李 強，陶澤源，3，孫保群，燕 浩，張 羽

(1.合肥工業(yè)大學(xué)化工機械研究所，安徽合肥 230009；2.合肥工業(yè)大學(xué)汽車工程技術(shù)研究院，安徽合肥 230009；3.合肥國軒高科動力能源有限公司產(chǎn)品工程院，安徽合肥 230000)

引言

隨著我國經(jīng)濟快速增長，各行各業(yè)對物流的要求越來越高，貨物流通的快慢直接影響著經(jīng)濟的發(fā)展。目前我國貨物運輸主要依靠重型商用車，并且對商用車行駛的高效和安全性提出越來越高的要求[1-3]。在這種趨勢下，重型商用公路汽車僅僅依靠傳統(tǒng)的機械摩擦很難滿足車輛在行駛過程中的制動要求，尤其車輛在通過具有一定坡度和需要轉(zhuǎn)大彎的路段，傳統(tǒng)車輛必須依靠行車制動保持一定的車速與車距[4]；僅僅依靠傳統(tǒng)的機械摩擦使車輛保持一定的速度，需要頻繁的使用制動系統(tǒng)，業(yè)內(nèi)眾所周知，傳統(tǒng)的行車制動系統(tǒng)都有生命周期，過于頻繁的使用，散熱時間短，制動鼓和制動蹄易發(fā)生熱衰退現(xiàn)象，致使制動系統(tǒng)失效[5]，并且熱量聚集過多，極易引發(fā)燒車，從而發(fā)生重大交通事故。因此長途運輸車輛有必要增加輔助制動系統(tǒng)[6]。

一般而言，輔助制動系統(tǒng)有發(fā)動機排氣制動、電渦流緩速器、磁流變液緩速器和液力緩速器等[7]，相比較而言，液力緩速由于制動平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)緊湊和使用壽命長等特點被廣泛應(yīng)用[8-9]。通過使用輔助制動系統(tǒng)，車輛在行駛過程中少用甚至不用傳統(tǒng)的行車制動系統(tǒng)，減少制動系統(tǒng)中制動鼓和制動蹄的磨損，提高行車制動系統(tǒng)的使用壽命[10-11]。

國內(nèi)對于車輛液力緩速器的研究相較于國外晚，本世紀(jì)初才有液力緩速器相關(guān)的研究。2008年，深圳某公司研制出了第一臺液力緩速器[12]。雖有成果，但遠不能滿足市場需求。隨著液力緩速器國產(chǎn)化的需求愈高，我國在液力緩速器方面的研究也取得了很大的進步。現(xiàn)有液力緩速器都是基于液力傳動機械工作原理進行設(shè)計，對葉片成型要求較高，生產(chǎn)成本大；通過前期大量研究，液力緩速器還可以基于流體輸送機械工作原理，提出一種新結(jié)構(gòu)液力緩速器，并對這種結(jié)構(gòu)的緩速器進行了仿真分析和臺架實驗，驗證了此方案的可行性。通過分析新結(jié)構(gòu)緩速器轉(zhuǎn)子和定子采用不同葉型和不同的軸向徑向夾角對制動力矩的影響，確定了此方案下的最優(yōu)設(shè)計。

