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1 前言
我们在进行产品设计开发过程中经常会碰到各种特殊类型的车辆，由于工况要求特殊，在产品开发过程中，就需要有的放矢地开发专用液力变速器来满足特殊要求。
开发工矿机车的技术协议：
机车自重25 t，车轴箱减速比i=3.9，车轮直径D=680 mm；
机车速度范围：持续速度7.5～21.4 km/h(变矩器i=0.35～0.95)；
变速器输出轴转速和对应扭矩：
n出=0时，M出≥5 740 N·m
n出=230 r/min时， M出=3 400 N·m
输出轴需两端输出，与发动机直接连接；
发动机：X6130柴油机(杭州汽车发动机厂生产)或与之相当的柴油机；
标定功率：135 kW/2 100 r/min (附发动机外特性曲线)。
2 设计特点
工矿机车具有下列特点：
(1)启动频繁，启动扭矩大,自重较重，且拖动重量也大(几十吨)，启动惯量大。行驶时，机车两头都能向前，即要求前进挡、倒退挡速比要相同。
(2)行驶距离较短，工矿机车通常在企业内部行驶，从一个车间(工位)到另一车间(工位)也就是几百米，远的也只有3～5 km，因此行驶速度要求不高。
(3)批量较小，由于使用场合的限制，批量不会很大。
通过对工矿机车特性的分析，我们在开发工矿机车的液力变速器时必须考虑相应对策：
变矩器必须具有零速工况变矩比大，效率较高，高效范围宽等特性，因此我们选用SWYJ315变矩器(双涡轮，K0=4，效率≥82%)。此变矩器生产厂家多，性能可靠，配件供应点广，极易采购配套。
尽可能采用借用件、通用件和成熟可靠的结构，这样既可加快开发进度、降低制造成本，又能提高可靠性，降低故障率。
挡位选择一前一倒结构，且速比相同，为使变速器输出轴能两端输出，需要有一定中心距，采用变矩器、传动齿轮、离合器在同一箱体内，使变速器结构紧凑。
3 匹配计算和速比确定
3.1 技术参数
柴油机型号 X6130(杭州汽车发动机厂生产)
标定功率及转速 135 kW/2 100 r/min
最大扭矩及转速 685 N·m/1 400 r/min
液力变矩器型号 SWYJ315
循环圆直径D 0.315 m
工作介质 6号或8号液力传动油
3.2 发动机的外特性参数与净功率数据(表1) （图片） 3.3 变矩器输入特性、输出特性与发动机的匹配数据
数据见表2，匹配曲线见图1。（图片） （图片） 变矩器与发动机匹配时泵轮输入扭矩
Mp=MBg×np2×10-6 (N·m)
变矩器与发动机匹配时涡轮轴输出扭矩
Mt=K×Mp (N·m)
变矩器与发动机匹配时涡轮轴输出转速
nt=i×np (r/min)
表2中：
i——变矩器传动比
K——变矩器变矩比
MBg——泵轮在转速1 000r/min时的泵轮扭矩(N·m)
np——变矩器与发动机匹配时泵轮输入转速(r/min)
Mp——变矩器与发动机匹配时泵轮输入扭矩(N·m)
Pp——变矩器与发动机匹配时泵轮输入功率(kW)
nt——变矩器与发动机匹配时涡轮轴输出转速(r/min)
Mt——变矩器与发动机匹配时涡轮轴输出扭矩(N·m)
Pt——变矩器与发动机匹配时涡轮轴输出功率(kW)
Pv——变矩器与发动机匹配时损失功率kW
η ——变矩器效率
3.4 速比的确定
根据机车速度范围：持续速度7.5～21.4 km/h(变矩器i＝0.35～0.95)；
变速器输出轴转速和对应扭矩：
n出＝0时，M出≥5 740 N·m
n出＝230 r/min时，M出≥3 400 N·m
而M出＝ Mt×i变×η变(1)
n出＝ nt /i变(2)
假设变速器的机械效率η变＝0.93，那么M出≥5 740时，根据(1)式得i变≥5 740/(Mt×η变)＝3.16，代入(2)式得nt≥720r/min。查匹配计算数据可得变矩器传动比在i≥0.347时，变矩比K≈2.30，涡轮输出扭矩≈1 180N·m。此时的输出轴输出扭矩≈3 470N·m，考虑到理论计算与实际的误差，我们把变速器的机械传动比设定在i变＝3.3左右(增大5％)。根据机车车速
V＝2π r滚n车＝2π r滚nt /(i变i车) ×60/1 000km/h 3
P牵引＝ 10－3Mti变η变i车η车/r滚(kN) 4
