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1、设计与计算轿车液力变矩器的改进设计方法研究同济大学汽车工程系吴晓栋谢硕[摘要]由于工作介质流动状况复杂,难以形成准确、可靠的轿车液力变矩器设计方法。本文建立了液力变矩器内流场的计算模型,得到了正确、可信的轿车液力变矩器内流场计算结果。在分析后,本文认为泵轮流道入口处的径向扩张影响了液力变矩器的性能。依此,本文成功地改进了该液力变矩器。关键词:计算流体动力学透平机械液力变矩器1概述装有液力变矩器的动力系统可以使得整个系统平稳地起步、无级地变速和变矩。汽车行业是液力变矩器的最大应用用户。随着我国汽车工业的迅速发展,尤其是国内轿车市场的急
2、剧扩大,必将导致轿车液力变矩器的巨大需求。轿车液力变矩器是流道封闭的多级透平机械,在计算机软硬件平台没有较完善地发展之前,难以直接准确计算液力变矩器的内流场。1995年前,一般采用势流理论模型或两类相对流面模型计算流道内的流[1～2]场分布。这两类模型存在各种缺陷。1995年后,通过直接求解N—S方程来获得轿车液力变矩器的内流场。但是,由于计算机软硬件的限制以及计算流体动力图1轿车液力变矩器简图学本身还处于不断发展之中,液力变矩器内流场的计算过程还有许多需要解决的具体问题。1)叶轮部分的构件为绝对刚体;2)工作介质为连续、不可压流体
3、。不研究工作介质内能的变化状况;2轿车液力变矩器的流场计算模型3)工作介质不能从叶轮的叶片、内外环缝隙中流入2.1几个假设或流出工作流道;轿车液力变矩器主要由涡轮、泵轮、导轮、变矩器壳4)泵轮出口和涡轮入口形成的间隙在内、外环面上体、扭转减振器、锁止离合器几部分构成(图1)。变矩工处于一种压力平衡状况,流出泵轮的工作油液完全等量况下,涡轮、导轮和泵轮为工作部件,形成封闭的油液循地流入了涡轮流道内;并且间隙内的这种流动没有来自环流道。本文对循环流道作如下假设:流道外的流动干扰。同样的假设应用于涡轮和导轮形成2002年第6期·19·设计
4、与计算的间隙、导轮和泵轮形成的间隙;流道的入口面:指定入口面单元的总压强p0、液流5)在上游叶轮出口和下游叶轮入口的间隙上,牵连入射角度(径向、切向、轴向夹角Tr、Tt、Tz)、紊流动能k运动的转速差只存在间隙的中性平均面上,即:液力变及紊流耗散率X。矩器各叶轮间的转速差只发生在面A、B、C上;流道的出口面:指定出口面上各单元的静压强ps。26)各叶轮每个流道的流动状况完全相同。并且,由这里定义总压强p0为:p0=ps+1/2dv。于上游叶轮出口和下游叶轮入口之间间隙的作用,下游根据假设3)、4)和5),下游流道的入口面和上游流叶轮
5、每个流道的流动状况与上游叶轮的相对位置无关。道的出口面是同一几何面。下游流道入口面上的总压强同样,上游叶轮每个流道的流动状况与下游叶轮的相对p0、液流方向(Tr、Tt、Tz)、紊流动能k及耗散率X与上游位置无关。流道出口面上的各值分别相同,而上游出口面上的静压2.2网格模型强ps等于下游入口面上的静压强。网格模型直接关系到计算的精度和速度。复杂曲面这样,根据假设6),将上游流道出口面上计算得到构成的几何体必须采用非结构化网格。本文中采用四面的通量(总压强p0、液流方向Tr、Tt、Tz、紊流动能k及耗体网络。网格数目的选取也直接关系到
6、计算精度和计算散率X等),在同一径向位置的周向方向上对各单元进时间。通过多次计算比较,采用如下的网格数可以高效行加权平均(面积加权、质量加权),将加权后的通量值地得到满足精度的计算结果:泵轮13978、涡轮10539、作为下游流道入口面上该径向位置处单元的边界条件导轮16124。为了后续处理的必要,一对流道切割面上值。而将下游流道入口面上计算得到的静压强ps,在同的网格单元和节点必须完全相同,并且一一对应。一径向位置周向加权平均后,指定给上游流道的出口面该径向位置处的单元。如此在计算过程中反复迭代,直到收敛。3计算结果的可信度分析直
7、接验证校核内流场的计算结果有相当的困难。本文定量对比验证了液力变矩器宏观性能的计算值和试验值,然后将计算结果与几何参数相近的液力变矩器试验结果进行了定性对比验证。3.1定量对比分析变矩比、效率、泵轮能容系数计算值与试验值的最大偏差分别为5.97%、6.48%和12.7%。变矩比和效率的计算结果相当满意,但能容系数的计算值偏高(图图2流道网格模型3)。这种偏高主要是由假设4)引起。假设4)相当于试验时变矩器进、出口的压力不断随工况改变,分别等于2.3边界条件泵轮出口端、涡轮出口端的工作压力。试验时,进出口压流道内部区域:区域内网格以工
8、作转速转动。流体力为恒定值即0.85MPa和0.6MPa。计算结果表明,随3属性为密度d=899.1kg/m,粘度_=0.00129Pa·s。着速比的升高,泵轮出口端和涡轮出口端的工作压力逐流道叶片面及内、外环面:相对边界内部网格无滑