1 新型液力緩速器結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計與工作原理

1.1 優(yōu)化設(shè)計

液力緩速裝置屬于水力機械類。水力機械指以液體為工作介質(zhì)的流體機械。流體機械的工作過程，是將水能和機械能相互轉(zhuǎn)換或不同能量的水之間能量傳遞的過程。水力機械包括液力傳動機械和液力輸送機械。目前所有的液力緩速裝置都是基于液力傳動機械中的液力耦合器的工作原理和基本結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，但是目前液力緩速裝置內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對零部件制造工藝的要求高，加工比較復(fù)雜，最終導(dǎo)致產(chǎn)品的生產(chǎn)成本高，影響產(chǎn)品的商業(yè)應(yīng)用。目前通過對液力輸送機械原理及工作特性的研究，得出通過改進液力輸送機械產(chǎn)品也能滿足車輛對緩速制動力矩的要求。目前市面上大量使用的液力輸送機械產(chǎn)品主要有離心泵、旋渦泵、軸流泵、自吸泵和磁力泵等。旋渦泵相對而言結(jié)構(gòu)簡單，工作效率低，比較符合液力緩速裝置的工作需求，初步確定以旋渦泵為基本結(jié)構(gòu)設(shè)計符合要求的液力緩速裝置。通過理論分析與實驗驗證方法說明方案的可行性；并且通過對液力緩速器的研究發(fā)現(xiàn)，現(xiàn)有的液力緩速器在緩速器不參與工作時，其轉(zhuǎn)子依然隨著車輛的傳動軸旋轉(zhuǎn)，通過研究發(fā)現(xiàn)這樣的工作狀態(tài)功率消耗達3～5 kW[13-15]；這對車輛的燃油經(jīng)濟性提出了挑戰(zhàn)。基于此，在原定緩速器的結(jié)構(gòu)上增加接合器，使車輛不需要緩速器工作時，斷開車輛傳動軸與緩速器傳動軸之間的連接，降低緩速器在不參加工作時的能量消耗，新結(jié)構(gòu)緩速裝置如圖1所示。

圖1 新型液力緩速器裝配工程圖

通過現(xiàn)有公路運輸車輛長下坡時對輔助制動力矩的需求以及國家標(biāo)準(zhǔn)對輔助制動系統(tǒng)的要求，理論計算確定了新型緩速制動器對于不同目標(biāo)車輛緩速器的尺寸大小，這里僅討論要求最高的重型運輸卡車，其他類型的車輛可以根據(jù)本研究的研究方法——相似理論計算方法，相似理論扭矩計算：

(1)

式中，λ—— 緩速器制動力矩系數(shù)

nh—— 緩速器轉(zhuǎn)速

D—— 循環(huán)圓直徑[16]

對新型液力緩速裝置進行適當(dāng)?shù)某叽绶趴s；通常情況下，為提高市場競爭力，企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要高于國家標(biāo)準(zhǔn)，所以我們的研究往往是基于企業(yè)的目標(biāo)車輛行駛狀態(tài)，對目標(biāo)車輛進行受力分析得到目標(biāo)車輛所需要的緩速制動力矩。對于目標(biāo)車輛的受力分析已有研究，這里不作贅述。根據(jù)目標(biāo)車輛設(shè)計液力緩速器轉(zhuǎn)子與定子循環(huán)圓尺寸規(guī)格時，通過一維束流設(shè)計理論進行計算，計算時一般只考慮緩速器在100%充液的情況，循環(huán)圓中的液流如圖2所示。

圖2 一維束流理論中循環(huán)圓液流示意圖

圖中液力緩速器循環(huán)圓的大徑為R，小徑為r，2個外切圓直徑為b1和b2，圓心位置如圖2所示的RR1和RR2，流道寬度為b1和b2。根據(jù)幾何約束和過流斷面流量相等的原則可以得出以下方程組。

(2)

再根據(jù)流動能量平衡關(guān)系寫出能頭表達式，可計算出軸面速度vm。

(3)

上式中ωR為轉(zhuǎn)子角速度，rad/s；ξmc為液力緩速器內(nèi)部工作液體摩擦損失系數(shù)，根據(jù)工作液體的性質(zhì)一般為普通管道摩擦阻力系數(shù)3.0～3.7倍之間，其值與雷諾數(shù)Re、管道的直徑d和管道粗糙度k有關(guān)；ξcj為沖擊損失系數(shù)，沖角為正時一般取1.2～1.6。

根據(jù)已求得的數(shù)值通過下列方程組可求得到液力緩速器制動力矩T：

(4)

式中,F—— 過流斷面面積

ρ—— 工作流體密度

Q—— 循環(huán)流量

因沖擊損失系數(shù)和摩擦損失系數(shù)只是范圍數(shù)值，所以只能根據(jù)計算范圍初步確定循環(huán)圓的大小，初步確定新型液力緩速器尺寸如表1所示。

表1 液力緩速器結(jié)構(gòu)參數(shù)

