一種新型液力變矩器變矩性能的研究

胡軍科，牛奇斌，徐坤鴻，趙 存

（1.中南大學 機電工程學院，長沙 410083；2.高性能復雜制造國家重點實驗室，長沙 410083）

0 引言

液力變矩器是傳動系統中的關鍵元件之一，其主要功能是將原動機的動力傳遞到車輪上[1,2]。變矩器具有協調多機驅動、離合、調速、柔性制動、輕載啟動、良好穩定的低速性能及無機械磨損等優良的特性[2]。這是其他傳動元件不可替代的。變矩器面世已有百余年，應用范圍越來越廣，在汽車、民用特種裝備以及軍用車輛等領域都有大量的應用。

為了優化變矩器變矩結構的性能，國內外專家學者提出了諸多改進方式,對該領域進行了多項研究。文獻[3]提出了一種牽引-制動型變矩器，在比較分割泵輪與分割渦輪兩種不同結構優缺點的基礎上，著重分析了分割渦輪型方案并建立其數學模型，計算出原始特性，實現了一機多用；文獻[4]探究了導葉可調式變矩器的特性，闡述了兩種不同導輪的功能，結果證明在兩種導輪的配合下，調整導葉的開度，可以擴大變矩器的使用范圍；文獻[5]介紹了一種新型的變能容變矩器，給出了將泵輪分割為兩個泵輪時其切割部位的計算方法；文獻[6]設計了四種不同扁平率的變矩器，分析了它們的內流場與液力性能，發現扁平率減小，會導致液力性能整體變差；文獻[7]提出混合平面理論，是一種計算多級透平機械的處理方法；文獻[8]著重研究了改變導輪結構對變矩比的影響；文獻[9]提出一種新型離合器，用于控制泵輪與渦輪之間的滑差，提高了傳動效率與燃油經濟性。但以上專家學者僅局限于對傳統軸向結構的變矩器進行研究，尚未見到對徑向結構變矩器的研究。

本文在前人研究的基礎上，深入探究了液力傳動變矩范圍小的問題，提出了一種新型液力變矩器，該變矩器通過徑向結構的葉輪實現傳動，從而增大變矩范圍，提高起動性能。本文運用CFD對這種新型變矩器進行建模研究，模擬分析其內部流動情況和變矩性能，驗證了該變矩器可增大變矩范圍。

1 新型液力變矩器的結構設計

圖1 徑向液力變矩器結構示意圖

如圖1所示，為新型液力變矩器的機構示意圖。新型結構的變矩器主要由以下四部分構成：泵輪1（動力輸入端）、渦輪2（動力輸出端）、固定導輪3（與殼體相連）以及殼體。泵輪在原動機的作用下帶動液流高速旋轉，渦輪在液流的帶動下旋轉，并將動力傳遞給輸出軸；隨后液流經過固定導輪、殼體空腔返回泵輪，如此往復，完成動力的傳遞。

新型結構的液力變矩器與傳統結構最大的不同在于殼體以及葉輪分布方式。傳統結構的三元件（泵輪、渦輪、導輪）沿軸向分布，為追求較高的傳動效率和大起步變矩比，因此循環圓多為圓弧形，安裝時占用空間大，由于體積的限制，有效直徑不能太大，所以其變矩能力有限；而新型液力變矩器的殼體參與液流循環，引導液流從導輪進入泵輪；新型液力變矩器的葉輪沿徑向分布，在相同有效直徑下扁平化程度更高，節省空間，因此新型液力變矩器擁有更大的變矩潛力。

2 CFD模型建立

2.1 控制方程與特性計算

控制方程一般包括動量守恒方程、能量守恒方程以及連續性方程，由于本文研究的是不可壓縮流體，其熱交換量很小，工程應用中忽略系統溫度變化，因此可以不考慮能量守恒方程。基于上述假設條件，工作液流應滿足以下方程：

計算各個葉輪的轉矩以及渦輪與泵輪的變矩比是運用CFD模擬TC性能的重要環節。運用式(3)可求得葉輪轉矩，式(4)可求得變矩比K。

式中，M為轉矩；A1為控制體流入表面；A2為控制體流出表面；A為控制體的全部控制面；A為控制體體積；ν為速度矢量；R為矢徑；ρ為工作液體密度。

式中，K為變矩比；MT為渦輪轉矩；MB為泵輪轉矩。

2.2 模型假設

為了分析工作液流在腔體中的流動情況，本文在模擬過程中作如下假設：

1）葉片以及所有壁面為絕對剛體，不考慮流固耦合問題。

2）油液密度不變，粘度為常數。

3）液流只能從葉輪的進口和出口進出流道。

4）葉輪的不同流道在同一工況下的流場特性相同。這一假設說明在研究葉輪流道的流場時可以只分析一個流道的流場，減少了計算量。

2.3 仿真模型建立

根據圖1所示的新型液力變矩器結構示意圖以及2.2的假設，采用BladeGen進行建模，運用DesignModeler抽取計算域，運用ICEM劃分網格，最后導入Fluent計算分析，建立的單流道模型如圖2所示。工作流道由三部分組成，葉片與輪轂之間的空間，葉輪與殼體形成的空間，以及葉輪之間的過渡區域。

