大功率电控闭锁型液力变矩器设计

1、大功率电控闭锁型液力变矩器的设计 1 液力变矩器设计目标液力变矩器是一种复杂的叶轮机械，液体在其工作轮流道中的流动是粘性、不可压缩的三维不稳定流动，流场特性复杂，给性能预测分析和设计带来极大的难度。传统的设计方法是建立在一维束流理论基础上，将三维流动简化为一维，不能反映其内部真实的三维流动状况，是基于经验及大量外特性实验的暗箱开环设计，每开发一款产品都要经过样机试制-实验-经验改进-再试制的循环过程，该过程占据整个设计开发周期的80%以上，且产品性能无法保证达优。因此项目研究力求创新，采用过试验分析和数值计算两种主要手段来加深对液力变矩器内流场特性的认识，进而完善和改进设计方法，开发高性能液力

2、变矩器产品。液力变矩器的设计流程如图1所示。首先根据设计要求确定液力变矩器的关键参数(如失速变矩比、失速工况的公称转矩、最高效率和循环圆有效直径等)；然后根据变动量矩分配法进行叶片设计，并建立三维模型；最后抽取液力变矩器的流道计算模型，并用网格划分软件划分网格，选取合适的CFD算法预测其性能，如不满意，则根据掌握的规律，制定参数调整方案，重新设计叶片。图1.1 液力变矩器设计流程根据设计流程，主要设计目标为（下划线部分为待完成）：(1) 根据特大功率动力总成计算要求，初选发动机参数，然后确定大功率电控闭锁型液力变矩器循环圆有效直径并设计循环圆，采用动量矩不等分配法环量设计变矩器叶片并建立叶轮和

3、叶片三维模型。(2) 应用CFD软件(FLUENT或STAR-CD)进行液力变矩器三维流动分析。(3) 基于液力变矩器三维流场数值解计算各叶轮转矩，预测理论原始特性。(4) 以最高效率和高效区范围为目标，以泵轮转矩系数和变矩比等参数为约束条件优化叶栅系统。(5) 利用LDA(激光多普勒测速仪)和PIV(激光粒子跟踪测速仪)对液力变矩器三维流场进行实验研究，为进一步提高液力变矩器性能提供必要的依据。2 大功率液力变矩器动量矩不等分分配叶片设计环量分配法是液力变矩器叶片设计的主要方法之一，环量分配的规律决定着叶片的形状，因此，尽管叶片进出口角等基本参数相同，若采用不同的分配方法也会生成不同的叶形，

4、从而引起性能的变化。传统等环量分配叶片设计法的理论基础是束流理论，在选定的设计速比下，循环圆平面中间流线上每增加相同的弧长，液流沿叶片中间流线应增加相同的动量矩，而实际情况该动量矩是非均匀的。为解决上述问题对环量分配规矩进行了研究。（1） 泵轮采用环量等分配方案对于变矩器的效率和变矩比都是不利的，但它可以获得较小的容量系数，容量系数小意味着可以匹配更大转矩的发动机；变环量分配采用前部加载方案（即叶片前半部分动量矩变化较大，叶片承受的转矩大，如情况相反即为后部加载）可以获得较高的最高效率和起动变矩比，容量系数较大；采用后部加载方案可以获得较高的效率性能。（2） 涡轮采用前部加载方案可以获得较高的

5、效率性能，但起动变矩比较低；采用环量等分配方案可以获得较高的效率性能和起动变矩比；采用后部加载方案可使得起动工况容量系数降低，但效率性能也下降比较明显。（3） 导轮采用前部加载可获得较高的效率性能，容量系数也较大；采用环量等分配方案时效率性能和变矩比均很低；采用后部加载方案时可获得较高的效率性能和较大的起动变矩比，同时起动工况容量系数也较低。综上叶片环量分配规律分析，可得到如下结论。（1）要提高效率性能可对泵轮采用后部加载方案，对涡轮采用前部加载方案，对导轮采用前部加载方案。（2）要降低容量系数可对泵轮采用环量等分配方案，对涡轮采用后部加载方案，对导轮采用后部加载方案。（3）要提高起动变矩比可

