基于CFD的液力变矩器内部流场分布特征研究

， ，2， 　， 　，2(.北京理工大学 机械与车辆学院， 北京　0008； 2.北京理工大学 车辆传动国家重点实验室， 北京　0008)

引言

液力变矩器内部流道形状复杂，工作液体的运动是十分复杂的湍流运动，基于束流理论的传统分析计算方法与实际情况有较大差距。近年来随着CFD技术的发展成熟，基于CFD求解的液力变矩器特性已经与试验数据差距非常小，并且液力变矩器内部流场也可以通过CFD仿真分析能够很直观的表现出来。本研究对某型液力变矩器进行仿真并分析液力变矩器内部流场分布规律。首先通过原始特性对仿真的正确性进行验证，然后获取流道内部流场分布，分析并得出变矩器二次流等复杂流动现象的分布规律。

1　液力变矩器的CFD仿真

1.1　基本假设及控制方程

液力变矩器实际工作过程是复杂的三维紊流流场。为缩短CFD计算时间，提高运算效率，可以对一些影响很小的因素进行简化忽略。因此作出如下假设[1,2]：(1) 液力变矩器内部流道为相同的周期性流道，可采用单流道模型进行数值计算;(2) 流体之间以及流体与壁面没有能量传递，流场分析时不考虑温度的影响;(3) 流体在流道中封闭循环，没有泄漏;(4) 流场中的流体为黏性不可压缩流体。

基于上述作出的假设，介质为不可压缩流体，流体密度为常数。得到连续性方程简化为[3]：

(1)

式中：u、v、w分别为绝对速度矢量沿x、y、z方向的三个分量。

不可压缩流体的动量守恒方程为[1]：

(2)

式中:V为绝对速度矢量；f为体积力；ρ为油液密度；▽为哈密尔顿算子；p为压力；v为油液运动黏度；▽2为拉普拉斯算子。

本次数值分析忽略壁面以及流体间的能量传递并且不考虑温度的变化，因而不用求解能量方程。因此方程组(1)、(2)组成黏性不可压缩流体的纳维-斯托克斯方程组，简称N-S方程组。

1.2　几何模型

图1为叶轮模型，图中从左到右依次为泵轮、导轮、涡轮。模型由三维软件UG创建。

图1　叶轮模型

1.3　网格模型

鉴于六面体网格的运算时间与精度均优于四面体网格，本次采用六面网格。以泵轮流道为例，将泵轮流道分为14个块，并生成相应的六面体网格。并保证网格质量达到一定要求，见图2所示。

完整流道模型的网格模型如图3所示。

（4）焊接工艺 采用气体保护钨极氩弧焊（GTAW），保护气体采用98%Ar与2%N2的混合气体，使用纯氩气保护焊丝熔化产生熔池中的氮元素会形成氮气逸出，前文所述氮元素可以增加奥氏体相含量，平衡铁素体、奥氏体两相比例，加入1%～5%氮气的混合保护气体具有较好的工艺性，特别是根部焊缝，氮气保护尤为重要。当混合气体中氮气含量超过5%时钨极易烧损，造成电弧不稳定。因此选用98%Ar+2%N2混合保护气体钨极氩弧焊。

1.4　参数设置

本次数值计算中，泵轮转速为2000 r/min，对不同速比(0、0.1、……0.8)分别进行计算。本次流场数值模拟采用的湍流模型是标准K-ε模型。流场求解采用一阶迎风格式，迭代次数为1000次，计算精度为压力流速的均方根值小于10e-4。对于交界面的设置如下：进出口为求解域交界面，内外环面为无滑移壁面，流道周期面为循环周期面。

图2　泵轮流道的块及六面体网格

图3　单个完整流道网格模型

2　原始特性曲线对比

液力变矩器进行CFD数值计算之后，提取不同速比下的变矩比K，泵轮转矩系数λ，变矩器效率η。并将各值与试验进行对比，其中Kcfd、λcfd、ηcfd分别为数值计算的变矩比、泵轮转矩系数和效率值。Ktest、λtest、ηtest分别为试验的变矩比，泵轮转矩系数和效率值。通过对比得到该型液力变矩器的原始特性对比曲线，见图4所示。

图4　原始特性对比曲线

由图4曲线可以发现，试验值和CFD数值仿真值差别很小，最高误差小于5%。较大误差出现在低速比和高速比处，这是由于速比小时液力变矩器处于开始工作状态，变矩器内部流体流动状况不稳定，所以使得仿真结果与试验结果出现一定偏差。速比较高时误差比较大是因为当速比到达0.8以上时，液力变矩器开始进入耦合工况，导轮开始转动，使得试验值与仿真值有差距。

