间距 Wr = 100 μ m。
[0031] 在实际的液流流动过程中，液力变矩器导轮叶片的压力面出口区域容易产生非周 期性的流动分离，尤其是在压力面的尾部区域（出口区域），液流通常具有较高的湍流度， 叶片近壁面的液流速度相对较大，导致壁面摩擦阻力和速度梯度也会相应变大，能量损失 较为严重，因此本发明在其压力面出口区域设置了仿生乳突结构，此时的仿生叶片表面为 超疏水表面，能够减小壁面摩擦阻力，改善流动状态。
[0032] 本发明着眼于液力变矩器与流体介质之间的相互作用力学与运动学关系，采用现 代仿生学原理、仿生耦合理论，将鱼类形体仿生、U型仿生沟槽、非光滑表面、疏水表面四种 因素融入到双涡轮液力变矩器的设计中，通过改善内部的流动状态，减少黏性应力和部分 区域的压差阻力，在排除进出口角度、中间流线半径、叶片数目等参数对于变矩器性能影响 的情况下，通过改变叶片的环量分配函数以及在叶轮叶片表面部分区域加工凹坑、沟槽、乳 突仿生结构提升了液力变矩器性能，达到了节能增效的目的，起到了很好的减阻效果。
【附图说明】
[0033] 下面结合附图和【具体实施方式】对本发明作进一步详细说明。
[0034] 图1是双涡轮液力变矩器结构示意图。
[0035] 图2是叶片测量参数示意图。
[0036] 图3a、图3b分别为现有技术第二涡轮的叶片示意图和本发明的第二涡轮叶片示 意图。图3c、图3d、图3e是原始常规变矩器与本发明中第二涡轮采用仿生叶片时的启动扭 矩、效率、容量系数对比图。
[0037] 图4a、图4b分别为现有技术第一涡轮的叶片示意图和本发明的第一涡轮叶片示 意图。图4c、图4d、图4e是原始常规变矩器与本发明中第一涡轮采用仿生叶片时的启动扭 矩、效率、容量系数对比图。
[0038] 图5a、图5b分别为现有技术栗轮的叶片示意图和本发明的栗轮叶片示意图。图 5c、图5d、图5e是原始常规变矩器与本发明中栗轮采用仿生叶片时的启动扭矩、效率、容量 系数对比图。
[0039] 图6a、图6b分别为现有技术导轮的叶片示意图和本发明的导轮叶片示意图。图 6c、图6d、图6e是原始常规变矩器与本发明中导轮采用仿生叶片时的启动扭矩、效率、容量 系数对比图。
[0040] 图7是U型仿生沟槽微观示意图。
[0041] 图8是具有U型仿生沟槽的导轮叶片示意图。
[0042] 图9a、图9b分别是栗轮外环、栗轮内环放大图。
[0043] 图l〇a、图IOb分别是凹坑矩阵部分的剖视图和俯视图。
[0044] 图11a、图11b、图11c、图Ild分别是凹坑矩阵的矩形排列、等差排列、菱形排列和 随机排列方式示意图。
[0045] 图12是凹坑矩阵的四种排列方式下的减阻效果示意图。
[0046] 图13具有乳突仿生结构的导轮叶片结构示意图。
[0047] 图14a、图14b是乳突单元体示意图、乳突仿生结构局部放大图。
[0048] 图15是本发明具有多生物仿生特征的双涡轮液力变矩器与原始常规双涡轮液力 变矩器的启动转矩对比。
[0049] 图16是本发明具有多生物仿生特征的双涡轮液力变矩器与原始常规双涡轮液力 变矩器的效率对比。
[0050] 图17是本发明具有多生物仿生特征的双涡轮液力变矩器与原始常规双涡轮液力 变矩器的容量系数对比。
【具体实施方式】：
[0051] 如图1所示，YJSW335双涡轮液力变矩器包括栗轮1，栗轮外环11，栗轮内环12,第 一涡轮2,导轮3,第二涡轮4。
[0052] 双涡轮液力变矩器中各组成部分的叶片测量参数如图2所示，包括截面的弦长、 厚度、最大弯度、进口角、出口角等。
[0053] 1.仿生叶片
[0054] I. 1第二涡轮仿生叶片，
