第2章　液力变矩器

2.1　液力变矩器的工作原理、特性

2.1.1　液力变矩器的工作原理

2.1.1.1　液力变矩器的基本结构

最简单的液力变矩器是由泵轮、涡轮、导轮三个元件组成的单级单相三元件液力变矩器，基本结构如图19-2-1所示。液力变矩器的工作腔内充满工作液体，利用工作液体的旋转运动和沿工作叶轮叶片流道的相对运动构成工作液体的复合运动，实现能量的传递和转换。单级三元件液力变矩器主要零部件的连接与作用见表19-2-1。

2.1.1.2　液力变矩器的工作过程和变矩原理

（1）液力变矩器的工作过程

连接液力变矩器泵轮的驱动轮在动力机带动下旋转，导致泵轮叶片流道内的工作液体产生环绕变矩器轴线的旋转运动和向泵轮叶片流道出口方向的流动，使泵轮叶片流道内的工作液体获得速度和动能，实现动力机机械能向工作液体动能的转换。获得动能的工作液体从泵轮叶片流道出口流向涡轮叶片流道入口，进入涡轮叶片流道冲击涡轮叶片，使涡轮获得转速和转矩，实现工作液体动能向机械能的转换；涡轮带动涡轮轴旋转，将机械能传递至变速箱主动齿轮，从而实现动力机输出能量至变速箱主动齿轮的非机械刚性连接传递过程。能量转换后的工作液体从涡轮叶片流道出口流出，部分流向导轮叶片流道入口，经导轮叶片流道流向导轮叶片流道出口，从泵轮叶片流道入口进入泵轮叶片流道，重新加入工作循环；从涡轮叶片流道出口流出的另外一部分工作液体，经导轮座与涡轮轴之间的间隙，流向导轮座上的工作液体出口，进入冷却循环系统，最后流入变速箱内的工作液池。同时，为保证液力变矩器工作时工作腔内充满工作液体，并保证工作液体具有一定的压力，工作液池内的工作液体被泵吸出，过滤后经导轮座上的工作液体进口进入泵轮叶片流道进口，加入能量转换过程。

（2）液力变矩器的变矩原理

在稳定工况下，循环腔中工作液体作用于泵轮的转矩、涡轮的转矩、导轮的转矩的代数和等于零。

　　（19-2-1）

式中　T_BY——工作液体作用于泵轮的转矩，即泵轮液力转矩，N·m；

T_TY——工作液体作用于涡轮的转矩，即涡轮液力转矩，N·m；

T_DY——工作液体作用于导轮的转矩，即导轮液力转矩，N·m。

因液力变矩器工作轮的机械效率均接近于100%，在不考虑机械效率的情况下，存在以下关系

　　（19-2-2）

式中　T_B——泵轮转矩，N·m；

T_T——涡轮转矩，N·m；

T_D——导轮转矩，N·m。

因此，存在液力变矩器各工作轮转矩平衡方程

　　（19-2-3）

式（19-2-3）也可写成

-T_T=T_B+T_D

由上式看出，在偶合工况点以下，T_D>0，因此。由于导轮的存在，液力变矩器能够变矩。

2.1.1.3　液力变矩器常用参数及符号

2.1.2　液力变矩器的特性

液力变矩器各种性能参数变化的规律即为液力变矩器特性，反映液力变矩器特性的曲线称为液力变矩器特性曲线，液力变矩器特性分类如下。

2.2　液力变矩器的分类及主要特点

2.3　液力变矩器的压力补偿及冷却系统

为避免液力变矩器工作腔内压力过低而产生汽蚀，并降低因功率损失产生的大量热量导致的工作液体过高温升，需要采用补偿泵将工作液体以一定的压力和流量输送到液力变矩器内，形成工作液的压力补偿和冷却循环。液力变矩器工作液体循环路径见图19-2-2；典型的液力变矩器外部压力补偿及冷却循环系统见图19-2-3。

