基于CFD的液力變矩器內部流場分布特征研究

， ，2， 　， 　，2(.北京理工大學 機械與車輛學院， 北京　0008； 2.北京理工大學 車輛傳動國家重點實驗室， 北京　0008)

引言

液力變矩器內部流道形狀復雜，工作液體的運動是十分復雜的湍流運動，基于束流理論的傳統分析計算方法與實際情況有較大差距。近年來隨著CFD技術的發展成熟，基于CFD求解的液力變矩器特性已經與試驗數據差距非常小，并且液力變矩器內部流場也可以通過CFD仿真分析能夠很直觀的表現出來。本研究對某型液力變矩器進行仿真并分析液力變矩器內部流場分布規律。首先通過原始特性對仿真的正確性進行驗證，然后獲取流道內部流場分布，分析并得出變矩器二次流等復雜流動現象的分布規律。

1　液力變矩器的CFD仿真

1.1　基本假設及控制方程

液力變矩器實際工作過程是復雜的三維紊流流場。為縮短CFD計算時間，提高運算效率，可以對一些影響很小的因素進行簡化忽略。因此作出如下假設[1,2]：(1) 液力變矩器內部流道為相同的周期性流道，可采用單流道模型進行數值計算;(2) 流體之間以及流體與壁面沒有能量傳遞，流場分析時不考慮溫度的影響;(3) 流體在流道中封閉循環，沒有泄漏;(4) 流場中的流體為黏性不可壓縮流體。

基于上述作出的假設，介質為不可壓縮流體，流體密度為常數。得到連續性方程簡化為[3]：

(1)

式中：u、v、w分別為絕對速度矢量沿x、y、z方向的三個分量。

不可壓縮流體的動量守恒方程為[1]：

(2)

式中:V為絕對速度矢量；f為體積力；ρ為油液密度；▽為哈密爾頓算子；p為壓力；v為油液運動黏度；▽2為拉普拉斯算子。

本次數值分析忽略壁面以及流體間的能量傳遞并且不考慮溫度的變化，因而不用求解能量方程。因此方程組(1)、(2)組成黏性不可壓縮流體的納維-斯托克斯方程組，簡稱N-S方程組。

1.2　幾何模型

圖1為葉輪模型，圖中從左到右依次為泵輪、導輪、渦輪。模型由三維軟件UG創建。

圖1　葉輪模型

1.3　網格模型

鑒于六面體網格的運算時間與精度均優于四面體網格，本次采用六面網格。以泵輪流道為例，將泵輪流道分為14個塊，并生成相應的六面體網格。并保證網格質量達到一定要求，見圖2所示。

完整流道模型的網格模型如圖3所示。

（4）焊接工藝 采用氣體保護鎢極氬弧焊（GTAW），保護氣體采用98%Ar與2%N2的混合氣體，使用純氬氣保護焊絲熔化產生熔池中的氮元素會形成氮氣逸出，前文所述氮元素可以增加奧氏體相含量，平衡鐵素體、奧氏體兩相比例，加入1%～5%氮氣的混合保護氣體具有較好的工藝性，特別是根部焊縫，氮氣保護尤為重要。當混合氣體中氮氣含量超過5%時鎢極易燒損，造成電弧不穩定。因此選用98%Ar+2%N2混合保護氣體鎢極氬弧焊。

1.4　參數設置

本次數值計算中，泵輪轉速為2000 r/min，對不同速比(0、0.1、……0.8)分別進行計算。本次流場數值模擬采用的湍流模型是標準K-ε模型。流場求解采用一階迎風格式，迭代次數為1000次，計算精度為壓力流速的均方根值小于10e-4。對于交界面的設置如下：進出口為求解域交界面，內外環面為無滑移壁面，流道周期面為循環周期面。

圖2　泵輪流道的塊及六面體網格

圖3　單個完整流道網格模型

2　原始特性曲線對比

液力變矩器進行CFD數值計算之后，提取不同速比下的變矩比K，泵輪轉矩系數λ，變矩器效率η。并將各值與試驗進行對比，其中Kcfd、λcfd、ηcfd分別為數值計算的變矩比、泵輪轉矩系數和效率值。Ktest、λtest、ηtest分別為試驗的變矩比，泵輪轉矩系數和效率值。通過對比得到該型液力變矩器的原始特性對比曲線，見圖4所示。

