低转速比可调式液力变矩器优化设计研究

1、 硕士学位论文低转速比可调式液力变矩器优化设计研究THE OPTIMIZATION RESEARCH OF LOWSPEED RATIO ADJ USTABLE HYDRAULICTORQUE CONVERTER周吉哈 尔 滨 工 业大学2012 年 7月 国内图书分类号： TH137.332国际图书分类号： 621学校代码：10213密级：公开工学硕士学位论文低转速比可调式液力变矩器优化设计研究硕 士 研 究 生 ： 周吉 导 师： 闫国军副教授 申 请 学 位 ： 工学硕士 学科 ： 流体机械及工程 所 在 单 位答 辩 日 期： 能源科学与工程学院 ： 2012 年 7月 授予学位单位

2、： 哈尔滨工业大学 Classified Index: TH137.332U.D.C: 621Dissertation for the Master Degree in EngineeringTHE OPTIMIZATION RESEARCH OF LOWSPEED RATIO ADJ USTABLE HYDRAULICTORQUE CONVERTERCandidate ：Super visor：Zhou JiAssociate Prof. Yan GuojunAcademic Degr ee Applied for ： Master of EngineeringFluid Machinery

3、 and EngineeringSpeciality ：Affiliation ：School of Energy Science and Engineering July, 2012 Date of Defence ：Degr ee-Confer ring-I nstitution ： Harbin Institute of Technology 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文摘 要大功率液力机械调速系统具有成本低、寿命长的优点，并且可以在较恶劣的环境下工作，应用在风力发电传动装置上实现自动控制，可以保证输出转速不变，从而使用同步电机。风力发电液力机械传动装置需要变矩器的高效区范围宽，设计转

4、速比低。国内的低转速比可调式变矩器尚没有成型产品，仅有一种低转速比离心涡轮液力变矩器，即 NY5 型起动液力变矩器。但该变矩器效率较低，高效区范围窄，应用在风力发电液力机械传动会使得整套装置效率较低。本文将对该变矩器进行优化，提高其最高效率和高效区范围，将其二级导轮改成可调导轮，设计成可调式变矩器。本文使用数值模拟计算方法对 NY5 型起动液力变矩器进行优化设计。先对NY5 型起动液力变矩器进行建模划分网格定义物理条件，进行流场计算提取结果，和实验结果对比分析，验证了数值模拟结果的准确程度。再分两步进行优化：第一步将一级导轮的柱状叶片改为空间扭曲叶片，并分析改后的流场结构，分析出现一些流场状态

5、较差例如回流，脱流的原因；第二步，针对第一次改后的结果确定叶栅改型方案，即改变一级涡轮、二级涡轮的叶片角以及重新设计二级导轮的叶型，并对优化后的变矩器进行计算，对比优化前后的流场分析优化效果。本文确定了可调导轮的旋转轴和最大开度导叶所处位置。在确定可调导轮的参数之后本文对 100%开度，84%开度，60%开度下变矩器进行不同工况的计算模拟，分析流场特性。最后分别应用一元流计算方法和数值模拟计算可调式变矩器的轴向力，对轴向力计算的方法进行了探讨，对比两者所得的结果，为轴承选型提供参考，并给出减小轴向力的方法。通过本文设计的可调式变矩器最高效率为 82.2%，高效区范围达到了 2.26，适合用于风

6、力发电传动装置上。优化过程中发现了造成基型变矩器效率较低的原因是一级涡轮进口处液流的偏离以及二级导轮入口处较大的冲击损失。关键词：低转速比；可调式变矩器；优化；数值模拟；轴向力- I - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文AbstractHydro-mechanical speed control system has the advantages of low cost andlong life, it can also work in the harsh environment, wind power transmission devicewhich use it can ensure aut

7、omatic control and the output speed constant, thus canconnect the synchronous motors. The torque converter in the wind powertransmission needs large high efficiency area and low ratio of transmission of thedesign conditions. Domestic low speed ratio adjustable torque converter still has noforming pr

8、oducts. We only have one kind of low speed ratio centrifugal turbinehydraulic torque converter, that is NY5 type starting torque converter, its secondguide wheel can be changed to the adjustable guide wheel. But the efficiency of thetorque converter is low, high efficiency area is also not small, so

9、 it cant be appliedin the wind power hydro-mechanical transmission. This article would optimize thetorque converter, increase its effiency , enlarge its high efficiency field and change itto be adjustable torque converter.This article used the numerical simulation method to optimize the NY5 typestar

10、ting torque converter. First the 3D modeling of NY5 type starting torqueconverter was presented. The grid was made and physical condition was defined.The article got the result after flow field calculation and compared it to theexperimental results, verified the accuracy of the numerical simulation

11、results.Then optimization would be made in two steps: first, the cylindrical leaves of guidewheel would be changed to the space-warped leaves, and analyze the flow structureof the changed torque converter, analysis the reasons of some poor flow field suchas the return of flow and separation; second,

