一种汽车液力变矩器泵轮优化设计方法与流程

本发明涉及一种汽车液力变矩器性能优化方法，尤其是一种汽车液力变矩器泵轮优化设计方法。

背景技术：

液力变矩器是液力机械式自动变速器以及部分无级变速器中用于发动机与变速器之间传递动力的装置。装备有液力变矩器的车辆具有自适应性强，低速行驶通过性高与稳定性好等优点，并提高了汽车的乘坐舒适性以及车辆使用寿命。但是与机械传动相比，液力变矩器具有传动效率较低的缺点，因此有必要对液力变矩器的性能进行优化。目前轿车液力变矩器应用较多的为泵轮、涡轮和导轮三工作轮液力变矩器，泵轮为液力变矩器的主动件，通过焊接成一体的盖总成与飞轮连接，把机械能转化为液能，引导液体冲击涡轮叶片，使叶片转动而驱动涡轮，实现液能向机械能转化。因此，优化泵轮结构对提高液力变矩器的性能具有重要意义。

液力变矩器早期研制，是凭经验，采用多种模型及试验来筛选、改进，最后定型。随着技术的发展，理论的建立，要求应用计算方法来进行设计，并使做出的产品的试验性能与计算性能相一致。目前使用较多的为一元束流理论计算模型，它对液力变矩器内部流动特征做了如液流等效地集中于一条由叶片曲面确定的流线内流动等假定。而液力变矩器内流场属于复杂的三维流动，一些液流损失按固定流道方法计算与旋转流道内流动不相符，再加上参数众多，使得计算复杂困难。而且实际试验性能与计算性能差别很大，一般仅以计算作为初算，第一轮试制后再根据试验性能以一般理论为指导进行修改设计，需要几经修改才能最后定型。或者设计多种工作轮，通过试验来选配。研究的周期较长、工作量大、成本费用高。

技术实现要素：

为解决上述技术问题，本发明提出了一种汽车液力变矩器泵轮优化设计方法，具体步骤如下：

A.进行泵轮参数化设计，包括泵轮循环圆设计和泵轮叶片设计，根据泵轮叶片个数得到泵轮三维参数化模型，所述泵轮三维参数化模型包括：泵轮叶片外环进口角、泵轮叶片外环出口角、泵轮叶片外环二维设计曲线Conic参数、泵轮叶片外环二维设计曲线纵向偏移、泵轮叶片内环进口角、泵轮叶片内环出口角、泵轮叶片内环二维设计曲线Conic参数、泵轮叶片内环二维设计曲线纵向偏移、泵轮叶片偏转角、泵轮叶片数和泵轮叶片厚度；

B.对步骤A泵轮设计的参数进行简化处理，将泵轮三维参数化模型的参数简化至包括：泵轮叶片进口角、泵轮叶片出口角、泵轮叶片卷曲角、泵轮叶片偏转角、泵轮叶片数和泵轮叶片厚度；

C.对步骤B简化后的泵轮三维参数化模型进行DOE分析，确定三个对液力变矩器综合性能影响最大的设计参数；

D.对步骤C确定的三个设计参数进行CCD分析，得出获取最大失速变矩比的参数值组合和获取最大峰值效率时的参数组合；

E.对步骤D获取的最大失速变矩比的参数值组合和获取最大峰值效率时的参数组合，根据对液力变矩器评价指标不同的需求，设置不同的权重，根据最大期望值求出要求的参数最佳组合。不同权重值的评价指标期望值计算公式如下所示：

式中，d 为期望值，y1min,y2min分别为两个评价指标的期望最小值，为两个评价指标的期望值最大最小值的差值。

进一步的，在上述技术方案的基础上，所述步骤A中所述泵轮循环圆设计是：

根据汽车液力变矩器的性能要求和空间尺寸要求确定液力变矩器的有效直径及外环尺寸；

外环尺寸确定后再根据循环圆液流面积比可以确定中间流线和内环尺寸；

最后泵轮进出口半径确定后，完成泵轮循环圆的设计。

进一步的，在上述技术方案的基础上，所述步骤A中所述泵轮叶片设计是是基于保角变换原理进行，

对泵轮叶片建立二维设计曲线参数化模型，其中对参数化进行计算方程的辅助，计算模型如下：

其中α1，α1分别为进口角和出口角，fc 为Conic参数，方程1为二维设计曲线的一般方程，方程2-9 为设计方程的求解方程，需要注意的是P0 的坐标为（0,0），x2 为纵向偏移，y2 为对应的循环圆曲线长度。