2.3.1　补偿压力

为消除汽蚀，泵轮进口处工作液体应具有的最小补偿压力p_bmin值可按式（19-2-4）计算

　　（19-2-4）

式中　p_bmin——最小补偿压力，MPa；

p_t——工作液体的汽化压力，通常取p_t=0.098MPa；　

C——抗汽蚀稳定性系数，MPa·（r·min^-1）^-2·m^-2。

受汽蚀现象复杂性及诸多影响因素的限制，抗汽蚀稳定性系数C只能采用试验的方法确定。试验时保持泵轮转速n_B和涡轮转速n_T为定值（即保持某一恒定工况），在不同补偿压力p_b下测定泵轮转矩T_B和涡轮转矩T_T。当补偿压力p_b足够大时，测定参数值（或泵轮转矩系数λ_B和涡轮转矩系数λ_T）或效率η不变；当补偿压力p_b小于某一极限值p_bmin时，转矩系数和效率开始下降；随补偿压力值的降低，转矩系数和效率值急剧下降，并伴随着产生噪声。在一定转速比下，液力变矩器的汽蚀特性曲线如图19-2-4所示。

将p_bmin值代入式（19-2-4）即可得到试验液力变矩器的抗汽蚀系数C。通常情况下，制动工况（i=0）时的最小补偿压力值为所有工况条件下最小补偿压力值的最大值。为避免液力变矩器产生汽蚀，须保证补偿压力p_b>p_bmin。

若液力变矩器几何相似，且在相似工况下工作，即可根据试验液力变矩器测得的最小补偿压力计算相似液力变矩器的最小补偿压力。

　　（19-2-5）

式中，下标M代表试验（模型）液力变矩器；S代表相似（实物）液力变矩器。

表19-2-7列出了部分液力变矩器补偿压力推荐值。

2.3.2　冷却循环流量和散热面积

能量损失导致的工作液体发热程度与液力变矩器传递的功率及效率有关。在i=0时，η=0，液力变矩器所传递的发动机功率全部转变为热量，在数分钟内将导致工作液体温度急剧升高。一般变矩器工作液体的正常工作温度在80～110℃。受密封材料耐热性、液力传动油变质老化、传动系统润滑性等条件限制，液力变矩器出口的最高许用油温为115～120℃，极短时间内允许达到130℃，故必须设置必要的工作液体冷却系统。根据理论与实验研究结果，液力变矩器的功率损失约为原动机额定功率的20%～25%，传动系的功率损失约为原动机额定功率的5%～8%。通常情况下，认为30%的发动机额定功率转变为使液力变矩器工作液体温升的热量。单位时间产生的热量为

　　（19-2-6）

式中　q_s——液力变矩器工作液获得的热量，kJ；

P_eN——发动机额定功率，kW。

冷却循环流量（工作液体循环流量）Q_l按式（19-2-7）计算，散热面积F按式（19-2-8）计算。

　　（19-2-7）

　　（19-2-8）

式中　Q_l——冷却循环流量，m³·s^-1；

F——散热面积，m²；

c——工作液体质量热容，c=7.66×10^-3kJ·（kg·K）^-1；

ρ——工作液体密度，kg·m^-3；

ΔT——冷却器进口与出口的温度差，一般取ΔT=285～288K；

k——传热系数，油冷却器可取k=1.7×10^-3～2.98×10^-3kW·（m²·K）^-1，油散热器可取k=1.28×10^-4～2.13×10^-4kW·（m²·K）^-1；

ΔT'——工作液体在冷却器（或散热器）中与水（或空气）的平均温差，油冷却器可取ΔT'=283K，油散热器可取ΔT'=303～323K。

补偿泵的排量应根据工作液体的冷却循环流量，并考虑油泵的效率及系统的泄漏确定；由于使用工况的不稳定性，散热面积F在根据式（19-2-8）计算的基础上，需样机试验进一步确定合适的散热面积。

