擾流柱對車用液力緩速器空損抑制效應分析

魏 巍，穆洪斌，閆清東

(1.車輛傳動國家重點實驗室(北京理工大學)，100081北京;2.北京理工大學機械與車輛學院，100081北京)

液力緩速器是重型載貨車輛機械主制動器有效的輔助制動裝置.液力緩速制動時，充油機構向工作腔內充入油液，油液在緩速器動輪的牽引作用下做循環流動，通過沖擊定輪葉片，將車輛動能轉化為油液內能，由此降低車輛行車速度，達到減速制動的目的［1-2］，其主要結構與工作原理如圖1所示.當液力緩速器處于非制動工況，即空轉狀態時，緩速器工作腔內存有的空氣也會產生制動力矩，從而產生空轉功率損失(簡稱空損)，并且液力緩速器的制動力矩與其轉速平方成正比，即動輪轉速越高，所產生的制動效果越明顯［3］.該制動作用降低了車輛正常行駛的功率利用率，因此應盡量抑制這種效應.目前，國內學者對液力緩速器空轉損失的分析與抑制開展了研究.華南農業大學的黃俊剛［4］運用 CFD技術對緩速器空轉損耗進行全流道仿真計算，并驗證了計算方法的可靠性.武漢理工大學的過學迅［5］與北方車輛研究所的吳超［6］設計了閥片機構以降低緩速器空轉功率損失，并利用試驗結果對空損降低效果進行了驗證.

本文針對某型車用液力緩速器，利用結構與原理較為簡單的擾流柱作為空損抑制裝置.基于三維流場仿真技術，對緩速器空轉工況下的空損開展數值計算.通過對比安裝擾流柱與未安裝擾流柱兩種情況下的空轉損失與流場分布，開展擾流柱對液力緩速器空損抑制效應的分析研究.

1 幾何模型

某車用液力緩速器動輪與定輪結構如圖1所示，其葉柵主要結構參數如圖1(a)所示.擾流柱安裝在定輪靠近外環(定輪入口)處，其分布狀態如圖1(b)所示.可見，定輪上共分布有15個擾流柱，其中13個擾流柱間隔2個葉片分布，其余2個間隔3個葉片分布.

圖1 某液力緩速器結構與工作原理

擾流柱機構主要由擋片與腔體兩部分構成，其結構如圖2所示.擋片頂端為圓臺結構，其頂部直徑d為13 mm.圓臺頂面靠近定輪入口迎向來流方向，即近似與相鄰葉片工作面垂直，其中心軸線分布于相鄰兩葉片中間，以避免擋片與葉片干涉.擾流柱內部腔體中裝有彈簧，擋片可在外力作用下克服彈簧力做自由伸縮運動，最大行程s為18.5 mm.由胡克定律可獲取其受力平衡方程為

式中:F0為彈簧預緊力，N;k為彈簧剛度，N/mm;x為擾流柱擋片位移(最大位移為s)，mm;A為擋片頂部面積，mm2;p為擋片頂部所受壓強，Pa.擾流柱擋片直接推動彈簧做直線運動，相比于文獻［4-5］介紹的閥片機構，擾流柱的可靠性更高;另外，由圖2可見，擾流柱的安裝與拆卸均在輪腔外進行，無須將動輪與定輪拆解開，更換過程比較方便.

當液力緩速器處于空轉工況時，空氣對擾流柱擋片沖擊壓力較小，不能使其克服彈簧力而進入擾流柱腔體內，如圖2(a)所示.伸出的擋片可以起到阻礙空氣循環流動的作用，此時擾流柱處于起效狀態;而當緩速器處于充油工況時，循環流動的油液會沖擊擾流柱擋片，使其克服彈簧力而被壓入擾流柱腔體內，如圖2(b)所示，此時擾流柱不會對制動油液的循環流動產生影響，處于未起效狀態.綜上，擾流柱正常工作時應滿足以下條件:

式中:fm為使擋片移動時所需克服的摩擦力，N;py為未起效最小油壓，即充液工況下油液壓力最小為py時，擾流柱擋片就應完全被壓入腔體內，Pa;pk為起效最大空壓，即空轉工況下空氣壓力最大為pk時，擾流柱擋片仍然可以完全伸出腔體，Pa.其中，py與pk的取值可依據使用要求設定.