1.2 工作原理

新結(jié)構(gòu)液力緩速器基于目標(biāo)車輛對緩速制動的需求正向設(shè)計一種新型液力緩速裝置。主要以流體輸送機械中的旋渦泵為結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)添加定子葉片設(shè)計而成，主要包括輸入軸、轉(zhuǎn)子傳動軸、接合器、轉(zhuǎn)子、定子、補液泵等部件組成，如圖1所示輸入軸與車輛變速器末端時連接固定在車輛變速器殼體上，當(dāng)不需要緩速器工作時接合器斷開連接，需要緩速器工作時接合器連接輸入軸與緩速器轉(zhuǎn)子傳動軸，使液力緩速器工作，同時轉(zhuǎn)子傳動軸前端的補液泵使液體具有一定流動方向與流動速度，防止緩速器在工作的過程中出現(xiàn)液體回流，影響制動效果；由于轉(zhuǎn)子帶動液體高速流動，在離心力的作用下流動液體不斷沖擊定子葉片，每沖擊一次，液體的流動速度和流動方向都會發(fā)生一次突變，液體流出定子葉片流進轉(zhuǎn)子葉片都會被加速一次，每次流速變化和流動方向突變都會將轉(zhuǎn)子的機械能轉(zhuǎn)化成液體的熱能和機械能，消耗轉(zhuǎn)子的機械能對車輛而言形成緩速制動的效果，工作流體通過排液口聯(lián)通外置的散熱冷卻裝置流入冷卻箱，冷卻后的液體繼續(xù)參與緩速器的工作，液體在新型緩速器中流動示意如圖3所示。

圖3 液體流動示意圖

2 新型液力緩速器的建模與仿真分析

2.1 模型的建立與仿真參數(shù)的設(shè)定

模型的三維建模是用UG NX軟件，首先在UG NX軟件中建立轉(zhuǎn)子葉片、定子葉片、補液泵等工作部件的三維模型，將三維模型導(dǎo)入裝配環(huán)境下進行裝配，再從裝配好的液力緩速器腔體中分離出流體模型；或者在UG NX軟件建模環(huán)境下對單個部件的腔體進行分離，得到單個部件的流體模型，然后再在裝配環(huán)境下對單個部件的流體模型進行裝配，得到整體的內(nèi)流道模型，如圖4所示。

圖4 液力緩速器內(nèi)流場三維剖切模型

將裝配好的液力緩速器內(nèi)流場三維模型導(dǎo)入ANSYS ICEM軟件對液力緩速器水體三維模型進行網(wǎng)格生成，并對葉片轉(zhuǎn)角局部加密，整體內(nèi)流道網(wǎng)格劃分如圖5所示。

圖5 液力緩速器內(nèi)流道網(wǎng)格

由于需要分析的對象結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，所以采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，為了保證計算的準(zhǔn)確性，需確保所有的網(wǎng)格質(zhì)量達到規(guī)定要求以上，網(wǎng)格質(zhì)量直接影響著計算速度和計算的精度。有一點需要注意，在三維建模時一些小尺寸的結(jié)構(gòu)，能去除盡量去掉，不能去除的要在畫網(wǎng)格時對尺寸較小的結(jié)構(gòu)進行細化。如果選擇的是四面體網(wǎng)格，對緩速裝置內(nèi)流道每個計算域網(wǎng)格進行質(zhì)量檢查時，為了計算結(jié)果準(zhǔn)確，要求所有的網(wǎng)格質(zhì)量都必須在0.3以上，所有單個網(wǎng)格最小角度都必須在18°以上。本研究對于網(wǎng)格無關(guān)性驗證已有詳細的研究，在非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格中網(wǎng)格質(zhì)量達到0.3以上，并且每個四面體網(wǎng)格角度在18°以上，液力緩速器所產(chǎn)生的制動力矩隨網(wǎng)格數(shù)變化微乎其微，也就是說在上述條件下計算液力緩速器制動力矩的大小對網(wǎng)格質(zhì)量不敏感。網(wǎng)格質(zhì)量檢查結(jié)果如圖6所示，滿足導(dǎo)入CFX求解器進行數(shù)值模擬的網(wǎng)格質(zhì)量要求。

