， ， 　(.北京理工大學(xué) 車輛傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 北京　0008； .北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院， 北京　0008)

引言

液力變矩器是一種以液體為工作介質(zhì)傳遞能量的復(fù)合型流體機(jī)械，并以其優(yōu)良的工作特性被廣泛應(yīng)用于各類機(jī)械傳動(dòng)裝置中。相比于鑄造型液力變矩器，沖焊型液力變矩器的泵輪與渦輪采用鈑金件沖壓焊接而成，具有結(jié)構(gòu)緊湊、生產(chǎn)效率高等優(yōu)點(diǎn)，其工作輪葉片為三維等厚空間扭曲結(jié)構(gòu)且通常在葉片中間流線處開(kāi)設(shè)拉延筋。目前在工程應(yīng)用方面拉延筋主要用于在復(fù)雜薄板零件的拉深成形過(guò)程中，用以提供拉延阻力以增加板料中的拉應(yīng)力以避免板材出現(xiàn)起皺等缺陷[1-3]。

同濟(jì)大學(xué)的陸忠東、吳光強(qiáng)等對(duì)液力變矩器的流固耦合作用進(jìn)行了數(shù)值模擬[4]，對(duì)液力變矩器渦輪葉片結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)進(jìn)行了驗(yàn)證。認(rèn)為渦輪葉片中間弦線設(shè)計(jì)拉延筋可以加強(qiáng)葉片強(qiáng)度、改善葉片受力、減小變形、延長(zhǎng)葉片使用壽命。吉林大學(xué)的譚越、馬文星等提出了一種對(duì)帶有拉延筋和折邊的某沖焊型液力變矩器泵輪和渦輪的葉片成形進(jìn)行精密控制的方法，制造出帶有拉延筋和折邊的葉片樣件[5]。開(kāi)設(shè)拉延筋后葉片結(jié)構(gòu)發(fā)生變化，葉輪內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)改變，導(dǎo)致流道內(nèi)油液流動(dòng)相比于未開(kāi)設(shè)拉延筋葉片時(shí)發(fā)生改變，進(jìn)而影響變矩器原始特性與葉片表面載荷分布，因此有必要研究拉延筋對(duì)變矩器內(nèi)油液內(nèi)流特性及葉片載荷的影響。

1　流體力學(xué)理論基礎(chǔ)

流體連續(xù)性方程：

▽·υ=0

(1)

N-S方程：

▽p+ν▽2υ

(2)

式中，υ為流速，ρ為流體密度，t為時(shí)間，f為單位質(zhì)量流體受到的質(zhì)量力，ν為流體運(yùn)動(dòng)黏度，v▽2υ為單位體積流體受到的黏性力項(xiàng)，-▽p為單位體積流體壓力項(xiàng)。

2　拉延筋結(jié)構(gòu)形式和開(kāi)設(shè)方式

沖焊型液力變矩器其泵輪與渦輪葉片為鈑金沖壓而成，為研究拉延筋的布筋形式對(duì)其內(nèi)流特性和葉片載荷的影響，分別以單葉輪的葉片開(kāi)設(shè)拉延筋、兩葉輪同時(shí)開(kāi)設(shè)拉延筋的兩種情況分別進(jìn)行流場(chǎng)分析計(jì)算。為明確區(qū)分不同拉延筋形式，需要在葉片表面建立用于區(qū)分拉延筋布筋形式的坐標(biāo)系。如圖 1所示以泵輪葉片表面為例，σPC為泵輪葉片凸面筋線上的法向向量，τ為筋線的切向單位向量，ν為垂直于σPC與τ的單位向量，同理σTC為渦輪葉片凸面筋線上法向向量。

圖1　葉片表面拉延筋方向示意圖

定義σPL為泵輪葉片上開(kāi)設(shè)拉延筋的凸模方向，σTL為渦輪葉片上開(kāi)設(shè)拉延筋的凸模方向。

結(jié)合已有逆向工程數(shù)據(jù)[6]，總結(jié)出泵輪與渦輪葉片拉延筋形狀位置如圖2所示。左側(cè)為開(kāi)設(shè)拉延筋葉片的橫截面圖，右側(cè)為葉片與XOZ面旋轉(zhuǎn)投影圖，具體尺寸如表1所示。形式為圓形拉延筋，葉片鋼板厚度為t=2 mm，L0為葉片中間流線長(zhǎng)度。