6、对泵轮采用前部加载方案，对涡轮采用后部加载方案，对导轮采用后部加载方案。需要指出的是，由于液力变矩器的性能受到各个元件之间相互作用的影响，实际设计中，要想获得最优的变矩器性能，仅仅进行单个叶轮的不同方案对比是不够的，必须综合研究多种组合。选取环量基于二次函数分配的新方法进行叶片设计。计算叶轮过流断面面积变化情况，利用CFD软件计算变矩器三维流场和性能，综合考虑液力变矩器效率、泵轮容量系数C、变矩比K等参数，选取各个叶轮的环量分配函数。定义叶片在中间流线上距进口无因次距离为，取值范围为01，0代表叶片进口，1代表叶片出口。定义泵轮和导轮环量沿方向无因次变化量为，且 （2.11）式中 叶轮进口、出

7、口环量，； 沿方向第条元线处环量，。由于涡轮内进口环量高于出口环量，定义涡轮环量沿方向无因次变化量为，且 （2.12） 泵轮和导轮传统的等环量分配法为的直线，而涡轮为1的直线。经计算分析，如图2.1a)所示，设计泵轮环量的二次函数分配规律为 （2.13）如图2.1 b)所示，设计的涡轮环量二次函数分配规律为 （2.14）如图2.1 c)所示，设计导轮环量二次函数分配规律为 （2.15） a）泵轮 b) 涡轮c) 导轮图2.1环量二次函数分配规律按上述规律进行环量分配后，即可计算出中间流线上各点叶片角度，进而按反势流分布理论计算出内外环上各点叶片角。将角度进一步换算，则得叶片叶形坐标。 a） 泵

8、轮 b）涡轮 c）导轮图2.2 叶片设计程序界面如图2.1、图2.2所示，为用两种方法设计的泵轮叶片。泵轮叶片进出口角度相差较大时，等环量分配方法设计的叶片进口附近曲率变化较大，叶片较长。二次环量分配方法设计的叶片进口附近曲率变化平缓，同样叶片进出口角度情况下，叶片变短，更易加工。新旧方法流道过流断面面积变化对比，新方法设计结果过流面积变化更为平缓。等环量分配方法设计的涡轮叶片中后部及出口附近叶片曲率变化大，叶片狭长，制造困难且精度不易保证。二次环量分配方法设计的叶片消除了中后部及出口附近的叶片大曲率变化，在叶片角度不变的情况下，叶片较短，叶形更为合理及便于制造。新方法大大减少了涡轮叶片中部的

9、面积突变，在整个叶片距离上过流面积变化更为平缓。与等环量分配方法设计的叶片相比，二次环量分配方法设计的导轮叶片消除了出口附近的大曲率变换，叶形更为合理。 泵轮 涡轮 导轮图2.3新旧叶片设计结果对比 泵轮 涡轮 导论图2.4各工作轮轮流道过流断面面积变化对比如图2.5所示，为变矩器的循环圆和叶片的二维形状。 a） 变矩器循环圆b)泵轮c)涡轮d)导轮图2.5 变矩器循环圆和叶片二维图叶片三维分层建模技术液力变矩器的叶片是空间扭曲的，叶片三维成型需要保证叶片长度、厚度和角度等参数的精确性。为解决变矩器叶形空间复杂曲面成形技术难题，提出了叶片三维分层建模的方法，实现了叶片快速准确建模，为三维瞬态流

10、场计算及模具制造奠定了基础。三维成型法主要通过两次转换实现对叶型的定义：1）利用平行的翼面层对叶片进行切分，使得对空间叶型的描述可通过对各翼面层上叶片断面形状的描述来实现，从而将空间曲面转化为空间曲线，图2.6中，叶片被五个翼面层（0，1/4，2/4，3/4，1）切分，叶型可以由各翼面层上的叶片轮廓线确定。图2.6叶片叶型空间描述2） 利用投影于多圆柱面的等倾角射影法，将翼面层上的叶片轮廓线转化为平面叶型，从而将空间曲线转化为平面曲线，等倾角射影得到的展开线可与原曲线保持相等的长度和倾角。三维分层建模法的具体设计过程如图2.7所示。图中划分五个翼面层来确定叶型就已经足够，需确定外环、内环和增加

11、中间翼面层上的叶型角度和厚度分布规律。在基于二次环量分配的叶片设计法设计了合理的叶片角变化规律后，叶片在翼面上的形状就被确定下来，而叶片在翼线方向上的倾角可通过整体角度参数曲线来调整。叶片角曲线应保持变化平缓，保证叶型平顺。叶片加厚时则将相应点沿骨线的垂直方向偏移厚度值的1/2 即可，处理叶片前、后缘时还需定义圆角半径以得到合理的叶型，得到各翼面层叶型后，通过直纹面将其连接，从而生成叶型三维模型。图2.7 三维分层建模过程如图2.8、2.9所示为设计出来的变矩器叶片和叶轮的三维模型图。泵轮 涡轮 导轮图2.8 三维叶片图泵轮 涡轮导轮 叶轮装配图2.9 三维叶轮图3 基于CFD液力变矩器流场模