2.4　液力变矩器的设计方法

2.4.1　相似设计法

相似设计就是根据某一具体的使用要求，即设计工况的功率、转矩、转速等参数，从现有的变矩器中选择一种原始特性基本符合要求的变矩器作为模型变矩器，经过对过流部分几何尺寸的相似放大和缩小得到一新的液力变矩器。所谓原始特性符合要求，主要是指变矩器的失速变矩系数K₀、设计工况泵轮转矩系数、设计工况转速比i^*、效率η^*、高效区范围G_η、透穿性系数T等一些有代表性的性能参数满足整车（机）传动系匹配及性能要求。

新设计的变矩器各过流部分的线性尺寸参数即为模型变矩器各相应的尺寸参数与线性比例尺C之积，而各角度参数应对应相等。线性比例尺C定义为所设计的变矩器有效直径D_S与模型变矩器有效直径D_M之比。至于结构，则可根据工艺、强度等方面进行设计，即非过流部分的尺寸不必受尺寸比例系数的限制。

根据相似理论，对于任何一组相似的液力变矩器，其原始特性相同，故可以利用相似理论进行两个方面的工作：

第一，对于大型的新设计的液力变矩器，可以利用模型试验来检测其预定的性能。由于大尺寸、大功率的液力传动装置进行全负荷试验比较困难，因此可以采用制作模型样品进行试验来确定其预定性能。

第二，选取一个比较成熟的性能优良的液力变矩器样机，用相似理论来放大或缩小其尺寸，制造出符合使用要求的新变矩器。这是目前液力变矩器设计和研制中常用的方法。

2.4.2　统计经验设计方法

以大量试验数据和资料统计中所归纳出的规律、图表为基础，运用设计人员的经验进行综合分析，从而确定变矩器的主要几何参数。该方法适合对已有变矩器进行改进设计，对全新设计变矩器的性能预测的精度不高。同时由于主要依靠数据与图表，所以不适合于优化设计优选参数，也不便于用计算机进行计算分析。

2.4.3　理论设计法

2.4.3.1　基于一维束流理论的设计方法

液力变矩器的设计主要是根据给定的原动机特性，再根据工作机的工作要求，设计出一种新型的能使动力机与工作机具有良好共同工作特性的液力变矩器。该变矩器的性能参数包括：失速变矩系数K₀、设计工况转速比、高效区范围G_η、透穿性系数T、设计工况泵轮转矩系数等。设计中在确定液力变矩器有效直径及循环圆之后，进行液力计算确定叶片角度，然后进行叶片设计，最后进行特性计算验证设计结果。

（1）液力变矩器有效直径及循环圆的确定

在设计开始时有些设计参数可参考现有变矩器来初步选择确定。由动力机与负载共同工作条件可以确定变矩器应具有何种透穿性，确定可透性后可大致确定变矩器是何种形式——向心涡轮、轴流涡轮还是离心涡轮以及是否为综合式液力变矩器等，再进一步确定液力变矩器有效直径及循环圆的形状。

若设扣除动力机各辅助设备所消耗功率后由动力机传给变矩器泵轮轴的有效功率为P_eN，转速和转矩分别为n_eN和T_eN ，由此可得变矩器的有效直径D为

　　（19-2-19）

设计工况泵轮转矩系数的确定有两种情况。其一是如果液力变矩器安装空间有一定限制时，则由安装空间先确定变矩器的有效直径。这里要考虑变矩器壳体的厚度及连接所需要的空间尺寸。即要先确定变矩器的有效直径，再由原动机输送给变矩器的净功率来计算变矩器的泵轮转矩系数。

另一种情况是，若变矩器的外形尺寸不受限制，则可先选定设计工况变矩器的泵轮转矩系数，然后求出变矩器的有效直径D。一般向心涡轮变矩器的取值范围为，离心涡轮变矩器

（2）单级液力变矩器液力计算

由于流动的复杂性，变矩器的特性指标与几何参数关系之间并非只有单值唯一解的某种完全确定的数学关系。即使重新设计一个变矩器，也必然要参照已有各种变矩器，并在分析其性能和几何参数关系的基础上来进行液力计算。因此在液力计算中有些参数靠经验来选定，并与解析计算交叉进行，一般做2～3次渐进计算。

