羅 政，薛松杰，葛傳潔

(華北電力大學(xué)動(dòng)力工程系，保定 071003)

0 引 言

隨著人類社會(huì)和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，“能源危機(jī)”逐漸成為限制人類社會(huì)的主要問題。而在這樣的環(huán)境大背景下，不斷尋找新的可替代能源和減少能量消耗成為社會(huì)應(yīng)對(duì)能源危機(jī)的主旋律。為此，用來使汽車減速的減速帶受到了人們的關(guān)注。城市路口、高速路口集中分布了許多的減速帶，如果能將減速帶損失的這一部分能量加以利用，也是對(duì)捕獲能量的一種新的想法。而液力變矩器作為一種液壓傳動(dòng)裝置和減速帶能量捕獲裝置組合的適配也就成為了一個(gè)問題。針對(duì)以上問題國內(nèi)外學(xué)者做了以下研究。劉迪在液力變矩器循環(huán)圓直徑不變的情況下，通過優(yōu)化泵輪葉片形狀，增加泵輪出口葉片角，增加泵輪力矩系數(shù)的辦法，使液力變矩器在低速比時(shí)具有高效率的性質(zhì)[1]；劉安然對(duì)長短葉片泵輪對(duì)外特性的影響進(jìn)行研究，發(fā)現(xiàn)長短葉片泵輪對(duì)外特性的改善起到積極作用，在轉(zhuǎn)速比在0.519～0.692之間效率值增加1.31%～2.72%，啟動(dòng)工況變矩比k由3.91 提高到4.1[2]；羅準(zhǔn)等對(duì)具體的減速帶裝置和雙液壓缸式換能器進(jìn)行了建模，利用Amesim進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，建立了氣缸內(nèi)徑、儲(chǔ)能器氣體體積等參數(shù)與減速帶彈簧剛度等參數(shù)的關(guān)系[3]；Darrell Robinette針對(duì)液力變矩器對(duì)于汽車運(yùn)行的適配性做了研究，對(duì)三個(gè)具有近似精確幾何相似度的變矩器進(jìn)行了尺寸分析，以顯示相關(guān)性在預(yù)測整體外部對(duì)流換熱機(jī)制中的適用性[4]。

總體而言，對(duì)于減速帶建模，液力變矩器建模和數(shù)值模擬的研究已經(jīng)相對(duì)成熟，但對(duì)于液力變矩器和減速帶的適配問題的研究還不多見。文中通過對(duì)液力變矩器進(jìn)行建模分析，研究變矩器葉片厚度對(duì)常見減速帶能量捕獲裝置的適配性，并利用模擬退火算法，尋求最優(yōu)解。研究結(jié)果可為液力變矩器使用在其他領(lǐng)域的適配問題提供參考。

1 模型建立及實(shí)驗(yàn)工況設(shè)置

國內(nèi)外對(duì)于液力變矩器的葉片厚度、沖角適配的研究并不多見，文中以等葉片厚度的沖焊型液力變矩器為研究對(duì)象，采用ANSYS-CFX軟件對(duì)本問題進(jìn)行數(shù)值模擬，研究葉片厚度、葉片沖角對(duì)于變矩器工作性能的影響。試驗(yàn)因素為泵輪葉片厚度、渦輪葉片厚度、各葉片沖角，參考某沖焊型液力變矩器相關(guān)參數(shù)[5]，設(shè)置具體實(shí)驗(yàn)變量(見表1,表2)。Tp為泵輪葉片厚度，Tt為渦輪葉片厚度，αP為泵輪葉片沖角，αT為渦輪葉片沖角，αS為導(dǎo)輪葉片沖角。由于試驗(yàn)中的因素個(gè)數(shù)較少，所以采用全因素試驗(yàn)方法，評(píng)估所有因素在所有水平上的可能組合。

表1 沖焊型液力變矩器實(shí)驗(yàn)參數(shù)

表2 變矩器葉片沖角實(shí)驗(yàn)參數(shù)

