基于CFX的液力变矩器流场分析与试验研究①

陈心怡, 乔印虎, 张志强

(1.池州职业技术学院机电与汽车系,安徽 池州 247000;2.安徽科技学院机械工程学院,安徽 凤阳 233100;3.安徽工程大学机械工程学院,安徽 芜湖 241000)

0 引 言

液力变矩器由于其采用柔性连接可实现无级变速在车辆中得到广泛应用,其主要部件包括涡轮、泵轮、导轮、导轮轴及输出轴,其中的导轮起到单向离合作用能够改变油液流动方向,实现油液在变矩器中的循环流动。液力变矩器工作过程中,泵轮作为动力源驱动液压油流向涡轮部分,再经导轮实现回流。泵轮的高速旋转使油液产生较大离心力,同时受重力等因素影响,流体和固体之间产生复杂的相互作用。

由于流体力学计算的复杂性,现代工程计算多借助有限元软件建立其模型,通过流体学理论和有限元法实现求解。索雪峰[1]等基于欧拉方程和伯努利方程对叶片内部流场进行理论分析,在满足一定假设条件下进行仿真并进行了试验验证。刘树成[2]等针对车用液力变矩器工况发生变化时流场结构改变问题,建立了能够自动识别不同工作相位的仿真模型。同时数学分析的响应面法[3]也被引入到叶片优化设计中,进一步提高了变矩器的效率和变矩比。为进一步探究影响液力变矩器传递效率的因素,也有学者进行了瞬态数值模拟及试验验证[4]。在结构优化设计上,仿生设计技术具有广阔的前景,袁哲[5]等使用仿生技术实现了液力变矩器叶片结构优化,试验测试表明该方法能够减小其内部流动损失。刘庄[6]将非均匀有理B样条曲线引入液力变矩器设计,对液力变矩器恶化流动现象进行分析。王安麟[7]采用响应面和神经网络两种模型对液力变矩器进行优化设计,实现了性能提高。针对YJH295 型液力变矩器进行流场仿真分析,并试验验证了不同速比下的特性曲线,仿真结果与实验取得了良好的一致性。

1 基本方程及算法

1.1 基本方程

对液压油在液力变矩器中的流动状态分析,建立其有限元积分表达式,采用动量方程描述流体系统的动量变化,同时根据流体流动的基本物理特性建立连续性方程[8]:

动量方程:

连续性方程:

divV=0

式中:V为绝对速度矢量;F为体积力;P为压力;ρ为密度;v为运动粘度;Δ为哈密尔顿算子 ;Δ2为拉普拉斯算子。

变矩器工作时叶片处于高速旋转状态,在理论分析时选择合理的坐标系能够更加直观地描述其运动状态。以泵轮为例,在静止坐标系它处于高速旋转运动状态,对其外部流场的描述也看作是非定常流动。若坐标系建立在泵轮上,工作时泵轮与坐标系共同运动,此时泵轮可看作是静止的,外部流体的运动也看作是定常流动。考虑到流体微元在液力变矩器内的环形流道中流动,因此可建立柱坐标系描述其运动状态,经坐标变换得到的动量方程和连续性方程如式(1):

动量方程 :

(1)

连续性方程:

divW=0

式(1)中:W为相对速度矢量;ω为旋转速度;r为旋转半径。

在变矩器正常工作时,泵轮作为主动轮驱动流体粒子运动,流体粒子在离心力作用下与壁面发生碰撞导致流道内粒子运动速度、方向均发生变化。实际工作中流体在流道内呈紊流状态,因此选用雷诺方程描述流体运动状态。雷诺方程一般公式为[9](2):

(2)

考虑到叶片流道内存在紊流及液体流动基本性质,采用雷诺方程及连续性方程作为基本方程,结合其他约束关系共同构成微分方程组。同时需要选择合理求解模型确保计算收敛性,对于微分方程组的求解问题通常有零方程、一方程和二方程三种模型,现采用k-ε进行方程组求解。

1.2 求解算法

针对流场计算,采用工程中常用的Simple算法[11],其主要思想是对压力进行修正,将假设压力场数值代入动量方程求解得到速度场。利用速度场对压力值进行修正,计算得到速度场并检验收敛性,重复迭代。Ansys中提供了不同求解方法,仿真采用三对角矩阵法求解速度场,采用共轭梯度法求解压力场。

