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

引言

液力緩速器作為機械主制動器的輔助制動裝置，能使重型車輛在高速行駛工況下，有效地降低或保持行駛速度，減輕機械主制動器磨損，保證車輛安全平穩(wěn)地減速制動[1,2]。

液力緩速器按循環(huán)圓個數(shù)主要可分為單循環(huán)圓式與雙循環(huán)圓式(又稱單腔式與雙腔式)，雙循環(huán)圓液力緩速器具有徑向尺寸小、制動能容大等優(yōu)點，能抵消動輪的大部分軸向力，改善軸承受力狀況，其結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示。一個對稱結(jié)構(gòu)的雙面葉輪轉(zhuǎn)子(動輪)與變速箱輸出軸固聯(lián)，隨輸出軸轉(zhuǎn)動；兩個帶葉片的定子(定輪a、b)安裝在動輪的兩側(cè)與變速箱體剛性聯(lián)接，動輪與定輪的葉片方向相對，二者之間形成雙循環(huán)圓空腔。

1.定輪a 2.動輪 3.定輪b 4.葉片 5.圓錐滾子軸承圖1 雙循環(huán)圓液力緩速器二維簡圖

液力緩速器葉片多采用直葉片式與彎葉片式。彎葉片整體呈彎曲結(jié)構(gòu)，葉片工作面與垂直軸截面約成90°，在雙循環(huán)圓液力緩速器中有著廣泛的應(yīng)用。其可承擔(dān)車輛全部的低強度制動和大部分的正常制動，有效降低機械主制動器的熱量聚集與所受應(yīng)力，減少維護保養(yǎng)的時間和成本，延長使用壽命4～8倍[3-5]。

直葉片葉柵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為簡單，國內(nèi)學(xué)者對其性能做了一定研究。北京理工大學(xué)的鄒波[6]采用試驗設(shè)計方法，建立了直葉片液力緩速器葉柵系統(tǒng)集成優(yōu)化平臺，獲取了制動力矩相對于葉片前傾角的變化趨勢，證明了在其余幾何參數(shù)不變的情況下，葉片采用不同的傾斜角度，緩速器的制動性能有著相應(yīng)的變化。

為比較彎葉片與直葉片雙循環(huán)圓液力緩速器制動性能，本研究建立多個典型葉片前傾角的直葉片流道模型，基于CFD技術(shù)對彎葉片與直葉片流道模型進行數(shù)值計算，分析對比不同葉型對緩速器制動性能與流場流動特性的影響，并對彎葉片緩速器制動性能做出評價。

1 流道建模

雙循環(huán)圓緩速器樣機為某型車用液力緩速器，葉輪結(jié)構(gòu)如圖 2所示。緩速器動輪中徑處加工有平衡孔，平衡孔有平衡兩側(cè)油腔壓力，保持緩速器軸向載荷平衡的作用。

雙循環(huán)圓液力緩速器樣機采用彎葉片結(jié)構(gòu)，其軸向參數(shù)簡圖，如圖3a所示；直葉片軸向?qū)Ρ群唸D，如圖3b所示。

考慮到液力緩速器結(jié)構(gòu)周期對稱性，為減小計算成本取單周期流道模型，通過給定周期邊界條件模擬整個工作輪流動情況。由于彎葉片兩端較為尖銳，與前傾直葉片結(jié)構(gòu)差別較大，為適應(yīng)葉片形狀，保證網(wǎng)格質(zhì)量，取周期流道結(jié)構(gòu)如圖4a所示；對于直葉片，選取典型葉片傾角0°、30°、35°和40°，分別建立直葉片周期流道模型，如圖4b～4e所示。直葉片厚度取彎葉片最大厚度的一半，并保證各模型循環(huán)流道尺寸、葉片數(shù)目等幾何參數(shù)一致。