仿真结果和试验结果整体有很好的吻合姓，说明该型变矩器本次仿真模型以及参数设置等都与实际较为符合。此次三维流场计算是非常准确的。可以用此次计算结果进行内部流场分析。

3　叶轮内部流场的分析

本小节基于CFD的仿真结果，研究不同工况下该型液力变矩器内部流场特别是一些明显漩涡的变化规律。

3.1　不同速比下液力变矩器流道的流场分布

泵轮推动流体进行流动，是流体的动力源。在涡轮中,液体冲击叶片，是动力输出端。在叶轮流道中，容易形成漩涡结构。

图5展示了不同速比下完整流道的流线分布。可以发现随着速比的增加，流体沿流道的相对流速是递减的，从而变矩器循环流量逐渐降低,导致输出转矩会逐渐降低。漩涡结构以及二次流现象主要出现在泵轮和导轮中。随速比的增加，漩涡结构规模增大，并产生大范围的低速区。

图5　完整流道流线分布

图6为泵轮流道中的漩涡结构，泵轮是动力源，推动流体进行工作，推动流体的叶面称为压力面，另一叶面称为吸力面。叶栅中的两个叶面之间存在很大的压力梯度，该压能促使流体不断地由压力面向吸力面流动。在这种压力梯度的作用下， 流道中形成的漩涡结构会紧靠吸力面， 并且使得泵轮中漩涡的螺线为逆时针，即流体在流道流动的同时，在压力的作用下流向吸力面，继而形成逆时针流向的漩涡。

图6　泵轮的漩涡结构

3.2　不同叶高下液力变矩器流道的流场分布

随叶高位置的变化，涡的大小以及涡出现的位置也不断变化。图7展示了速比0.1时不同叶高下叶片展开图的流线分布。叶高方向为5%，即紧靠内环面处的流场分布展开图如图7a，靠近内环面的流体与壁面存在接触、摩擦，导致流道中的漩涡等现象较为明显。图7b为叶高50%处即中间流面，此处不受壁面的影响，所以漩涡结构规模有所减小。靠近外环的流面(叶高方向95%)如图7c，由于离心力的存在流体相对速度较高，叶轮中不易形成漩涡，从而没有明显漩涡出现。在此速比下，3个轮子中泵轮出现的漩涡结构相对较为明显。

图7　速比0.1下不同流面叶片展开流线图

在图8中，对于速比为0.5的流场分布，对比图8a～8c也可以发现类似规律。叶高为5%时，受到壁面影响，此处漩涡规模较大并伴有大范围低速区，面积约占整个泵轮流道的30%。涡轮导轮也有低速区的出现。而中间流面，泵轮漩涡结构缩小，约占泵轮流道18%，低速区也减少。涡轮导轮低速区消失。在外环面处，仅泵轮出现小型涡流。

当处于高速比0.8时如图9所示。内环面流场杂乱，漩涡结构不稳定，出现大量二次流现象，泵轮中出现大范围漩涡，但涡核并不稳定。对于中间流面流场二次流规模缩减，泵轮出现稳定双漩涡结构，规模约占泵轮流道的50%。外环面处，漩涡进一步缩小，规模仅占流道15%左右。

可以发现，从内环面到外环面漩涡结构的规模是逐渐变小的，并且由漩涡结构产生的低速区也缩小。

图8　速比0.5不同流面叶片展开流线图

图9　速比0.8不同流面叶片展开流线图

4　流体速度矢量及湍动能分布

本小节研究不同截面速度矢量，以及对应截面湍动能的分布。

4.1　不同弦面速度矢量的分布

液力变矩器的能量传递介质是流体，因此流体的速度矢量分布对于变矩器的工作性能有很大影响。在流道中我们称垂直于流体流向的面为弦面,如图10所示。

图10　泵轮的弦面

理想的速度矢量应该是垂直于弦面，沿主流方向流动，但是一些流体会与主流脱离，形成二次流。液力变矩器流道中的二次流动现象主要包括射流-尾流，二次环流和脱流逆流等[4]。二次流会损失一部分能量，从而降低液力变矩器工作效率。