圖2　拉延筋的形式和尺寸

表1　拉延筋的形式與尺寸

建立葉輪葉片開(kāi)設(shè)拉延筋的不同布筋情況如表2所示。其中向量σPL為泵輪上開(kāi)設(shè)拉延筋凸模方向，向量σTL為渦輪上開(kāi)設(shè)拉延筋凸模方向，向量σPC為泵輪葉片凸面方向，σTC為渦輪葉片凸面方向。

表2　葉片開(kāi)設(shè)拉延筋不同布筋情況

葉片開(kāi)設(shè)拉延筋的葉片模型如圖 3所示?？紤]拉延筋的開(kāi)設(shè)位置及開(kāi)設(shè)方向，共有9種不同的布筋情況，以無(wú)拉延筋的葉片為參照來(lái)分析拉延筋對(duì)變矩器內(nèi)流特性和葉片表面載荷的影響。其中泵輪與渦輪葉片為沖壓制造，導(dǎo)輪葉片為鑄造成型，這里葉片開(kāi)設(shè)拉延筋針對(duì)沖壓制造的泵輪與渦輪葉片。

圖3　葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋葉片模型

3　拉延筋對(duì)變矩器內(nèi)流特性的影響

計(jì)算采用ANSYS-CFX模塊進(jìn)行流場(chǎng)計(jì)算與處理[7，8]，流體周期流道非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分[9，10]，并對(duì)葉片表面進(jìn)行網(wǎng)格加密以滿足湍流模型壁面函數(shù)的計(jì)算需要[11]，介質(zhì)油液密度為860 kg/m3，采用SST湍流模型[12-14]，從起動(dòng)工況速比i=0.0到耦合器工況i=0.8分別計(jì)算各個(gè)穩(wěn)態(tài)速比工況點(diǎn)下變矩器的流場(chǎng)特性。單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋不同筋型葉片原始特性如圖4所示。

圖4　單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋不同筋型下各個(gè)工況的變矩比和效率

由圖 4可知，單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋對(duì)變矩器工作變矩比和效率的影響很小，但較無(wú)拉延筋A(yù)筋型情況變矩比和效率均成下降趨勢(shì)。在起動(dòng)工況時(shí)B筋型變矩比下降最高，較無(wú)拉延筋A(yù)型葉片下降達(dá)到2.41%。圖5可見(jiàn)開(kāi)設(shè)拉延筋對(duì)液力變矩器泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)影響較為明顯，其中B筋型葉片較A筋型無(wú)拉延筋葉片在起動(dòng)工況下泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)基本維持不變，在起動(dòng)工況時(shí)泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)升高0.56%，在i=0.8近耦合器工況時(shí)下降2.70%。具有C、D、E筋型葉片的變矩器泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)均較A形葉片下降，其中C筋型在起動(dòng)工況下降最高，達(dá)到4.26%。

圖5　單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋不同筋型下各個(gè)工況的泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)

由上述計(jì)算分析可知，單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋時(shí)，B筋型即拉延筋凸模方向與泵輪葉片凸面法向一致時(shí)變矩器在低速比工況時(shí)泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)升高，其他筋型情況會(huì)造成泵輪轉(zhuǎn)矩降低。

圖6　雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋不同筋型下各個(gè)工況的變矩比和效率

考慮泵輪與渦輪葉片同時(shí)開(kāi)設(shè)拉延筋的情況，分析計(jì)算雙輪開(kāi)設(shè)拉延筋較無(wú)拉延筋葉片變矩器相比原始特性的變化。雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋的流場(chǎng)計(jì)算設(shè)定與單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋情況設(shè)定相同，計(jì)算結(jié)果如圖6、圖7所示。由計(jì)算結(jié)果可知，在雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋F、G、H、I筋型時(shí)變矩比均有輕微下降，其中F筋型情況下降較為明顯，變矩比下降4.12%。G筋型情況變矩比下降最小，下降0.98%。

圖7　雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋不同筋型下各個(gè)工況的泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)