圖2 雙循環(huán)圓液力緩速器結(jié)構(gòu)圖

圖3 葉片軸向參數(shù)簡圖

圖4 不同葉型單流道周期模型

2 控制方程

當(dāng)液力緩速器動輪高速旋轉(zhuǎn)時，工作輪與工作介質(zhì)間發(fā)生劇烈的相互作用，緩速器內(nèi)部為復(fù)雜的三維湍流流動。忽略工作過程中工作介質(zhì)溫度的變化以及溫差造成的能量耗散，并認為流體在流動過程中為不可壓縮黏性流體，且不考慮流體與葉輪間的流固耦合作用引起的流道變形[7-9]。

考慮動輪在旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下的控制方程張量形式為：

(1)

式中： 下標(biāo)i、j、k、l、n均為張量表示中的輪換指標(biāo)，u為流速，r為流體質(zhì)點向徑，f為體積力，ρ為密度，p為壓強，μ為動力黏度。

(2)

而定輪處于非旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下，令上式中的ωi=0(i=1,2,3)，即可得到控制方程為：

(3)

為有效獲取流場中細微渦流與邊界層現(xiàn)象，得到更為精確的計算結(jié)果，流道內(nèi)壁與葉片表面近壁區(qū)速度場計算采用無滑移邊界條件，使用全隱式多網(wǎng)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(jié)合了自動壁面函數(shù)的切應(yīng)力輸運SST湍流模型，SST模型綜合了k-ω模型在近壁模擬與k-ε模型在外部區(qū)域計算的優(yōu)勢，并在湍流黏度計算中考慮湍流剪切應(yīng)力輸運，能對各種來流進行準確的預(yù)測，還能在各種壓力梯度下精確地模擬分離現(xiàn)象，對流場中細微渦流的捕捉更為有效。

采用級聯(lián)法確定動輪與定輪的數(shù)據(jù)交互邊界條件，將動輪區(qū)域和定輪區(qū)域分別進行定常計算，兩區(qū)域在交界面尚的重合面組成混合平面，在混合平面的動輪區(qū)域上計算得到的總壓、速度、湍流動能等參數(shù)做周向平均后傳遞給定輪區(qū)域，而定輪區(qū)域?qū)⒂嬎愕玫降撵o壓做周向平均后傳遞給動輪區(qū)域，即在各個計算區(qū)域內(nèi)均可獲得穩(wěn)定解[10，11]。

3 數(shù)值計算對比分析

3.1 制動力矩對比

將全充油工況下彎葉片緩速器制動力矩仿真結(jié)果與現(xiàn)有試驗數(shù)據(jù)進行對比，如圖5所示。

圖5 仿真與試驗制動力矩對比

可見，仿真與試驗在各轉(zhuǎn)速點的制動力矩較為接近。由于仿真過程未考慮緩速器輪腔進出口對流場產(chǎn)生的擾動，因此仿真數(shù)據(jù)略大于試驗制動力矩，但平均相對誤差均小于5%，在可接受范圍內(nèi)，證明此數(shù)值求解方法具有一定精確性。

在此基礎(chǔ)上，應(yīng)用此數(shù)值計算方法對直葉片緩速器制動性能進行仿真計算，得到不同葉型制定力矩與動輪轉(zhuǎn)速的關(guān)系，如圖6所示。

圖6 不同葉型制動性能對比曲線

由圖6可見，不同葉型液力緩速器的制動力矩均隨動輪轉(zhuǎn)速增加呈二次曲線單調(diào)遞增趨勢。對于分析傾角區(qū)間內(nèi)的直葉片，相同轉(zhuǎn)速時葉片傾角越大，產(chǎn)生的制動力矩越大，即40°傾角直葉片制動力矩最大，1600 r/min時力矩可達11907 N·m，而對于0°傾角直葉片，其值僅為1084.2 N·m?？傮w可見，彎葉片制動力矩曲線分布與35°傾角直葉片較為接近。當(dāng)動輪轉(zhuǎn)速大于1000 r/min時，彎葉片制動力矩介于30°與35°傾角直葉片之間；而當(dāng)動輪轉(zhuǎn)速小于1000 r/min時，彎葉片所產(chǎn)生的制動力矩則介于35°與45°傾角直葉片之間。由此可見，相比于前傾葉片，彎葉片制動力矩變化相對平緩。