（3）叶片设计方法（表19-2-13）

（4）液力变矩器特性计算

利用确定的液力变矩器几何参数，液力计算得到的叶片角度和各种损失系数，根据特性计算关系式计算出所设计的液力变矩器特性，可以验证设计结果是否满足设计要求，如不满足，则返回修改设计。理论计算求特性的实质为利用流量Q表示液力变矩器各种能头的表达式，通过能量平衡方程式（19-2-39）求解Q，然后求得各速比i下的效率η、转矩系数K以及泵轮转矩T_B或泵轮转矩系数λ_B。

2.4.3.2　CFD/CAD现代设计方法

2.4.4　逆向设计法

根据所拥有的资料或实物不同，反求工程的基本方法分为软件逆向设计法、影像逆向设计法和实物逆向设计法。液力变矩器的关键技术是其内部叶片参数和流道参数，而很难获得这些叶片的影像和参数，因此主要采用实物逆向设计法。

逆向设计的几个主要问题如下。

①液力变矩器叶型是决定其性能的最关键参数，须精确测量。而叶片形状往往是空间三维扭曲曲面，叶片间的空间又极其狭小，造成测量上的很大困难。传统的各种测量方法很难将其精确测量出来。测量的不精确将造成液力变矩器性能的下降。

②液力变矩器内部的流动是黏性三维非稳定流动，极其复杂。传统的理论和设计方法基于一维束流理论，用于逆向设计分析的精度不够。虽然目前国内外大力研究液力变矩器三维流动设计理论与方法，但在实用方面还有限制。

③影响液力变矩器的性能除关键的叶片参数外，还有诸如循环圆参数、叶片数、无叶栅区大小、工艺、材料、叶片加工方法、装配等因素。这些因素相互影响相互制约，需在反求过程中具体问题具体分析，才能得到最佳结果。

考虑到叶片为三维扭曲曲面，叶片间空间狭小，为了能准确测量液力变矩器的叶片形状，可采用光电非接触三坐标扫描测量仪进行测量。该测量仪主要由扫描镜头、支架、计算机及相应软件组成，如图19-2-5所示。计算机内具有将扫描图像转化为数据点云的相应软件。由于在测量中不存在探头接触，为非接触测量，故其测量精度很高，并且适合于各种复杂曲面。

下面以循环圆有效直径D=380mm液力变矩器为例，说明逆向设计方法。

由于液力变矩器叶轮上具有多个叶片，且叶片形状是空间三维扭曲曲面，故光电扫描仪的光线照射不到大部分叶片表面。因此，为不破坏叶轮，在测量之前要设法将叶片曲面的形状提取出来，提取变矩器叶型的方法采用硅橡胶法。