圖1 液力變矩器單通道物理模型

分析采用ANSYS-CFX進(jìn)行計(jì)算，對(duì)于單流道模型建立圖一中的物理模型，如圖1，圖2所示。采用ICEM對(duì)物理模型進(jìn)行網(wǎng)格化離散處理，處理結(jié)果網(wǎng)格數(shù)為322萬。將網(wǎng)格導(dǎo)入后，檢查網(wǎng)格質(zhì)量為0.76，可以滿足本問題計(jì)算需求。對(duì)于計(jì)算模型進(jìn)行選擇，由于研究問題是一個(gè)穩(wěn)態(tài)的流動(dòng)問題，選擇以壓力為基礎(chǔ)的絕對(duì)速度穩(wěn)態(tài)模型。算法模型選擇能量方程和k-epsilon-SST湍流模型，而離散形式選擇更容易收斂的一階迎風(fēng)格式，松弛因子選用默認(rèn)值。固體域選用常見金屬材料鋼，內(nèi)部流動(dòng)液體選用22號(hào)透平油。對(duì)于邊界條件：入口設(shè)置為壓力入口，溫度為368 K，相對(duì)壓力為0.07 MPa；出口設(shè)置為速度出口；對(duì)于殼內(nèi)壁面，設(shè)置為絕熱邊界無滑移，溫度350 K。

圖2 液力變矩器各葉片物理模型(左泵輪，中渦輪，右導(dǎo)輪)

2 結(jié)果分析

參考流場分析結(jié)果，共設(shè)置三個(gè)響應(yīng)量，最高效率ηmax，最大能容系數(shù)λ0max，起動(dòng)變矩比K0，輸出轉(zhuǎn)矩To。基于閆東清[5]對(duì)主效應(yīng)、交互效應(yīng)的相關(guān)研究，渦輪葉片厚度和泵輪葉片厚度雖然對(duì)效率有交互影響作用，但其對(duì)于變矩器的影響主要還是集中在渦輪和泵輪的輸出轉(zhuǎn)矩上，故將輸出轉(zhuǎn)矩作為評(píng)判變矩器性能的指標(biāo)。

2.1 葉片厚度對(duì)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響

根據(jù)不同情況，分別取泵輪葉片厚度Tp為定值2 mm，渦輪葉片厚度Ts為定值2 mm，速比為0.2，研究泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的變化。為研究兩者交互影響，以及所有水平上可能的兩個(gè)葉片厚度的組合變化，獲得其對(duì)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響規(guī)律。葉片厚度對(duì)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響如圖3所示，渦輪、泵輪葉片對(duì)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的交互影響如圖4所示。

圖3 葉片厚度對(duì)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響

圖4 渦輪、泵輪葉片對(duì)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的交互影響

根據(jù)不同葉片厚度下泵輪轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)值的對(duì)比圖，無論是渦輪葉片厚度增加或者泵輪葉片厚度增加都會(huì)導(dǎo)致輸出轉(zhuǎn)矩的減小，這種趨勢再葉片厚度較大時(shí)更為明顯。由于葉片厚度加厚，導(dǎo)致邊界層分離點(diǎn)后移，產(chǎn)生啟動(dòng)渦需要更大的逆壓力梯度，導(dǎo)致了輸出轉(zhuǎn)矩的變小。在1～ 3 mm的范圍內(nèi)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的變化平均為2%，最大值為2.3%，在3～4 mm范圍內(nèi)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的平均變化率為3%，最大值為3.8%。且對(duì)于泵輪輸出轉(zhuǎn)矩，改變泵輪葉片厚度時(shí)，輸出轉(zhuǎn)矩始終低于同水平渦輪7%左右。

2.2 葉片厚度對(duì)渦輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響

分別取泵輪葉片厚度Tp為定值2 mm和渦輪葉片厚度Ts為定值2 mm，速比為0.2，研究泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的變化。為研究兩者交互影響，以及所有水平上可能的兩個(gè)葉片厚度的組合變化，分析其對(duì)渦輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響。葉片厚度對(duì)渦輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響如圖5所示，渦輪、泵輪葉片對(duì)渦輪輸出轉(zhuǎn)矩的交互影響如圖6所示。