圖2 液力變矩器單流道模型

本文模擬典型的葉輪機械工作過程，包括旋轉部分和固定部分，因此在模擬過程中涉及區域運動問題，本文采用混合平面模型解決這一問題。

模擬過程中采用的邊界條件以及計算參數介紹如下：

1）模擬中工作介質選用液力傳動油，ρ=899.1kg/m3，μ=0.00189Pas。

2）根據CFD理論，定義合適的邊界條件：流道入口采用velocity-inlet，流道出口采用pressure-outlet，其他邊界采用No slip wall。

3）液力變矩器各葉輪的轉速不同，采用混平合面理論對各葉輪進行統一計算。

4）質量、速度、K及epsilon的收斂殘差判別依據設為10-3。

3 仿真結果分析與討論

針對上述計算模型，確定泵輪輸入轉速后，選擇速比i為0、0.1、0.2、0.3、0.4、0.45、0.48和0.5，重點分析在上訴工況下變矩器內部的流動情況和變矩性能。

3.1 葉輪流道中的流線分布

以接近高效區的速比工況i=0.3為例，圖3給出了各葉輪流道中間面速度矢量軸面投影分布圖。圖中，觀測角度為橫置變矩器右半部分，葉輪上方為內側，下方為外側。由圖3可知，循環圓可以形成，且整體流動較為平順。泵輪內部外側至內側流速遞減，渦輪和導輪內部大致呈等速流動分布，泵輪至導輪流速線性遞減，導輪至泵輪流速遞增。

模擬結果顯示，各葉輪入口處仍然存在入口沖擊，尤其是渦輪葉片工作面的入口處。泵輪入口附近有小范圍脫流區，這是由于流道彎曲度較大，液流在此處改變流動方向所致。泵輪出口處出現二次流，這是因為彎曲流道外側對液流的約束，強迫液流轉向，液流順著葉片向流道內側流動；而內側液流有脫落趨勢。

圖3 速度矢量軸面投影

3.2 葉輪葉片的壓力分布

圖4所示為葉輪表面壓力云圖，其總體分布趨勢是工作面大于非工作面壓力，說明液流可沿設計路線流動，各葉輪葉片角設置較為合理。由于總壓對應著流體的攜帶能量，也就是說，總壓的壓力分布趨勢與能頭的分布基本一致。由圖4可知，壓力最小值在泵輪工作面進口內側附近，而最大值則位于泵輪工作面出口外側和渦輪工作面進口附近。

液流沿泵輪葉片進入彎曲段后，由于彎曲外壁面的壓迫，導致液流強制改變流動方向，產生離心力，因此外側壓力大于內側壓力；由3.1節可知泵輪彎曲段內側有脫流的趨勢，因此此處的能量損失十分嚴重，也是泵輪能量損失的主要來源。渦輪總壓梯度變化較為均勻，由于存在入口沖擊，導致工作面入口處壓力最大，與流線圖結果一致。而導輪則由于流道較短且處于靜止狀態，循環流動的慣性效應占優勢。

3.3 液力變矩器特性分析

根據式(3)、式(4)，求得不同轉速比情況下的葉輪轉矩以及變矩比，如表1所示。將所求數據繪制成新型變矩器特性曲線，如圖5所示。

圖4 葉輪工作面與非工作面壓力云圖

模擬中采用了定轉速法，即nB恒定。結果顯示，在轉速比i=0～0.4之間，泵輪轉矩MB有輕微波動，渦輪轉矩MT線性減小；i=0.4～0.45之間，泵輪轉矩MB明顯下降，渦輪轉矩MT變化率減小，但仍然比泵輪減小的快；i=0.45～0.5之間，泵輪轉矩MB緩緩減小，渦輪轉矩MT加速減小，直至降為零。

表1 數值模擬數據

在轉速比i=0～0.4之間，變矩比K連續變化，變化趨勢與泵輪轉矩MB相同；i=0.4～0.45之間，變矩比K緩慢減小這是因為導輪固定不動，隨著渦輪轉速增加，進入導輪流道的液流方向發生變化，使得導輪反作用力方向改變，MD由正變負；i=0.45～0.5之間，在速比0.45處，導輪轉矩MD方向完成轉變，變矩比曲線出現拐點，隨著轉速升高渦輪轉矩MT減小，導致變矩比K快速減小。由以上分析可知，變矩比K受渦輪影響更大，與MT呈正相關。

起動工況（即i=0）時，起動變矩比K0=4.388，起動轉矩為60.07N·m，并且在低轉速范圍內，變矩比較大，都在2.7以上，因此該變矩器具有良好的起動特性。

4 結論

1）采用CFD模擬，完成了單流道數值求解。并獲得了速度矢量流線圖，葉片表面壓力分布圖和逼近實際情況的特性曲線，展示出變矩器內部液流的流動情況。

2）模擬結果顯示，本研究提出的新型液力變矩器可形成橢圓形的循環圓；變矩器葉片角度設計較為合理，內部液流可沿設計路徑運動。

3）本研究提出的新型液力變矩器可以達到較大的變矩范圍（0～4），且低速范圍內的變矩比較大，起動性能良好。

圖5 液力變矩器特性曲線

4）模擬中未討論不同葉片角對變矩性能的影響，在今后的研究中需進一步完善。