测量步骤如下。

①将叶轮实物或叶片硅橡胶型芯经喷涂处理后贴上参考点（黑色的小圆点）放置在扫描工作台上。

②将扫描仪的镜头对准叶轮或型芯实物开始扫描，得到第一个数据文件。

③将扫描仪绕工作台旋转一个角度（根据实物的复杂程度确定，如30°、45°、90°）继续扫描，得到第二个数据文件，第三个数文件…

④由于叶轮和型芯是三维实物，为获得其全部信息，还须将其在工作台上翻转180°。然后继续重复从各个不同角度进行扫描。

⑤分别对泵轮、涡轮、导轮、泵轮硅橡胶型芯、涡轮硅橡胶型芯、导轮硅橡胶型芯进行上述扫描，则得到了完整描述它们的数据文件。

⑥用光电扫描仪自带的软件对各个叶轮及其型芯的数据文件进行处理，则得到各个叶轮及其型芯的三维点云图，如图19-2-6和图19-2-7所示。

通过光电扫描仪测量并由其所带软件处理得到的点云图尚不是所要求的叶轮和叶型型芯三维模型。还需使用相关软件建立所需要的叶轮和型芯三维模型。

首先，把各个叶轮和叶型型芯的点云图从光电扫描仪所带软件导入到一个能够处理点云图的曲面处理软件。然后使用该软件将离散的点云处理成连续的曲面。

由于在扫描叶轮时光线无法进入叶片间流道，故大部分叶片型面扫不到，反映叶片型面的是扫描叶型型芯的信息。因此存在一个重要问题是须将各叶轮和各叶型型芯分别相互对接定位，即把各叶型型芯分别嵌入各叶轮中，最后形成叶轮和叶片统一体的三维模型。经过处理，得到如图19-2-8和图19-2-9所示的各叶轮和各叶片的三维模型。

将各叶轮的三维模型按轴面和轴向投影两个视图，得到各叶轮的二维图。将各叶轮提取出一个叶片，其在叶轮内外环上的空间定位位置不变，按轴面和轴向且轴向视图向轴面视图旋转投影的方式投影两个视图。

上述投影后的各叶轮和叶片导入AutoCAD，按液力变矩器叶轮和叶片的设计要求和方法标注形位公差和尺寸公差，则得到二维图，即各叶轮的零件图和叶型图，如图19-2-10和图19-2-11所示。

2.5　液力变矩器的试验

2.5.1　试验台架

液力变矩器试验台主要分为以下三个部分：试验台的主体测试部分、油路供给系统和控制及数据采集系统。试验台的组成示意如图19-2-12所示。

试验台的主体测试部分，包括电动机1、液力变矩器4、转矩转速传感器3、测功机5以及联轴器2等设备。电动机是试验台的动力装置，测功机是试验的能量吸收装置，二者联合工作，确定试验所需要的参数。其他的转矩转速传感器则是数据采集装置。图19-2-13为液力变矩器试验台。

试验台的控制及数据采集系统主要包括控制柜6、信号转换卡8和工控计算机9。试验台的油路供给系统，主要由液压站7和油路控制阀体组成。其中液压站是试验试件传动油的储备设备，同时也是油路的压力源，提供液力变矩器正常工作时所需要的油压并冷却试验中的传动油；控制阀体则负责油路的压力分配与控制，完成液力变矩器的各个工况，并提供润滑及回油的控制。

2.5.2　试验方法

2.5.2.1　外特性试验

液力变矩器的基本性能试验包括外特性试验和内特性试验。按照GB/T 7680—2005外特性试验测定液力变矩器外部特性。它是以泵轮轴和涡轮轴上的转矩和转速之间的关系来表示的。分为静态特性试验和动态特性试验。

2.5.2.2　液力元件内特性试验

2.6　液力变矩器的选型

2.6.1　液力变矩器的形式和参数选择

传动系统位于动力机和工作机之间，不仅传递运动和动力，而且要求其协调工作。因此液力传动的形式和参数选择必然与动力机的特性、工作机的载荷性质以及作业状况密切相关。

大多数液力变矩器应用在如各类车辆、工程机械和内燃机等移动式机械上，并且在固定式设备如油田、矿山、地质等设备中也得到广泛应用。移动式机械中，中小型汽车的动力机以汽油机为主，重型汽车、工程机械和内燃机车的动力机以柴油机为主。室外作业的固定式设备以柴油机为动力，室内以异步电动机为动力。

2.6.2　液力变矩器系列型谱

液力变矩器系列化与任何产品一样，使其具有更好的互换性及便于用户选用。

变矩器系列化包括两个方面的内容：一是在功能方面的系列化，即同一基本规格的产品，采用不同结构参数的变化，其中最主要的是工作轮叶栅参数的变化，即叶片进出口角度参数的变化，以满足不同类型机械的使用要求；二是基本性能参数规格方面的系列化。它用来满足不同转速及功率等级等方面的不同要求。而变矩器系列化首先是将变矩器进行分类，如分为向心涡轮变矩器、轴流涡轮变矩器、离心涡轮变矩器等，然后将其中某一类型变矩器系列化。