圖6 內(nèi)流道整體網(wǎng)格質(zhì)量分布

液力緩速器仿真參數(shù)的設(shè)定是在ICEM CFD模塊中劃分網(wǎng)格合格以后，在同一坐標(biāo)系下導(dǎo)入ANSYS CFX-Pre前處理軟件；本研究中選用汽車發(fā)動機冷卻液乙二醇作為工作介質(zhì)，基本參數(shù)設(shè)置為100 ℃時的乙二醇，密度為1110 kg/m3，動力黏度為0.0157 Pa/s[17]；因為在本研究條件下工作液體不發(fā)生汽化，工作介質(zhì)的流體力學(xué)性質(zhì)受溫度的影響小，所以溫度不作為此次研究的對象；然后再進行域的設(shè)置，這里就不一一詳述；定常計算湍流模型選取k-ωSST模型，壁面采用無滑移邊界條件，近壁區(qū)域采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理，k-ωSST湍流模型通過復(fù)合函數(shù)將k-ε與k-ω模型結(jié)合起來，一般處理近壁面低雷諾數(shù)的問題時用k-ω模型，對于非近壁區(qū)高雷諾數(shù)區(qū)域則用k-ε模型，其具體的控制方程如下：

(5)

且vt=μt/ρ

上式中F2為混合函數(shù)，用來約束壁面層的限制數(shù)；S為應(yīng)變數(shù)的定值估算值。

混合函數(shù)的表達式如下式所示：

(6)

其中：

(7)

式中，y—— 到最近壁面的距離

ν—— 運動黏度

進出口條件設(shè)置為絕對壓力，由于出液口直接與大氣連接，設(shè)置為1個大氣壓，即0.1 MPa，進口條件選取總壓0.2 MPa；計算收斂的判斷依據(jù)為內(nèi)流場數(shù)值模擬最大殘差值不大于1e-4，最大殘差值達到此數(shù)值即為收斂，因為其除了高度收斂，結(jié)果準(zhǔn)確可靠，適用于絕大多數(shù)工程實踐，且最大殘差值設(shè)置合理，不至于太小收斂緩慢；然后進行域交界面的設(shè)置，這里需要注意旋轉(zhuǎn)域和靜止域連接與靜止域和靜止域連接的區(qū)別，不能一概而論；進行求解控制設(shè)置時，一般設(shè)置最長步長為1000步，時間步長控制選擇物理時間步長，時間步長由設(shè)置的轉(zhuǎn)速確定，一般為60n/2π(n為緩速器的轉(zhuǎn)速)；到此緩速器仿真參數(shù)設(shè)置完成，最后輸出進行求解。

2.2 仿真數(shù)據(jù)比較

不同葉片數(shù)據(jù)下仿真數(shù)據(jù)的比較，根據(jù)需要確定好緩速器尺寸后，通過三維建模軟件對緩速器進行三維裝配圖建模，通過CFD抽取全流道三維模型并對拓撲結(jié)構(gòu)進行修正，再對模型進行網(wǎng)格劃分。新型液力緩速裝置設(shè)計方法采用彎葉片與徑向呈不同傾角的設(shè)計思路。數(shù)值模擬計算對比的葉型主要有以下5種:葉型1—徑向無傾角彎葉片(轉(zhuǎn)子與定子葉片彎曲方向相反)；葉型2—徑向傾斜30°彎葉片(轉(zhuǎn)子與定子葉片彎曲方向相反，傾斜方向相反) ；葉型3—徑向傾斜45°彎葉片( 轉(zhuǎn)子與定子葉片彎曲方向相反，傾斜方向相反)；葉型4—徑向傾斜60°彎葉片(轉(zhuǎn)子與定子葉片彎曲方向相反，傾斜方向相反)；葉型 5—徑向傾斜90°彎葉片(轉(zhuǎn)子與定子葉片彎曲方向相反，傾斜方向相反) 。各種葉面軸向形式如圖7、圖8所示。

圖7 5種典型葉型軸面結(jié)構(gòu)

圖8 5種典型葉型三維軸面結(jié)構(gòu)

