。液力变矩器是流道封闭的多级透平机械，流道内为复杂的三维粘性流动。由于流道的曲率变化非常大，叶片的形状也是三维的，这就造成液流沿着流线方向、圆周方向以及从内环到外环都是变化的。另外，油液是有粘性的，这就必然会在流道壁面上出现附面层，由此还会引起“二次流动”和“脱流”、“

31、旋涡”等。要想的到准确的流场计算结果，必须对变矩器内部流场进行三维粘性流动计算，直接对 N-S 方程求解。液力变矩器采用计算流体动力学数值模拟技术研究液力变矩器内部的流动形态，但能反映变矩器内部真实流动的数学模型还不完善，有待进一步研究和发展。此次要设计的是CL165液力变矩器，主要应用于工程机械,具体要求及指标为：1.额定力矩：150Nm，转速2200转/分钟，功率：60kw2.泵轮出口角=128导轮出口角=60涡轮出口角=150其具体设计流程为：课题设计要求循环圆确定参数选择环量分配法计算叶片三维造型计算结果分析符合设计要求完成设计Y 图3-2 变矩器叶片设计流程图3.2循环圆的确定过液力

32、变矩器轴心线做截面。在截面上与液体相相接的界线形成的形状，称为循环圆。由于轴线对称，一般画出轴线上的一半见图图3-3 变矩器循环圆循环圆实际是工作液体在各工作轮内循环流动是流道的轴面形状，工作液体循环流动是一个封闭的轨迹，因而起名为循环圆。循环圆是由外环、内环、工作轮的入口边和出口边组成的。外环是循环流体的外圈，内环是循环流体的内圈，入口边和出口边是各工作轮内叶片的入口和出口边得轴面投影，此外，再循环圆上，还表示出中间流线（或称设计流线）。中间流线在液力变矩器内是无形存在的，设计时是要用到的。中间流线可以根据外环与中间里流线过流面积和中间流线与内环的过流面积相等的原则求出。循环圆的最大直径，称

33、为液力变矩器的有效直径D。它是液力变矩器的特性尺寸。最大半径为R，循环圆外环最小直径为d，最小半径为R。循环圆宽度为B。设扣除发动机各辅助设备所消耗功率后由发动机传给变矩器泵轮轴的功率为P，发动机轴与变矩器泵轮轴直接相连，则有n=n，传给变矩器泵轮轴的转矩为T=T=为适应设计设计要，则循环圆的外圆直径即有效工作直径为378mm。已知外环后，开始确定内环、设计流线。设计流线的原则是使液流速度沿流道均匀变化。为此假定在同意过流断面上各点的轴面流速相等，各相邻流线所形成的流过面积相等。在任意元线上的流过面积F可按下列正即截头圆锥体旋转面公式计算：F=（rr）试中 元线相对垂线的夹角，所有元线均垂直于

34、设计流线 r任意元线与外环交点上的半径；r同一元线与内环交点上的半径； r 同一元线与设计流线交点上的半径。首先选定一些任意的元线，并计算出初步轮廓。半径r和角可从图中量出，而r和r则可相应地按下列式计算r=（r）r=（r）确定出内环和设计流线。由于整个圆是由三段圆弧组成，内环和中间线都是,不一样的，将会在叶片设计中代入数值。3.3叶片的设计3.3.1泵轮叶片的设计进口角：=120出口角：=128叶片设计是液力变矩器设计的核心问题，本次设计采用的是环量分配法。环量设计法的理论基础是速流理论，认为其在选定的设计速比下，循环圆平面中间流线上每增加相同的弧长，液流沿叶片中间流线应增加相同的动量矩，以

35、保证流道内的流动状况良好。设计过程为：根据前期循环圆的确定，在泵轮转矩方程中的 项是确定泵轮动量矩变化的一个因数，经计算测量得出泵轮进口半径外环为95mm，内环为123.5mm；出口半径外环为196mm，内环为167mm这样转速比为0.5，在2200r/min时输出转矩为71Nm。则根据公式：计算出循环轴面流速为9.745m/s对泵轮带入这些数值所得数值为:0.912类似的，在出口处所得数值为：4.1865则改变量，即-得：4.1865-0.912=3.2745图3-4泵轮叶片将此改变量分为十份，按其中九分各占10.5%，一份占5%划分，元线9与元线10之间的增量为5%，以减少液体在叶片出口处