变矩器在参数系列化方面，通常将有效直径D分挡。按优先数规则将D分挡，并保证相同的公比值，即，且将D圆整为整数值。

而同一循环圆有效直径D的变矩器再通过不同角度参数的组合，又可使力矩系数具有一系列不同的数值。泵轮在设计工况下的输入功率为

式中，，当工作液选定后，则K为常数。而D又为一定值，则

当令D=D₁、D₂、D₃…优选数系列时，与在双对数坐标图上则为一组平行线。再令则又可得到在同一D值下的一组平行线。图19-2-14所示为向心涡轮液力变矩器系列型谱。如图19-2-15所示为轴流涡轮变矩器的系列型谱。图中标示数值分别为变矩器有效直径和能容的平均值。以400-35为例，它表示变矩器的有效直径D=400mm，而若则M_B=350N·m。

一般要求所有直线应在双对数坐标图上均匀覆盖工程应用中所能达到的全部功率、转速范围，而且相邻两有效直径之间应有一定的功率重叠区，以便于实际选用。

这里要提及的是液力偶合器也有系列型谱。但由于偶合器都是径向直叶片，故其系列化只是有效直径D的分挡，按优先数系来进行系列化。

2.6.3　液力变矩器与动力机的共同工作

液力变矩器与动力机共同工作的动力性和经济性的好坏，决定于其是否合理匹配。

液力变矩器与动力机的共同工作即动力机与变矩器输入端之间转矩或功率的平衡。为此必须了解动力机输进变矩器的输入功率，泵轮和涡轮的特性曲线族。

2.6.3.1　输入功率

动力机特性曲线有些是不带辅助元件实验得到的。辅件中风扇功率与转速的三次方成正比。通常用动力机功率的百分数（%）表示辅件功率。

从动力机功率减去全部辅件功率可得到变矩器的输入功率

　　（19-2-87）

功率与转速呈线性关系时

　　（19-2-88）

功率与转速呈立方关系时

　　（19-2-89）

式中　P_1d——动力机输给变矩器的输入功率；

P_d，n_d——相应动力机的功率、转速；

P_db，n_db——相应动力机的标定功率、转速；

k₁，k₂——百分数，缺乏试验数据时，按k₂=6%～10%估算。

2.6.3.2　泵轮特性曲线族和涡轮特性曲线族

2.6.3.3　液力变矩器有效直径和公称转矩选择

生产厂提供用双对数坐标表示的变矩器的系列型谱（图19-2-14、图19-2-15），它是根据变矩器的公称转矩作出的，每一条直线代表一个规格（一组叶栅系统）的变矩器。坐标轴、最大和最小公称转矩线、极限转速和极限转矩线所包络的区间就是一个尺寸系列变矩器的功率范围。动力机标定转速和功率落到系列型谱图上的两条相邻直线，就是初选到的变矩器的规格（有效直径和公称转矩）。如型谱中没有所要求的有效直径和公称转矩，则需进行前述的（2.4节）新型变矩器设计工作。

2.6.3.4　液力变矩器和动力机共同工作的输入特性曲线和输出特性曲线

把动力机的净外特性曲线绘制到初选的变矩器规格的泵轮特性曲线T_B=f（n_B）（参量i）上。动力机的净外特性曲线与不同i值的泵轮特性曲线的交点就是在稳定状态下的共同工作点，称为共同工作的输入特性［图19-2-16（a）］。

查得各交点坐标T_B、n_B，根据式T_T=KT_B，n_T=in_B，计算得到一系列的T_T、n_T值。在涡轮特性曲线族T_T=f（n_T）（参量i）上相应每一i值，画出对应（T_T、n_T）的点。连接这些点就得到共同工作的输出特性曲线［图19-2-16（b）］。

根据动力机的类型、特性，工作机的载荷性质、作业状况，以及下面所介绍的匹配原则，反复上述的计算分析，最终确定变矩器的型号和规格。

2.6.4　液力变矩器与动力机的匹配

2.6.5　液力变矩器与动力机匹配的优化

液力变矩器与动力机匹配的优化目标函数，随不同功能要求的机器而异。如对汽车，由于液力变矩器仅在起步加速和换挡时起作用，因此优化的目标函数应该是加速度和平均车速。本节仅讨论液力变矩器在整个运转范围内起作用的机器，如工程机械等。

