液力变矩器

液力变矩器

本申请是申请号为：2012104171753、发明创造名称为：液力变矩器、申请日为：2012年 10月26日的发明专利申请的分案申请。

发明领域：

本发明涉及一种新型液力变矩器。

发明背景：

本发明所涉及的新型液力变矩器，可广泛应用于汽车、越野汽车、挖掘机、拖拉机、 矿区运输等工程机械的发动机动力的传输。

现有的广泛使用的液力变矩器，具有无级连续变速和改变转矩的能力，对外负载 具有良好的自动调节和适应性，它使汽车起步平稳，加速迅速均匀，其减震作用降低了传动 系统的动载和扭震，延长了传动系统的使用寿命，提高了舒适性、通过性、安全性以及行驶 的平均速度。

但是目前使用的液力变矩器，普遍存在传动效率不够高的缺点。在中低速度行驶 时，发动机的动力不能完全传递给变速器；在中高速度行驶时，又必须通过锁止器来提高效 率。而在降速操作下，锁止器又要脱离锁止。如果处于多变工况状态下行驶，频繁地进行增 速和降速的操作，则液力变矩器处于频繁的锁止和脱离锁止交替转换的状态下，则使系统 的动力损耗增加，不利于节能减排。更何况目前现有的液力变矩器，在行驶阻力降低时，没 有增速的功能，例如已经公开的专利有，德国专利技术No.94107829.9、No.99111343.8，日 本专利技术No.00133785.8、No.200710154498.7等。

本发明提出了全新的设计，不仅保持了现有液力变矩器的各项优点，同时在中低 速度行驶时，使得发动机的功率能够更高效率地传递给变速器；在中高速度行驶时，在无需 锁止器锁止的情况下，依然能够高效率地传递发动机的功率。在行驶阻力降低的工况下，本 发明能够在发动机输入速度不变的情况下，提供增速的功能。

关于本发明专利叙述中的名词解释：

1.轴面剖视图：在与转动轴线相重合的平面上剖切所得的视图。如图1和图2所示。

2.旋转面视图：在与转动轴线相垂直的平面上剖切所得的视图。如图3所示。

3.转动轴线：转动体或旋转空间的转动轴线。如图1和图2中的轴线O。

4.圆环轴线：轴面剖视图为圆形的三维体圆环，其圆的环绕轴线，如图1中的轴线 Q。

发明内容：

本发明涉及一种新型液力变矩器，其结构主要包括：泵轮BL、从动盘CP、耦合差速 器YO，其中所述泵轮BL与所述新型液力变矩器的输入轴相联，其旋转面视图为圆形，其轴面 剖视图为半圆弧形，并有径向弧形叶片；

所述从动盘CP与所述新型液力变矩器的输出轴相联，其旋转面视图为圆形，其轴 面剖视图为半圆弧形，并有径向弧形叶片，泵轮BL和从动盘CP之间以及叶片之间充满工作 液；

所述耦合差速器YO由圆环缸体GT、螺旋筋板LJ、转动盘P和耦合转子C组成，其中圆 环缸体GT是一个有圆环形空腔的缸体，圆环形空腔的轴面剖视图是圆形；所述螺旋筋板LJ 位于所述圆环形空腔中，沿圆弧表面分布，并与所述圆环缸体GT联为一体，形成圆环涵道缸 体；圆环涵道缸体沿圆环形空腔开有缸体环槽，所述转动盘P位于缸体环槽中；

所述耦合转子C安装在转动盘P上，位于圆环形空腔内，耦合转子C的外径边缘与圆 环形空腔内表面相接触，其转动轴线与转动盘P的转动轴线垂直，并与圆环形空腔的圆环轴 线相切；

所述耦合转子C沿半径方向开有耦合槽，螺旋筋板LJ可以穿过耦合槽，当耦合转子 C和转动盘P与圆环涵道缸体发生相对转动时，螺旋筋板LJ与耦合槽的滑动啮合推动耦合转 子C围绕自身转动轴线自转；

所述螺旋筋板LJ沿所述圆环形空腔的圆弧表面分布，使得耦合转子C随转动盘P与 圆环涵道缸体产生相对旋转，并以均匀转速转动时，耦合转子C因耦合槽与螺旋筋板LJ的滑 动啮合而围绕自身转动轴线以均匀转速自转；

