魏 巍, 劉 旭, 劉博深,3, 閆清東

(1.北京理工大學(xué) 車輛傳動(dòng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100081； 2.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081；3.北京科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，北京 100083)

液力變矩器是一種以油液為工作介質(zhì)傳遞能量的傳動(dòng)元件. 作為一種典型的柔性葉輪傳動(dòng)裝置，液力變矩器以其能容大、功率密度高、自動(dòng)適應(yīng)性強(qiáng)、可靠性高等特點(diǎn)廣泛應(yīng)用于各類車輛、船舶、鐵路機(jī)車、工程機(jī)械及風(fēng)電傳動(dòng)裝置中. 在對液力變矩器進(jìn)行高功率密度和輕量化設(shè)計(jì)時(shí)，要充分考慮其葉片和流道的強(qiáng)度及剛度問題.

魏巍等基于流固耦合技術(shù)(FSI)，聯(lián)合計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)和有限元數(shù)值模擬，實(shí)現(xiàn)了葉片強(qiáng)度的較為準(zhǔn)確預(yù)測，為高功率密度液力變矩器葉柵系統(tǒng)的工程設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)[1]. 劉城等提出了基于貝塞爾曲線的液力變矩器葉片造型方法，建立了葉柵設(shè)計(jì)優(yōu)化系統(tǒng)，提高了葉柵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)水平[2-4]. 李新毅等以葉片入出口角為優(yōu)化參數(shù)，采用基于存檔的小種群遺傳算法對某變矩器的性能進(jìn)行了優(yōu)化[5]. 呂倩等利用ANSYS Mechanical與ANSYS CFX無縫集成的流固耦合平臺，通過計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)和結(jié)構(gòu)靜力學(xué)確定了葉片的變形情況和應(yīng)力分布情況，為保證液力變矩器的高效運(yùn)轉(zhuǎn)提供了準(zhǔn)確的理論依據(jù)[6]. 王安麟等通過高精度流固耦合數(shù)值方法，發(fā)現(xiàn)液力變矩器葉片厚度分布與其流場分布具有強(qiáng)相關(guān)性[7]. 陳凱等以泵輪出口角和導(dǎo)輪進(jìn)出口角為設(shè)計(jì)變量，建立了多目標(biāo)匹配優(yōu)化模型，使用遺傳算法進(jìn)行了優(yōu)化，得到了Pareto最優(yōu)解集[8]. 吳光強(qiáng)等依據(jù)一維束流理論，對液力變矩器的工作性能進(jìn)行了優(yōu)化[9]. 綜上所述，國內(nèi)對液力變矩器的設(shè)計(jì)、分析和優(yōu)化的研究多是結(jié)合起來進(jìn)行集成化研究的，目前比較有效的方法是將優(yōu)化算法與三維設(shè)計(jì)參數(shù)化建模和二次分析平臺結(jié)合起來，實(shí)現(xiàn)高效的分析與設(shè)計(jì). 然而由傳統(tǒng)方法設(shè)計(jì)出的鑄造型變矩器通常較為笨重，仍有結(jié)構(gòu)輕量化的必要. 本文為了進(jìn)一步挖掘液力變矩器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)潛力，提升質(zhì)量功率密度，將輕量化思想引入到液力變矩器的研究中. 并且基于Isight，matlab，ansys等軟件，采用單向流固耦合方法實(shí)現(xiàn)對液力變矩器葉柵系統(tǒng)和內(nèi)外環(huán)進(jìn)行厚度參數(shù)化優(yōu)化和強(qiáng)度校核，同時(shí)探究葉柵厚度參數(shù)對液力變矩器變矩能力和原始特性的影響.

1 葉柵系統(tǒng)及內(nèi)外環(huán)參數(shù)化建模

1.1 葉柵系統(tǒng)參數(shù)化設(shè)計(jì)

液力變矩器彎曲變形較大的葉形對工作性能具有很大的影響. 通過對液力變矩器的葉形進(jìn)行參數(shù)化建模來達(dá)到直觀有效地控制空間扭曲的液力變矩器葉柵系統(tǒng)的目的. 首先采用貝塞爾曲線分別對單元骨線和葉片厚度進(jìn)行近似設(shè)計(jì)，然后通過對所得到的骨線方程和厚度方程進(jìn)行坐標(biāo)變換來獲得實(shí)際比例的葉片骨線值和厚度值，構(gòu)造葉片二維形狀. 在葉片厚度構(gòu)造過程，入、出口處采用圓弧過渡.