进一步的，在上述技术方案的基础上，所述步骤D中，根据CCD分析结果进行性能预测评估，是根据CCD计算分析结果进行性能预测评估，应用了回归试验统计分析方法，评估方程如下：

式中，y1,y2 分别为失速变矩比和峰值效率，A1至J1和A2至J2 分别为评估方程的评估系数，可以通过ANOVA(方差分析)方法求得。

本发明的有点在于，本发明不仅能够缩短液力变矩器的研发周期，而且具有较高的精确度，大大降低了产品的研发和生产成本，对提高汽车液力变矩器的液力性能具有重要意义。

附图说明

图1是本发明所述方法的流程示意图；

图2是泵轮循环圆设计示意图；

图3A是保角变换原理示意图的轴面图与正视图；

图3B是保角变换原理示意图的设计平面视图；

图4是泵轮叶片二维设计曲线示意图；

图5A是泵轮叶片的设计流程示意图步骤1；

图5B是泵轮叶片的设计流程示意图步骤2；

图5C是泵轮叶片的设计流程示意图步骤3；

图5D是泵轮叶片的设计流程示意图步骤4；

图6是泵轮参数化设计模型图；

图7是泵轮参数化模型有效性仿真实验验证图；

图8是具有不同卷曲角的泵轮叶片对比图；

图9是CCD三元设计相应面设计示意图；

图10是优化前后液力变矩器性能仿真结果对比图。

附图标记说明

1-泵轮；2-涡轮；3-导论；4-内环；5-外环；6-中间流线；7-泵轮进口半径；8-泵轮出口半径；

41-进口角；42-出口角；43-Conic参数；44-泵轮旋转方向；

51-泵轮叶片内环；52-泵轮叶片外环；53-泵轮叶片厚度。

具体实施方式

下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的实例在附图中示出，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的原件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，旨在用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。

如图1所述本发明主要流程是：

A.进行泵轮参数化设计，包括泵轮循环圆设计和泵轮叶片设计，根据泵轮叶片个数得到泵轮三维参数化模型，所述泵轮三维参数化模型包括：泵轮叶片外环进口角、泵轮叶片外环出口角、泵轮叶片外环二维设计曲线Conic参数、泵轮叶片外环二维设计曲线纵向偏移、泵轮叶片内环进口角、泵轮叶片内环出口角、泵轮叶片内环二维设计曲线Conic参数、泵轮叶片内环二维设计曲线纵向偏移、泵轮叶片偏转角、泵轮叶片数和泵轮叶片厚度；

在步骤A中，首先如图2所示，是泵轮循环圆的设计。根据汽车液力变矩器的性能要求和空间尺寸要求确定液力变矩器的有效直径及外环尺寸；外环尺寸确定后再根据循环圆液流面积比可以确定中间流线和内环尺寸；最后泵轮进出口半径确定后，就可以完成泵轮循环圆的设计。

然后是泵轮叶片的设计。如图3所示，本发明泵轮叶片的设计是基于保角变换原理进行的。建立泵轮叶片参数化模型首先需要对二维设计曲线进行参数化，如图4所示。

需要说明的是本发明泵轮的参数化模型是在三维设计软件Creo中实现的。

图4设计曲线的参数化需要计算方程的辅助，计算模型如下：

其中α1，α1分别为进口角和出口角，fc 为Conic参数，方程1为二维设计曲线的一般方程，方程2-9 为设计方程的求解方程，需要注意的是P0 的坐标为（0,0），x2 为纵向偏移，y2 为对应的循环圆曲线长度。

泵轮的循环圆与二维设计曲线确定后便可以分别求得叶片的内外环三维设计曲线，由于汽车液力变矩器的泵轮叶片多为直叶片，再由叶片偏转角便可以直接确定叶片设计曲面，加厚处理后可以求得泵轮叶片参数化三维模型，具体流程如图5A至D所示。