3.2 速度場分布特征對比

取動輪轉(zhuǎn)速1000 r/min時各葉型流道速度場分布進行對比分析，如圖7～9所示。圖7a為彎葉片周期流道流速分布，取35°傾角直葉片周期流道流場分布與之對比，如圖7b所示?？梢姡瑑扇~片周期流道流速分布總體趨勢一致，油液呈明顯的循環(huán)流動。循環(huán)流道中心處油液流速較低，而外側(cè)油液流速較高，從外到內(nèi)油液流速變化梯度較大，形成了渦旋流動。動輪平衡孔處油液相對于動輪沒有明顯的流動現(xiàn)象，且平衡孔兩側(cè)流道的速度場分布基本對稱。

圖7 不同葉型周期流道流場分布圖

圖8 定輪導(dǎo)流作用示意圖

圖9a～9e為不同葉型循環(huán)圓軸面速度矢量分布圖。0°傾角直葉片由于葉片傾角的限制，周期流道內(nèi)未能形成有效的循環(huán)流動，如圖9b所示，動輪油液在動輪直葉片的牽引攪動下沿周向運動，只有少量的油液進入定輪參與循環(huán)流動，循環(huán)圓內(nèi)油液存在大范圍的低速區(qū)。雖然彎葉片前傾角亦為0°，但其軸向具有一定的彎曲角度，與輪腔外環(huán)一起對油液流動產(chǎn)生導(dǎo)向作用，如圖8所示，油液充分發(fā)展形成循環(huán)流動，如圖9a所示。對于前傾角30°到40°葉片而言，其速度矢量分布與圖9a類似，且隨著傾角的增加，流速分布更廣。對比可見，彎葉片流道的流速分布范圍介于30°與35°傾角直葉片之間。

動輪繞z軸旋轉(zhuǎn)，動輪流道對稱軸面為x-y面，如圖10所示。定義流道軸向截面到x-y面距離zj與單側(cè)流道軸向?qū)挾葄k之比為β，如記為：

圖9 不同葉型循環(huán)圓軸面速度矢量圖

圖10 流道軸向截面圖

分別取β=0.4、0.5、0.6、0.7、0.8，絕對坐標(biāo)系下彎葉片流道軸面速度矢量圖，如圖11所示。當(dāng)β=0.4、0.5時，取得動輪軸面速度矢量，當(dāng)β=0.6、0.7、0.8時，取得定輪軸面速度矢量圖。

由圖11a所示，從動輪入口到出口，油液流速明顯增加，并在動輪出口處達到速度最大?？拷h(huán)圓與葉片壁面的液流在流動時，粘性阻尼抑制了液流切向速度脈動，壁面阻塞作用則抑制了液流法向速度脈動，使得近壁面區(qū)A、B、C液流僅隨動輪做周向轉(zhuǎn)動。圖11b中亦能體現(xiàn)圖11a中油液流動規(guī)律，由于圖11b的軸向距離更加接近定輪，葉輪出口處的阻塞作用增加，出口流速較低，并且流體質(zhì)點間流動時不斷摩擦回轉(zhuǎn)，在軸面中心處形成渦旋區(qū)D。圖11c～11e為定輪軸面速度矢量圖，可見油液在定輪腔內(nèi)從入口到出口呈流速降低趨勢，并在E、F處形成渦旋區(qū)，靠近交互面的軸面渦旋現(xiàn)象更加明顯。

