拉延筋对冲焊型液力变矩器内流特性影响规律研究

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

引言

液力变矩器是一种以液体为工作介质传递能量的复合型流体机械，并以其优良的工作特性被广泛应用于各类机械传动装置中。相比于铸造型液力变矩器，冲焊型液力变矩器的泵轮与涡轮采用钣金件冲压焊接而成，具有结构紧凑、生产效率高等优点，其工作轮叶片为三维等厚空间扭曲结构且通常在叶片中间流线处开设拉延筋。目前在工程应用方面拉延筋主要用于在复杂薄板零件的拉深成形过程中，用以提供拉延阻力以增加板料中的拉应力以避免板材出现起皱等缺陷[1-3]。

同济大学的陆忠东、吴光强等对液力变矩器的流固耦合作用进行了数值模拟[4]，对液力变矩器涡轮叶片结构的优化设计进行了验证。认为涡轮叶片中间弦线设计拉延筋可以加强叶片强度、改善叶片受力、减小变形、延长叶片使用寿命。吉林大学的谭越、马文星等提出了一种对带有拉延筋和折边的某冲焊型液力变矩器泵轮和涡轮的叶片成形进行精密控制的方法，制造出带有拉延筋和折边的叶片样件[5]。开设拉延筋后叶片结构发生变化，叶轮内部流道结构改变，导致流道内油液流动相比于未开设拉延筋叶片时发生改变，进而影响变矩器原始特性与叶片表面载荷分布，因此有必要研究拉延筋对变矩器内油液内流特性及叶片载荷的影响。

1　流体力学理论基础

流体连续性方程：

▽·υ=0

(1)

N-S方程：

▽p+ν▽2υ

(2)

式中，υ为流速，ρ为流体密度，t为时间，f为单位质量流体受到的质量力，ν为流体运动黏度，v▽2υ为单位体积流体受到的黏性力项，-▽p为单位体积流体压力项。

2　拉延筋结构形式和开设方式

冲焊型液力变矩器其泵轮与涡轮叶片为钣金冲压而成，为研究拉延筋的布筋形式对其内流特性和叶片载荷的影响，分别以单叶轮的叶片开设拉延筋、两叶轮同时开设拉延筋的两种情况分别进行流场分析计算。为明确区分不同拉延筋形式，需要在叶片表面建立用于区分拉延筋布筋形式的坐标系。如图 1所示以泵轮叶片表面为例，σPC为泵轮叶片凸面筋线上的法向向量，τ为筋线的切向单位向量，ν为垂直于σPC与τ的单位向量，同理σTC为涡轮叶片凸面筋线上法向向量。

图1　叶片表面拉延筋方向示意图

定义σPL为泵轮叶片上开设拉延筋的凸模方向，σTL为涡轮叶片上开设拉延筋的凸模方向。

结合已有逆向工程数据[6]，总结出泵轮与涡轮叶片拉延筋形状位置如图2所示。左侧为开设拉延筋叶片的横截面图，右侧为叶片与XOZ面旋转投影图，具体尺寸如表1所示。形式为圆形拉延筋，叶片钢板厚度为t=2 mm，L0为叶片中间流线长度。

图2　拉延筋的形式和尺寸

表1　拉延筋的形式与尺寸

建立叶轮叶片开设拉延筋的不同布筋情况如表2所示。其中向量σPL为泵轮上开设拉延筋凸模方向，向量σTL为涡轮上开设拉延筋凸模方向，向量σPC为泵轮叶片凸面方向，σTC为涡轮叶片凸面方向。

表2　叶片开设拉延筋不同布筋情况

叶片开设拉延筋的叶片模型如图 3所示。考虑拉延筋的开设位置及开设方向，共有9种不同的布筋情况，以无拉延筋的叶片为参照来分析拉延筋对变矩器内流特性和叶片表面载荷的影响。其中泵轮与涡轮叶片为冲压制造，导轮叶片为铸造成型，这里叶片开设拉延筋针对冲压制造的泵轮与涡轮叶片。

图3　叶轮开设拉延筋叶片模型

3　拉延筋对变矩器内流特性的影响

计算采用ANSYS-CFX模块进行流场计算与处理[7，8]，流体周期流道非结构网格划分[9，10]，并对叶片表面进行网格加密以满足湍流模型壁面函数的计算需要[11]，介质油液密度为860 kg/m3，采用SST湍流模型[12-14]，从起动工况速比i=0.0到耦合器工况i=0.8分别计算各个稳态速比工况点下变矩器的流场特性。单叶轮开设拉延筋不同筋型叶片原始特性如图4所示。

图4　单叶轮开设拉延筋不同筋型下各个工况的变矩比和效率

由图 4可知，单叶轮开设拉延筋对变矩器工作变矩比和效率的影响很小，但较无拉延筋A筋型情况变矩比和效率均成下降趋势。在起动工况时B筋型变矩比下降最高，较无拉延筋A型叶片下降达到2.41%。图5可见开设拉延筋对液力变矩器泵轮转矩系数影响较为明显，其中B筋型叶片较A筋型无拉延筋叶片在起动工况下泵轮转矩系数基本维持不变，在起动工况时泵轮转矩系数升高0.56%，在i=0.8近耦合器工况时下降2.70%。具有C、D、E筋型叶片的变矩器泵轮转矩系数均较A形叶片下降，其中C筋型在起动工况下降最高，达到4.26%。