12、 aim at the results of first step, thearticle changed the turbine blade angle of the two turbines and redesign of the twoguide wheel blade to and optimized the converter is calculated, compared the flowfield before and after optimizing ,analysis the effect of optimization.In this paper, the adjustab

13、le torque converter was needed to determine axis ofrotation of the adjustable guide wheel and the position of maximum opening ofguide vane. After determining the parameters of the adjustable guide wheel, thetorque converter which guide wheel was 100% open, 84% open 60% open issimulated in full worki

14、ng condition, and analysis of flow characteristics. Finally, thearticle used the stream calculation methods and numerical simulation to get the axialforce of the adjustable torque converter, the results were contrasted between the twoto provided a reference for bearing selection, explored the method

15、 of calculation ofthe axial forceand gave a method to reduce the axial force.In this paper, the efficiency of the adjustable torque converter which was- II - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文designed had achieved 82.2%, the high efficient area had became 2.26, couldcompletely be used in wind power transmission. The r

16、eason why the efficiency ofthe base type torque converter is low was found in the optimization process, that isthe deviation of the inlet flow of first turbine and the impact of loss at the entranceof the second guide wheel.Keywor ds: low speed ratio, adjustable torque converter, optimization, numer

17、icalsimulation, axial force- III - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文目 录摘 要 .IABSTRACT. II第 1章 绪 论 . 11.1 液力机械调速系统的原理及应用 . 11.1.1 液力机械调速的原理 . 11.1.2 应用低转速比可调式液力变矩器的调速装置 . 21.2 国内外研究现状 . 31.2.1 低转速比液力变矩器 . 31.2.2 变矩器的优化 . 41.2.3 可调式液力变矩器轴向力的研究 . 81.3 本文的主要工作 . 9第 2章 基型液力变矩器的内流场数值模拟 . 102.1 基型液力变矩器介绍 . 102.2 相关物理条件定义 .

18、102.3 控制方程 . 102.3.1 质量守恒方程 . 112.3.2 动量守恒方程 . 112.4 湍流模型 .112.5 计算模型 . 132.5.1 计算网格 . 132.5.2 定解条件 . 152.5.3 收敛标准 . 152.6 计算结果 . 162.7 本章小结 . 17第 3章 液力变矩器的改型优化 . 183.1 一级导轮叶型修改 . 183.2 叶栅优化 . 203.2.1 叶栅的优化设计 . 213.2.2 优化后的计算结果 . 223.2.3 优化结果分析 . 233.3 流场分析 . 24- IV - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文3.3.1 泵轮流场分析 . 2

19、43.3.2 一级涡轮流场分析 . 253.3.3 一级导轮流场分析 . 263.3.4 二级涡轮流场分析 . 273.3.5 二级导轮流场分析 . 283.4 本章小结 . 30第 4章 可调式液力变矩器不同导叶开度下的特性 . 314.1 可调导轮参数的确定 . 314.1.1 可调导轮的旋转轴 . 314.1.2 导叶开度的确定 . 324.2 不同导叶开度下变矩器的计算结果 . 344.3 不同导叶开度下变矩器流场分析 . 364.3.1 设计工况 . 364.3.2 起动工况 . 394.3.3 制动工况 . 414.4 本章小结 . 42第 5章 液力变矩器轴向力的计算 . 435

20、.1 轴向力的一元流计算 . 435.1.1 叶轮外表面及圆盘上的轴向力 . 445.1.2 叶轮内表面的轴向力 . 455.2 轴向力的 CFD 数值模拟 . 455.2.1 计算网格 . 455.2.2 边界条件 . 465.2.3 结果分析 . 465.3 全工况的轴向力计算对比分析 . 485.4 减小轴向力的方法 . 495.5 本章小结 . 50结 论 . 51参考文献 . 53攻读硕士学位期间发表的论文 . 57哈尔滨工业大学学位论文原创性声明及使用授权说明 . 58致 谢 . 59- V - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文第 1章 绪 论1.1 液力机械调速系统的原理及应用在石

21、化、冶金、电力等行业需要大功率调速，液力机械调速系统具有传递功率大、效率高、成本低、可靠性高等优点，在工程实践中具有广泛的应用，例如风力发电传动装置，新型的调速行星齿轮装置等 1。1.1.1 液力机械调速的原理液力机械传动装置中不仅包含液力元件，还包含机械传动部分，这样可使整个传动机械的性能得到改善，例如提高传动效率，扩大高效工作范围，改善动力匹配情况。液力机械传动中机械元件采用行星齿轮装置，这样可使它和液力元件十分紧凑地组成传动特性，可以利用液力元件的动力学特性，实现整个传动装置的无级传动和对负荷自动适应的动力特性 2。当液力机械传动中的液力元件为可调式液力变矩器时，可以利用可调导叶的不同开

