工程机械用液力变矩器叶片角对其性能的影响

雷景媛，惠记庄，2，张泽宇，武琳琳，郑恒玉

(1.长安大学工程机械学院，陕西西安 710064;2.长安大学公路养护装备国家工程实验室，陕西西安 710064)

0 引言

叶片形状的变化与液力变矩器的变矩系数、传动效率和容量系数等紧密相关［1］。叶片系统中叶片角的变化会导致变矩器在工作过程中产生能量损失，影响液力变矩器的输出性能。因此，分析叶片角对液力变矩器的影响尤为重要。

Takeshi等提取工作轮中的一个叶片通过流体分析法进行计算，与完整叶片模型的计算结果进行对比，结果显示2种情况下的同一叶片的计算结果存在较大误差。Sehyun等将导轮叶片开孔，从而抑制边界层分离，研究导轮叶片不同开口位置及开口角度，发现开孔的导轮能大幅度提高泵轮的转矩。罗虹把液力变矩器的叶片参数作为优化变量，并基于相关理论充分分析了流场的分布特征［2］。魏巍使用三维优化设计系统获得一组新的叶片参数，通过建立某型号液力变矩器模型进行优化分析，提高了液力变矩器的工作效率［3］。

目前对叶片系统的研究集中在叶片数、叶片厚度等参数上，对叶片进出口角度与变矩器性能之间的关系研究相对较少，因此本文对工程机械用液力变矩器叶片角与其性能参数的关系进行研究。基于液力变矩器的工作原理，通过数学模型计算不同转速比下工作轮叶片进出口角度对变矩器效率、泵轮力矩、涡轮力矩和变矩系数的影响规律;同时利用三维模型进行流体仿真，得到不同叶片角度下变矩器的原始特性曲线，总结泵轮、涡轮不同叶片角对其原始特性的影响规律［4-6］。

1 液力变矩器的数学模型与原始特性

1.1 液力变矩器的能量平衡和能量损失

液流在变矩器的3个工作轮之间循环了1周，它从泵轮处获得能量等于其在涡轮上损失的能量与其克服阻力消耗的能量之和。由能量平衡理论可知

式中:HB为液体从泵轮得到的能量;HT为液体使涡轮做功消耗的能量，其值取负;∑Hmσ为液体的摩擦损失能量;∑Hcj为液体冲击各工作轮进出口的损失参量;∑Hmσ+∑Hcj即为液体在变矩器内部流动时所消耗的能量。

液力变矩器的主要能量损失为叶片形状引起的能量损失。叶片形状能量损失主要由各工作轮叶片对流动的油液所造成的阻挡作用引起的［7］，它由两部分组成:一是液流流动时与叶片表面存在一定的摩擦损失;二是进入工作轮的液流方向与叶片方向角度的不同引起的的冲击损失。

全部摩擦损失和各工作轮进出口冲击损失分别如式(2)、(3)所示。

式中:下角标B、T、D分别代表泵轮、涡轮、导轮;ξcj为冲击损失系数;ξmσ为摩擦损失系数; βB1、βB2为泵轮进、出口角;βT1、βT2分别为涡轮进、出口角;βD1、βD2分别为导轮进、出口角;FB1、FB2分别为泵轮进、出口处的流道截面积;FT1、FT2分别为涡轮进、出口处的流道截面积;FD1、FD2分别为导轮进、出口处的流道截面积，工作轮流道截面积均垂直于轴面速度;ωB、ωT分别为泵轮、涡轮旋转角速度;RB1、RB2分别为泵轮进、出口处的半径;RT1、RT2分别为涡轮进、出口处的半径;RD1、RD2分别为导轮进、出口处的半径;Q为流量;g为重力加速度。

1.2 液力变矩器循环流量的数学模型

将式(1)按循环流量Q的方次进行降幂排列，得出Q的方程为

其中

解二次方程式(舍负根)，最终得到循环流量

1.3 液力变矩器的原始特性计算

液力变矩器的性能通常用原始特性参数来表示［8］，原始特性参数主要包含转速比、变矩系数、传动效率和容量系数等。

(1)转速比。转速比i等于涡轮转速nT除以泵轮转速nB，可表示输出转速降低的倍数，计算公式为

(2)变矩系数。变矩系数K等于涡轮转矩MT除以泵轮转矩MB，可以表示输出转矩增大的倍数，计算公式为

(3)传动效率。传动效率η可以表征发动机传输到泵轮的能量再传递到涡轮上的效率，计算公式为

(4)容量系数。容量系数C表示变矩器吸收外载荷的能力，计算公式为

2 液力变矩器三维模型的建立及三维流场数值模拟

以某工程机械用液力变矩器为研究对象，采用光电非接触式三坐标扫描测量仪测量出泵轮、涡轮和导轮的点云数据［9］。某型号的液力变矩器实物如图1所示，所用的三坐标扫描测量仪如图2所示。