圖2 不同工況下擾流柱結構圖

擾流柱擋片在不與葉柵結構干涉的前提下，擋片頂部迎風面積越大，越靠近定輪入口處，其空損抑制效果越好.由于擾流柱工作時，擋片結構可能繞軸線轉動，因此擋片頂部結構最大尺寸應小于兩側葉片間法向距離，另外考慮到擾流柱從定輪外部安裝，則擋片結構的最大尺寸不應大于安裝孔螺紋通徑，而安裝孔螺紋通徑亦受到定輪葉柵結構限制，也不能過大，因此最優的擋片頂部形狀宜為圓形，以避免干涉，并方便擋片的加工與安裝.

通過前文分析可知，定輪上安裝的擾流柱并不完全均布，若要準確分析擾流柱對空損抑制效應的影響，宜采用全流道仿真研究，但這勢必會增加計算規模與計算成本，并且復雜的幾何模型會影響網格劃分質量，計算精度亦難以保證.由表1可知，緩速器定輪葉片為34個，假設擾流柱在定輪上間隔兩個葉片均布，則擾流柱數目應為17個，而由圖1可見，擾流柱總數為15個，其中大部分擾流柱為間隔2個葉片布置.本文為提高計算效率，假設擾流柱在定輪上間隔2個葉片均勻分布(簡稱間隔均布)，則安裝擾流柱的周期流道(如圖3(a));另外為衡量擾流柱對空損的抑制效果，取未安裝擾流柱的周期流道(如圖3(b))進行對比研究.

表1 葉柵結構參數

圖3 周期流道結構圖

在網格劃分環節中，對于安裝擾流柱的定輪流道，采用幾何適應性強的四面體非結構網格［7］，而對于流道結構相對簡單的動輪則采用更利于計算的六面體O型結構網格，并對動、定輪之間的流動交互面區域與擾流柱區域進行局部網格加密處理［8］，整套網格總數約為 380 000，如圖4(a);而對于未安裝擾流柱的流道模型，由于其動輪與定輪流道結構較為簡單，因此統一采用六面體O型結構網格，整套網格總數約為67 000，如圖4(b)所示，以上兩套網格質量均高于0.45.

圖4 周期流道網格模型

2 數值計算方法

液力緩速器空損數值求解方法與全充油工況下的緩速器制動性能計算方法相似，空氣在緩速器動輪的帶動下做渦旋運動，加之工作腔內部葉片繞流的影響，構成了復雜的三維湍流流場.不同之處在于空氣流動過程中產生的壓力梯度會引起其密度的顯著變化，即空氣的壓縮效應不可忽略.

本文忽略了工作過程中工作介質的溫度變化以及溫差造成的能量耗散，且不考慮流體與葉輪間的流固耦合作用引起的流道變形.流動的流體會受到質量守恒方程和動量守恒方程的約束［9-11］，對于可壓縮的空氣，其質量守恒微分方程如下:

動量守恒方程即Navier-Stokes方程可表示為

式(1)、(2)為質量守恒方程與動量守恒方程的張量表示形式.其中，下標i，j為張量表示中的輪換指標，取值范圍為 1，2，3，u為流速，ρ為密度，p為壓強，μ為動力黏度，Si為動量方程的廣義源項.

為有效獲取流場中細微渦流、邊界層現象以及更為精確的計算結果，流道內壁與葉片表面的近壁處速度場計算采用速度無滑移邊界條件，使用全隱式多網格耦合算法對計算模型進行黏性流動計算.湍流模型采用結合了自動壁面函數的切應力輸運SST模型，SST模型綜合了k-ω和k-ε湍流模型在近壁模擬與外部區域計算的優點，并在湍流黏度的計算中考慮到湍流剪切應力的輸運，能對各種來流進行準確的預測，還能在各種壓力梯度下精確地模擬分離現象，對流場中細微渦流的捕捉更為有效［12-14］.

3 仿真結果分析

3.1 周期模型精度驗證

1)未安裝擾流柱計算模型

當液力緩速器充入油液時，擾流柱擋片被壓入擾流柱腔體內，即擾流柱未起效，此時周期流道模型可近似等效于未安裝擾流柱模型，如圖4(b)所示.全充液工況下，對未安裝擾流柱網格模型進行仿真計算，并根據已有的試驗數據［15］，對其精度進行驗證.得到的仿真與試驗對比結果，見圖5.

