n'e ne M 'e M ec P'e P'ec
G'e
Ge
Pec Pe
g'e ge
（4-5）
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
Mec—发动机的自由扭矩，即扣除辅助装置和功率输出轴的消耗后 余下的发动机转矩。
Pec—发动机的自由功率，即扣除辅助装置和功率输出轴的消耗后 的发动机功率。
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
一、液力变矩器与发动机共同工作的输入特性
在上节中讨论了液力变矩器本身的输入和输出特性。当液力 变矩器和发动机共同工作时，在变矩器和发动机的特性之间存在 一定的相互制约关系。这种关系可以用变矩器和发动机共同工作 的输入特性来表示。
显然，液力变矩器与发动机共同工作的性能与传动联接方式 有关。此种联接方式，从原则上可分为两种型式：串联联接和并 联联接。
液力传动
液力传动
液力传动
液力传动
液力传动的主要特点是： 1自动适应性; 2防振隔振作用; 3良好的启动性; 4限矩保护性; 5变矩器效率。
液力变矩器
泵轮---->涡轮---->泵轮，依次反复循环。
液力变矩器
液力变矩器
泵轮---->涡轮---->导轮---->泵轮，依次反复循环。
液力变矩器
一、液力变矩器的输出特性
液力变矩器的输出特性是表示输出参数之间关系的曲线。通 常是使泵轮轴的转速保持不变，在此工况下求取以涡轮轴转速n2 为自变量的各输出特性曲线(参看图4-1)。
第一节 液力变矩器的特性
图4-1 具有不同透穿性的液力变矩器的输出特性
第一节 液力变矩器的特性
泵轮转矩M1随涡轮轴转速的增大而减少，称为正透性(见图 4-1a)。
在一般情况下，应尽量采用变矩器与发动机直接相连的 方式，但在某些场合下，由于系列化的原因，变矩器与发动 机必须选用现成的产品，如果通过调整变矩器有效直径仍不 能满足合理匹配要求时，则往往需要在发动机和变矩器之间 采用中间减速器或增速器。此时，在绘制共同的输入特性时 必须首先将发动机的调速特性转换到泵轮轴上。 此时，变矩器与发动机共同工作条件为：
速特性用同一比例尺绘制在同
一坐标图上，则可以充分阐明
两者共同工作的相互关系。此
种曲线图即称为液力变矩器与 发动机共同工作的输入特性。
图4-5液力变矩器与发动机共同工作 的输入特性 a)发动机调速外特性；
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
当发动机的调速手柄置于最大供油位置时，变矩器与发动机 可能的共同工作的区域是发动机调速特性的扭矩曲线上自A1至A7这 一区段(亦即变矩器输入特性的抛物线束与发动机扭矩曲线的交点 A1、A2、A3…A7)所代表的工况。图（4-5a）给出了发动机的外特 性，所以为变矩器与发动机在上述工况下共同工作的动力性和经 济性，提供了一个全面的概念。但是图（4-5a）只能表明共同工 作的工况范围，其不足之处是缺少发动机在部分供油状态下与变 矩器共同工作时，发动机经济性的概念。
第一节 液力变矩器的特性
三、液力变矩器的输入特性
液力变矩器的输入特性是以泵轮转矩系数λ1作为参数而绘 制的泵轮轴转矩M1与转速n1间函数关系的曲线。
随着透穿性系数的下降，输入特性上的抛物线将相互靠近。 对于绝对不透的变矩器，由于λ1 =常数，输入特性上只有一条抛 物线［见图4-3b)］。
图4-3 液力变矩器输入特性 a)可透性变矩器；b)不透性变矩器
在此种情况下，对发动机调速 特性进行换算的条件为：
n'e
ne ig
M 'e M ecig g P'e Pec g
G'e
Ge
Pec Pe
G'e
ge
g
（4-8）
图4-4发动机与变矩器的串联连接 d)-部分功率减速（增速）连接；
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
根据关系式(4-8)，按前述方法即可作出转换至泵轮轴上的 调速特性，并绘制变矩器与发动机共同工作的输入特性。共同 工作的条件仍为：
此时，两者共同工作条件为：
M 1 M 'e n1 n'e
图4-5液力变矩器与发动机共同工作 的输入特性 b)发动机通用特性；
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
（3）发动机通过中间减速器(或增速器)与变矩器相连，而在 变矩器前发动机分出部分功率驱动辅助装置和功率输出轴，见图 （4-6d）。
变矩器的结构： 1.结构演变：
初期：偶合器（泵轮，涡轮，导环，外壳）
中期：变矩器（泵轮，涡轮，导轮，外壳） 当前：变矩器（泵轮，涡轮，导轮，锁止离合器，外壳）
第一节 液力变矩器的特性
液力变矩器的特性是表示变矩器各输出和输入参数之间函数关 系的曲线。这些函数之间的相互关系，虽可用理论分析和计算来 获得，但由于大量引入假设，使计算结果与实际情况有一定的差 距。因此，变矩器实际的特性曲线是通过台架试验来取得的。液 力变矩器的特性曲线主要有以下三种：输出特性、无因次特性和 输入特性。