圖4　原始特性對比曲線

由圖4曲線可以發現，試驗值和CFD數值仿真值差別很小，最高誤差小于5%。較大誤差出現在低速比和高速比處，這是由于速比小時液力變矩器處于開始工作狀態，變矩器內部流體流動狀況不穩定，所以使得仿真結果與試驗結果出現一定偏差。速比較高時誤差比較大是因為當速比到達0.8以上時，液力變矩器開始進入耦合工況，導輪開始轉動，使得試驗值與仿真值有差距。

仿真結果和試驗結果整體有很好的吻合姓，說明該型變矩器本次仿真模型以及參數設置等都與實際較為符合。此次三維流場計算是非常準確的。可以用此次計算結果進行內部流場分析。

3　葉輪內部流場的分析

本小節基于CFD的仿真結果，研究不同工況下該型液力變矩器內部流場特別是一些明顯漩渦的變化規律。

3.1　不同速比下液力變矩器流道的流場分布

泵輪推動流體進行流動，是流體的動力源。在渦輪中,液體沖擊葉片，是動力輸出端。在葉輪流道中，容易形成漩渦結構。

圖5展示了不同速比下完整流道的流線分布。可以發現隨著速比的增加，流體沿流道的相對流速是遞減的，從而變矩器循環流量逐漸降低,導致輸出轉矩會逐漸降低。漩渦結構以及二次流現象主要出現在泵輪和導輪中。隨速比的增加，漩渦結構規模增大，并產生大范圍的低速區。

圖5　完整流道流線分布

圖6為泵輪流道中的漩渦結構，泵輪是動力源，推動流體進行工作，推動流體的葉面稱為壓力面，另一葉面稱為吸力面。葉柵中的兩個葉面之間存在很大的壓力梯度，該壓能促使流體不斷地由壓力面向吸力面流動。在這種壓力梯度的作用下， 流道中形成的漩渦結構會緊靠吸力面， 并且使得泵輪中漩渦的螺線為逆時針，即流體在流道流動的同時，在壓力的作用下流向吸力面，繼而形成逆時針流向的漩渦。

圖6　泵輪的漩渦結構

3.2　不同葉高下液力變矩器流道的流場分布

隨葉高位置的變化，渦的大小以及渦出現的位置也不斷變化。圖7展示了速比0.1時不同葉高下葉片展開圖的流線分布。葉高方向為5%，即緊靠內環面處的流場分布展開圖如圖7a，靠近內環面的流體與壁面存在接觸、摩擦，導致流道中的漩渦等現象較為明顯。圖7b為葉高50%處即中間流面，此處不受壁面的影響，所以漩渦結構規模有所減小。靠近外環的流面(葉高方向95%)如圖7c，由于離心力的存在流體相對速度較高，葉輪中不易形成漩渦，從而沒有明顯漩渦出現。在此速比下，3個輪子中泵輪出現的漩渦結構相對較為明顯。

圖7　速比0.1下不同流面葉片展開流線圖

在圖8中，對于速比為0.5的流場分布，對比圖8a～8c也可以發現類似規律。葉高為5%時，受到壁面影響，此處漩渦規模較大并伴有大范圍低速區，面積約占整個泵輪流道的30%。渦輪導輪也有低速區的出現。而中間流面，泵輪漩渦結構縮小，約占泵輪流道18%，低速區也減少。渦輪導輪低速區消失。在外環面處，僅泵輪出現小型渦流。

當處于高速比0.8時如圖9所示。內環面流場雜亂，漩渦結構不穩定，出現大量二次流現象，泵輪中出現大范圍漩渦，但渦核并不穩定。對于中間流面流場二次流規模縮減，泵輪出現穩定雙漩渦結構，規模約占泵輪流道的50%。外環面處，漩渦進一步縮小，規模僅占流道15%左右。

可以發現，從內環面到外環面漩渦結構的規模是逐漸變小的，并且由漩渦結構產生的低速區也縮小。

圖8　速比0.5不同流面葉片展開流線圖

圖9　速比0.8不同流面葉片展開流線圖

4　流體速度矢量及湍動能分布

本小節研究不同截面速度矢量，以及對應截面湍動能的分布。

4.1　不同弦面速度矢量的分布

液力變矩器的能量傳遞介質是流體，因此流體的速度矢量分布對于變矩器的工作性能有很大影響。在流道中我們稱垂直于流體流向的面為弦面,如圖10所示。

圖10　泵輪的弦面

理想的速度矢量應該是垂直于弦面，沿主流方向流動，但是一些流體會與主流脫離，形成二次流。液力變矩器流道中的二次流動現象主要包括射流-尾流，二次環流和脫流逆流等[4]。二次流會損失一部分能量，從而降低液力變矩器工作效率。