利用逆向建模软件Imageware中对点云数据进行曲线和曲面拟合，借助UG建立液力变矩器工作轮和流道的三维模型。在ANSYS中通过四面体网格将三维模型划分为微小的单元体［10］，并将得到的文件导入FLUENT中，选择check检查网格。当结果中所示单元体的最小面积和体积均为正值时，可以正常继续进行流场模拟。以流道为例，其流道的三维模型和网格模型如图3、4所示。

图1 某工程车辆用液力变矩器

图2 三坐标扫描测量仪

图3 流道的三维模型

图4 流道的网格模型

用FLUENT对液力变矩器流场进行仿真时，湍流模型使用标准k-ε模型［11］;计算速度-压力耦合时采用PISO算法［12］，为确保快速得到收敛解，选用一阶迎风格式作为离散格式;单个工作轮流道中的内外环面以及叶片表面均采用WALL壁面条件［13］。

给定各个工况下的初始条件并判断收敛性，以残差值减小到三阶量级以下(即小于0.001)，作为判断收敛的准则。实际模拟中根据需要多次调整松弛因子变量值。设置迭代次数为1 000次，进行三维流场数值模拟，得到各个工况下的数值解。

所采用液力变矩器的叶片参数见表1。

液力变矩器其他相关参数为:液力传动油密度ρ=876.6 kg·m－3;泵轮转速 nB=1 700 r·min－1;流量系数C=0.62;变矩器进口流量Qi=4.32 L·min－1。

表2是各个工况下模拟初始值(依据变矩器试验值而得)。

表1 叶片参数

表2 模拟初始值

3 基于CFD的叶片角对液力变矩器性能的影响

3.1 不同转速比下工作轮进口角对液力变矩器性能参数的影响

根据液力变矩器的数学模型，在转速比分别为0.12和0.28时求解数据点，得出工作轮叶片进口角度对变矩器效率、泵轮转矩、涡轮转矩和变矩系数的影响情况，如图5所示。

由图5可知:当泵轮叶片进口角度处于115°～125°(涡轮叶片进口角度处于50°～60°、导轮叶片进口角度处于90°～110°)时，效率最高;但随着工作轮角度的增加，变矩器的效率缓慢下降。产生这种现象的原因是液力变矩器进口处的冲击损失发生了变化。泵轮的转矩几乎不随进口角的大小发生改变，这是由于发动机的输出力矩传输至泵轮使其工作，这种情况下一般不会受到外界的干扰。当泵轮叶片转速比由0.12变为0.28时，效率显著增加，泵轮转矩几乎不变，涡轮转矩略有下降。然而，转速比继续增大到一定程度后会引起滑差增大，减小液流从泵轮流出时对涡轮的冲击，从而降低涡轮转矩，导致效率下降。变矩比随导轮叶片角度的增大而逐渐减小，是由于导轮上的力矩影响到了泵轮和涡轮力矩的分配。当导轮叶片转速比由0.12变为0.28时，效率显著增加，泵轮转矩基本没有变化，而变矩比和涡轮转矩却逐渐下降，这表明导轮转矩分走了涡轮转矩的大部分。

3.2 不同转速比下工作轮出口角对液力变矩器性能参数的影响

在转速比分别为0.12和0.28时，工作轮叶片出口角度对变矩器效率、泵轮转矩、涡轮转矩和变矩系数的影响情况如图6所示，为绘制方便，各性能参数均乘以相应倍数后使用同一坐标。

由图6可知，当泵轮叶片出口角度处于100°～120°(涡轮叶片出口角度处于120°～140°、导轮叶片出口角度处于30°～50°)时，液力变矩器效率最高，此时若继续增大角度，效率开始缓慢下降。泵轮叶片出口角度变化时，涡轮转矩的变化比较大，这主要是因为液流从泵轮流道流出后直接冲击进入涡轮进口，使得涡轮进口参数受到影响。涡轮叶片出口角度变化时，涡轮转矩基本不受影响。当转速比由0.12变为0.28时，随着工作轮出口角度的增加，泵轮对涡轮的相对速度随转速比的增加而减小，使得变矩器效率增加，泵轮转矩基本不变，而涡轮转矩逐渐减小。

3.3 不同出口角下工作轮流道出口面流场分析

图5 工作轮叶片进口角对变矩器性能的影响

工作轮叶片出口角对变矩器性能的影响较大，因此本文提取只改变工作轮出口角时流道的三维流场仿真。以泵轮为例，在高效率工况下(转速比为0.71)，固定涡轮和导轮的原始参数不变，通过三维流场分析不同角度下泵轮流道出口面压力和速度分布的变化情况，如图7、8所示。图像上面为外环面，下面为内环面，左侧为压力面，右侧为吸力面。

由图7可知，泵轮流道出口面的压力分布从内环面到外环面依次降低，其中最高压位于外环面靠近压力面的地方。当叶片出口角度为120°时，压力梯度减小。出现这种情况的原因是，当叶片角度变大时，液流在流出工作轮出口时偏斜度发生改变，使得低压区逐渐变小，同时减小了由于低压区存在而引起的负面影响。