36、的能量增量及其涡流损失。其次，在设计流线上，每一点的相应叶片角可根据公式计算：计算出每一截面元线在设计流线上的角度后，就应求内环和外环上的相应角度。为了确定元线与内环之交点处的叶片角，采用按反势流分布计算公式类似地，外环上可以利用下列公式计算所以在叶片入口处=12035=11842计算后整理成表：表3-1变矩器泵轮角度计算参数元线序号cot设计流线上的外环上的内环上的进口0-0.577412011842120351-0.58201201211905121562-0.58671202511937121453-0.59141203711958121344-0.5961120501201512123

37、5-0.60091210212047121126-0.60681211512116121017-0.61161212712138121118-0.61711214012158121219-0.6224121531222812134出口10-0.62491221225412152现在，需将计算出的角度转换为可以计绘制的三维叶形坐标。利用内外环半径和偏移量，可以方便并精准的确定叶片形状。为了确定任一叶片元线上的偏移量，可利用下列公式：式中J相邻两点间的弧长； J=e cote相邻两电源线之间的距离；y元线起点所在轴面与径向参考平面夹角；r元线与设计流线之交点上的半径，或视具体境况，表示元线与内环或

38、外环之交点上的半径；k元线的序号，k=0,1,2以泵轮元线9为例，计算叶片偏移量针对元线1，列出公式对于元线0，有= -0.5470=118.68= -0.5858=120.35对于外环，y=0，取=12.45mm则=-7.78mm则外环第9元线叶片偏移量为计算后，以直接连接内外环之相应点，即可作出叶片形状。计算结果和最终尺寸填在下表：图3-2泵轮叶片最终尺寸元线外 环内 环序号轴向距离/mm半径/mm叶片偏移量/mm轴向距离/mm半径/mm叶片偏移量/mm040.8195.0022.0016.81123.5016.30149.02107.6221.5021.05126.5015.20253.

39、44120.8120.5525.34131.7215.00354.52132.9118.1027.81137.4415.10453.34143.7417.0028.54143.1114.60550.21153.7215.2227.51148.8113.50644.42164.3313.5024.53154.6411.30736.52173.6311.2519.33159.908.49825.63181.617.2521.52163.915.80912.61187.014.105.51166.212.62100.00189.000.000.00167.000.00注：内外环轮廓相对位置应保证叶片

40、垂直于外环。3.3.2涡轮叶片设计进口角：=48出口角：=150涡轮叶片计算与泵轮叶片计算顺序相似图3-5 涡轮叶片根据前期循环圆的确定，在泵轮转矩方程中的 项是确定泵轮动量矩变化的一个因数，经计算测量得出泵轮进口半径外环为95mm，内环为123.5mm；出口半径外环为196mm，内环为167mm这样转速比为0.5，在2200r/min时输出转矩为71Nm。则根据公式：计算出循环轴面流速为9.745m/s对泵轮带入这些数值所得数值为:0.912类似的，在出口处所得数值为：4.1865则改变量，即-得：4.1865-0.912=3.2745表3-3变矩器涡轮角度计算参数元线序号cot设计流线上的

41、外环上的内环上的进口0-0.267910510210107161-0.2707105910328106362-0.2745105211043010663-0.28261053010518105424-0.28961055010615105345-0.29931060210647105346-0.31271061510716106257-0.32491072710838106558-0.34431084010858107469-0.3639108531102810844出口10-0.3721110111910933表3-4涡轮叶片最终尺寸元线外 环内 环序号轴向距离/mm半径/mm叶片偏移量/m

42、m轴向距离/mm半径/mm叶片偏移量/mm035.4395.00-13.7715.16123.5013.56143.99112.275.2318.36126.0621.23248.49123.1920.8321.44130.0028.14349.61132.9230.6723.57132.6133.32448.46140.9738.5324.56138.7336.75544.78147.0741.6123.90142.6338.53638.81150.9041.1521.46147.6538.58730.89162.7137.0117.55152.3636.83821.46176.3028.9

43、312.40158.9433.05911.05189.4316.716.43162.1127.08100.00196.000.000.00167.0018.673.3.3导轮叶片设计表3-5变矩器导轮角度计算参数元线序号cot设计流线上的外环上的内环上的进口01.492433823211315411.701930443342354121.166140623652358731.326937003421352141.305034503415321151.417843023547345261.896336153416342171.236834273238345681.5963334032583156

44、91.2333325331283467出口101.25683536113452表3-6导轮叶片最终尺寸序号轴向距离/mm半径/mm叶片偏移量/mm轴向距离/mm半径/mm叶片偏移量/mm07.4795.000.003.07123.500.00113.67112.275.166.10126.063.15221.87123.196.739.02130.004.27328.68132.928.2611.79132.615.54434.93140.9710.7214.22138.737.57534.93147.0714.2514.22142.6310.95628.68150.9019.5111.79147.6515.52721.87162.7126.709.02152.3620.65813.67176.3035.846.10158.94