发动机转速的增大而增大［见图4-5b］。
功率输出轴所消耗的转矩取决于所驱动的工作装置的类型，
情况很复杂。在近似的计算中，
通常可按一定的百分比在发动机的
总功率中将其扣除。
按照前面所述的方法，利用关
系式(4-5)、(4-6)和(4-7)，不难
作出转换至泵轮轴上的发动机调
速特性。据此，即可绘制出变矩
器与发动机共同工作的输入特性。
当涡轮呈轴向布置时图(4-1b)，液流在涡轮中受到的附加离 心力几乎不影响液流的速度，因此轴向式的变矩器，往往具有较 大的不透性，亦即M1≈常数。
对于图(4-1c)所示的离心式变矩器，涡轮与泵轮布置在同 一侧，且涡轮在泵轮的前方，此时液流在涡轮中产生的附加离 心力将增大液体的流量。因此，泵轮转矩M1将随涡轮轴转速的增 大而增大，这种性能称为负透性。
Mec和Pec可按下式计算：
M ec M e M Ba M PTO
（4-6）
Pec Pe PBa PPTO
（4-7）
MBa，PBa—消耗在驱动辅助装置上的发动机扭矩和功率； MPOT，PPOT—消耗在驱动功率输出轴上的发动机扭矩和功率。
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
辅助装置所消耗的发动机扭矩通常不是一个常量，它将随着
下文分别讨论这两种型式的变矩器与发动机共同工作的输 入特性。
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
（一）串联功率流式 在串联功率流的型式中，又可分为以下3种情况来讨论。
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
（1）发动机与变矩器直接相连，且发动机全部功率通过液 力变矩器［见图4-4a)]。
第一节 液力变矩器的特性
变矩器的效率η为涡轮轴上的输出功率与泵轮轴上的输入功 率P1之比，即：
K·i
(4-1)
式中： K—变矩系数，亦即动力学传动比，K＝M2/M1； i—传动比，亦即运动学传动比。
变矩器的效率可以由式(4-1)计算而得。显然，当n2=0时η=0； 当n2增大时，η随之增大。当涡轮轴转速增至一定值时，η可达 到最大值；然后当n2继续增大时，由于M2的急剧下降而使η值随 n2之增大而减小。变矩器的效率曲线见图4-1。
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
当发动机与变矩器作串联接时，发动机传递给驱动轮的功 率全部通过液力变矩器，因而也称串联功率流式。从传动系的 型式来看，则属于液力-机械的串联复合传动。
当发动机和并联传动机构联接时，发动机传给驱动轮的功 率分别由几条并联的功率流传递。其中经过液力变矩器的仅为 一部分功率，所以也称并联功率流式。按传动系型式来分类， 则称为液力-机械的并联复合传动。
第一节 液力变矩器的特性
二、液力变矩器的无因次特性
无因次特性，是表示在循环圆内液体具有完全相似稳定流动 现象的若干变矩器之间共同特性的函数曲线。所谓完全相似流动 现象指两个变矩器中液体稳定流动的几何相似、运动相似和动力 相似(雷诺数Re相等)。
根据相似理论，可以建立以变矩器传动比i为自变量，泵轮转 矩系数λ1、变矩系数K和变矩器效率η随i而变化的关系，即：
在这种情况下，转换至变矩器泵 轮轴上发动机调速特性即为发动机本 身的调速特性。很显然，发动机与变 矩器共同工作的必要条件是：
M e M 1 ne n1
Me,ne—发动机的有效扭矩与转速； 图4-4发动机与变矩器的串联连接
M1,n1—变矩器泵轮轴上的输入扭矩与转速。
a)-直接连接；
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
图4-2 液力变矩器的无因次特性来自第一节 液力变矩器的特性
1 变矩器的起动变矩系数K0； 2 变矩器泵轮的起动扭矩系数λ10； 3 变矩器的工作效率ηp，一般取ηp=0.75 4 变矩器的工作变矩系数Kp； 5 变矩器的工作传动比ip； 6 变矩器的最大效率ηmax； 7 变矩器的最大效率变矩系数Kηmax； 8 变矩器的最大效率传动比iηmax； 9 变矩器的偶合器工况传动比iM； 10 变矩器在偶合器工况下的泵轮转矩系数λ1M； 11 变矩器透穿性系数Π。
第三节 液力变矩器与发动机的合理匹配 第四节 本章重点
液力传动
液力传动是以液体为工作介质的涡轮式传动机械。它的 基本工作原理是通过和输入轴相连接的泵轮，把输入的机械 能转变为工作液体的动能，使工作液体动量矩增加。和输出 轴相连接的涡轮，把工作液体的动能转变为机械能输出，并 使工作液体的动量矩减小。
M 1 M 'e n1 n'e
第二节 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性
（2）发动机直接与变矩器相连，但在变矩器之前，发 动机分出一部分功率来驱动机器的辅助装置和功率输出轴， 见图［4-4c］。