雙葉輪葉片開(kāi)設(shè)拉延筋對(duì)變矩器泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)的影響較大，F(xiàn)筋型情況泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)有較大增加，在變矩器起動(dòng)工況時(shí)較A筋型情況增加3.67%，H筋型情況的泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)增加幅度較小，達(dá)到1.19%。G、I筋型較A筋型相比泵輪轉(zhuǎn)矩下降，分別下降3.15%和3.89%。F和H筋型情況中泵輪葉片拉延筋凸模方向與泵輪葉片凸面法向一致，這一計(jì)算結(jié)果與單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋時(shí)B筋型計(jì)算結(jié)果趨勢(shì)相同。

分析可知在雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋的情況下，泵輪葉片拉延筋凸模方向與泵輪葉片凸面法向一致時(shí)，較無(wú)拉延筋情況相比會(huì)導(dǎo)致泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)上升，且渦輪葉片開(kāi)設(shè)拉延筋當(dāng)其凸模方向與渦輪葉片凸面法向一致時(shí)泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)增加幅度最大。

4　葉片拉延筋對(duì)葉片油液載荷影響

為更直觀地表示拉延筋對(duì)沖壓型變矩器葉片表面的載荷影響，取中間流面與變矩器葉片相交得到的封閉相交曲線即葉片表面中間流線如圖8所示。用無(wú)因次量表示葉片表面中間流線位置，其中0為葉片入口，1為葉片出口[15，16]。

圖8　葉片表面中間流線位置

由于變矩器在速比i=0.0時(shí)啟動(dòng)工況下轉(zhuǎn)矩較大，所以主要討論在起動(dòng)工況下拉延筋對(duì)葉片載荷的影響。分析對(duì)比9種筋型條件下沿葉片表面中間流線分布的壓力載荷。

如圖9所示，單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋泵輪葉片載荷幅值隨著葉片中間流線位置的升高出現(xiàn)不均勻變化，其中D、E筋型情況葉片載荷與無(wú)拉延筋A(yù)筋型載荷范圍基本重合，而B(niǎo)筋型葉片載荷較高，C筋型葉片載荷較A筋形相比有明顯下降。同時(shí)分析得知渦輪葉片開(kāi)設(shè)拉延筋凸模方向?qū)Ρ幂喨~片油液載荷影響較小。

圖9　單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋泵輪葉片中間流線壓力載荷

渦輪葉片表面壓力載荷分布如圖10所示。B、C、E筋型情況與A筋型無(wú)拉延筋情況載荷范圍基本重合，D筋型情況使葉片載荷高幅值區(qū)域較無(wú)拉延筋A(yù)情況相比向葉片入口方向移動(dòng)，且在葉片入口處出現(xiàn)較大的載荷幅值波動(dòng)。

圖10　單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋渦輪葉片中間流線壓力載荷

由圖11可以得到泵輪葉片在F、H筋型情況下葉片載荷升高， G、 I筋型情況下油液載荷與無(wú)拉延筋葉片A情況載荷幅值下降，分析趨勢(shì)與單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋的分析計(jì)算結(jié)果一致。

雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋時(shí)渦輪葉片上的油液載荷變化比較明顯，由圖12所示F、I的載荷高幅值區(qū)域都向葉片入口處移動(dòng)，且在入口處發(fā)生較大的載荷波動(dòng)，計(jì)算結(jié)果與單葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋一致。

由以上分析計(jì)算可知，當(dāng)液力變矩器葉片開(kāi)設(shè)拉延筋時(shí)，拉延筋凸模方向與泵輪葉片凸面法向一致時(shí)，會(huì)導(dǎo)致葉片表面油液載荷升高；渦輪葉片開(kāi)設(shè)拉延筋當(dāng)其凸模方向與渦輪葉片凸面法向一致時(shí)，葉片載荷高幅值區(qū)域向葉片入口處移動(dòng)，且在葉片入口處油液載荷幅值出現(xiàn)較大波動(dòng)。

圖11　雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋泵輪葉片中間流線壓力載荷

圖12　雙葉輪開(kāi)設(shè)拉延筋渦輪葉片中間流線壓力載荷

5　結(jié)論

(1) 沖焊型液力變矩器開(kāi)設(shè)拉延筋會(huì)對(duì)變矩器的原始特性造成影響。其開(kāi)設(shè)拉延筋的凸模方向的變化對(duì)變矩比和效率影響較小，與未開(kāi)設(shè)拉延筋葉片情況相比較會(huì)導(dǎo)致變矩比和效率的輕微下降；在兩葉輪均開(kāi)設(shè)拉延筋的情況下，當(dāng)拉延筋凸模方向與對(duì)應(yīng)葉輪葉片凸面法向一致時(shí)，會(huì)導(dǎo)致泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)上升。

