推土机液力变矩器数值分析及改进

（山推工程机械股份有限公司，山东 济宁 272073）

液力变矩器是主要由泵轮、导轮和涡轮组成的传动部件，以变矩器油等流体为能量传递介质，将机械能和流体动能之间相互转化来传递动力。变矩器的叶轮是由空间扭曲叶片构成的，流体在叶轮流道内呈空间三维流动且复杂多变。随工作状态的变化，变矩器各个叶轮之间紊流流体相互耦合。由于流体的黏度特性，会引起二次流、脱流和旋涡等现象。这些因素都会使得研究变矩器性能变得复杂，无法准确地对其进行性能预测和改进。

随着计算机技术的不断进步，计算流体动力学（CFD）得到了长足的发展。它使用离散的数值计算方法和模拟实验的方法进行研究、根据仿真结果进行优化和验证，是比较有效且经济合理的途径。本文对推土机变矩器进行CFD 流场仿真研究获取相关性能参数，并以此为基础进行叶轮优化，再进行数值仿真性能预测和试验测试对比验证。

1 CFD建模及计算

CFD 数值模拟计算是一种很有效的研究变矩器叶轮内部流场和性能预测的研究手段。数值模拟可以对变矩器内部复杂的三维空间流动进行试验，为改进设计以提供了有效快捷的工具。数值模拟与实验研究相结合，提高了变矩器尤其是变矩器叶轮改进的设计质量、缩短研发周期。基于流体的质量守恒定律、动量守恒定律和能量守恒定律为基础，采用有限体积法（FVM）离散方法和雷诺平均法中的两方程k-ε模型紊流模型，对由液力变矩器的泵轮、涡轮和导轮组成的流道内的三维流场进行仿真计算，建模分析计算流程如图1。

图1 建模分析计算流程

以160hp 推土机的YJ380 系列变矩器为研究对象，在三维软件Creo 中进行3 个叶轮的全流道三维建模。建模过程中的对物理模型进行简化，忽略前后腔与密封环的间隙，模型如图2。

使用IECM 对液力变矩器的整个流道模型进行网格划分，并设定其边界条件，最后导出液力变矩器全流道网格模型，如图3 所示。

图2 液力变矩器的几何模型图

图3 全流道网格总装配图

将设置好的网格模型导入到CFD 软件FLUENT 之后，设置计算模型求解器等项目参数。计算中采用三维瞬态流动模型，3D Time 选择Unsteady；对于求解器solver 选择Pressure Based Implicit 即基于压力的非耦合隐式结构；Viscous Model 选择两方程模型k-ε紊流模型。Grid Interface 选项中设定泵轮出口面与涡轮入口面对接、涡轮出口面与导轮入口面对接、导轮出口面和泵轮入口面对接。为保证泵轮、涡轮、导轮三者接触面（Interface 面）相互接触并能有效模拟，一般情况下应设置计算模型之间的接触面面积相同。迭代过程中须注意随时按情况改变亚松弛因子以方便加快收敛，其他设置按默认状态。

2 仿真计算和分析中的前提条件

油液介质在液力变矩器内部的流动十分复杂，有许多因素影响其流动。在流体计算中要忽略次要因素，研究主要因素，进行简化模型。在CFD 软件计算中一般做如下处理再进行计算。

1）计算模型中的流体假设为不可压缩流体。

2）忽略温度场和重力场对流体仿真的影响，仅研究流体的速度场和压力场分布。

3）本文所研究的液力变矩器将所有构件认为是绝对刚体。

4）计算中忽略不计变矩器叶轮之间的流体泄漏量。

5）每个流道的流动规律为轴对称分布。

6）流动的连续性。流体从上一个叶轮的流道流出后完全等量地流入下一个叶轮的流道内，即叶轮间的Interface 界面处流体流动的连续性。

7）忽略流体与壁面的圆盘摩擦损失等损耗，以半理想状态流体进行仿真。

3 流场分析

液力变矩器在工作中是一个动态变化的过程。涡轮输出轴受载荷的变化而变化，其转速也会随之自适应变化，整个变矩器内部流场是一个系统，泵轮的工作状态也在变化。变矩器各性能参数与涡轮转速之间的函数关系即为液力变矩器的外特性。一般情况下多采用泵轮、涡轮转速比i作为横轴绘制出变矩器外特性曲线。

为了更深入了解液力变矩器的工作原理和流场分布，以及研究内部流场的典型分布特性及其产生机理。这里选取转速比i=0.78 的工况点，来研究分析变矩器的内部流场特性及性能参数。本文仿真中泵轮的转速设置为恒定值2 000r/min，在此基础上设置不同的涡轮转速，计算多个转速比的流场模型。通过对变矩器叶轮内流场参数的分布细致分析可以大致掌握液力变矩器内流体流动的状态，并能进一步的对液力变矩器叶轮叶片优化做出指导。