可見，全充油工況下仿真數據與試驗制動力矩吻合較好，兩者的最大誤差在3.5%以內，對于液力緩速器復雜流場而言，誤差在可接受范圍內，驗證了未安裝擾流柱周期模型與該數值計算方法的準確性與可靠性.

2)安裝擾流柱計算模型

對于安裝擾流柱周期模型，由于其對原始模型作了一定假設，因此亦有必要對其計算精度開展研究.對安裝擾流柱全流道模型進行網格劃分，其網格劃分方法與周期模型一致，得到一套數量約為4 000 000，質量在0.35以上的混合網格模型.

在空轉工況下，對安裝擾流柱全流道模型與周期模型進行數值求解.采用配有2顆Intel(R)Xeon(R)4核CPU的工作站進行計算，其安裝內存為8 G.周期模型單次計算耗時約為10 min，相同工況下的全流道模型耗時約170 min.獲取制動力矩對比圖，如圖6所示.

全流道內共設有15個擾流柱，而周期模型計算中實際考慮到的擾流柱數量為17個，略高于全流道模型，因此理論上周期模型的空損抑制效果更優.由圖6可見，安裝擾流柱全流道模型的計算結果整體高于周期模型，這與上文分析相符.在分析轉速范圍內，周期流道制動力矩較全流道平均誤差約為8.1%.考慮到兩模型所采用的擾流柱數目較為接近，仿真結果相對誤差較低，加之周期流道模型的計算時間僅為全流道的1/17，因此在盡量降低計算成本并保證較高計算精度的前提下，使用周期流道模型代替全流道模型進行空損性能研究是合理的.

3.2 空損對比

在周期模型精度驗證的基礎上，分別對安裝擾流柱與未安裝擾流柱周期模型進行空損計算:

式中:P為空損，kW;T為空轉工況下制動力矩，N·m;n為動輪轉速，r/min.

對比安裝擾流柱與未安裝擾流柱兩組空損，得到空損隨轉速變化的對比曲線，見圖7.

圖5 充油工況下制動力矩對比圖

圖6 空轉工況下制動力矩對比圖

圖7 空損對比圖

可以看出，安裝擾流柱與未安裝擾流柱周期流道的空損差別明顯.在動輪轉速為3 400 r/min時，未安裝擾流柱流道產生的空損達到16.5 kW，而加裝擾流柱流道的空損只有不到8.4 kW.可見，擾流柱對于抑制空損效應的作用明顯.

3.3 流線分布對比

動輪轉速為3 400 r/min時，安裝擾流柱與未安裝擾流柱周期流道的空氣循環流線分布見圖8.

圖8 定輪流道流線分布圖

對于未安裝擾流柱模型，空氣的循環流動較為規則，從循環圓外環到中心產生了較大的速度梯度，并在循環圓中心產生強烈的渦旋.由于動輪高速轉動，動輪葉片攪動空氣，使空氣得到加速，因此在動輪出口與定輪入口處出現空氣流動高速區，如圖8(a)A、B處;而對于安裝擾流柱模型，擾流柱擋片會阻礙定輪入口處的空氣循環流動，如圖8(b)C處，導致空氣整體流速較低，高流速區僅存在于圖8(b)A處，且分布范圍較小.由于空氣的循環流動受到擾流柱擾動影響，流線分布較為雜亂，渦旋現象并不如未安裝擾流柱時強烈.

由此可見，起效工況下的擾流柱擋片可以減小空氣循環流動面積，即減小工作腔循環圓的有效直徑，起到阻礙空氣循環流動，降低空氣流速與減弱渦旋強度的作用.

3.4 壓力分布對比

當動輪轉速為3 400 r/min時，未安裝與安裝擾流柱模型定輪葉片a、b壓力面(如圖3所示)與擾流柱擋片頂部軸面壓力分布圖，見圖9、10.

由于受到動輪流出的高速空氣沖擊，兩模型的定輪葉片壓力面根部與上端均出現高壓區.從圖10(c)可見，由于擾流柱擋片處于定輪入口，空氣流速較高，其軸面上亦出現高壓區.在未安裝擾流柱模型中，定輪葉片a、b壓力面的壓強分布較為相近，都呈現帶狀分布，且高壓區范圍較安裝擾流柱模型更大，從而對旋轉軸產生更大的制動力矩;而對于安裝擾流柱模型，由于假設擾流柱在定輪上間隔均布，葉片a壓力面沒有受到擾流柱影響，其壓力分布亦呈現帶狀，但葉片b的壓力面受擾流柱的擾流作用，其等壓線分布不如葉片a規則，高壓區范圍也更小.