由图8可知，随着叶片出口角度不断变大，压力面的射流区逐渐消失。在叶片出口角度较小时这种现象比较显著，当叶片出口角度增大120°时则相对较弱。造成此现象的原因是，随着叶片出口角度的不断增加，尾流区在出口截面的地方逐渐向吸力面方向平移，液流从泵轮流出后与涡轮进口面的夹角减小。

图6 工作轮叶片出口角对变矩器性能的影响

图7 泵轮不同出口角的压力分布

图8 泵轮不同出口角的速度分布

同理通过三维流场分析在不同角度下涡轮(出口角度选取 127°、132°、135°)、导轮(出口角度选取20°、23°、27°)流道出口面压力和速度分布的变化情况。仿真结果表明:涡轮压力面一侧的压力值比吸力面一侧压力值大。这是因为涡轮叶片形状弯曲，液流对压力面的作用较大。在所选用的工况下，高速液流区域占据涡轮流道出口面的一部分，在吸力面和内环面连接的地方存在很小区域(对变矩器的效率不会产生较大的影响)的脱流现象。当导轮叶片出口角度为20°和27°时，高速区范围占据了出口面的大部分。当叶片出口角度为23°时，高速区范围较小，整体分布状况良好。在所选用的工况下，导轮的速度分布同压力分布一样，内环和压力面夹角处为高速区。产生这种现象的原因是，导轮叶片尾部曲率变化较大使液流的方向发生改变，从而在该处产生了高速区。

3.4 泵轮和导轮叶片出口角对液力变矩器原始特性的影响

确定泵轮叶片出口角分别为 110°、116°、120°，导轮叶片出口角分别为 20°、23°、25°，分别对其进行三维流场数值计算，拟合后得到泵轮与导轮的特性曲线，如图9、10所示。

图9 泵轮出口角对变矩器性能的影响

图10 导轮出口角对变矩器性能的影响

由图9可知，在低速比工况时，变矩器的效率随着泵轮叶片出口角的增大而提高。当转速比增大至0.6～0.7之间时，泵轮叶片出口角大的变矩器效率开始降低，因此对于泵轮出口角的选择应随转速比的变化而定，这样可以有效地改善变矩器不同工况的性能。在启动工况下，变矩比随出口角的增大而增大。当转速比大于0.6时，出口角大的变矩比反而减小。泵轮叶片出口角较大时对应的容量系数也相对较大。

由图10可知，随着转速比的不断增加，变矩器的效率增大，在导轮出口角为23°时，变矩器效率最高。若导轮出口角过大，将引起最高效率值下降，变矩器工况的高效区变窄;叶片出口角过小时，阻塞变大，效率也会降低。随着转速比的不断升高，不同导轮叶片出口角对应的容量系数整体都呈上升趋势。在启动工况下，导轮叶片出口角为25°时变矩比最大，随着转速比的不断增加，3种导轮出口角的变矩比逐渐趋于一致。

对于现在高效率的单级液力变矩器，其导轮出口角一般在 19°～50°，但实际在 22°～40°之间选择。对于重载工程车辆液力传动，大部分时间在变矩器工况工作，通常使用闭锁离合器闭锁，因此其导轮出口角一般选择22°～28°;对于不用闭锁离合器且负载小的车辆，其导轮叶片出口角可选大一些，一般为25°～35°。在设计变矩器时，应根据使用要求和性能等多重因素合理选择导轮叶片出口角。

4 结语

(1)在分析泵轮、涡轮、导轮工作原理的基础上，根据能量平衡理论推导出循环流量的数学表达式，得到变矩器各原始特性参数计算公式，从而建立了变矩器的几何参数与其性能参数之间的联系。

(2)根据所建立的数学模型，在转速比分别为0.12和0.28时，得出工作轮叶片进口角度对变矩器效率、泵轮转矩、涡轮转矩和变矩系数的影响情况:在一定范围内，随着3个工作轮叶片进出口角度的增加，泵轮转矩基本不变，涡轮转矩、变矩比和效率都逐渐增加，在抵达极大值后则随着角度的增大开始下降;转速比增大时效率显著提高。

(3)基于流场计算结果分析了泵轮出口角对变矩器性能的影响，结果表明:低速比工况时，变矩器的效率和变矩比随着泵轮叶片出口角变大而不断增加;当转速比继续增加到0.6时，二者随着角度的增加反而下降;泵轮的容量系数则随着叶片出口角的变大不断升高。

(4)基于流场计算结果分析了导轮出口角对变矩器性能的影响:导轮出口角的变化对变矩器的性能影响较大，角度较大或较小时都会降低变矩器的效率;随着转速比的增大，变矩器的效率显著升高;启动工况下，出口角越大变矩比越大，但随着转速比的增加，不同出口角的变矩比逐渐趋于一致。

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