12、拟变矩器流场实验设备造价昂贵、实验条件要求高，为每一种变矩器都进行流场测试不经济，周期长。采用计算流体动力学（CFD）进行数值模拟研究是比较经济的途径。只有三维瞬态流动计算才能比较正确的预测流体的真实流动，才能比较正确的预测流场中的涡旋、脱流、分离流动和二次流动等流动现象。液力变矩器瞬态特性可理解为三个方面：第一，液力变矩器内的流动为湍流瞬态流动。从物理结构上看，可将湍流视为各种不同尺度的涡叠加而成的流动，这些涡的大小及旋转轴的分布都是随机的。大尺度的涡主要由流动边界条件所决定，其尺寸可以与流场的大小相比拟，它主要受惯性影响而存在，是引起低频振动的原因；小尺度的涡主要由粘性力所决定，其尺度可能

13、只有流场尺度的千分之一的量级，是引起高频脉动的原因。大尺度的涡破裂后形成小尺度的涡，大尺度涡从主流获得能量，能量逐渐向小尺度涡传递。最后由于流体粘性的作用，小尺度的涡不断消失。同时，由于边界的作用、扰动及速度梯度的作用，新的涡不断产生，形成了湍流运动。第二，对于各工作轮转速、转矩保持恒定的工作状况，由于上下游叶轮相对位置的变化引起各叶轮流道流场不断改变，从而各流道内的流动呈现周期性的变化。第三，对于各工作轮转速、转矩在工作过程中都变化的工作状况，叶轮流道内呈复杂的非稳定流动形态。对于数值计算来说，上述第一点瞬态特征可以通过直接数值模拟（DNS）来实现。DNS方法就是直接用瞬时的N-S方程对湍流

14、进行计算，无需对流动作任何简化或近似，可以得到准确的理论计算结果。但是，查阅相关文献116表明，在一个0.10.1m2大小的流动区域内，在高Reynolds数的湍流中包含尺度为10m100m的涡，要描述所有尺度的涡，则计算网格节点数将高达109 到1012 。同时，湍流脉动频率约为10kHz，因此，必须将时间的步长取为100s以下。在如此微小的空间和时间步长下，才能分辨出湍流中详细的空间结构及变化剧烈的时间特性。对于这样的计算要求，对计算机能力有着非常高的要求，因此目前DNS方法还无法用于真正意义上的工程计算，但大量探索性工作正在进行之中。式（3.1）和式（3.2）组成的N-S控制方程是未引入

15、任何假设的严格准确的型式，直接求其解析解是极其困难，而工程界普遍认为，与三维时间相关的全部细节对于解决实际问题往往没有太大意义。这是因为，从工程应用观点来看，在液力机械中最重要的是湍流所引起的平均流场的变化，是整体的效果。时均化的N-S方程将瞬态的脉动量通过某种模型在时均化方程中体现出来，从而求解时均化的Reynolds方程，其动量方程为 (3.3)式中称为Reynolds应力或湍流应力，它的存在使方程组不封闭，为使方程封闭，提出了各种层次的湍流模型，如零方程模型、单方程模型、二方程模型、Reynolds应力模型、代数应力模型等。时均化的方程不仅可以避免计算量过大的问题，而且可以取得很好的工程

16、效果。应用Reynolds方程求解上述第二点所指的周期性瞬态流场及第三点所指的瞬态流场时，控制方程的离散、求解与稳态计算一致，只是多出了时间项的离散和计算，但是处理叶片交互面物理量传递时，多运动参考系法和混合平面法中的稳态交互面不在适合。由于稳态交互面去除了周向瞬态特性，因此不能反映流场的瞬态特性，而滑动网格法能够准确的反映出上下游叶轮之间的物理量传递，描述出变矩器流场的瞬态特性，因此采用滑动网格法对变矩器瞬态流场进行计算。图3.1为CFD计算流程图。 确定边界条件计算初始流场、设置收敛准则流场分析与特性计算CFD软件后处理判断是否收敛是否选取计算域生成计算空间液力变矩器建模软件划分网格、生成