圖5 葉片厚度對(duì)渦輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響

圖6 渦輪、泵輪葉片對(duì)渦輪輸出轉(zhuǎn)矩的交互影響

根據(jù)不同葉片厚度下渦輪轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)值的對(duì)比圖，不同于泵輪，渦輪輸出功率對(duì)于兩種葉片厚度變化的響應(yīng)差異不大，原因?yàn)闇u輪和泵輪功能上本質(zhì)的不同，渦輪將輸入不穩(wěn)定的機(jī)械能轉(zhuǎn)化成穩(wěn)定壓力勢能，泵輪將壓力勢能轉(zhuǎn)化成穩(wěn)定的機(jī)械能，所以兩者對(duì)轉(zhuǎn)矩的響應(yīng)呈不同趨勢。同時(shí)無論是渦輪葉片厚度增加或者泵輪葉片厚度增加都會(huì)導(dǎo)致輸出轉(zhuǎn)矩的減小，這種趨勢在葉片厚度較大時(shí)更為明顯，渦輪在1～3 mm的范圍內(nèi)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的變化平均為2.2%，最大值為2.5%，在3～4 mm范圍內(nèi)泵輪輸出轉(zhuǎn)矩的平均變化率為3.4%，最大值為4.2%。

2.3 葉片沖角對(duì)變矩器工作性能的影響

由于改變沖角對(duì)輸出轉(zhuǎn)矩的影響并不明顯，為研究導(dǎo)輪、泵輪、渦輪不同葉片沖角對(duì)液力變矩器性能的影響，更換泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)作為響應(yīng)量，保持其它設(shè)計(jì)參數(shù)不變，改變?nèi)~片沖角的數(shù)值，更新模型，分別劃分網(wǎng)格，建立流場仿真計(jì)算模型，采用相同的流場仿真方法開展研究。葉片沖角對(duì)泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)的影響如圖7所示。

圖7 各葉片沖角對(duì)泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)的影響

不同類型的葉片的沖角對(duì)液力變矩器泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)的影響不同，對(duì)于渦輪葉片，沖角增大，轉(zhuǎn)矩系數(shù)逐漸增長，增長總體水平一致，平均變化率1.4%。對(duì)于泵輪葉片，沖角增大，轉(zhuǎn)矩系數(shù)先增大后減小，轉(zhuǎn)矩系數(shù)最大值5.5，此時(shí)沖角為2°。對(duì)于導(dǎo)輪葉片，沖角增大，轉(zhuǎn)矩系數(shù)總體呈減小，后有略微增大，轉(zhuǎn)矩系數(shù)最小值為5.35，此時(shí)沖角為2°。

2.4 模型優(yōu)化

為了使變矩器適配減速帶能量捕獲裝置，整合之前對(duì)于減速帶、捕獲裝置建模所得數(shù)據(jù)，提出以下目標(biāo)函數(shù)：

TtTP=argmax(To)

(1)

由于數(shù)值仿真的局限性，無法得到具體的表達(dá)式來用數(shù)學(xué)方法求解最優(yōu)解。所以將葉型數(shù)據(jù)整合，采用模擬退火算法對(duì)以上目標(biāo)函數(shù)尋找最優(yōu)解。結(jié)果見表3。由表3可知，在渦輪和泵輪葉片厚度分別為2.075 mm和2.10 mm時(shí)，輸出轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大。

表3 輸出轉(zhuǎn)矩最優(yōu)解

3 結(jié)束語

鑒于已有變矩器數(shù)值模擬結(jié)果。文中通過創(chuàng)建單流道的液力變矩器物理模型，基于減速帶能量捕獲裝置的特性，對(duì)液力變矩器和減速帶捕能裝置行適配，尋求兩者的最佳性能參數(shù)。研究表明：

(1)渦輪、泵輪葉片厚度增大會(huì)導(dǎo)致泵輪輸出轉(zhuǎn)矩減小。兩種葉片厚度對(duì)于渦輪輸出轉(zhuǎn)矩的影響并沒有顯著的差別。

(2)采用模擬退火算法，得到了可行域內(nèi)的最優(yōu)解，泵輪葉片厚度為2.1 mm，渦輪葉片厚度為2.075 mm。

(3)不同類型葉片沖角改變對(duì)于轉(zhuǎn)矩系數(shù)影響不同，對(duì)于渦輪葉片，沖角增大，轉(zhuǎn)矩系數(shù)逐漸增大；對(duì)于泵輪葉片，沖角增大，轉(zhuǎn)矩系數(shù)先增大后減小；對(duì)于導(dǎo)輪葉片，沖角增大，轉(zhuǎn)矩系數(shù)總體呈減小，后有略微增大。研究結(jié)果可為液力變矩器渦輪、泵輪優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。