基于CFX的液力變矩器流場(chǎng)分析與試驗(yàn)研究①

陳心怡, 喬印虎, 張志強(qiáng)

(1.池州職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電與汽車系,安徽 池州 247000;2.安徽科技學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院,安徽 鳳陽(yáng) 233100;3.安徽工程大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,安徽 蕪湖 241000)

0 引 言

液力變矩器由于其采用柔性連接可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速在車輛中得到廣泛應(yīng)用,其主要部件包括渦輪、泵輪、導(dǎo)輪、導(dǎo)輪軸及輸出軸,其中的導(dǎo)輪起到單向離合作用能夠改變油液流動(dòng)方向,實(shí)現(xiàn)油液在變矩器中的循環(huán)流動(dòng)。液力變矩器工作過(guò)程中,泵輪作為動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)液壓油流向渦輪部分,再經(jīng)導(dǎo)輪實(shí)現(xiàn)回流。泵輪的高速旋轉(zhuǎn)使油液產(chǎn)生較大離心力,同時(shí)受重力等因素影響,流體和固體之間產(chǎn)生復(fù)雜的相互作用。

由于流體力學(xué)計(jì)算的復(fù)雜性,現(xiàn)代工程計(jì)算多借助有限元軟件建立其模型,通過(guò)流體學(xué)理論和有限元法實(shí)現(xiàn)求解。索雪峰[1]等基于歐拉方程和伯努利方程對(duì)葉片內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行理論分析,在滿足一定假設(shè)條件下進(jìn)行仿真并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。劉樹(shù)成[2]等針對(duì)車用液力變矩器工況發(fā)生變化時(shí)流場(chǎng)結(jié)構(gòu)改變問(wèn)題,建立了能夠自動(dòng)識(shí)別不同工作相位的仿真模型。同時(shí)數(shù)學(xué)分析的響應(yīng)面法[3]也被引入到葉片優(yōu)化設(shè)計(jì)中,進(jìn)一步提高了變矩器的效率和變矩比。為進(jìn)一步探究影響液力變矩器傳遞效率的因素,也有學(xué)者進(jìn)行了瞬態(tài)數(shù)值模擬及試驗(yàn)驗(yàn)證[4]。在結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)上,仿生設(shè)計(jì)技術(shù)具有廣闊的前景,袁哲[5]等使用仿生技術(shù)實(shí)現(xiàn)了液力變矩器葉片結(jié)構(gòu)優(yōu)化,試驗(yàn)測(cè)試表明該方法能夠減小其內(nèi)部流動(dòng)損失。劉莊[6]將非均勻有理B樣條曲線引入液力變矩器設(shè)計(jì),對(duì)液力變矩器惡化流動(dòng)現(xiàn)象進(jìn)行分析。王安麟[7]采用響應(yīng)面和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)兩種模型對(duì)液力變矩器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),實(shí)現(xiàn)了性能提高。針對(duì)YJH295 型液力變矩器進(jìn)行流場(chǎng)仿真分析,并試驗(yàn)驗(yàn)證了不同速比下的特性曲線,仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)取得了良好的一致性。

1 基本方程及算法

1.1 基本方程

對(duì)液壓油在液力變矩器中的流動(dòng)狀態(tài)分析,建立其有限元積分表達(dá)式,采用動(dòng)量方程描述流體系統(tǒng)的動(dòng)量變化,同時(shí)根據(jù)流體流動(dòng)的基本物理特性建立連續(xù)性方程[8]:

動(dòng)量方程:

連續(xù)性方程:

divV=0

式中:V為絕對(duì)速度矢量;F為體積力;P為壓力;ρ為密度;v為運(yùn)動(dòng)粘度;Δ為哈密爾頓算子 ;Δ2為拉普拉斯算子。

變矩器工作時(shí)葉片處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài),在理論分析時(shí)選擇合理的坐標(biāo)系能夠更加直觀地描述其運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。以泵輪為例,在靜止坐標(biāo)系它處于高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)狀態(tài),對(duì)其外部流場(chǎng)的描述也看作是非定常流動(dòng)。若坐標(biāo)系建立在泵輪上,工作時(shí)泵輪與坐標(biāo)系共同運(yùn)動(dòng),此時(shí)泵輪可看作是靜止的,外部流體的運(yùn)動(dòng)也看作是定常流動(dòng)?？紤]到流體微元在液力變矩器內(nèi)的環(huán)形流道中流動(dòng),因此可建立柱坐標(biāo)系描述其運(yùn)動(dòng)狀態(tài),經(jīng)坐標(biāo)變換得到的動(dòng)量方程和連續(xù)性方程如式(1):

動(dòng)量方程 :

(1)