(2) 開(kāi)設(shè)拉延筋會(huì)導(dǎo)致沖焊型液力變矩器在工作時(shí)油液在葉片表面作用的載荷發(fā)生變化。其中當(dāng)泵輪拉延筋凸模方向與泵輪葉片凸面法向一致時(shí)，會(huì)導(dǎo)致泵輪葉片載荷上升，渦輪葉片開(kāi)設(shè)拉延筋當(dāng)其凸模方向與渦輪葉片凸面法向一致時(shí)，會(huì)導(dǎo)致葉片載荷幅值向葉片入口處移動(dòng)，影響葉片表面載荷分布。

參考文獻(xiàn)：

[1]徐丙坤,施法中.板料沖壓成形數(shù)值模擬中等效拉延筋模型的建立與實(shí)現(xiàn)[J].鍛壓技術(shù),2000,(6):24-27.

[2]李海波,韓利芬,劉靜鈺.基于CAE的拉延筋布置對(duì)板料成形質(zhì)量的影響研究[J].塑性工程學(xué)報(bào),2007,14(5):18-22.

[3]鄭剛.汽車覆蓋件沖壓成形中拉延筋模型及其參數(shù)反演研究[D].長(zhǎng)沙：湖南大學(xué),2008.

[4]陸忠東,吳光強(qiáng),殷學(xué)仙，顧文清.液力變矩器流固耦合研究[J].汽車技術(shù),2009,(2):37-41,57.

[5]譚越,馬文星,劉春寶.沖焊型液力變矩器葉片成形的精密控制[J].吉林大學(xué)學(xué)報(bào),2013,(51):530-534.

[6]Alex A Kaszynski,Joseph A Beck,Jeffrey M Brown.Uncertainties of an Automated Optical 3D Geometry Measurement, Modeling, and Analysis Process for Mistuned Integrally Bladed Rotor Reverse Engineering[J].Journal of Engineering for Gas Turbines and Power，2013,135:102504.

[7]Bastian Muth,Reinhard Niehuis.Axial Loss Development in Low Pressure Turbine Cascades[J]. Journal of Turbomachinery,2013,135(4):041024.

[8]Girardeau,Julian, Pailhes,Jerome, Sebastian,Patrick, Pardo,Frederic,Nadeau,Jean-Pierre. Turbine Blade Cooling System Optimization[J].Journal of Turbomachinery,2013,135(6):061020.

[9]YAN Qing-dong, WEI Wei. Numeric Simulation of Single Passage Ternary Turbulence Model in Hydraulic Torque Converter[J].Journal of Beijing Institute of Technology, 2003,12(2):172-175.

[10]閆清東,鄒波,魏巍.液力變矩-減速裝置制動(dòng)特性流場(chǎng)分析[J].吉林大學(xué)學(xué)報(bào),2012,42(1):91-97.

[11]劉正先,刑海澎,陳李英.基于葉片載荷分布的離心葉輪氣動(dòng)優(yōu)化[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2013,33(3):454-457.

[12]Clementine Vezier, Michael Dollinger,et al.Using Unsteady Analysis to Improve the Steady State Computational Fluid Dynamics Assessment of Minimum Flow in a Radial Compressor Stage[J].Journal of Turbomachinery,2013,136(5):051017.

[13]Hyen-Jun Choi,Mohammed Asid Zullah,et al.CFD Validation of Performance Improvement of a 500 kW Francis Turbine[J].Renewable Energy,2013,(54):111-123.

[14]R Flack, K Brun. Fundamental Analysis of the Secondary Flows and Jet-Wake in a Torque Converter Pump-Part 1:Model and Flow in a Rotating Passage[J].Journal of Fluids Engineering, 2005,127:66-74.

[15]Hyen-Jun Choi,Mohammed Asid Zullah,Hyoung-Woon roh.CFD Validation of Performance Improvement of a 500 kW Francis Turbine[J].Renewable Energy,2013,(54):111-123.

[16]周正貴，吳國(guó)釧，馬若龍.壓氣機(jī)通道端壁附面層區(qū)葉片載荷分布研究[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào),2001,16(3):256-261.