[0055] 本发明在不改变第二涡轮叶片其他结构参数基础上采用仿生技术改变其环量分 配函数，环量分配函数多项式为：y = ax2+bx+c。其中X为中弧线上各等分点的横坐标，y为 相应的环量分配值。参数a，b，c的取值范围如下： -0.8972 <?<-0.4629
[0056] -0.4886 <*<-0.1032 0.4709 <c< 1.5079
[0057] 运用ISIGHT优化软件对参数a，b，c进行优化，结合得到的参数a，b，c的取值范 围，以变矩器效率为目标函数，选择拉丁超立方方法选取样本点，应用径向基函数方法构建 代理模型，选择非支配排序遗传算法进行优化。优化结果如表1所示。
[0058] 表 1
[0061] 其中，当a = -0. 7374, b = -0. 2919, c = I. 0108时，仿生叶片的性能最优。此时 的环量分配函数如下：
[0062] y = -0· 7374x2 - 0· 2919X+1. 0108
[0063] 第二涡轮仿生叶片前缘的入口角度为43°，叶片后缘的出口角度为135.5°，叶 片整体的高度（最大弯度）为43. 67mm，从进口到出口的轴向长度（弦长）为106. 83mm，叶 片形状对比如图3a、3b所示。
[0064] 将仿生第二涡轮叶片与常规栗轮和导轮及第一涡轮搭配组合成液力变矩器，其扭 矩比、效率、栗轮容量系数对比情况如图3c、图3d、图3e所示（图中横坐标为传动比）。在 启动扭矩比上，第二涡轮采用仿生叶片后液力变矩器启动扭矩4. 35,采用常规叶片的启动 扭矩为4. 27。第二涡轮采用仿生叶片最高效率值为84.95% ;，采用常规叶片的最高效率 值为83. 16% ;栗轮容量系数CF的对比显示第二涡轮采用仿生叶片后液力变矩器的栗轮容 量系数大于常规仿生叶片值；仿生型液力变矩器性能优于原始液力变矩器。
[0065] 1. 2第一涡轮仿生叶片
[0066] 本发明在不改变第一涡轮叶片其他结构参数的基础上改变其环量分配函数，环量 分配函数的多项式为：y = ax4+bx3+cx2+dx+e，其中X为中弧线上各等分点的横坐标，y为相 应的环量分配值。参数a，b，c，d，e的取值范围为如下： 3.0619 <? <6.0894 -6.0787 <.6 <-3.8151 [0067] <-0.406 <('<0.0147 -O.lS14<i/<0.4725 0.5*)72< c'S 1.5149
[0068] 运用ISIGHT优化软件对参数a，b，c，d，e进行优化，结合得到的参数a，b，c，d，e 的取值范围，以变矩器效率为目标函数，选择拉丁超立方方法选取样本点，应用径向基函数 方法构建代理模型，选择非支配排序遗传算法进行优化。优化结果如表2所示。
[0069] 表 2
[0070]
[0072] 其中，当 a = 4. 1141，b = -5· 08, c = -0· 1494, d = 0· 1369, e = 0· 9918 时，变矩 器的效率最高，仿生叶片的性能最优，此时的环量分配函数如下：
[0073] y = 4. 1141x4-5. 08x3-〇. 1494x2+0. 1369x+0. 9918
[0074] 第一涡轮仿生叶片前缘的入口角度为118. 5°，内切圆半径为5. 11mm，叶片后缘 的出口角度为152°，其内切圆半径为0.32mm，长度为3. 6~4mm左右，叶片整体的高度（最 大弯度）为22.29_，从进口到出口的轴向长度（弦长）为31.03_。
[0075] 将仿生第一涡轮叶片与原始栗轮和导轮及第二涡轮搭配组合成液力变矩器，其扭 矩比、效率、栗轮容量系数对比情况如图4c、图4d、图4e所