所述螺旋筋板LJ的起始端位于转动盘P的一侧，并与耦合转子C的耦合槽开始滑动 啮合，随着转动盘P与圆环涵道缸体之间的相对转动，耦合转子C在螺旋筋板LJ的推力作用 下自转，到达转动盘P另一侧的螺旋筋板LJ的终止端，则螺旋筋板LJ与耦合槽脱离啮合，并 继续转动，回到螺旋筋板LJ的起始端一侧，又开始下一个滑动啮合；

所述圆环涵道缸体在转动盘P两侧螺旋筋板LJ的起始端和终止端附近的位置，开 有工作液出入口，当转动盘P和耦合转子C与圆环涵道缸体产生相对转动时，工作液通过出 入口流进及流出耦合差速器YO；

所述从动盘CP与所述泵轮BL相对安装，所述耦合差速器YO位于泵轮BL和从动盘CP 之间并将泵轮BL与从动盘CP之间的外缘区域分隔成高压区和低压区。

所述新型液力变矩器内充满工作液，所述耦合差速器YO的圆环涵道缸体和转动盘 P分别与泵轮BL或者从动盘CP相联结，转动盘P两侧的工作液出入口分别位于高压区和低压 区，泵轮BL通过高压区和低压区的压力差使从动盘CP转动，从而带动输出轴输出转矩。

泵轮BL被发动机驱动旋转时，工作液被泵轮BL的叶片带着旋转，并在离心力作用 下，从叶片的内缘向外缘流动，工作液被泵轮BL甩向外缘，在泵轮BL外缘与耦合差速器YO之 间的区域形成高压区域。

从动盘CP的外缘与耦合差速器YO之间的区域，其转动半径小于高压区域的转动半 径，因此被称为低压区。耦合差速器YO的转动盘P一侧的工作液出入口位于高压区，转动盘P 另一侧的工作液出入口位于低压区。

在起动初期，从动盘CP的转速远小于泵轮BL的转速，因此，耦合差速器YO的圆环缸 体GT和耦合转子C之间的相对转速很大，大量的工作液要克服高压区和低压区之间的压力 差，由低压区向高压区排出后，从泵轮BL与从动盘CP之间的回流区域内缘区循环回流，因 此，从动盘CP与泵轮BL之间的转速差越大，从动盘CP所受的转矩就越大，向输出轴提供的转 矩也越大。

随着从动盘CP的转速不断提高，从低压区流经耦合差速器YO再向高压区排出的工 作液不断减少，直到从动盘CP与泵轮BL同速，则工作液停止流动，而此时的高压区的压力依 然大于低压区的压力，当这种压力差足以使工作液克服耦合差速器YO的阻力，并通过耦合 差速器YO向低压区流动时，则从动盘CP的转速将大于泵轮BL的转速，直到输出轴的转速增 大到所受的阻力不断升高使其与高压区和低压区的压力差相平衡，则从动盘CP的转速将不 再升高，这是本发明与现有技术相比的一个最大的优点，低速行驶时，能够提供大的扭矩， 高速行驶时，能够提供大的转速。

泵轮BL和从动盘CP之间充满工作液，在泵轮BL与从动盘CP之间工作液流动的区域 内安装有蜗轮WL，所述蜗轮WL的叶片与转动方向成夹角，使得蜗轮WL转动时，蜗轮WL叶片推 压工作液流向泵轮BL方向。

蜗轮WL直接和泵轮BL联结，或者通过行星齿轮机构XC与泵轮BL联结，所述行星齿 轮机构XC由太阳轮T、齿圈R、行星架S和行星齿轮u组成，行星齿轮u安装于行星架S的行星齿 轮轴上，与齿圈R和太阳轮T两者啮合，行星齿轮u既可以围绕行星齿轮轴自转，也可以在齿 圈R内行走围绕太阳轮T公转。蜗轮WL与太阳轮T联结，泵轮BL与行星架S联结，齿圈R固定。