我們研究變矩器高效區(速比0.7)泵輪的速度矢量分布情況，如圖11所示。對于泵輪，是動力來源，我們研究泵輪進、出口弦面的速度矢量。

圖11　速比0.7泵輪不同截面的速度矢量

在泵輪入口面圖11a，在內環和壓力面處存在大范圍的脫流區域。當流體沿導輪內環進入泵輪內環附近時，由于流道突然擴大，導致泵輪入口面處內環附近形成脫流現象。這種脫流現象會形成黏性流動損失。導輪是靜止的，而泵輪是高轉速，所以使得由導輪流出的油液相對速度低，進而矢量方向指向泵輪葉片的壓力面，形成流向壓力面的脫流。這種脫流會導致流體與壓力面形成沖擊損失。在泵輪的出口處圖11b，由于泵輪出口處存在漩渦結構，所以在靠近吸力面處，存在大范圍的二次環流現象，這種流動會產生熱量，產生黏性流動損失，并且使得沿流體流線方向的速度分量降低，傳遞給渦輪的能量減少。

4.2　湍流動能分布

湍流動能是湍流速度漲落方差與流體質量乘積的1/2, 是反映變矩器湍流脈動重要的參數之一。湍動能的變化可以反映變矩器流道中能量損失的情況[5]。圖12為速比0.7時泵輪的湍動能分布曲線。因為在泵輪入出口存在沖擊損失和黏性流動損失，導致泵輪流道中進出口處的湍動能較大[6]。

對于其他速比下(如圖12中速比0.1和0.5湍動能曲線)的泵輪湍動能也可以發現類似規律，在進出口處的湍動能較大，也就說明在進出口處的能量損失較大[7]。

對比不同速比，速比為0.5時的湍動能小于速比0.1時湍動能，而隨著速比繼續增加，速比0.7時的湍動能急劇增加。可以發現隨速比增加時，泵輪流道中的湍流損失有先減小，后增大的趨勢。

圖12　泵輪湍動能分布

對于渦輪，是動力源的輸出端，要考慮流體在渦輪的入口和工作區域的狀態。因此我們研究進口處的流動狀態和中間弦面的狀態，如圖13所示。

圖13　速比0.7渦輪不同截面的相對速度矢量圖

在渦輪入口面13c，并沒有明顯二次流現象出現，速度矢量方向指向渦輪葉片的壓力面，推動渦輪進行轉動。在渦輪的中間弦面，由于流道逐漸變窄，流道曲率變大，在靠近外環面處有小型二次環流情況的發生，在靠近內環處有射流現象的發生。

速比為0.7時的渦輪湍動能曲線見圖14，在渦輪入口處湍動能較高，但在中間流道處，由于射流和二次環流的出現湍動能迅速增大。

圖14　渦輪湍動能分布

對于不同速比下的渦輪湍動能分布規律與泵輪流道相似，即隨速比增加，湍流損失的能量有先減小，后增大的趨勢。

5　結論

基于CFD數值模擬對液力變矩器進行仿真計算，然后對某型液力變矩器內部流場進行分析。通過仿真的原始特性結果與試驗進行對比，發現數值模擬與試驗的誤差已非常小，一定程度反映變矩器實際工作狀態。通過對某型液力變矩器內部流場的分析發現：

(1) 該型液力變矩器在工作時漩渦結構主要出現在泵輪出口處，緊靠葉片吸力面；

(2) 隨速比增加，該型液力變矩器流道中漩渦的規模增加。同速比下，隨葉高的增加(內環到外環)，漩渦結構規模逐漸縮小；

(3) 在泵輪進出口和渦輪中間弦面，有脫流，二次環流、射流和尾流等二次流現象的發生；

(4) 隨速比的增加，湍流動能先減少后增加。并且在葉輪進出口以及流道面積變化時，湍流損失的能量較多。

該型液力變矩器的流場分布規律可以指導變矩器設計優化。合理設計葉片角以及葉型對減少漩渦、二次流等現象，降低湍流損失，提高液力變矩器的效率有重要意義。

參考文獻：

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