各種葉片類型在2000 r/min時制動性能對比如圖9所示。

圖9 各角度制動性能對比

對比上圖可知，葉片不同徑向傾角制動性能不同，整體仿真數(shù)據(jù)顯示，無傾角彎葉片<30°彎葉片<45°彎葉片>60°彎葉片>90°彎葉片，可以看出彎葉片在徑向傾角45°±5°時制動效果最好?；诖朔抡婺M了40°彎葉片和50°彎葉片，依然是45°彎葉片制動效果最佳。由此可以得出結(jié)論：基于數(shù)值模擬結(jié)果可以看出45°±5°時徑向傾角彎葉片制動效果優(yōu)于其他徑向傾角的彎葉片。

新結(jié)構(gòu)液力緩速器數(shù)值模擬采用瞬態(tài)計算方法，為了得到同一狀態(tài)下不同葉片徑向傾角的緩速器內(nèi)流場的區(qū)別，統(tǒng)一采用轉(zhuǎn)子近壁區(qū)轉(zhuǎn)速為2000 r/min計算收斂時緩速器的內(nèi)流場特征進行分析；基于研究內(nèi)容，選取緩速器轉(zhuǎn)子內(nèi)流體的速度云圖、壓力云圖、湍動能云圖進行理論分析，分析結(jié)果如表2所示。

表2 不同葉片角度分析云圖比較

如表2所示，是緩速器在不同葉片徑向傾角下得出的轉(zhuǎn)子中間30 mm處速度云圖，可以看出，隨著緩速器轉(zhuǎn)子葉片徑向傾度的增加，葉片內(nèi)部流體流速也在逐步增加，轉(zhuǎn)子葉片在45°±5°時流體流速最大，然后隨著葉片徑向傾角的增大流體流速逐步減小。因此，可以得出結(jié)論：相同條件下，緩速器轉(zhuǎn)子葉片徑向傾角在45°附近流體流速最大，內(nèi)部流體熱交換最快。

分析緩速器相同位置壓力云圖可以得出，隨著轉(zhuǎn)子葉片徑向傾角的增大，葉片背部形成的負壓越來越大，流體分析軟件獲取制動力矩數(shù)據(jù)一般是求解器對單位轉(zhuǎn)子葉片表面壓力與面積的乘積，再對整個葉片表面進行積分求解，得出最終結(jié)果。所以，對于相同位置葉片，可以通過葉片正面與背面壓力特性來進行制動力矩的分析。從圖中信息可以看出，隨著葉片徑向角度的增加，葉片背部形成的負壓越大，葉片正面壓力有增大的趨勢，但不明顯，不好判斷；但可以間接從出口處管壁壓力大小判斷，在45°±5°出口處管壁壓力最大。由此可以得出結(jié)論：在45°±5°時，緩速器內(nèi)部流體對出口管壁壓力最大，轉(zhuǎn)子恒速運動單位時間內(nèi)產(chǎn)生的湍動能越大。

表2中湍動能分析更能直觀得出結(jié)論：隨著緩速器轉(zhuǎn)子葉片徑向傾度的增加，葉片內(nèi)部流體湍動能也在逐步增加，轉(zhuǎn)子葉片在45°±5°時流體湍動能最大，然后隨著葉片徑向傾角的增大流體湍動能在逐步減小。

綜合以上3種云圖分析，可以確定緩速器不同徑向傾角內(nèi)部流場特性，綜合比較在葉片徑向傾角為45°±5°時，緩速器制動性能最好。

3 樣機臺架實驗與仿真結(jié)果對比

新型液力緩速裝置采用葉型3的技術(shù)方案進行樣機實物加工和臺架實驗，徑向傾斜45°彎葉片，轉(zhuǎn)子與定子葉片彎曲方向相反，傾斜方向相反。液力緩速裝置臺架實驗設(shè)計如圖10所示，主要由以下幾個模塊組成：動力系統(tǒng)(Motor-電機)、傳動系統(tǒng)(Coupling-聯(lián)軸器)、測量系統(tǒng)(Torque meter-扭矩儀)、變速系統(tǒng)(Transmission-變速器)、液力緩速裝置(Hydrodynamic retarder)等。