17、计算节点网格划分软件选择控制方程离散方法选择空间离散格式选择湍流模型图3.1计算流程图滑动网格法属于瞬态计算方法，可实时求解不同计算区域间相互作用，对计算模型要求苛刻，计算量大。滑动网格法需要在不同计算子域间设置网格分界面，计算时相邻子域将按照运动定义沿网格分界面进行滑移。该方法非常适合模拟定子/转子类的运动。如果子域同时平移和旋转，只有在旋转轴或平移方向一致时才能模拟。子域间的流动参数传递通过设置网格分界面完成。计算中网格是滑移的，分界面也就随时间变化，在每一新的时间步长内需确定子域间新的网格分界面，通过实时的新的分界面的通量传递实现不同子域间实时耦合。图1说明了有相同旋转轴两子域滑移前后分

18、界面变化情况。图2为CFD计算时，交界面滑移网格变化过程。子域2子域1初始交界面n1n2a) 滑移前n1n2滑移后交界面子域1子域2b) 滑移后图3.2滑动网格示意图图3.3 网格滑移过程示意图图3.4液力变矩器瞬态流场模拟的流量变化曲线计算域及网格模型如图3.6所示。图3.5滑动网格计算模型几何模型 计算模型 网格模型图3.6 液力变矩器全流道计算模型4 液力变矩器内流场分析液力变矩器内部流动决定其外部性能，为深入了解不同大功率闭锁液力变矩器流动分布特性，对变矩器内流场进行数值计算。数值计算可得到液力变矩器内部流动速度与压力信息。基于速度、压力数值解求解液力变矩器叶轮转矩，为优化或改进设计提

19、供依据。文中以典型起动工况液力变矩器内流场数值计算结果进行分析。4.1 启动工况（i=0）内流场分析如图4.1所示为变矩器在i=0工况下的速度分布图，通过分析可知变矩器内的流体通过泵轮加速泵轮出口处速度达到最大，泵轮出口处的流体经过涡轮后速度下降在涡轮出口处速度降到最低。通过分析各个叶轮的速度分布可知，各个叶轮内环速度均高于外环。a） 整体速度分布b） 泵轮速度分布c） 导轮速度分布d） 涡轮速度分布图4.1 启动工况速度分布图如图4.2所示为变矩器在i=0工况下的压力分布图，通过分析可知，变矩器内在泵轮出口出及涡轮涡轮口处的压力很大。对各个叶轮进行分析导轮内流体对壁面的压力最大高于其他叶轮，

20、各个叶轮的外环压力高于内环，涡轮和导轮的叶片工作面的压力极大。a） 整体压力分布图b） 泵轮压力分布图c） 导轮压力分布图d）涡轮压力分布图图4.2 启动工况压力分布图4.2 变矩器i=0.3工况流场分析如图4.3所示为变矩器在i=0工况下的速度分布图，通过分析可知变矩器内的流体通过泵轮加速泵轮出口处速度达到最大，泵轮出口处的流体经过涡轮后速度下降在涡轮出口处速度降到最低。通过分析各个叶轮的速度分布可知，泵轮内的速度均高于其他叶轮泵轮叶片处压力最大，各个叶轮内环速度均高于外环。a） 整体速度分布b） 泵轮速度分布c） 涡轮速度分布d） 导轮速度分布图4.3 i=0.3工况速度分布图如图4.4所

21、示为变矩器在i=0.3工况下的压力分布图，通过分析可知，变矩器内在泵轮出口出及涡轮出口处的压力很大。对各个叶轮进行分析导轮内流体对壁面的压力最大高于其他叶轮，各个叶轮的外环压力高于内环，涡轮的叶片工作面靠近外环的压力极大。a） 整体压力分布b） 泵轮体压力分布c） 导轮压力分布d） 涡轮压力分布图4.4 i=0.3工况压力分布图4.3 变矩器i=0.6工况流场分析如图4.5所示为变矩器在i=0.6工况下的速度分布图，通过分析可知变矩器内的流体通过泵轮加速泵轮出口处速度达到最大，泵轮出口处的流体经过涡轮后速度下降在涡轮出口处速度降到最低。通过分析各个叶轮的速度分布可知，泵轮内的速度均高于其他叶轮