耦合差速器YO的圆环涵道缸体既可以与泵轮BL联结，也可以与从动盘CP联结，相 对应的则是：转动盘P与从动盘CP联结或者与泵轮BL联结，耦合差速器YO的转动盘P一侧的 进出口位于泵轮BL区域，也就是高压区，转动盘P另一侧的工作液进出口位于从动盘CP区 域，也就是低压区。

耦合差速器YO可以是单条螺旋筋板LJ，也可以是多条螺旋筋板LJ，泵轮BL的叶片 可以是半径方向呈直线展开，也可以由里向外以曲线形式展开，从动盘CP的叶片可以是半 径方向呈直线展开，也可以由里向外以曲线形式展开。

耦合转子C可以是单体结构，也可以是多片组合结构。

这样设计的新型液力变矩器，由于蜗轮WL叶片的作用，无论在起动初期从动盘CP 的低转速阶段，还是后期从动盘CP的中高转速阶段，蜗轮WL都将工作液向泵轮BL区域推压， 这样就增大了高压区的压力，降低了低压区的压力，从动盘CP将通过输出轴向变速箱传送 更高的扭矩，尤其是蜗轮WL通过行星齿轮机构XC与泵轮BL相联合，蜗轮WL的转速将比泵轮 BL的转速高，增大了高压区与低压区的压力差，在中高速行驶时，将使从动盘CP的转速在泵 轮BL转速的基础上增速的效果更好。

当泵轮BL和从动盘CP采用曲线形式的叶片时，同样增大了高压区和低压区的压力 差，泵轮BL在旋转时，泵轮BL曲线叶片向工作液施加了一个由泵轮BL内缘向泵轮BL外缘的 推压力，这将提高高压区的压力，同时从动盘CP采用与泵轮BL叶片曲线展开方向相反的曲 线叶片，从动盘CP在旋转时，叶片向工作液施加了一个由外缘向内缘的推压力，这将抵消或 部分抵消离心力而降低了低压区的压力，由此可以看出，在中高速行驶时，从动盘CP增速的 效果同样明显。

附图说明：

图1本发明第一实施例的轴面剖视图

图2本发明第二实施例的轴面剖视图

图3泵轮的三维视图

图4泵轮的旋转面视图

图5泵轮和从动盘的叶片的另一种形式

图6蜗轮视图

图7耦合差速器的轴面剖视图

图8耦合差速器的耦合转子视图

图9耦合差速器工作原理示意图

在本发明专利的附图说明中，图示的零部件的结构、尺寸及形状并不代表实际的 零部件的结构、尺寸及形状，也不代表零部件之间的实际大小比例关系，图示只是用简明的 方式对本发明实施例予以说明。

图1显示了本发明第一实施例的轴面剖视图，从图中可以看出：新型液力变矩器的 结构主要包括：与输入轴相联结的泵轮BL、与输出轴相联结的从动盘CP以及耦合差速器YO， 在新型液力变矩器内充满了工作液。

图3和图4则显示了泵轮BL的三维视图和旋转面视图。其旋转面视图为圆形，而轴 面剖视图形状为半圆弧形，并有径向弧形叶片。从动盘CP与泵轮BL相对安装，其旋转面视图 为圆形，其轴面剖视图为半圆弧形，并有径向弧形叶片。泵轮BL和从动盘CP之间以及叶片之 间充满工作液。

耦合差速器YO位于泵轮BL和从动盘CP之间。图7更进一步通过耦合差速器YO的轴 面剖视图显示了实施例的内部结构。耦合差速器YO主要由圆环缸体GT、螺旋筋板LJ、转动盘 P、耦合转子C组成，其中圆环缸体GT是一个有圆环形空腔的缸体，圆环形空腔的轴面剖视图 为圆形，螺旋筋板LJ位于圆环形空腔中，沿圆环空腔圆弧表面分布，并与圆环缸体GT联结为 一体成为圆环涵道缸体，圆环涵道缸体沿圆环形空腔开有缸体环槽，转动盘P位于缸体环槽 中。

