一种可调式液力变矩器的改型设计方法与流程

本发明属于液力变矩器技术领域，特别是涉及一种可调式液力变矩器的改型设计方法。

背景技术：

液力变矩器常用于工业领域中原动机与负载之间的转速或力矩匹配，是重要的可调节液力传动机构。国内外液力变矩器的型号很少，现有的型号往往不能适应应用场景的需求，比如高转速比液力变矩器在低负荷工况下效率急剧降低。这种情况下，可以采用现有的液力变矩器，通过调整其叶栅系统中各个叶片的进出口角度，将其高效区调整到所需要的转速比范围。

液力变矩器的角度优化效果可以通过三维流场计算来实现，从而减少试验次数和成本，这种以三维流场计算为手段的液力变矩器改型设计方法，对于进一步拓宽现有液力变矩器型谱的使用范围，设计出满足多种工业需求的液力变矩器产品有着重大的应用意义，也是将来液力变矩器改型设计发展的主要方向。

技术实现要素：

本发明目的是为了解决现有技术中的问题，提出了一种可调式液力变矩器的改型设计方法。

本发明是通过以下技术方案实现的，本发明提出一种可调式液力变矩器的改型设计方法，所述可调式液力变矩器采用B-T-D-T-D的双涡轮结构；具体包括以下步骤：

步骤1、获取双涡轮泵轮可调式液力变矩器的叶栅系统参数数据；

步骤2、根据参数数据对双涡轮泵轮可调式液力变矩器在预设转速比下进行数值模拟计算，从而得到预设转速比下的液力变矩器流道内的相对流线分布图；

步骤3、以流道内的相对流线分布图为依据，以液流进口无冲击损失、叶片中后部不产生脱流及流场无旋涡损失为目标，对叶片的进出口角度进行修改，从而得到优化后的叶栅系统参数数据。

进一步地，所述叶栅系统参数数据包括泵轮的叶片进口角和叶片出口角、一级涡轮的叶片进口角和叶片出口角、一级导轮的叶片进口角和叶片出口角、二级涡轮的叶片进口角和叶片出口角以及二级导轮的叶片进口角和叶片出口角。

进一步地，所述方法还包括对优化后的液力变矩器不同转速比下泵轮、一级涡轮、一级导轮、二级涡轮和二级导轮流场分析。

本发明的有益效果为：

本发明对双涡轮叶栅系统的叶片进出口角度进行优化；优化后，第一级涡轮进口角为100°，第一级导轮进口角120°，第一级导轮的出口角为160°，第二级涡轮的进口角为100°，第二级导轮的进口角为100°，第二级导轮的出口角为110°，此时液力变矩器的效率在转速比为0.45时由原来的72％提高到为88.75％。

附图说明

图1为双涡轮泵轮可调式液力变矩器结构示意图；

图2为双涡轮泵轮可调式液力变矩器优化前相对流线分布图；

图3为双涡轮泵轮可调式液力变矩器优化后相对流线分布图；

图4为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器泵轮压力示意图；

图5为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器泵轮相对流线图；

图6为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器一级涡轮压力示意图；

图7为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器一级涡轮相对流线图；

图8为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器一级导轮压力示意图；

图9为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器一级导轮相对流线图；

图10为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器二级涡轮压力示意图；

图11为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器二级涡轮相对流线图；

图12为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器二级导轮压力示意图；

图13为不同转速比下双涡轮泵轮可调式液力变矩器二级导轮相对流线图。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

结合图1，本发明提出一种可调式液力变矩器的改型设计方法，所述可调式液力变矩器采用B-T-D-T-D的双涡轮结构；原设计工况点转速比为0.95，该转速比下效率为87％，0.45转速比为非设计工况转速比，效率为72％。现采用本发明提出的方法，将其转速比为0.45工况下的效率进行提高，具体包括以下步骤：

步骤1、获取双涡轮泵轮可调式液力变矩器的叶栅系统参数数据；如表1所示，所述叶栅系统参数数据包括泵轮的叶片进口角和叶片出口角、一级涡轮的叶片进口角和叶片出口角、一级导轮的叶片进口角和叶片出口角、二级涡轮的叶片进口角和叶片出口角以及二级导轮的叶片进口角和叶片出口角。