这类液力变矩器与动力机匹配的主要评价指标是动力性和经济性。对于没有并联功率流或它的幅值或时间小到可以忽略不计的情况，动力性优化的目标函数为输出功率的均值E（P_T），经济型优化的目标函数为单位有效功所消耗的燃油E（g_e/η）。而优化的设计变量为各种类型液力变矩器尺寸系列的有效直径和公称转矩。写成优化的形式有

设计变量

　　（19-2-96）

目标函数

　　（19-2-97）

约束条件

（19-2-98）

式中　P_T（n_T），g_e/η（n_T）——液力变矩器与内燃机共同工作的功率和比油耗输出特性；

f（n_T）——机器运转期间涡轮转速的概率密度，如按均匀分布则；如按常态分布则，

σ为n_T的均方差；

v_L，v_U——最高车速的上下限；

F_L，F_U——最大牵引力的上下限；

——变矩器与内燃机共同工作比油耗的许用值。

讨论的优化为双目标的优化问题。构造复合目标函数

　　（19-2-99）

指数a可以根据设计者从不同侧重角度出发选取。

实际机器作业时，内燃机不会总是处于最大载荷（最大油门）下运转，根据载荷状况司机要进行干预。这种情况下需要掌握涡轮转矩和涡轮转速的二维概率密度f（T_T，n_T）的统计信息，才有可能进行上述匹配的优化。

对于具有并联功率流的场合，除上述信息外，还需要掌握油泵压力分布的统计信息。

2.7　液力变矩器的产品型号与规格

2.7.1　单级单相向心涡轮液力变矩器

（1）冲焊型单相单级向心涡轮液力变矩器的产品型号、规格与技术参数（表19-2-20）

（2）铸造型单相单级向心涡轮液力变矩器的产品型号与规格（表19-2-21）

（3）单相单级轴流涡轮和离心涡轮液力变矩器的产品型号与规格（表19-2-22）

2.7.2　多相单级和闭锁液力变矩器

2.7.3　可调液力变矩器

2.8　液力变矩器传动装置

液力变矩器与动力换挡变速箱组成液力变矩器传动装置，其主要产品如表19-2-25所示。

2.9　液力变矩器的应用及标准状况

2.9.1　液力变矩器的应用

向心涡轮液力变矩器主要应用于叉车、装载机、内燃小机车、牵引车、推土机、平地机、载重汽车和轮式倒车等设备。离心涡轮液力变矩器主要用于干线内燃机车、石油钻采机械等设备。轴流涡轮液力变矩器主要用于船舶机械设备。

液力变矩器在传动中有良好的自动适应性，在负载转矩变化时，其输出转速可自动调节。因此标准的公称转矩和传递功率均有较宽的适用范围。

液力变矩器可靠性指标是用户极为关注的项目。一等品指标平均无故障期不小于6000h，通过随机作业考核。优等品指标平均无故障期不小于8000h，其值在可靠性试验中得出。

可靠性是指产品在规定的条件下和规定的时间内完成规定功能的能力，或者说是产品能保持其功能的时间。故障是可靠性的对立因素。液力变矩器的常见故障有漏油（外漏损）、供油系统故障、性能不正常、油温偏高、轴承损坏等。平均无故障期系指产品不因故障而停机的连续运行时间，或一台产品的几次故障平均间隔时间，或几台产品无故障连续运行时间的平均值。

2.9.2　国内外标准情况和对照

目前，液力变矩器尚无国际标准。国外主要生产厂家有日本冈村制作所、大金制作所、德国福伊特公司（VOITH）和美国阿里逊公司等。均无成文标准。表19-2-26、表19-2-27为国内外液力变矩器尺寸系列情况对照，表19-2-28为现行液力变矩器国标列表。