22、度来改变变矩器的特性。可调式液力变矩器只是传递少量的功率，大部分的功率通过齿轮来传递，这样可以避免变矩器效率低的缺点。可调式变矩器主要利用少量的功率起到调速的作用 3。可调式变矩器改变导叶开度，可以获得不同的涡轮转速，传递到行星齿轮上，和齿圈上的速度叠加，从而改变整套装置的输出转速，见图 1-1。在不同的的场合可以采用不同特性的变矩器和行星齿轮，以及两者不同的结合方式和功率分配，这样获得不同的调速性能使液力机械调速获得更广泛的应用。图 1-1 行星齿轮速度叠加原理- 1 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文1.1.2 应用低转速比可调式液力变矩器的调速装置风力发电是新能源中技术最具规模开发条件和

23、商业化发展前景的发电方式，现在兆瓦级的风力机已经广泛应用于大多数风力厂 4。液力机械传动装置由导叶可调式液力变矩器和行星排构成，见图 1-2，通过调节变矩器可调导轮的叶片角可以保证发动机的转速基本不变，因此风力发电应用液力机械传动装置可采用普通同步发电机，并且重量轻、成本低、寿命长，可在较恶劣的环境下可靠工作。图 1-2 风力发电液力机械传动装置这种液力机械传动装置还有很多优点，比如装置核心部件液力变矩器的传递功率与其循环圆直径的 5 次方成正比关系，在大功率风机传递装置中可以有相对较小的几何尺寸，减少成本；变矩器各工作轮之间有数毫米的间隙，相对于其他风力发电装置可以更好地适应风力场恶劣的环境

24、；变矩器内通过工作油传递功率，属于柔性传动，可以减振、降低冲击力，大大延长整套装置的寿命。这种液力机械传动由主增速器、行星齿轮装置和变矩器导叶可调式变矩器组成。主要结构参数包括行星传动装置的结构参数 1和 2；风力机到行星传动装置的主传动比 irj；变矩器设计工况转速比 iTB和循环圆直径 D等。*由机械传动关系可知，液力变矩器的涡轮转速为：nT = nBa 2 - (1+a 1)nr irja 2a 1(1-1)(1-2)计算可得变矩器转速比的公式为：nB - (1+a 2)nr irja 2iTB = nT=nBa 1 nB- 2 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文风机的最低转速 nrjm

25、in对应着变矩器的最高转速比 iTB2，最高转速 nrjmax着变矩器的最低转速比 iTB1。所以变矩器的工作范围为：对应P = iTB2 = nB - (1+a 1)nr min irj(1-3)in - (1+a )nr max irjTB1B1从式 1-3 可以看出 a 1影响变矩器的工作范围， a 1越小变矩器工作的转速比工作范围越小，从而变矩器在更高的效率范围内工作。由式 1-2 可以看出变矩器转速比与 2成正比，可得 2影响变矩器工作转速比的位置。当 P = iTB2 iTB1不变时，iTB2越大，转速比变化范围 (iTB2 - iTB1)就越大，最高效率降低，所以 iTB2需要比

26、较小的值，以增大变矩器的效率，提高风力传动系统的效率。综上所述风力发电液力机械传动装置需要采用低转速比液力变矩器。1.2 国内外研究现状德国福伊特公司在液力机械调速领域具有非常强的竞争力，该公司的产品调速行星齿轮 VORECON 具有很强的市场竞争力，其调速范围广，传递功率大，总体效率能达到 95%，可靠性可达 99%，该产品在芬兰 Haappavesi 动力站和Mannheim 动力站的应用十分成功，降低了动力厂的运行成本，改善了驱动系统的效率，在满载的试验中测定的效率达到了 94.7%。国外在在石油和天然气领域的液力机械调速也有应用，例如瑞典 Desulination 精炼厂的加工压气机也

27、通过调速行星齿轮传动，功率达到了 4190KW，速度为 10450r/min。另外福伊特公司的风力发电传动产品 Windrive 获得了工业奥斯卡赫尔墨斯大奖，传递功率能达到 3MW。国外在液力机械调速领域技术成熟，从变矩器设计到整套装置的配合都有很好的技术支持，国内的大功率液力机械调速产品主要从国外引进，一些重要的石化工厂都是应用国外产品。国内生产技术不成熟，其中在可调式液力变矩器、液力机械元件匹配、平衡轴向力等关键方面与国外先进技术仍有很大差距，成熟产品尚为空白。1.2.1 低转速比液力变矩器 低转速比可调式液力变矩器这一领域国内尚没有成熟的产品。由上分析可知，低转速比可调式液力变矩器在大

28、功率液力机械调速系统中占有非常关键的地位，所以对其研究十分必要。德国福伊特公司 Windrive 产品使用的可调式液力变矩器效率较高，能达到84%左右，设计工况转速比为 0.35 左右，设计转速比较低，应用在风力发电装置上能使整套装置效率达到 95%以上。福伊特公司多年来将液力变矩器应用在- 3 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文工业和气体压缩机上，一直更新技术，有些装置在几十年运行过程中没有发生故障，产品要求的平均无故障时间为 30 年，可靠性非常高。国内在低转速比可调式液力变矩器尚没有成型的产品 5。低转速比变矩器有一套应用在内燃机上的 NY5 型起动液力变矩器，其实验结果如表 1-1。从