表1 双涡轮泵轮可调式液力变矩器的叶栅系统

步骤2、根据参数数据对双涡轮泵轮可调式液力变矩器在预设转速比下进行数值模拟计算，从而得到预设转速比下的液力变矩器流道内的相对流线分布图；对双涡轮液力变矩器在转速比为0.45下进行数值模拟计算。所得到的流道内的相对流线分布图如图2所示。

步骤3、以流道内的相对流线分布图为依据，以液流进口无冲击损失、叶片中后部不产生脱流及流场无旋涡损失为目标，对叶片的进出口角度进行修改，从而得到优化后的叶栅系统参数数据。所述对叶片的进出口角度进行修改具体为：泵轮的叶片进出口角度保持不变，增大一级涡轮的叶片进口角度，一级涡轮的叶片出口角度保持不变，增大一级导轮的叶片进出口角度，增大二级涡轮的叶片进口角度，二级涡轮的叶片出口角度保持不变，减小二级导轮的叶片进出口角度。

从转速比为0.45的液力变矩器的流道内的相对流线分布图图2中可以看出：在泵轮入口处，液流方向与叶片骨线几乎没有夹角，进口攻角值很小，冲击损失较小，沿着叶片长度方向上，叶片的吸力面的速度增大，在叶片尾部，液流与吸力面发生少许分离，但并未形成明显旋涡，泵轮的水力效率较高。在涡轮流域，从泵轮流出的液体的相对速度方向与一级涡轮前端骨线有一定的夹角，液流冲向涡轮的工作面，攻角较大，为减少这部分的冲击损失，需要增大一级涡轮的进口角度。由于涡轮流道较短，流体的能量转换非常集中，叶片的中后部基本不发生分离现象，流动状况良好。在流过一级导轮时，由于叶栅系统特性发生了变化，液流进口方向偏离一级导轮骨线方向较多，有较大的冲击损失，特别的在导轮的一侧，由于两级导轮间流体流动不均匀，在流体流动较少的一侧产生很大的旋涡，降低了液力变矩器的效率，并且脱离了叶片后，两股液流汇合时，由于流速差异较大也产生了一个较小的旋涡，为此需要先增大一级导轮的进出口角。经过一级导轮后的流体流过二级涡轮时，液流方向冲向二级涡轮的背面，在涡轮叶片的中部区域，涡轮的工作面产生旋涡也降低了液力变矩器的效率，在涡轮的出口工作面和背面的液流相汇处并无明显旋涡出现，为此需要增大二级涡轮的进口角度。在二级导轮处来流液流的相对流线方向与叶片骨线有较小的夹角，需要略微减小叶片的进口角，在叶片的中部并未发生明显的流动分离现象，叶片的后端一侧流体有较小的分离现象，也需要减小叶片的出口角。经过上述反复修改后，最终优化后叶栅系统数据见表2，优化后液力变矩器相对流线分布图见图3所示，从图3中可以看到，经过反复多次优化后，液力变矩器的内部流场并无明显旋涡出现，仅仅在泵轮出口工作面处出现少许脱流，各个工作轮的进口冲角几乎为0，液力变矩器效率较高。

表2 优化后叶栅系统的角度数据

优化后液力变矩器不同转速比下流场分析

(1)泵轮流场分析

图4和图5为不同转速比工况下的泵轮流场压力云图和相对流线图，由于泵轮叶片的弯曲程度不大，沿着叶片长度方向上，流体压力逐渐增大，且在同一叶片长度上，工作面的压力要高于背面。在叶片的前端部分有一局部高压区，随着转速比iTB的提高，该区域逐渐由工作面移向背面。观察不同转速比下的流线图，随着转速比的提高，泵轮入口相对液流方向由冲向工作面再冲向背面，攻角由正攻角变为负攻角，在不同的转速比下叶片的中后部并未发生明显脱流，在叶片的工作面尾部上发生少许流动分离现象，但是随着转速比的提高，这一区域逐渐消失。