在转动盘P的径向开有缺口，耦合转子C安装在此缺口中，并位于圆环形空腔内。图 8显示了耦合转子C的视图。耦合转子C的外径边缘与圆环形空腔的内表面相接触，耦合转子 C的转动轴线与转动盘P的转动轴线O垂直，并与圆环形空腔的圆环轴线Q相切，耦合转子C沿 半径方向开有耦合槽，从图示可以看出：有四条耦合槽，螺旋筋板LJ可以穿过耦合槽，当耦 合转子C和转动盘P与圆环涵道缸体发生相对转动时，螺旋筋板LJ与耦合槽的滑动啮合推动 耦合转子C围绕自身转动轴线自转。

螺旋筋板LJ沿圆环缸体GT的圆弧表面分布，使得耦合转子C随转动盘P与圆环缸体 GT产生相对旋转，并以均匀速度转动时，耦合转子C因螺旋筋板LJ与耦合槽的滑动啮合而围 绕自身转动轴线以均匀速度自转。

螺旋筋板LJ的起始端位于转动盘P的一侧，并与转动盘P的盘面保持接触，其与耦 合转子C的耦合槽开始滑动啮合，随着转动盘P与圆环缸体GT之间的相对转动，耦合转子C在 螺旋筋板LJ的推力作用下自转，到达转动盘P的另一侧的螺旋筋板LJ的终止端，螺旋筋板LJ 的终止端同样与转动盘P的另一侧盘面保持接触，当耦合转子C的耦合槽到达螺旋筋板LJ的 终止端，则与螺旋筋板LJ脱离啮合，并继续转动，又回到螺旋筋板LJ的起始端的一侧，又开 始下一个滑动啮合。

图7和图8显示了圆环缸体GT内有4条螺旋筋板LJ沿圆弧内表面均匀分布，相对应 的耦合转子C有4个均匀分布相互对称的耦合槽。4条螺旋筋板LJ的起始端沿转动盘P的一侧 盘面依次与耦合转子C的4个耦合槽产生滑动啮合，又与转动盘P的另一侧盘面相接触的4个 终止端依次脱离滑动啮合后，再次依次进入下一个滑动啮合。

圆环涵道缸体在转动盘P的两侧的螺旋筋板LJ的起始端和终止端附近的位置开有 工作液出入口，当转动盘P和耦合转子C与圆环缸体GT产生相对转动时，工作液通过进出口 流进及流出耦合差速器YO。

图9显示了螺旋筋板LJ沿圆环缸体GT的圆环形空腔的圆弧截面lmn展开的平面展 开图，尽管沿圆环形空腔表面分布的螺旋筋板LJ展开为平面斜线会失去精确度，但是可以 简明地说明耦合差速器YO的工作原理。

如果圆环缸体GT与泵轮BL相联结，转动盘P与从动盘CP相联结，则当图中所示螺旋 筋板LJ向左转动时，则泵轮BL位于圆环缸体GT的下侧区域，从动盘CP位于圆环缸体GT的上 侧区域。在起动初期，输出轴速度低于输入轴速度，也就是转动盘P和耦合转子C的速度低于 圆环缸体GT和螺旋筋板LJ的速度。工作液从从动盘CP区域的出入口吸入，在泵轮BL区域的 出入口排出，而此时泵轮BL的速度远高于从动盘CP的速度，也就是泵轮BL区域出入口的压 力大于从动盘CP区域出入口的压力，这就增大了耦合转子C在圆环缸体GT内的运动阻力，泵 轮BL与从动盘CP的速度差越大，则耦合转子C在圆环缸体GT内相对运动的阻力就越大，输出 轴提供的转矩就越大。

从图1可以看出：从动盘CP与泵轮BL相对安装，耦合差速器YO位于泵轮BL和从动盘 CP之间并将泵轮BL和从动盘CP之间的外缘区域分隔成高压区和低压区，由图中可以看出， 耦合差速器YO与泵轮BL外缘之间的区域为高压区，耦合差速器YO与从动盘CP外缘之间的区 域为低压区，泵轮BL通过高压区和低压区的压力差使从动盘CP转动，从而带动输出轴输出 转矩。

图1所示的第一实施例，从动盘CP外缘和耦合差速器YO之间的区域，其转动半径小 于泵轮BL外缘与耦合差速器YO之间的区域的转动半径，因此，泵轮BL在高速旋转时产生了 泵轮BL外缘区域的高压力区和从动盘CP外缘区域的低压力区。