图5　单叶轮开设拉延筋不同筋型下各个工况的泵轮转矩系数

由上述计算分析可知，单叶轮开设拉延筋时，B筋型即拉延筋凸模方向与泵轮叶片凸面法向一致时变矩器在低速比工况时泵轮转矩系数升高，其他筋型情况会造成泵轮转矩降低。

图6　双叶轮开设拉延筋不同筋型下各个工况的变矩比和效率

考虑泵轮与涡轮叶片同时开设拉延筋的情况，分析计算双轮开设拉延筋较无拉延筋叶片变矩器相比原始特性的变化。双叶轮开设拉延筋的流场计算设定与单叶轮开设拉延筋情况设定相同，计算结果如图6、图7所示。由计算结果可知，在双叶轮开设拉延筋F、G、H、I筋型时变矩比均有轻微下降，其中F筋型情况下降较为明显，变矩比下降4.12%。G筋型情况变矩比下降最小，下降0.98%。

图7　双叶轮开设拉延筋不同筋型下各个工况的泵轮转矩系数

双叶轮叶片开设拉延筋对变矩器泵轮转矩系数的影响较大，F筋型情况泵轮转矩系数有较大增加，在变矩器起动工况时较A筋型情况增加3.67%，H筋型情况的泵轮转矩系数增加幅度较小，达到1.19%。G、I筋型较A筋型相比泵轮转矩下降，分别下降3.15%和3.89%。F和H筋型情况中泵轮叶片拉延筋凸模方向与泵轮叶片凸面法向一致，这一计算结果与单叶轮开设拉延筋时B筋型计算结果趋势相同。

分析可知在双叶轮开设拉延筋的情况下，泵轮叶片拉延筋凸模方向与泵轮叶片凸面法向一致时，较无拉延筋情况相比会导致泵轮转矩系数上升，且涡轮叶片开设拉延筋当其凸模方向与涡轮叶片凸面法向一致时泵轮转矩系数增加幅度最大。

4　叶片拉延筋对叶片油液载荷影响

为更直观地表示拉延筋对冲压型变矩器叶片表面的载荷影响，取中间流面与变矩器叶片相交得到的封闭相交曲线即叶片表面中间流线如图8所示。用无因次量表示叶片表面中间流线位置，其中0为叶片入口，1为叶片出口[15，16]。

图8　叶片表面中间流线位置

由于变矩器在速比i=0.0时启动工况下转矩较大，所以主要讨论在起动工况下拉延筋对叶片载荷的影响。分析对比9种筋型条件下沿叶片表面中间流线分布的压力载荷。

如图9所示，单叶轮开设拉延筋泵轮叶片载荷幅值随着叶片中间流线位置的升高出现不均匀变化，其中D、E筋型情况叶片载荷与无拉延筋A筋型载荷范围基本重合，而B筋型叶片载荷较高，C筋型叶片载荷较A筋形相比有明显下降。同时分析得知涡轮叶片开设拉延筋凸模方向对泵轮叶片油液载荷影响较小。

图9　单叶轮开设拉延筋泵轮叶片中间流线压力载荷

涡轮叶片表面压力载荷分布如图10所示。B、C、E筋型情况与A筋型无拉延筋情况载荷范围基本重合，D筋型情况使叶片载荷高幅值区域较无拉延筋A情况相比向叶片入口方向移动，且在叶片入口处出现较大的载荷幅值波动。

图10　单叶轮开设拉延筋涡轮叶片中间流线压力载荷

由图11可以得到泵轮叶片在F、H筋型情况下叶片载荷升高， G、 I筋型情况下油液载荷与无拉延筋叶片A情况载荷幅值下降，分析趋势与单叶轮开设拉延筋的分析计算结果一致。

双叶轮开设拉延筋时涡轮叶片上的油液载荷变化比较明显，由图12所示F、I的载荷高幅值区域都向叶片入口处移动，且在入口处发生较大的载荷波动，计算结果与单叶轮开设拉延筋一致。

由以上分析计算可知，当液力变矩器叶片开设拉延筋时，拉延筋凸模方向与泵轮叶片凸面法向一致时，会导致叶片表面油液载荷升高；涡轮叶片开设拉延筋当其凸模方向与涡轮叶片凸面法向一致时，叶片载荷高幅值区域向叶片入口处移动，且在叶片入口处油液载荷幅值出现较大波动。

图11　双叶轮开设拉延筋泵轮叶片中间流线压力载荷

图12　双叶轮开设拉延筋涡轮叶片中间流线压力载荷

5　结论

(1) 冲焊型液力变矩器开设拉延筋会对变矩器的原始特性造成影响。其开设拉延筋的凸模方向的变化对变矩比和效率影响较小，与未开设拉延筋叶片情况相比较会导致变矩比和效率的轻微下降；在两叶轮均开设拉延筋的情况下，当拉延筋凸模方向与对应叶轮叶片凸面法向一致时，会导致泵轮转矩系数上升。

(2) 开设拉延筋会导致冲焊型液力变矩器在工作时油液在叶片表面作用的载荷发生变化。其中当泵轮拉延筋凸模方向与泵轮叶片凸面法向一致时，会导致泵轮叶片载荷上升，涡轮叶片开设拉延筋当其凸模方向与涡轮叶片凸面法向一致时，会导致叶片载荷幅值向叶片入口处移动，影响叶片表面载荷分布。

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