1.電機 2.聯(lián)軸器 3.轉(zhuǎn)矩傳感器 4.傳感器支架5.變速器支架 6.變速器 7.液力緩速裝置8.接合器手柄 9.底板圖10 臺架實驗設(shè)計圖

液力緩速器實物如圖11所示。

1) 異步電機

采用三相異步變頻調(diào)速電機暫代汽車發(fā)動機，此電機額定功率200 kW，額定轉(zhuǎn)速范圍為0～3000 r/min，額定轉(zhuǎn)矩為860 N·m，型號為YVF-2-315L2-4，電機實物圖和銘牌如圖12所示。

圖11 新型結(jié)構(gòu)液力緩速裝置樣機

圖12 緩電機實物和銘牌圖

2) 轉(zhuǎn)速和力矩傳感器

液力緩速裝置轉(zhuǎn)速和力矩傳感器型號為JN338，力矩測量范圍為3000 N·m，傳感器轉(zhuǎn)速量程為2500 r/min。傳感器和數(shù)據(jù)采集儀實物如圖13所示。

圖13 緩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器和顯示器

3) 變速器總成

液力緩速裝置試驗用變速器連接在電機輸出端，結(jié)構(gòu)主要包括改變傳動速比用的輪系以及讓緩速裝置參與工作的接合器；增加輪系的目的是為了模擬汽車行駛環(huán)境，起到減速增扭或增速減扭的作用，變速器總成實物如圖14所示。

實驗采用了與數(shù)值模擬相同的緩速器轉(zhuǎn)速遞增方式，緩速器轉(zhuǎn)速從500 r/min開始以500 r/min的幅度上升到1000 r/min，再從1000 r/min以200 r/min的幅度遞增到2500 r/min，再以500 r/min的幅度上升到3000 r/min，但由于電機轉(zhuǎn)速限制，實驗?zāi)壳爸荒苓M行到轉(zhuǎn)速3000 r/min左右，圖15為實驗臺架。

圖14 變速器總成

圖15 液力緩速器實驗臺架

緩速器制動力矩數(shù)值模擬與實驗結(jié)果對比如圖16所示。

圖16 緩速器制動力矩數(shù)值模擬與實驗結(jié)果對比

對比仿真與實驗數(shù)據(jù)可知，液力緩速裝置試驗數(shù)據(jù)與仿真模擬計算數(shù)據(jù)隨轉(zhuǎn)速增加制動力矩的增加趨勢一致，轉(zhuǎn)速與制動力矩數(shù)據(jù)誤差都在5%以內(nèi)，這對于內(nèi)流道復(fù)雜的流體模擬仿真計算而言，可以驗證仿真數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確可靠，仿真數(shù)據(jù)可以準(zhǔn)確反映不同條件下液力緩速裝置制動力矩的變化；為了進一步說明實驗數(shù)據(jù)滿足相似理論計算方法，將實驗數(shù)據(jù)導(dǎo)入SPSS數(shù)據(jù)分析軟件進行驗證性分析，得到如圖17所示結(jié)果。

由圖可知緩速器制動力矩隨轉(zhuǎn)速增長而增加，實驗數(shù)據(jù)都分布在二次曲線附近，可以說明制動力矩與轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速近似成二次方的關(guān)系，且數(shù)據(jù)分析函數(shù)近似為：y=0.02634x+0.002628x2，由此足以表明實驗數(shù)據(jù)滿足相似理論計算方法。

圖17 實驗數(shù)據(jù)分析

4 結(jié)論

(1) 理論分析新結(jié)構(gòu)的液力緩速器轉(zhuǎn)子和定子葉片徑向傾角45°±5°時制動效果最好；

(2) 仿真與試驗結(jié)果表明新型液力緩速器結(jié)構(gòu)設(shè)計有效性，滿足車輛對緩速制動力矩的需求；

(3) 緩速器制動力矩隨轉(zhuǎn)速增長而增加，轉(zhuǎn)速與制動力近似成二次方關(guān)系，滿足相似理論計算方法，即制動力矩與緩速器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的平方成正比的數(shù)值關(guān)系。