29、实验结果中可以看出， NY5 型变矩器的起动变矩比较高，比较符合风力发电装置用可调液力变矩器的要求；泵轮力矩系数变化不大；设计工况点的转速比在 0.3到 0.4 之间，属于低转速比离心涡轮变矩器；最高效率为 77%左右，相对于其他变矩器来说偏小，高效区范围也很小，有优化改进的空间。表 1-1 NY5 型起动变矩器的实验数据转速比泵轮力矩系数变矩比效率iB10-6k00.487.855.183.472.541.871.3000.10.20.30.40.50.5380.5460.5380.5360.5340.520.6960.7660.7560.652由于离心涡轮液力变矩器的一个导轮是径流方向，可

30、调式变矩器可以方便地从离心涡轮变矩器修改得到，国内学者对于这方面的研究比较多，中船重工七一一研究所的何芳验证了采用四个工作轮的离心涡轮变矩器改成的可调式变矩器应用在大型风力发电装置的可行性 6，吉林大学的杜魏魏采用由 L820 离心涡轮变矩器改成的可调式液力变矩器，并设计出了其三维模型 7。本文从 NY5型起动液力变矩器出发，经过优化和可调导叶的设计得到的一种新型的低转速比可调式液力变矩器。1.2.2 变矩器的优化早期的液力变矩器水力模型设计基础还是一元束流理论，建立数学模型对目标函数进行计算并优化。其优化目的主要是使变矩器具有更高的动力性能和更好的经济性能。目标函数主要包括最高效率 h 、起

31、动变矩比 K0、设计工况转*速比 iTB、高效区范围 P 0.75、透穿系数 T和泵轮力矩系数 l B。而优化的对象主要是变矩器各工作轮的几何参数 8。由于液力变矩器内部流动状态比较复杂，其性能指标和叶轮的几何参数并非单值的数学模型，所在在优化时必须参照已有的性能较好的变矩器循环圆的- 4 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文模型。在确定循环圆的模型后，将变矩器的外特性计算转换成叶轮的优化计算，选取数学模型，进行变参数设计，具体过程见图 1-39。这种优化方法需要很多的经验参数以及水力模型。另外优化过程中如果选取了过多的设计变量，还会增加数学模型建立和求解的难度，最重要的是这种方法在精度和优化对

32、象的数量不能得到很好的统一，如果仅对一个目标函数进行优化能得到很好的结果，但如果对多个目标函数优化则设计和预测的精度会比较差。综合来说传统的一元流优化方法比较复杂，计算参数多，公式很难求解，计算量大，且很难一次成功，往往需要制造几台样机，设计周期长，浪费实验经费。图 1-3 液力变矩器工作轮参数优化流程图但一元流可以很好地为三元流计算提供优化思路。例如叶片进口冲击角直接关系到变矩器的冲击损失。在非设计工况下，工作油不能沿着叶片进口角流入叶片流道，由于冲击，将有涡流发生，引起能量损失；当冲击角很大时，会引起脱流，此时工作油会在叶片流道的中后部产生比较强烈的回流，导致很大的流动损失。所以选取合适的

33、叶片安放角使叶片有合适的冲击角对非设计工况的变矩器效率有很大的影响。对于涡轮，如果冲击角为正时，工作油冲击到叶片的压力面，工作油将在吸力面与叶片发生脱流，流动会恶化，即使冲击角比较小时也会导致很大的冲击损失；如果冲击角为负时，工作油冲击到叶片的吸力面，而脱流区域会发生在压力面，这样即使冲击角比较大时，由于工作油压力的作用工作油脱离叶片表面被限制在一个不大的区域，脱流的工作油在叶片流道流动一定距离后又顺着叶片表面流动，冲击损失比较小。再如叶轮的进出口半径对变矩器的性能也有很大的影响。由一元流理论得到变矩器通流损失压头的计算公式为：- 5 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文l t,B+ l t,T

34、+ l t,DDlBDlTDlDq2Sht = SSS (1-4)4Rv,BA2sin2bB4Rv,T A2sin2bT4Rv,D A2sin2bD 2g m,Bm,Tm,D式中 Dl 叶片的骨线长度（ m）；Rv单元长度上的水力半径（ m）；Am单元长度上垂直于轴流分速的过流面积（ m2）；b 单元长度上叶片的倾斜角。从式中能看出在相同条件下，叶片的安放位置对变矩器通流损失的影响非常大。具体到低转速比可调式液力变矩器，对于本文所研究的 NY5 型起动液力变矩器，有五个工作轮，按工作油的流动方向排列为泵轮、一级涡轮、一级导轮、二级涡轮、二级导轮。泵轮的理论能头为：1 A2D2 tan b 2D