我们研究变矩器高效区(速比0.7)泵轮的速度矢量分布情况，如图11所示。对于泵轮，是动力来源，我们研究泵轮进、出口弦面的速度矢量。

图11　速比0.7泵轮不同截面的速度矢量

在泵轮入口面图11a，在内环和压力面处存在大范围的脱流区域。当流体沿导轮内环进入泵轮内环附近时，由于流道突然扩大，导致泵轮入口面处内环附近形成脱流现象。这种脱流现象会形成黏性流动损失。导轮是静止的，而泵轮是高转速，所以使得由导轮流出的油液相对速度低，进而矢量方向指向泵轮叶片的压力面，形成流向压力面的脱流。这种脱流会导致流体与压力面形成冲击损失。在泵轮的出口处图11b，由于泵轮出口处存在漩涡结构，所以在靠近吸力面处，存在大范围的二次环流现象，这种流动会产生热量，产生黏性流动损失，并且使得沿流体流线方向的速度分量降低，传递给涡轮的能量减少。

4.2　湍流动能分布

湍流动能是湍流速度涨落方差与流体质量乘积的1/2, 是反映变矩器湍流脉动重要的参数之一。湍动能的变化可以反映变矩器流道中能量损失的情况[5]。图12为速比0.7时泵轮的湍动能分布曲线。因为在泵轮入出口存在冲击损失和黏性流动损失，导致泵轮流道中进出口处的湍动能较大[6]。

对于其他速比下(如图12中速比0.1和0.5湍动能曲线)的泵轮湍动能也可以发现类似规律，在进出口处的湍动能较大，也就说明在进出口处的能量损失较大[7]。

对比不同速比，速比为0.5时的湍动能小于速比0.1时湍动能，而随着速比继续增加，速比0.7时的湍动能急剧增加。可以发现随速比增加时，泵轮流道中的湍流损失有先减小，后增大的趋势。

图12　泵轮湍动能分布

对于涡轮，是动力源的输出端，要考虑流体在涡轮的入口和工作区域的状态。因此我们研究进口处的流动状态和中间弦面的状态，如图13所示。

图13　速比0.7涡轮不同截面的相对速度矢量图

在涡轮入口面13c，并没有明显二次流现象出现，速度矢量方向指向涡轮叶片的压力面，推动涡轮进行转动。在涡轮的中间弦面，由于流道逐渐变窄，流道曲率变大，在靠近外环面处有小型二次环流情况的发生，在靠近内环处有射流现象的发生。

速比为0.7时的涡轮湍动能曲线见图14，在涡轮入口处湍动能较高，但在中间流道处，由于射流和二次环流的出现湍动能迅速增大。

图14　涡轮湍动能分布

对于不同速比下的涡轮湍动能分布规律与泵轮流道相似，即随速比增加，湍流损失的能量有先减小，后增大的趋势。

5　结论

基于CFD数值模拟对液力变矩器进行仿真计算，然后对某型液力变矩器内部流场进行分析。通过仿真的原始特性结果与试验进行对比，发现数值模拟与试验的误差已非常小，一定程度反映变矩器实际工作状态。通过对某型液力变矩器内部流场的分析发现：

(1) 该型液力变矩器在工作时漩涡结构主要出现在泵轮出口处，紧靠叶片吸力面；

(2) 随速比增加，该型液力变矩器流道中漩涡的规模增加。同速比下，随叶高的增加(内环到外环)，漩涡结构规模逐渐缩小；

(3) 在泵轮进出口和涡轮中间弦面，有脱流，二次环流、射流和尾流等二次流现象的发生；

(4) 随速比的增加，湍流动能先减少后增加。并且在叶轮进出口以及流道面积变化时，湍流损失的能量较多。

该型液力变矩器的流场分布规律可以指导变矩器设计优化。合理设计叶片角以及叶型对减少漩涡、二次流等现象，降低湍流损失，提高液力变矩器的效率有重要意义。

参考文献：

[1]方杰,齐迎春,马文星,李风.液力变矩器流场的数值模拟与分析[J].同济大学学报(自然科学版),2005,(5):673-677.

[2]李立飞.液力变矩器流场特性优化[D].长春：吉林大学,2008.

[3]王峰,闫清东,马越,王书灵.基于CFD技术的液力减速器性能预测研究[J].系统仿真学报,2007,19(6):1390-1393.

[4]Klaus Brun.Analysis of the Automotive Torque Converter Internal Flow Field [D].University of Virginia,1996.

[5]叶道星,王洋.离心泵叶轮内部湍流动能及耗散率分析[J].中国农村水利水电,2012,(4):84-88.

[6]PeiJi,Yuan Shou Qi.Numerical Analysis on Asymmetrical Distribution of Flow Field and Radial Force for a Centrifugal Pump[C].2009 International Conference on Energy and Environment Technology,2009.

[7]Sehyun Si,jae Ch,ahesh At.Numerical Investigation of the Pump Flow in an Automotive Torque Converter[J].SAE Paper,1999,(1):1056.