式中：V——机车车速， km/h
r滚——机车车轮滚动半径，r滚＝0.34 m
i车——机车车轴箱减速比，i车＝3.9
η车——机车车轴箱的机械效率，设η车＝0.92， 按i变＝3.3、机械效率η变＝0.93代入(2)、(3)、(4)式得出匹配计算的输出轴转速、扭矩和车速、牵引力关系，见表3。（图片） 3.5 摩擦离合器的确定
由于我们的设计思路是尽可能借用现有成熟的离合器结构，因此对即将选用的离合器进行传递能力的校核计算。我们借助的是引进产品的离合器，其主要参数如下：
液压缸(活塞)内径r1＝30mm，外径r2＝82.5mm；
摩擦片工作面的内径R1＝55mm，外径R2＝85mm；
摩擦副数m＝14；
液压缸油压(主油压)p主＝1.4～1.7MPａ
根据离合器传递能力计算公式：
MN＝βMｃ (N·m)(5)
式中：MN——离合器计算传递扭矩(N·m)
β——离合器工况系数(或称储备系数)，对于液力传动按K0点扭矩计算时，β＝1.20～1.40
Mｃ——离合器传递扭矩，N·m
MN＝1 000－3×Rm×F×p×m×μ(N·m)(6)
式中：
Rm——平均摩擦半径，
Rm＝≈＝70mm
F——摩擦片摩擦面积，F＝πR22－R12－△F(油槽面积)，
p——摩擦面比压 (设计时，p＝1.5～2.8 MPａ)
F×p≈F活塞×p主＝πr22－r12 ×p主＝25 977～31 543N取F×p＝25 000N
μ——静摩擦系数，对铜基粉未冶金，μ＝0.11～0.15取μ＝0.13，代入(6)式得：
MN＝3 185 N·m
由于p主取为下限(1.4MPａ)，因此β可以取较小值，按β＝1.25代入(5)式得：
Mｃ＝2548 N·m；
将Mｃ与零速工况扭矩M0比较，可以看出，变矩器涡轮轴输出扭矩传入离合器前还能增大扭矩，即增加一级减速，最大减速比为i＝Mｃ/M0＝1.3。
3.6 速比的确定
经计算分析确定了变速器总的传动比i总＝3.30，从离合器传递能力计算，我们知道可以用二级传动来分担总传动比，第一级取1.25，那么第二级为2.64。从总体布置和对齿轮强度计算情况来看比较合理。由于齿轮、轴承强度计算，我公司已在计算机上通过计算程序进行，这里不进行讨论。
4 结构简介和工作原理
ＹDB210液力变速器主要由液力变矩器和动力换挡变速器组成(如图2)。（图片） 液力变矩器由泵轮、导轮、一级涡轮、二级涡轮、取力齿轮、壳体等组成。泵轮通过弹性钢板与发动机飞轮连接。泵轮旋转时，驱动循环圆内的油液，使之具有一定动能，而油液又推动一级涡轮和二级涡轮，并通过与它们连接的齿轮带动超越离合器作为动力换挡变速器的输入。由于变矩器涡轮扭矩和转速可随负荷变化而改变，因而具有自动变矩、变速的功能。导轮通过导轮座固定在变矩器壳体上。动力换挡变速器由超越离合器部件、传动离合器部件(2件)、惰轮轴部件、输出轴部件、液压泵部件和箱体部件组成。在输出轴负荷较少、转速较高时，二级涡轮单独工作(此时超越离合器部件中的滚柱空转)。当输出轴负荷增大，而使转速降低到一定程度时，超越离合器部件中的滚柱被楔紧，由一级涡轮传来的动力经滚柱传入，此时一级涡轮与二级涡轮同时工作(变矩比增大)。
5 性能试验和装机应用
ＹDB210液力变速器试制完成后在我公司进行部分(仅测试零速工况，i＝0.35、0.85工况)性能试验，试验结果：输入转速为2 000r/min时，最大输出扭矩M出＝5 615 N·m；i＝0.35时，输出扭矩M出＝3 250 N·m(输出转速n＝210 r/min)；i＝0.85时，输出扭矩M出＝ 1 170 N·m(输出转速n＝515 r/min)。在常州工矿机车制造厂等地进行装车试验，达到牵引使用要求。在钢厂等企业使用，得到好评。
6 结束语
ＹDB210液力变速器的开发充分借用我公司已批量生产的零部件和成熟的结构，如变矩器、超越离合器、摩擦离合器、液压操纵系统等结构，使工作可靠、故障率低，达到工矿企业的使用要求，设计是成功的。目前虽然批量小，但为我公司产品进入工矿轨道机车领域，满足用户需求，先行了一步，相信今后会有更广阔的应用前景。
通讯地址：浙江省萧山市杭州前进齿轮箱集团有限公司311200
3/17/2005
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