圖9 未安裝擾流柱定輪葉片壓力分布

圖10 安裝擾流柱定輪葉片與擋片壓力分布

由此可見，相比于未安裝擾流柱模型，加裝擾流柱模型的葉片壓力面整體壓強較低，且高壓區的分布范圍較小，進一步證明了擾流柱能降低空氣流速，減小空氣對葉片的沖擊，從而抑制空損效應帶來的功率損失.

4 結論

1)根據于擾流柱在定輪上的布置形式，建立安裝擾流柱的間隔均布式周期模型與相應的未安裝擾流柱周期模型，并對兩模型精度進行驗證，表明周期模型可以較為精確地計算出充油工況與空轉工況下的緩速器制動力矩，且計算成本低.

2)液力緩速器安裝擾流柱后，其空損值會大幅減小.在動輪轉速3 400 r/min時，空損減小幅度可達48.4%.

3)擾流柱擋片能阻礙空氣的循環流動，有效降低空氣流速，減弱渦旋強度，降低空氣對葉片的沖擊，減小空損效應帶來的功率損失，有效提升了車輛的功率利用率.

［1］YAN Q D，ZOU B，WEI W.Numerical investigation of hydrodynamic tractor-retarder assembly under traction work condition ［J］.J Beijing Inst Technol，2011，20(4):472-477.

［2］閆清東，鄒波，魏巍，等.液力減速器充液過程瞬態特性三維數值模擬［J］.農業機械學報，2012，43(1):12-17.

［3］李雪松，劉春寶，程秀生，等.基于流場特性的液力緩速器葉柵角度優化設計［J］.農業機械報，2014，45(6):20-24，37.

［4］黃俊剛，李長友.液力緩速器空轉損耗的全流道仿真計算與試驗［J］.農業工程學報，2013，29(24):56-62.

［5］過學迅，時軍.車輛液力減速制動器設計和試驗研究［J］.汽車工程，2003，25(3):239-242.

［6］吳超，徐鳴，李慧淵，等.重型車輛液力緩速器空損試驗研究［J］.車輛與動力技術，2012(1):23-25.

［7］YAN Q D，LIU C，Wei W.Numerical simulation of the flow field of a flat torque converter［J］.J Beijing Inst Technol，2012，21(3):309-314.

［8］付文智，李明哲，蔡中義，等.滑閥式換向閥三維流體速度場的數值模擬［J］.哈爾濱工業大學學報，2007，39(1):149-152.

［9］de la FUENTE D，STOFF H，VOLGMANN W，et al.Numerical analysis into the effects of the unsteady flow in an automotive hydrodynamic torque converter［C］//Proceedings of the World Congress on Engineering.London:Newswood Ltd，2011:2405-2410.

［10］FLACK R，BRUN K.Fundamental analysis of the secondary flows and jet-wake in a torque converter pump:Part I:model and flow in a rotating passage［J］.ASME J Fluids Eng，2005，127(1):66-74.

［11］FLACK R，BRUN K.Fundamental analysis of the secondary flows and jet-wake in a torque converter pump:Part II:flow in a curved stationary passage and combined flows［J］.ASME J Fluids Eng，2005，127(1):75-82.

［12］KIM B S，HA S B，LIM W S，et al.Performance estimation model of a torque converter part I:correlation between the internal flow field and energy loss coefficient［J］.International Journal of Automotive Technology，2008，9(2):141-148.

［13］WISSINK J G.DNS of separating low reynolds number flow in a turbine cascade with incoming wakes.［J］.International Journal of Heat and Fluid Flow，2003，24(4):626-635.

［14］ PILLERr M，NOBILE E，THOMAS J.DNS study of turbulent transport at low Prandtl numbers in a channel flow［J］.Journal of Fluid Machinics，2002，458:419-441.

［15］李雪松，于秀敏，程秀生，等.液力緩速器瞬態兩相流動大渦模擬及性能預測［J］.江蘇大學學報:自然科學版，2012，33(4):385-389，419.