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3.3 容积损失

由于泵轮出口的绝大部分液体流进涡轮，这部分液体再由涡轮流进导轮，然后又回到泵轮，起传递力的作用。泵轮进口与导轮出口的内环间有比较小的环行间隙，同样的间隙存在与涡轮出口和导轮进口内环间。这种间隙使叶轮互相不接触，使叶轮之间相互没有机械摩擦。但是，这种环行间隙的两端压力不等，有一部分液体就要通过这些间隙由高腔流向低腔。泵轮出口的压力高于泵轮进口的压力也高于涡轮出口的压力，故液流由泵轮出口经环行密封再流到泵轮进口，绕泵轮内环流动。从水泵研究表明，当比转数在100~200时，容积损失所占比重不足1.5%[4]。与液力损失相比要小得多，故该项 在计算时也可忽略，即认为ηv≈1。

2.3.4 效率分析

当泵轮转速n1不变时，冲击损失主要取决于涡 轮转速n2。变矩器的效率ηPTD应为输出功率与输入 功率之比，即：

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显然，当n2=0时，ηPTD=0;当 n2=n20时候，因M2=0，则 ηPTD=0。效率ηPTD随n2 变化的曲线见图4。

图4 液力变矩器效率曲线

变矩器使用过程中，如果工况变化较大，而对设计工况 转速比没什么特殊要求，由于变矩器**效率只有85%~92%，当启动变矩系数K0要求较大，则**效率对应的转速比一般 小于0.6，而当iTB>(iTB)K=1 后，其效率会很快下降。为了在高转速比工况下有较高的效率，我们可以采 用综合式液力变矩器或闭锁式液力变矩器。

(1)综合式液力变矩器

特点：导轮通过单向离合器装在固定不动的导轮座上，结构布置上泵轮与涡轮对称布置。

当 iTB<(iTB)K=1(即K>1)时，M D=-MT-MB>0，此时，单向离合器在楔紧力的作用下无转动，故导轮固定不动，这时是变矩器工况。而当iTB>(i TB)K=1时，MD<0，这时导轮能够转动，此时的变矩器变成了偶合器，有MB=-MT，K=1，η=i TB参见图5。在高转速比工况下，偶合器的效率要高于变矩器的效率 [5]，因此综合式液力变矩器有较大的高效区范围，它适 合于转速比变化较大而且长时间在高转速比工况运行的工作机传动。

图5 综合式液力变矩器结构简图及其特性

(2)闭锁式液力变矩器

涡轮通过闭锁离合器M与泵轮相连，从特性曲线(如图6)可知，闭锁式液力变矩器在 iTB>(iTB)K=1时，比综合式液力变矩器效率高，但由于有鼓风损失，虽然泵轮与涡轮刚性连接，其效率也不可能达到****。而且当泵轮与涡轮不对称布置时，循环圆中会有流体流动，这也要消耗一些能量。

图6 单级闭锁变矩器结构简图及原始特性

另外，为了保证液力传动车辆能可靠地利用发动机只动或拖车启动发动机，除了可以利用闭锁式 的液力变矩器外，还可采用：①在内环中带有辅助径向叶片的液力变矩器;②安装液力减速器作辅助 制动装置。

4 工程机械液力损失特性

液力变矩器摩擦阻力损失的机理虽然简单，但数学模型不易得到，定量分析难以实现 [6]。通常工程机械转速较低，摩擦阻力损失相对较小，对工作效率影响不大，且对不可透变矩器，由于相对流量为常数，所以摩擦阻力损失也是相对常量，即随工况变化不大。如上所述，一般容积损失也可忽略。因而，液力变矩器冲击损失是影响工程机械效率的 主要因素。

对于某一个具体的叶轮，其冲击损失由式(12)决定。其数学模型为：

式中：i’——为**效率时传动比。

可见，液力变矩器总的冲击损失在i≤iDH时， 是以纵坐标i=i’为对称的抛物线，在i>iDH时，近似为常量，如图7所示。当i=i’时，∑hc=0，说明在泵轮的转速与涡轮转速接近时，无冲击损失;当i=0时，冲击损失最大，这与工程机械的工作情况 相符。

图7 液力损失曲线

5 结论

通过以上对造成液力变矩器能量损失的分析可以得出，造成液力变矩器能量损失的主要因素是液力损失中的冲击损失，对其特性进行了分析。并指出，当启动变矩系数K 0要求较大时，其效率一般较小，为了在高转速比工况下有较高的效率，可以采用综合式液力变矩器或闭锁式液力变矩器来提高其功率。通过液力变矩器能量损失的研究，对于从事 工程机械液力传动设计、制造人员有指导意义。