3.3 壓力分布特征對比

動輪轉(zhuǎn)速1000 r/min時，不同葉型葉片壓力分布圖如圖12所示。

盡管彎葉片與不同傾角直葉片結(jié)構(gòu)差異較大，但葉片壓力分布趨勢基本一致。動輪出口的高速液流沖擊定輪壓力面入口，液流沖擊定輪后回流到動輪腔內(nèi)，再次對動輪葉片產(chǎn)生沖擊，因此在葉片與流道內(nèi)壁的接觸處A以及動輪壓力面入口處B產(chǎn)生高壓區(qū)。由于定輪吸力面靠近循環(huán)圓中心處有強烈的渦旋現(xiàn)象，此處出現(xiàn)低壓區(qū)D，并且定輪吸力面入口處有高速油液流過而產(chǎn)生液流分離效應(yīng)形成低壓區(qū)C。對比圖12a～12d可知，彎葉片壓力值分布范圍不及前傾葉片壓力值分布廣泛，最高壓力值僅為35°傾角直葉片的54.82%。

動輪葉片壓力面在葉片與流道內(nèi)壁的接觸中心處出現(xiàn)了較大范圍的高壓區(qū)，即油液對此處葉片的沖擊作用最為強烈。彎葉片此處厚度最大，而直葉片則未做特別處理，由此可見，在相同使用工況下，彎葉片因過載而發(fā)生斷裂事故的可能性更小。

3.4 湍動能分布特征對比

液力緩速器作為將車輛機械能轉(zhuǎn)換為油液內(nèi)能的減速制動裝置，內(nèi)腔油液間的湍流動能分布在一定程度上表征了內(nèi)部流場渦旋強度與消耗能量的大小[12]。圖13為不同葉型定輪葉片壓力面湍流動能分布圖。

圖11 彎葉片周期流道軸面速度矢量圖

圖12 不同葉型葉片壓力分布圖

圖13 不同葉型葉片湍流動能分布圖

可見，湍流動能在各型葉片上都呈環(huán)形分布，靠近壁面處較小， 而在葉片中心處湍流動能最大。對比圖13b～13e可知，隨著直葉片傾角的加大，內(nèi)流場流速增加，油液對葉片的沖擊與摩擦損失加劇，湍流動能高值區(qū)加大。由于彎葉片能對油液流動起到導(dǎo)向作用，其葉片中心形成強烈的渦旋流動，油液內(nèi)流動摩擦劇烈，湍流動能高值區(qū)分布更為明顯，如圖13a所示，但由于油液整體流速不高，彎葉片循環(huán)圓外環(huán)出現(xiàn)較大面積的湍流動能低值區(qū)。

3.5 空損對比

雙循環(huán)圓液力緩速器樣機沒有額外的降低空損結(jié)構(gòu)，而通常直葉片液力緩速器都會加裝如閥板、擾流柱等空損抑制裝置，考慮到油液與空氣物理性質(zhì)區(qū)別較大，因此有必要對未加裝空損抑制裝置的不同葉型空損進行對比研究，如圖14所示。

圖14 不同葉型空損對比曲線圖

可見，彎葉片空損曲線介于30°與35°傾角直葉片之間，且與30°傾角直葉片空損曲線較為接近。彎葉片空損整體小于35°傾角直葉片，3000 r/min時空損約為后者的87.06%。而由3.1節(jié)計算結(jié)果可知，全充油工況下，彎葉片與35°傾角直葉片制動性能整體相近。由此可見，全充油制動力矩相近時，彎葉片相比于直葉片空損更小。

4 結(jié)論

(1) 全充液工況下，制動力矩計算結(jié)果表明，彎葉片仿真結(jié)果較試驗相對誤差在5%以內(nèi)，證明此數(shù)值求解方法具有一定精確性。

(2) 彎葉片與不同傾角直葉片流場分布趨勢基本一致。彎葉片流道速度場分布范圍介于30°與35°傾角直葉片之間，壓力值分布范圍小于30°～ 40°傾角直葉片，而高湍流動能分布范圍大于后者。

(3) 相同轉(zhuǎn)速且制動力矩相近時，彎葉片所受最高壓力值較小，僅為35°傾角直葉片的54.82%，有利于保證緩速器葉片的強度與剛度。

(4) 空損計算結(jié)果表明，在未加裝空損抑制裝置的情況下，彎葉片的空損更小，3000 r/min時空損僅為35°傾角直葉片的87.06%。

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