連續(xù)性方程:

divW=0

式(1)中:W為相對(duì)速度矢量;ω為旋轉(zhuǎn)速度;r為旋轉(zhuǎn)半徑。

在變矩器正常工作時(shí),泵輪作為主動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)流體粒子運(yùn)動(dòng),流體粒子在離心力作用下與壁面發(fā)生碰撞導(dǎo)致流道內(nèi)粒子運(yùn)動(dòng)速度、方向均發(fā)生變化。實(shí)際工作中流體在流道內(nèi)呈紊流狀態(tài),因此選用雷諾方程描述流體運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。雷諾方程一般公式為[9](2):

(2)

考慮到葉片流道內(nèi)存在紊流及液體流動(dòng)基本性質(zhì),采用雷諾方程及連續(xù)性方程作為基本方程,結(jié)合其他約束關(guān)系共同構(gòu)成微分方程組。同時(shí)需要選擇合理求解模型確保計(jì)算收斂性,對(duì)于微分方程組的求解問(wèn)題通常有零方程、一方程和二方程三種模型,現(xiàn)采用k-ε進(jìn)行方程組求解。

1.2 求解算法

針對(duì)流場(chǎng)計(jì)算,采用工程中常用的Simple算法[11],其主要思想是對(duì)壓力進(jìn)行修正,將假設(shè)壓力場(chǎng)數(shù)值代入動(dòng)量方程求解得到速度場(chǎng)。利用速度場(chǎng)對(duì)壓力值進(jìn)行修正,計(jì)算得到速度場(chǎng)并檢驗(yàn)收斂性,重復(fù)迭代。Ansys中提供了不同求解方法,仿真采用三對(duì)角矩陣法求解速度場(chǎng),采用共軛梯度法求解壓力場(chǎng)。

2 仿真分析

2.1 計(jì)算假設(shè)

由于液力變矩器實(shí)際工作過(guò)程中受到外部影響因素較多,難免造成流場(chǎng)仿真與實(shí)際工況存在一定差異,在仿真過(guò)程中做如下假設(shè)。

(1)假設(shè)油液為不可壓縮液體,并且液力變矩器工作過(guò)程中油液密度和粘度保持不變,其中密度ρ=860kg/m3,動(dòng)力黏度μ=0.0125Pa·s。

(2)假設(shè)油液溫度保持恒定,不與外界產(chǎn)生熱交換。

(3)假設(shè)泵輪、渦輪、導(dǎo)輪等結(jié)構(gòu)部件不產(chǎn)生變形,忽略流固之間的相互耦合作用。

(4)各葉輪初葉柵區(qū)壓力產(chǎn)生變化其他區(qū)域壓力均為平衡狀態(tài)。假設(shè)流道封閉,忽略油液在各葉輪流道中循環(huán)運(yùn)動(dòng)時(shí)的泄露。

(5)忽略重力對(duì)流體產(chǎn)生的影響。

2.2 仿真分析

將建立的三維模型抽取流道后進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為保證計(jì)算速度,實(shí)現(xiàn)快速收斂,網(wǎng)格劃分采用六面體單元網(wǎng)格。仿真中假設(shè)流道邊界處流體與壁面間相對(duì)速度為0,將流道兩側(cè)表面狀態(tài)設(shè)置為無(wú)滑移壁面。由于抽取的流道為單一流道,而在整個(gè)液力變矩器中泵輪、渦輪、導(dǎo)輪呈周期性,因此其邊界條件按旋轉(zhuǎn)周期條件設(shè)置。渦輪、泵輪、導(dǎo)輪生成流道的流速如圖1所示。

圖1 流速圖

選取的流道由YJH295型液力變矩器內(nèi)的外環(huán)、葉片和葉片工作面及非工作面組成。圖1所示,導(dǎo)輪、泵輪以及渦輪內(nèi)的流體速度并不呈連續(xù)性變化,因?yàn)槿叨及凑詹煌D(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動(dòng)使得流體在流道內(nèi)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)較為復(fù)雜。可以看出,流道速度由內(nèi)向外呈升高趨勢(shì),其中前半段速度高于后半段,最大值出現(xiàn)在流道外側(cè)非工作面與外環(huán)連接處。在泵輪流道中出口速度大于入口速度,因?yàn)楸幂喿鳛橹鲃?dòng)輪對(duì)油液具有驅(qū)動(dòng)作用。各葉輪流道內(nèi)非工作面速度沿主流方向逐漸減小,流道前半段速度相對(duì)較大,后半段處速度基本不發(fā)生變化。同時(shí),導(dǎo)輪工作面速度大于其他表面速度且比較均勻,工作面速度較大是由于導(dǎo)輪單向轉(zhuǎn)動(dòng)并承受來(lái)自渦輪的油液沖擊,同時(shí)導(dǎo)輪出口處流體粒子由于泵輪運(yùn)動(dòng),也會(huì)對(duì)導(dǎo)輪工作面速度產(chǎn)生影響。