35、2 mBR2Bm2B tan b 2BR2D2HtB = g mBR22Bw2B- w q-(1-5)(1-6)(1-7)BA一级涡轮的理论能头：m2T1 tan b 2T1 HtT1 = 1 m Rw BwT - Rw- w qmBR2B-R2T122B22T2TBTgAm2B tan b2BA二级涡轮的理论能头：1 R2T 2Am2T2 tan b 2T2 R2D1HtT2=- R2w2T- w q-2TTgAm2D1 tan b 2D1式中 mB 泵轮的有限叶片修正系数；R 叶片的进出口半径（ m）；w 叶片的旋转角速度（ rad/s）；q 变矩器的循环流量（ m3/s）；b 叶片的进出

36、口角；Am叶轮的进出口轴面面积（ m2）；下标 1 代表进口， 2 代表出口。由变矩器内部能量平衡可知，泵轮提供的能头等于两级涡轮获得的能头加上沿程损失、冲击损失之和，即下式：HtB - HtT1 - HtT2 -Hm = 0(1-8)联立式（1-5）（1-8），可得到变矩器的循环流量 q，计算出变矩器泵轮转矩为下式：- 6 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文wB - qR2D2Am2D2 tan b 2D2 mBR2Bm2B tan b 2BMB = r q m R22B-(1-9)BA涡轮的转矩为：AmBR2Bm2B tan b 2BR2T1MT = r q m R22BwB - R wT

37、 + q -2T12+BAm2T1 tan b 2T(1-10)R2D1R2T 2+r q - R22T2wT + q -+Am2D1 tan b 2D1Am2T 2 tan b 2T2从上面两个式子可以求出各个工况下液力变矩器的变矩比、效率以及泵轮力矩系数等特性。由于一元流理论含有很多的简化假设，这些都会造成实际的偏差。例如一元流认定叶轮包括无限多无限薄的叶片，这样工作油在叶轮流道内工作时会沿着假想的叶片中心流线运动，但在实际工作中，由于叶片数是有限的，工作油不可能沿着中心流线运动而是偏离一定的角度流出叶轮，一个相对的轴向漩涡流动也会出现在叶轮的内部，这些都会造成一元流计算的偏差。由于这些假

38、定在实际计算中需结合经验公式和修正系数，而不同类型的变矩器的经验公式和修正系数都会有区别，相比于 CFD 技术既麻烦且有较大的误差 10。CFD 技术成为改进和优化水力模型的重要手段，三维流场的模拟，图形结合的界面都可以更准确地反映变矩器内部流场的情况 11, 12。该技术的运用可以减少液力变矩器设计中的实验次数、节省费用、缩短研制周期、增强市场竞争力13, 14。CFD 技术可以直接地观察变矩器内部流场的每个地方 15，而一元流理论主要是通过假设计算中间轴面流线上数据，并不能获得完整的速度、压力分布，更是忽略了叶型的高压面、低压面形状对于流场的影响 16。利用 CFD 技术相比于实验虽然在数

39、据的准确性上较差，但可以很方便地更改变矩器的参数，更快地获得更改后的变矩器的特性，这为优化提供了更快捷迅速的环境，只要有了初始的实验数据，和 CFD 模拟结果进行对比，就可以明了的知道其他的数据精确程度，特别适合工程上的应用 17。液力变矩器包含泵轮、涡轮、导轮三种元件，工作轮内液体流动也有较大的复杂性，对其优化的难度也更大。国外对变矩器研究的理论和方法都十分先进且成熟，应用 CFD 软件可以较准确地预测变矩器的性能，改变了传统设计方法需多次制造样机获取实验结果的弊端 18。例如 E.Ejiri 和 M.Kubo 通过计算三工作轮变矩器，发现在其主要工作范围内泵轮是主要的损失来源，并查明了泵轮

40、和导轮内损失的主要原因，即在泵轮内和导轮的入口处明显存在动能较低的区域19。E.Ejiri 又通过建立四种不同设计工况转速比的液力变矩器的 CFD 模型并计算，发现泵轮效率的降低会造成进口区域的震动损失、前半部分的分离损- 7 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文失和出口区域的摩擦损失的增大，通过实验也得到了验证 20。G.Bois 等人假设不存在瞬态影响下，利用 Fluent 计算了变矩器不同转速比下的力矩比 K，效率等特性，和实验做了对比，分析结果提出了改进变矩器的方法，包括泵轮叶片出口角会影响到涡轮进口边缘的流动，零速工况附近导轮的流动损失对二次流的产生影响非常大等 21。利用 CFD 对

41、液力变矩器的优化主要集中在叶栅系统的优化。叶栅是液力变矩器的最重要的环节，叶片进出口角、叶片骨线和叶片厚度对变矩器的性能都有很大的影响 22。由于使用 CFD 流场模拟技术，可以方便地看到叶栅内工作油的流动状态，结合一元流的相关知识，能够根据流场情况做出相应的优化；通过三维建模可以很方便地改变变矩器叶片的进出口半径，从而找到最佳的叶片的进出口半径。液力变矩器的最优工况转速比和许多因素有关 23。涡轮不转时扭矩为最大值，但涡轮没有功率输出，效率为 0；随着涡轮转速增加，冲击损失减小，直到增加到计算工况时没有冲击发生，效率最高；继续增加涡轮转速时，冲击损失增大，效率降低 24。所以研究分析在一定的