分析数值模拟仿真结果得到的泵轮内部流道的压力和速度分布场，可以得出泵轮出口压力大于进口压力，显然这是由于泵轮的叶片对流道内流体做了功，提高了流体的能量，流体在流道压力值逐渐升高。泵轮的叶片工作面的压力值是大于叶片背面，是因为叶片工作面为压力面、做功面，而叶片背面为吸力面、负压面，这与泵轮内部流场规律的基本理论是一致的。叶片工作面速度却小于叶片背面的速度，这是流体的环形速度（与泵轮旋转方向相反，也称为轴向漩涡速度）与流体相对速度（流道贯穿流动引起）叠加引起的，压力面附近流体速度为流道内流体相对速度减去环形速度，背压面附近流体速度为相对速度加上环形速度。可总结为泵轮内部的流动规律：压力大的区域速度较低，压力小的区域速度较大。

在转速比i=0.78 时，泵轮流道内压力场梯度、速度标量场的分布比较均匀，只有泵轮入口的极小局部区域，流体的压力和速度存在剧烈的变化。泵轮流道入口叶片工作面处局部压力场梯度突变大，而其叶片背面处局部压力场出现负压区域，泵轮叶片背面流体流动中产生一定的脱离，主要是由于压力梯度大及旋转速度导致的。

涡轮流道进口端面到出口端面的速度标量场变化较为均匀没有突变。从涡轮流道的压力梯度场可以得出：压力梯度在流道内呈均匀过渡的带状分布，也没有出现脱流和二次流动等影响流动效率的现象。流体流动稳定，速度场分布的比较均匀，涡轮的进口比出口速度大。随着流体对叶轮的做功速度均匀的减少，速度梯度分布趋势和压力分布趋势基本一致。

通过数值模拟仿真及分析，可以发现流道内的流体流动情况和定性分析的情况基本一致，这也保证了改型设计可以使用CFD 仿真结果作为改进优化的依据。根据全流道流场瞬态仿真结果和相关测试数据和资料，为提升变矩器的效率η和优化变矩器系数K，确定出导轮出口液流最优角，并以此进行其他叶轮改型设计。

4 改进优化及性能试验

根据全流道流场瞬态仿真结果和相关测试数据和资料，为提升变矩器的效率η和优化变矩器系数K，确定出导轮叶片出口最优角，并以此为基础进行其他叶轮改型设计。经过优化计算，导轮叶片出口角βD2为135°为最优角，变矩系数的优化区间为K∈[2.23，2.28]。在较为理想的工作条件下，经过综合分析选取效率最大时变矩器各工作轮的角度数值。经过多次计算可以得到优化设计的部分结果如下。

变矩系数的优化区间K=2.27

泵轮叶片进口角βB1=46.67°

泵轮叶片出口角βB2=79.35°

涡轮轮叶片进口角βT1=129.23°

涡轮轮叶片出口角βT2=15.13°

导轮叶片进口角βD1=108.22°

导轮叶片出口角βD2=135°

为了进一步验证优化方案的性能，对优化后的叶轮进行建模再进行CFD 内流场仿真及性能预测和试验测试。被测试对象为优化后的YJ380 液力变矩器，其循环圆直径为380mm。试验中对动力均采用恒转速，保持泵轮输入转速为1 500r/min，加载装置设置多个转速进行测试，最后将测试结果通过系数法换算到泵轮转速为2 000r/min 时的状态对应值。

根据模拟出的数据结果再由公式（1）计算得出相关的性能参数，并以此绘制出性能曲线。其中，横轴为变矩器传动比i从0 变化至1，纵轴为叶轮扭矩、效率η。液力变矩器外特性曲线，如图4 所示。

图4 液力变矩器的外特性曲线图

液力变矩器全流道的几何模型数值仿真得出的泵轮力矩特性数值与实测值基本吻合相差不大，尤其是效率曲线变化趋势基本吻合；而涡轮的数据相对于前两者相差较为明显。这是由于在三维建模和数值模拟中忽略了一些细节和外界条件的干扰，进而使流体处于较为理想的状态以便计算较为容易收敛；泵轮的转速是一定的，受外界影响相对小一些，而涡轮受负载和其他条件的影响较大。

对比实测数据与模拟数据以及外特性曲线图，可以看出优化后的变矩器具有良好的效率性能表现，实测和仿真的变矩器最高效率分别达到82%和85%，两者相差很小，说明数值性能预测是有效的。同样，优化后的变矩器的效率高效区在速比0.5 ＜i＜0.86 之间，工作区域范围更宽有更好的适用性。优化后的变矩器YJ380 装机后性能符合主机要求，性能表现更佳。

5 结论

采用了三维瞬态流动的数值模拟仿真得出的液力变矩器内部流场分布和性能预测结果与实测参数是基本一致的，可以认为数值模拟是可信的，能够较好地反映变矩器叶轮内部流体流动状况，具有良好的参考价值和有效性。根据仿真试验结果并进行叶轮优化，将CFD 软件FLUENT 计算来代替液力变矩器的部分样机试验工作，具有较高的准确性和可靠性，为液力变矩器的设计、改进提供了一种便捷的方法，对于降低成本、缩短研发周期、提高研发效率具有实际意义。