泵轮循环圆和叶片三维参数化模型确定后，根据泵轮叶片个数就可以确定泵轮的三维参数化模型，如图6所示。

为了验证参数化模型的有效性，以某款液力变矩器为例进行了仿真计算，流场计算软件为SRAR-CCM+，计算结果与试验数据进行了对比，对比结果如图7所示。

由图7可以看出，仿真与实验数据误差在5%以内，足以验证参数化模型的有效性。在低速比时偏差较大的原因是计算过高估计了液流冲击损失，不影响结果的验证。

泵轮参数化模型设计过程中涉及到的设计参数总结如表1所示，这里假定泵轮循环圆已经确定，泵轮叶片外环进口角、泵轮叶片外环出口角、泵轮叶片外环二维设计曲线Conic参数、泵轮叶片外环二维设计曲线纵向偏移、泵轮叶片内环进口角、泵轮叶片内环出口角、泵轮叶片内环二维设计曲线Conic参数、泵轮叶片内环二维设计曲线纵向偏移、泵轮叶片偏转角、泵轮叶片数和泵轮叶片厚度，共11个设计参数。

为了减小DOE分析的复杂度，需要对泵轮设计参数进一步处理。

B.对步骤A泵轮设计的参数进行简化处理，

液力变矩器的一个重要设计参数为叶片卷曲角，如图8所示，具有不同卷曲角的泵轮叶片对比。泵轮叶片卷曲角可以由以上设计参数中的叶片进口角，叶片出口角和叶片二维设计曲线的Conic参数确定（循环圆已经确定条件下）。此外，泵轮叶片内环的进出口角度可以用叶片进出口角（中间流线上对应的角度）来表示。因此泵轮11个设计参数可以简化为6个设计参数，包括：泵轮叶片进口角、泵轮叶片出口角、泵轮叶片卷曲角、泵轮叶片偏转角、泵轮叶片数和泵轮叶片厚度。

C.对步骤B简化后的泵轮三维参数化模型进行DOE分析，确定三个对液力变矩器综合性能影响最大的设计参数；

DOE（实验设计）分析能够在不影响仿真结果得出科学结论的前提下最大限度的减少仿真计算的次数，缩短仿真计算周期。

下面进行DOE设计，选择6因素5水平设计L25(56),共需要计算25个算例。正交试验表如表1所示。

液力变矩器众多评价指标中，一般用失速变矩比来表征动力性，用峰值效率来表征经济性。因此取失速变矩比和最高效率作为评价指标，对仿真结果进行数据分析。

对各设计参数进行评价指标极差分析和贡献度分析，可以求出不同设计参数对评价指标的影响程度大小。通过仿真计算及DOE分析，可以最终确定三个对液力变矩器综合性能影响最大的设计参数,分别用A1、A2和A3表示。

D.对步骤C确定的三个设计参数进行CCD分析，得出获取最大失速变矩比的参数值组合和获取最大峰值效率时的参数组合；

对已经确定的三个设计参数A1、A2和A3进行CCD分析，CCD设计属于响应面设计的一种，响应面设计的试验方案即可以采用实际水平表达又可以采用编码表达。编码表达中，每个因子均采用-α、 -1、0、1、α 5个水平编码，只含编码-1、1的设计点称作析因设计点，只含编码0的设计点称作中心点，只含编码-α、0或α、0的设计点称作主轴点或α设计点。三元设计响应设计的3种设计点可用三维直角坐标系中的点表示，如图9所示。

本发明应用的CCD设计方案如表2所示。

根据CCD计算分析结果进行性能预测评估，应用了回归试验统计分析方法，评估方程如下：

式中，y1,y2 分别为失速变矩比和峰值效率，A1-J1和A2-J2 分别为评估方程的评估系数，可以通过ANOVA(方差分析)方法求得。基于评估方程，首先可以进行各参数间的响应面分析，从而能够了解到各个设计参数对评价指标的影响趋势，为设计优化的方向提供初步的指导。

E.对步骤D获取的最大失速变矩比的参数值组合和获取最大峰值效率时的参数组合，根据对液力变矩器评价指标不同的需求，设置不同的权重，根据最大期望值求出要求的参数最佳组合。不同权重值的评价指标期望值计算公式如下所示：

式中，d 为期望值，y1min,y2min分别为两个评价指标的期望最小值，为两个评价指标的期望值最大最小值的差值。

本发明对示例液力变矩器进行了优化，并将两评价指标的权重均设置为1，最终求得一组最优设计参数。然后输入最优设计参数值，自动更新参数化模型，对优化后的模型进行仿真计算，计算结果显示，与初始模型相比，优化后的液力变矩器失速变矩比和峰值效率分别提高了1.62%和1.1%。图10为优化前后的液力变矩器性能仿真结果对比，可以看出优化后各性能均有所提高。