42、泵轮转速下的涡轮流场，调整叶片安放位置及叶型，让涡轮在更低的转速下冲击损失减小，可以使变矩器的计算工况的转速比降低。1.2.3 可调式液力变矩器轴向力的研究液力变矩器内的轴承是一个重要的环节，其承受的轴向力大小决定了工作寿命，乃至变矩器的使用年限，所以轴向力的研究在初期设计中对轴承的选型显得尤为关键。轴向力的估算过小会导致轴承承受不了工作时的轴向力，轴承失效造成事故，估算过大会造成浪费增加制造成本。国内对液力变矩器的轴向力研究主要局限于向心涡轮液力变矩器的研究，同济大学的黄建勋、吴立强等人通过数值模拟计算出作用在工作轮的轴向力，与理论公式计算结果的对比验证了合理性，并提出了通过在涡轮上开设减荷

43、孔来减小轴向力的方法 25；吉林大学的刘春宝、马文星等人通过 CFD 软件对变矩器内部的流场进行数值模拟，将得到的流场速度、压力分布数值解应用于轴向力的计算中，并将得到的结果与实验结果进行对比，验证了新的计算方法比传统的计算方法具有更高的精度 26；中国船舶重工七一一研究所的张锡杰等人采用多叶排定常耦合算法对变矩器进行三维流场分析，结果表明三维流场分析具有较高的可靠性和计算精度，其计算结果可作为轴承选型的重要依据 27。而国内对于可应用于可调式液力变矩器的离心涡轮液力变矩器的轴向力的研究尚不成熟，只有对内燃机车上的离心涡轮液力变矩器进行过轴向力的分析 28。- 8 - 哈尔滨工业大学工学硕士学

44、位论文普通的一元流方法计算出的轴向力误差较大，能达到 20%左右，这样的误差在工程实践中使得计算的意义不大，可靠性不高；通过样机做实验的方法虽然能较准确地得到轴向力的大小，但成本较高，且研究周期特别长，不能满足工程实践的要求。特别注意的是测量轴向力的样机相对于液力变矩器的设计有所变化，加上额外选型的轴承，这无疑增加了设计成本和测量周期。而运用 CFD 流场分析对部件进行轴向力分析已经得到广泛运用，例如汽轮机，涡轮增压器等，其中北京理工大学的洪汉池、马朝臣等人运用 FLUENT 软件对车用涡轮增压器两叶轮背部间隙流场进行计算，得到了很好的结果 29，说明 CFD 流场分析运用到叶轮机械背部流场的

45、计算是可行的 30，而离心涡轮液力变矩器的泵轮背部间隙和上述间隙相似，其分布规律也大体相似，可以使用 CFD方法计算 31。1.3 本文的主要工作本文主要针对 NY5 起动型液力变矩器进行改型，以获得可以满足风力发电工程应用的低转速比可调式液力变矩器。主要研究内容如下：（1）在 NY5 离心涡轮变矩器的基础上，增加一个可调导轮，对叶栅系统进行优化，设计出低转速比速导叶可调式液力变矩器。主要性能指标最高效率达到 82%左右，并扩大高效区范围。（2）结合流场分析研究影响导叶可调式液力变矩器性能的主要因素，例如叶片的进出口半径，安放角等。计算不同导叶开度下液力变矩器的特性，分析导叶开度的改变对变矩器

46、流场的影响。（3）通过一元流计算和数值模拟两种方法计算优化后液力变矩器的轴向力，分析两者之间的差别，估计实际轴向力的大小并，结合计算结果给出降低轴向力的设计原则。- 9 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文第 2章 基型液力变矩器的内流场数值模拟基型液力变矩器采用 NY5 型起动液力变矩器，由于传统的计算方法不能很好的模拟变矩器内部的流场，不能准确的知道变矩器效率低的原因以及确定优化的方法，而使用 CFD 计算方法需要知道和实验数据的差别，验证 CFD 计算方法的准确性。本文使用建模软件 UG 设计出其流道， Turbogrid 软件画出网格文件，并用 CFX 计算软件模拟其内部流场，将得到的数

47、据与实验数据进行对比，验证数据模拟的可靠性与精确程度。2.1 基型液力变矩器介绍NY5 型起动液力变矩器由一级离心式泵轮，两级离心式涡轮，两级导轮组成，其中第一级导轮为空间扭曲叶片，两级涡轮有相同的转速和输出轴。 NY5型起动液力变矩器是一个非透穿的变矩器；属于离心涡轮变矩器，由于第二级导轮属于径流式叶轮，可以将二级导轮改成可调式导轮；该变矩器的起动变矩比较高。其几何参数如表 2-1。表 2-1 NY5 型起动变矩器循环圆的几何参数叶轮泵轮一级涡轮一级导轮二级涡轮二级导轮几何参数叶片数 Z安装角 15-3632-363264156430652.2 相关物理条件定义NY5 型起动液力变矩器所用工