22、泵轮叶片处压力最大，各个叶轮内环速度均高于外环。a） 整体速度分布b） 泵轮速度分布c） 导轮速度分布d） 涡轮速度分布图4.5 i=0.6工况速度分布图如图4.6所示为变矩器在i=0.6工况下的压力分布图，通过分析可知，变矩器内在泵轮出口出及涡轮进口处的压力很大。对各个叶轮进行分析导轮内流体对壁面的压力最大高于其他叶轮，各个叶轮的外环压力高于内环，涡轮的叶片工作面靠近外环的压力极大。a） 整体压力分布b） 泵轮压力分布c） 导轮压力分布a） 涡轮压力分布图4.6 i=0.6工况压力分布图4.4 变矩器i=0.8工况流场分析如图4.7所示为变矩器在i=0.8工况下的速度分布图，通过分析可知变矩

23、器内的流体通过泵轮加速泵轮出口处速度达到最大，泵轮出口处的流体经过涡轮后速度下降在涡轮出口处速度降到最低。通过分析各个叶轮的速度分布可知，泵轮内的速度均高于其他叶轮泵轮叶片处压力最大。a） 整体速度分布b） 泵轮速度分布c） 涡轮速度分布d） 导轮速度分布图4.7 i=08工况速度分布图如图4.8所示为变矩器在i=0.8工况下的压力分布图，通过分析可知，变矩器内在外环泵轮出口出及涡轮进口处的压力很大。对各个叶轮进行分析导轮内流体对壁面的压力最大高于其他叶轮，各个叶轮的外环压力高于内环，涡轮的叶片工作面靠近外环的压力极大，导轮内压力最小。a） 整体压力分布b） 泵轮压力分布c） 导轮压力分布d）

24、 涡轮压力分布图4.8 i=0.8工况压力分布通过对以上四个工况下内流场的对比分析，可以得到如下的关于以和速度的结论：1.在各个工况下变矩器内的压力均是外环压力高于内环压力，泵轮出口、涡轮进口处的压力高于其他的叶轮进出口压力，在涡轮叶片、导轮叶片工作面压力尤其大；2.随着转速比的升高流场的压力分布趋势不变，但是压力值的大小随着i的增大减小，并且在导轮内压力在i增大到0.8时压力方向改变；3.在速度场方面，各个工况下在泵轮出口、涡轮入口处的速度由于经过了泵轮的加速高于泵轮入口和涡轮出口速度；4.随着转速比的升高叶轮内的流体速度分布有所改变，高速区由叶轮的内环转移到外环，但是随着i的提高整体的速度

25、也升高。5 液力变矩器特性预测利用CFD软件预测变矩器性能关键是求得各叶轮的转矩，基于流场数值模拟得到的流场压力和速度解，可求得计算域壁面网格单元上压力与粘性力等，在对所有叶片表面单元上的力矩（相对于旋转轴）进行积分可得到叶轮转矩。图5.1 泵轮流道轴面投影图将动量定理应用于具有一定质量的流体质点系，则质点系的动量定理为 （5.1） 这样作用在质点系上的总外力可以通过求质点系动量变化率计算出来。将式（5.1）应用于变矩器，选择泵轮流道中某一控制体如图5.2中虚线所示。某一瞬时t，控制体内所包含的流体就是要讨论的质点系，设t瞬时控制体V内任意位置上的质点速度为v、密度为，则整个质点系在t瞬时的初

26、动量为 。经过时间，质点系运动到实线所示位置，这个质点系在瞬时的末动量可以用下面三部分动量相加减表示出来。即瞬时控制体中所有质点（包括原来质点系尚留在控制体中的部分及新流入控制体中的I部分）总的动量 减去I部分非原质点系的流入动量，再加上原质点系II部分流出的动量。也就是说质点系在瞬时的末动量为 （5.2）式中A1控制体的流入表面；A2控制体的流出表面；A控制体的全部控制面。于是即 （5.3）是作用在控制体内质点系上的所有外力的矢量和，它既包括控制体外部流体及固体对控制体内流体的作用力（这种力可能是压力也可能是摩擦力），也包括控制体内流体的重力或惯性力。这些力中有些可能是已知量，有些则是未知量，有些是流体固有的，有些则是由于动量变化而产生的。是控制体内流体动量对时间的变化率，当控制体固定而且是定常流动时，这一项必然为零，它反映流体运动的非定常性。这是由于控制体内流体动量随时间变化而产生的一种力。是单位时间内通过所有控制表面的动量代数和，因为从控制体流出的动量为正，流入控制体的动量为负，所以这一项也可以说是单位时间内控制体流出动量与流入动量之差。这是由于通过控制体流出动量与流入动量不等而产生的一种力。式中v是控制