在起动初期，因从动盘CP的转速远小于泵轮BL的转速，因此，大量的工作液被耦合 差速器YO从低压区的从动盘CP区域推压向高压区的泵轮BL区域，当高压区和低压区之间的 压力差使从动盘CP转速逐步升高并接近泵轮BL的转速时，则工作液从低压区经耦合差速器 YO到高压区的流量逐步减少到停止流动，如果高压区和低压区之间的压力差足以克服从动 盘CP所经受的阻力，则工作液经耦合差速器YO从高压区流向低压区，此时从动盘CP的转速 将逐步高于泵轮BL的转速，直到输出轴的转速逐步增大，使阻力不断升高至与高压区和低 压区的压力差相平，则从动盘CP的转速将不再升高。

图2显示了本发明第二实施例的轴面剖视图，与第一实施例相比，增加了蜗轮WL和 行星齿轮机构XC。图6显示了蜗轮WL的结构。蜗轮WL位于泵轮BL和从动盘CP之间的工作液在 泵轮BL和从动盘CP之间流动的区域内，蜗轮WL的叶片与转动方向成夹角，使得蜗轮WL转动 时，蜗轮WL的叶片推压工作液流向泵轮BL方向。

蜗轮WL可以直接和泵轮BL联结，也可以如图2所示，通过行星齿轮机构XC与泵轮BL 联结，行星齿轮机构XC由太阳轮T、齿圈R、行星架S和行星齿轮u组成，行星齿轮u安装于行星 架S的行星齿轮轴上，与齿圈R和太阳轮T两者啮合，行星齿轮u既可以围绕行星齿轮轴自转， 也可以在齿圈R内行走围绕太阳轮T公转。蜗轮WL与太阳轮T联结，泵轮BL与行星架S联结，齿 圈R固定。

耦合差速器YO的圆环涵道缸体既可以与泵轮BL联结，也可以与从动盘CP联结，相 对应的则是：转动盘P与从动盘CP联结或者与泵轮BL联结，耦合差速器YO的转动盘P一侧的 工作液进出口位于泵轮BL区域，转动盘P另一侧的工作液进出口位于从动盘CP区域。

耦合差速器YO可以是单条螺旋筋板LJ，也可以是多条螺旋筋板LJ，泵轮BL的叶片 可以是呈半径直线展开，也可以由里向外以曲线形式展开，从动盘CP的叶片可以是半径方 向呈直线展开，也可以是由里向外以曲线形式展开。

图5-1显示了泵轮BL的另一种叶片形式，其叶片从里向外以曲线形式展开，当图示 的泵轮BL以逆时针方向旋转时，叶片间的工作液不仅受到泵轮BL旋转时产生的离心力的作 用向泵轮BL外缘的高压区流动，而且受到叶片向外缘方向的推力作用，与之相配套的从动 盘CP的叶片可以采用径向直线放射状，也就是与第一实施例相同的从动盘CP，也可以采用 如图5-2所示的与泵轮BL的叶片展开方向相反的方向展开的曲线叶片形式，从动盘CP与泵 轮BL同向逆时针方向转动，从动盘CP的叶片向工作液施加了由外缘向内缘的推力，这使得 工作液克服离心力的作用，从从动盘CP外缘的低压区向内缘流动。

在起动初期，这样的叶片形式增大了从动盘CP的输出转矩，在后期的高速行驶时， 进一步加大了高压区的压力，降低了低压区的压力，使得工作液的高压区和低压区域的压 力差更大，从动盘CP的转速更易超过泵轮BL的转速。

耦合差速器YO的耦合转子C可以是单体结构，也可以是多片组合的结构，多片组合 时，可以将单体结构所受的冲击力由多个转子片承担，这样可以使耦合转子C的使用寿命增 高，本领域技术人员容易设计这样的结构，在此不再一一赘述。

采用一个耦合转子C在圆环缸体GT内转动一周则吸入排出一个圆环缸体GT含量的 工作液，如果用多个耦合转子C和多组螺旋筋板LJ，则耦合转子C在圆环缸体GT内转动一周 将吸入排出多个圆环缸体GT含量的工作液。

上述实施例以图示的方式说明了本发明，但是以图示方式说明的上述实施例不是 对本发明的限制，本发明由权利要求限定。