48、作油密度为 825kg/m 3，动力粘度为2.845E -3Pas，而工作油的粘度在变矩器运行中变化很小，所以在数值模拟中假设工作油是不可压粘性流体。在模拟中不包括温度场的模拟，假定变矩器内部没有热量的传递。另外本例只计算单通道叶轮的流场，假设五个叶轮内每个流道的特性相同。真实的变矩器叶轮背部通常会有间隙存在，而数值计算时为了方便，忽略了工作油的泄漏，即上级叶轮的工作油等量地流进下级叶轮。2.3 控制方程工作油在变矩器内的流动需遵守守恒定律，这些定律是计算流体力学的基础，包括了质量守恒、动量守恒和能量守恒。在 CFD 中，守恒定律是用控制方- 10 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文程来表达的

49、，所有的流体力学都是基于这三个守恒定律。在上述定义中假定了变矩器内部没有热量传递，所以不用考虑能量守恒 32。2.3.1 质量守恒方程由质量守恒定律可知，通过固定体积元的净质量等于体积元中质量随时间的减少量，可以用下式表示：(r u) + (r v) + (r w)rt += 0(2-1)xyz由于数值计算中假定变矩器内部的工作油是不可压流体，密度为一常数，所以方程可以改写成：u v + w = 0+(2-2)x y z2.3.2 动量守恒方程上式为欧拉运动微分方程，由于假定工作油为粘性流体，需参考带粘性项N-S 方程：fx - 1 p +ur xvx = dvx 2dtvy = dvy fy

50、 - 1 p +ur y(2-3)2dtfz - 1 p +ur zvz =dvzdt2而在工程应用中需要使用雷诺平均方法，将流场的瞬态物理量分解成平均量和脉动量。雷诺平均不可压缩 N-S 方程如下：uixi= 0(2-4)(2-5)ui (r ui)+ xj (r uiu j) = - p + m+ Sitx xxijj其中 m动力粘度（ Pas）；S源项。2.4 湍流模型由于雷诺时均流动方程多出雷诺应力项，为了使系统控制方程组封闭，引- 11 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文入湍流模型。计算过程中选择 SST K-w模型，SST K-w模型适合对流减压区的计算，另外它还考虑了正交发散项，

51、所以 SST K-w模型对于近壁面和远壁面都适合33, 34。其流动方程为：k t (r k)+ (r kui) =G+ Gk - Yk + Skk xxixjj(2-6)w (r w)+ (r wui) =G+ Gw - Yw + Dw + Sw xjwtxixj式中 Gk 湍流的动能；Gk， Gw k，w的有效扩散项；Yk，Yw k，w的发散项；Dw正交发散项；Sk， Sw 用户自定义项。有效扩散项方程：mt Gk = m+ s k(2-7)mGw = m+ts ws k，s w为 k，w的湍流普朗特系数， mt为湍流粘性系数，计算如下式，其中a*为对于湍流粘度产生低雷诺数的修正。mt =

52、 r k1(2-8)w max 1 WF2 ,*a 1waW 2WW(2-9)ijijGw为w方程，与标准 K-w方程有所区别 35，下式中的a 项在标准 K-w方程中的无穷远处是一个常数，Gw = a Gk(2-10)(2-11)vt而在 SST 模型中， a 项在无穷远处是用一个方程进行模拟。a = F1a ,1 +(1- F1)a ,2同样的 Yk，Yw都与标准 K-w方程类似，但在具体表示中都有所区别。主要是两者在 SST 模型中的修正系数都为 1，而在标准 K-w方程中为一分段函数，表达式如下：- 12 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文Yk = r b*kw(2-12)(2-13)

53、Yw = r bw2其正交发散项是从标准 K-w模型和标准 K-e模型基础上发展的，方程如下：1 k wDw = 2(1- F1)r s w,2(2-14)w xj xj由于含有正交发散项，即用了一个混合函数（正交发散项）来过渡标准 K-w模型和标准 K-e模型，所以 SST K-w模型在近壁面和主流区都能很好地和实验结果相符合 36。2.5 计算模型初始流场计算使用 NY5 起动液力变矩器的模型，建立模型如图 2-2，此次的计算是为了对比 CFD 流场计算与实验结果，所以基本按照 NY5 型起动液力变矩器的参数建模，泵轮转速 1500r/min。在相邻两级叶轮之间为了保证无工作油泄漏的假设，