(2)一级涡轮流场分析

图6和图7为不同转速比工况下的一级涡轮流场压力云图及相对流线图，在低转速比下，相对液流方向冲向涡轮的工作面，并且在涡轮的前端叶片背面产生局部的高压与低压区，增大了叶片的进口冲击损失，大大影响了涡轮的做功能力，当达到最优转速比时，叶片压力分布均匀，流动较好，仅在叶片中部工作面有一较小的高压区，随着转速比的进一步增大，相对液流方向以较小的攻角冲向叶片的背面，但是这一过程并无明显的旋涡或者高压区出现，不同转速比下的涡轮出口均紧贴叶片壁面，未发生分离现象，工作面与背面两股液流汇合时也未产生旋涡。

(3)一级导轮流场分析

图8和图9为不同转速比工况下的一级导轮流场压力云图与相对流线图。在低转速比下，相对液流冲向叶轮的工作面，在叶片前缘部分，相对流线几乎垂直于叶片壁面，这导致在叶片背面产生了一个局部低压区，在工作面液流与叶片冲击处产生了较小的高压部分，但是在叶片中部，相对流线的方向与叶片骨线方向保持一致，流动较好。在额定转速比下，整个第一级导轮压力分布均匀。仅在叶片尾部来自工作面和背面的两股液流交汇时产生了较小的低压区。当转速比进一步增大时，相对液流方向冲向工作轮的背面，在叶片前缘的高压区也由工作面往背面移动，并且这一区域面积先减小再增大，代表着偏离额定工况点越远，叶片前端部分损失越大，在第一级导轮叶片中后缘部分的背面压力分布平均，损失较小。

(4)二级涡轮流场分析

图10和图11为不同转速比工况下的二级涡轮流场压力云图和相对流线图，经过一级导轮改变方向后的流体流过二级涡轮再次对外做功，与一级涡轮相似，随着转速比的增大，相对液流的方向由冲向工作面逐渐冲向背面，在低转速比下，由于较大的正攻角，在叶片的背面前缘产生低压区，在叶片的工作面前缘产生高压区，在额定转速比下，相对流线方向基本与叶片骨线重合，从相应的压力云图上也发现整个二级涡轮流域压力分布均匀，在高转速比下，二级涡轮的进口压力明显增加，涡轮背面和工作面压力分布均匀。但是从相应的相对流线图上看，由于相对液流方向冲向叶轮的背面，导致在涡轮的工作面靠近前缘和叶片中部的地方产生了明显的旋涡，使涡轮效率降低。随着转速比的增加，涡轮背面靠近壁面处的低压区从整个叶片长度逐渐缩短至叶片中后缘再消失不见。并且对应于不同的转速比工况，在涡轮尾缘出口处，工作面和背面两股液流交汇时，液流方向偏向背面，出口工作面液流方向有一明显折转。

(5)二级导轮流场分析

图12和图13为不同转速比工况下的二级导轮流场压力云图及相对流线图，二级导轮的作用是将二级涡轮做功后的流体以一定的角度送至泵轮入口，在低转速比下，相对液流冲向叶轮的背面，在工作面前端形成一个较小的低压区，在叶片出口两股液流交汇处形成高压区，当到达额定转速时，整个第二级导轮内部流场压力分布均匀，流动状态良好，无明显旋涡出现，但是在叶轮出口处高压区面积进一步增大。当转速比进一步增大时，相对液流冲向叶片的工作面，不仅在叶片前缘部分靠近工作面产生高压区，而且在叶片背面中后部形成了一个较大的脱流区，产生了旋涡，增加了水力损失。此时工作面的流速明显高于背面，在叶片尾缘两股液流交汇时液流方向相背面折转，损失进一步加大。

以上对本发明所提出的一种可调式液力变矩器的改型设计方法，进行了详细介绍，本文中应用了具体个例对本发明的原理及实施方式进行了阐述，以上实施例的说明只是用于帮助理解本发明的方法及其核心思想；同时，对于本领域的一般技术人员，依据本发明的思想，在具体实施方式及应用范围上均会有改变之处，综上所述，本说明书内容不应理解为对本发明的限制。