泵輪、渦輪、導(dǎo)輪的各壁面的壓力圖是查看分析流動(dòng)狀態(tài)、流體內(nèi)葉輪承受沖擊的重要方式。各葉輪流道進(jìn)出口壓力如圖2-圖4所示。

圖2a 泵輪進(jìn)口壓力分布

圖2b泵輪出口壓力分布

圖3a 渦輪進(jìn)口壓力分布

圖3b渦輪出口壓力分布

圖4a 導(dǎo)輪進(jìn)口壓力分布

圖4b導(dǎo)輪出口壓力分布

由圖2a可以看出泵輪入口壓力變化比較均勻,且在下側(cè)壓力最大。此現(xiàn)象是由于油液經(jīng)導(dǎo)輪回流至泵輪入口時(shí)與泵輪處的高速流體粒子產(chǎn)生沖擊。油液流動(dòng)過(guò)程中由于離心力作用必然與壁面產(chǎn)生沖擊,受沖擊后返回,使非工作面處流動(dòng)速度增大,而工作面處壓力較大,流速降低。同時(shí)油液循環(huán)流動(dòng)時(shí)的沖擊作用使泵輪進(jìn)口處壓力變化較大,液體流動(dòng)狀態(tài)更加復(fù)雜。對(duì)比圖3a、3b可以看出,渦輪出口處雖出現(xiàn)高壓區(qū),但占比非常小,總體看來(lái)出口處壓力明顯高于入口處壓力,由于壓力與速度呈反比關(guān)系,所以渦輪出口處的流速比進(jìn)口處有所降低。對(duì)比圖4a、4b可以看出,導(dǎo)輪出口壓力總體高于入口壓力,且導(dǎo)輪出口處壓力變化較大,可能是由于導(dǎo)輪出口處流體運(yùn)動(dòng)狀態(tài)受泵輪進(jìn)口處影響。

圖5 110KW試驗(yàn)臺(tái)

3 試驗(yàn)對(duì)比

以YJH295 型液力變矩器為試驗(yàn)對(duì)象,按照GB/T7680-1987試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行測(cè)試,試驗(yàn)采用工作油密度為密度ρ=860kg/m3,動(dòng)力黏度μ=0.0125Pa·s,試驗(yàn)轉(zhuǎn)速為2000r/min且波動(dòng)范圍控制在3r/min內(nèi)。為研究靜態(tài)載荷作用下的液力變矩器性能,試驗(yàn)過(guò)程中渦輪輸出端始終保持平穩(wěn)加減載荷,避免較大沖擊。在圖5所示試驗(yàn)平臺(tái)上,按照速比從0～1分別測(cè)試11組數(shù)據(jù),其中包含制動(dòng)工況、耦合工況,記錄對(duì)應(yīng)速比下的輸入輸出轉(zhuǎn)矩和扭矩。仿真及試驗(yàn)中變矩比、容量系數(shù)、功率對(duì)應(yīng)數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比

圖6 誤差曲線

從圖6可以看出,速比小于0.6時(shí)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)基本一致,速比大于0.6時(shí)兩者數(shù)據(jù)存在一定誤差,但基本控制在5%左右。針對(duì)容量系數(shù)和效率曲線,速比0.7以內(nèi)仿真數(shù)據(jù)均是準(zhǔn)確的,大于0.7時(shí)誤差也在7%以內(nèi)。由于試驗(yàn)過(guò)程中受很多外部環(huán)境因素影響,可能造成一定誤差,總體來(lái)看在0.7s速比以內(nèi)仿真結(jié)果能夠較好地反映液力變矩器內(nèi)流場(chǎng)變化可以實(shí)現(xiàn)性能預(yù)測(cè)。

4 結(jié) 語(yǔ)

以YJH295型液力變矩器為研究對(duì)象,對(duì)其內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行仿真分析,結(jié)果表明對(duì)泵輪、渦輪、導(dǎo)輪的進(jìn)出口速度及壓力分析能夠真實(shí)反映液力變矩器內(nèi)部流體運(yùn)動(dòng)狀態(tài),同時(shí)中低速比時(shí)靜態(tài)特性仿真與試驗(yàn)結(jié)果基本保持一致,高速比時(shí)誤差也在允許范圍內(nèi),驗(yàn)證了仿真分析的準(zhǔn)確性。在后續(xù)液力變矩器葉片優(yōu)化設(shè)計(jì)中可將流場(chǎng)分析的結(jié)果作為參考。針對(duì)單個(gè)流道的分析可能存在不足,在后續(xù)研究中可以考慮建立整個(gè)液力變矩器流道模型進(jìn)行分析。