54、用切线将上级叶轮的出口与下级叶轮的进口连接。图 2-2 NY5 型起动液力变矩器计算流道模型2.5.1 计算网格使用 Turbogrid 软件划分网格，为结构化网格。 Turbogrid 软件为自动化网格生成软件，内部含有多种拓扑模板，可以根据叶片形状和使用要求生成不同的拓扑结构，软件可以自动生成高质量的结构化网格，网格质量可以通过很多方式调节。计算网格数量为 1177420，其中局部网格如图 2-3 所示。从图中可以看出 Turbogrid 软件画出的网格质量较好。另外可以在边界或者网格内部增加控- 13 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文制点来移动部分网格，提高网格质量。图 2-3 一级导

55、轮进口网格O型网格在叶片附近，基本成正交关系，且可以对边界层进行良好的求解。而在进出口处可以采用 H 型网格、J 型网格、L 型网格。其中叶片角小于 45时建议使用 H型网格，例如基型变矩器一级导轮进口使用的 H型网格；叶片角在 45到 60时使用 J 型网格；叶片角大于 60时使用 L 型网格。周期性边界有周期性网格，在其边界上有着相同的节点分布。各叶轮网格使用类型见表2-2。表 2-2 各叶轮进出口网格类型叶轮进口网格H型出口网格H型泵轮一级涡轮一级导轮二级涡轮二级导轮J型J型H型L型H型J型H型H型网格的质量对于计算的结果十分关键，要尽量避免负网格的出现。在网格划分时沿着流动方向的网格加

56、密，增加节点调整网格质量，其中泵轮的网格质量如图 2-4，基本满足 CFX 计算要求。图 2-4 泵轮网格质量其中第二项 Maximum Face Angle 是共用节点的所有面的最大面角，这项可以看成网格斜交的程度，越靠近 90说明网格的正交性越好，其质量也就越好。- 14 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文第四项 Minimum Volume 是正数可以确保流道中没有负网格的出现。上述两项对于网格的好坏最为关键。另外第一项 Minimum Face Angle 相对于第二项为最小面角，第三项 Maximum Element Volume Ratio 用来测量网格的局部膨胀因子，第五项 Ma

57、ximum Edge Length Ratio用来测量网格的高宽比，第六项 ConnectivityNumber 是指一个节点上网格的数目，以上几项在网格的划分过程中只要大抵满足条件就可以接受。在其他几个叶轮的网格划分中，也基本保证了网格质量，只是在二级导轮的入口处网格质量比较差，经过调整最小面角也到了 30，满足了计算要求。2.5.2 定解条件泵轮转速为定值 1500r/min，一级涡轮和二级涡轮按照计算的转速比设定转速，一级导轮和二级导轮为静止状态。变矩器的壁面和叶片都为无滑移壁面，即工作油不能流过壁面且在壁面上的速度为零 37。单流道的周向边界为周期性边界条件，即相邻的两个边界上的求解是

58、一样的 38。参考压力为 1个大气压。由于变矩器的数值计算不包括压力边界，所以 CFX计算软件会在每次计算迭代之后调节标准压力场避免其浮动，方法是通过在参考压力位置的单元中使用的压力实现的。计算软件将绝对压力减去参考压力得到标准压力，这样一方面可以避免截断误差，另一方面将得到的标准压力用来下一步的计算。而参考压力主要用作对不可压理想气体的流动，这里对变矩器的影响较小，鉴于 NY5 型起动液力变矩器的供油压力为 1 个大气压，将这的参考压力设置成 1 个大气压。变矩器的流道为封闭结构，不设置进出口条件。基型液力变矩器相邻叶轮的转速都不相同，采用 stage 连接方式，各工作轮的交界面由相邻叶轮各

59、取一面作周向平均，同时计算，这种方式忽略了瞬时的相互作用，只能获得稳态结果39。这种方式在指定的迭代间隔里，交界面的流动数据是上级叶轮出口和下级叶轮入口边界数据的周向平均值，而交界面上是由压力入口和压力出口组成40，所以在交界面上的数据有两个值，在下文轴向力的计算中要参考正确的数值。当然为了保证变矩器整体内工作油的质量守恒，在交界面处的总压会发生突变，但这种突变相对于变矩器泵轮、涡轮内压力的变化小，可以忽略不计 41。2.5.3 收敛标准CFX 在计算过程中提供的指标有流量、动量残差、进出口流量的平衡。不同的计算模型有不同收敛情况。本文中的计算采取 RMS 小于 1E-5的标准，RMS为变矩器

60、内所有控制体积的平均残差；当超过 200 步时没达到收敛标准时则自- 15 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文动停止。2.6 计算结果选取了有实验结果几个转速比的工况点，通过数值计算得到的结果表 2-2，可以看出两者在变矩比和效率上差距并不大，泵轮力矩系数上数值计算的结果要比实验结果略小一点。这可能是建模过程中对泵轮叶轮的造型模拟较差，导致了泵轮计算的误差。表 2-2 基型变矩器的计算数据转速比泵轮力矩系数变矩比效率iB10-6k00.3960.3920.4030.3820.3930.4066.724.853.442.501.891.2000.10.20.30.40.50.4850.6880.