2 仿真分析

2.1 计算假设

由于液力变矩器实际工作过程中受到外部影响因素较多,难免造成流场仿真与实际工况存在一定差异,在仿真过程中做如下假设。

(1)假设油液为不可压缩液体,并且液力变矩器工作过程中油液密度和粘度保持不变,其中密度ρ=860kg/m3,动力黏度μ=0.0125Pa·s。

(2)假设油液温度保持恒定,不与外界产生热交换。

(3)假设泵轮、涡轮、导轮等结构部件不产生变形,忽略流固之间的相互耦合作用。

(4)各叶轮初叶栅区压力产生变化其他区域压力均为平衡状态。假设流道封闭,忽略油液在各叶轮流道中循环运动时的泄露。

(5)忽略重力对流体产生的影响。

2.2 仿真分析

将建立的三维模型抽取流道后进行网格划分。为保证计算速度,实现快速收敛,网格划分采用六面体单元网格。仿真中假设流道边界处流体与壁面间相对速度为0,将流道两侧表面状态设置为无滑移壁面。由于抽取的流道为单一流道,而在整个液力变矩器中泵轮、涡轮、导轮呈周期性,因此其边界条件按旋转周期条件设置。涡轮、泵轮、导轮生成流道的流速如图1所示。

图1 流速图

选取的流道由YJH295型液力变矩器内的外环、叶片和叶片工作面及非工作面组成。图1所示,导轮、泵轮以及涡轮内的流体速度并不呈连续性变化,因为三者都按照不同转速转动使得流体在流道内运动状态较为复杂。可以看出,流道速度由内向外呈升高趋势,其中前半段速度高于后半段,最大值出现在流道外侧非工作面与外环连接处。在泵轮流道中出口速度大于入口速度,因为泵轮作为主动轮对油液具有驱动作用。各叶轮流道内非工作面速度沿主流方向逐渐减小,流道前半段速度相对较大,后半段处速度基本不发生变化。同时,导轮工作面速度大于其他表面速度且比较均匀,工作面速度较大是由于导轮单向转动并承受来自涡轮的油液冲击,同时导轮出口处流体粒子由于泵轮运动,也会对导轮工作面速度产生影响。

泵轮、涡轮、导轮的各壁面的压力图是查看分析流动状态、流体内叶轮承受冲击的重要方式。各叶轮流道进出口压力如图2-图4所示。

图2a 泵轮进口压力分布

图2b泵轮出口压力分布

图3a 涡轮进口压力分布

图3b涡轮出口压力分布

图4a 导轮进口压力分布

图4b导轮出口压力分布

由图2a可以看出泵轮入口压力变化比较均匀,且在下侧压力最大。此现象是由于油液经导轮回流至泵轮入口时与泵轮处的高速流体粒子产生冲击。油液流动过程中由于离心力作用必然与壁面产生冲击,受冲击后返回,使非工作面处流动速度增大,而工作面处压力较大,流速降低。同时油液循环流动时的冲击作用使泵轮进口处压力变化较大,液体流动状态更加复杂。对比图3a、3b可以看出,涡轮出口处虽出现高压区,但占比非常小,总体看来出口处压力明显高于入口处压力,由于压力与速度呈反比关系,所以涡轮出口处的流速比进口处有所降低。对比图4a、4b可以看出,导轮出口压力总体高于入口压力,且导轮出口处压力变化较大,可能是由于导轮出口处流体运动状态受泵轮进口处影响。

图5 110KW试验台

3 试验对比

以YJH295 型液力变矩器为试验对象,按照GB/T7680-1987试验标准进行测试,试验采用工作油密度为密度ρ=860kg/m3,动力黏度μ=0.0125Pa·s,试验转速为2000r/min且波动范围控制在3r/min内。为研究静态载荷作用下的液力变矩器性能,试验过程中涡轮输出端始终保持平稳加减载荷,避免较大冲击。在图5所示试验平台上,按照速比从0～1分别测试11组数据,其中包含制动工况、耦合工况,记录对应速比下的输入输出转矩和扭矩。仿真及试验中变矩比、容量系数、功率对应数据如表1所示。

表1 试验数据对比

图6 误差曲线

从图6可以看出,速比小于0.6时试验数据与仿真数据基本一致,速比大于0.6时两者数据存在一定误差,但基本控制在5%左右。针对容量系数和效率曲线,速比0.7以内仿真数据均是准确的,大于0.7时误差也在7%以内。由于试验过程中受很多外部环境因素影响,可能造成一定误差,总体来看在0.7s速比以内仿真结果能够较好地反映液力变矩器内流场变化可以实现性能预测。

4 结 语

以YJH295型液力变矩器为研究对象,对其内部流场进行仿真分析,结果表明对泵轮、涡轮、导轮的进出口速度及压力分析能够真实反映液力变矩器内部流体运动状态,同时中低速比时静态特性仿真与试验结果基本保持一致,高速比时误差也在允许范围内,验证了仿真分析的准确性。在后续液力变矩器叶片优化设计中可将流场分析的结果作为参考。针对单个流道的分析可能存在不足,在后续研究中可以考虑建立整个液力变矩器流道模型进行分析。