圖1 單元葉片厚度二維示意圖

Fig.1 Two dimensional schematic diagram of the thickness of a unit blade

二維葉型構(gòu)造完成后，采用保形變換法，將二維曲線映射到三維空間，利用三維造型軟件進(jìn)行葉片成形構(gòu)造. 接下來利用成形的葉片和葉輪結(jié)構(gòu)劃分單流道流場模型和結(jié)構(gòu)模型，以便于下一步的流場分析和結(jié)構(gòu)校核. 圖2為在各個(gè)葉輪厚度系數(shù)控制下葉片減薄前后厚度變化示意圖.

圖2 葉片厚度減薄前后效果圖

1.2 內(nèi)外環(huán)參數(shù)化設(shè)計(jì)

液力變矩器內(nèi)外環(huán)厚度的輕量化潛力遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于葉片. 對各個(gè)葉輪的內(nèi)外環(huán)進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計(jì)，以探求其厚度變化對其形變，強(qiáng)度和變矩器外特性的影響. 這里約定，將葉輪內(nèi)外環(huán)原始厚度時(shí)的厚度系數(shù)值設(shè)為1，將減薄后內(nèi)環(huán)或者外環(huán)厚度減到偏移面和邊界面相切的狀態(tài)時(shí)的厚度值設(shè)為0. 則變矩器內(nèi)外環(huán)厚度系數(shù)可用以下公式描述：

液力變矩器內(nèi)外環(huán)減薄后是由內(nèi)部開始減薄的，即減薄的同時(shí)擴(kuò)大了流場區(qū)域. 內(nèi)環(huán)的減薄過程和葉片減薄相似，都是擴(kuò)大了循環(huán)圓的有效區(qū)域，而外環(huán)的減薄則是直觀上放大了循環(huán)圓. 減薄的過程，同時(shí)也是變矩器循環(huán)圓的重新設(shè)計(jì)過程. 液力變矩器內(nèi)外環(huán)減薄后簡化效果如圖3所示.

圖3 液力變矩器內(nèi)外環(huán)厚度減薄前后效果圖

Fig.3 Effect diagram of inner and outer ring thickness of hydraulic torque converter before and after thinning

2 流固耦合計(jì)算方法

2.1 單向流固耦合計(jì)算流程

流固耦合方法可以用在既涉及固體域求解又涉及流體域求解，而兩者又都不能被忽視的問題中. 本例中流場對輕量化結(jié)構(gòu)的影響采用單向流固耦合分析，即耦合交界面處的數(shù)據(jù)傳遞是單向的. 只是把CFD分級計(jì)算的結(jié)果傳遞給固體結(jié)構(gòu)分析，但是沒有固體結(jié)構(gòu)分析結(jié)果傳遞給流體分析的過程. 也就是說，流體分析對結(jié)構(gòu)分析有重大影響，而固體分析的變形對流體變形的影響非常小[10]. 流固耦合分析要遵循物理守恒定律，對一般流體而言守恒定律可由如下控制方程描述：

質(zhì)量守恒方程為

動(dòng)量守恒方程為

式中:t表示時(shí)間，ff表示體積力矢量，ρf是流體密度，v是流體速度矢量，τf是剪切力張量，可表示為

τf=(-p+μ·v)I+2μe.

固體部分的守恒方程可以由牛頓第二定律導(dǎo)出為

同時(shí)，流固耦合問題采用分離式解法，即按設(shè)定順序在同一求解器或不同求解器中分別求解流體控制方程和固體控制方程，通過流固交互面把流體域的計(jì)算結(jié)果傳遞給固體域. 待此時(shí)刻的收斂達(dá)到要求，進(jìn)行下一時(shí)刻的計(jì)算. 在流固交界面處，應(yīng)滿足流體與固體應(yīng)力(τ)，位移(d)，熱流量(q)，溫度(T)等變量的相等或者守恒，即滿足如下4個(gè)方程：

τf·nf=τs·ns,

df=ds,

qf=qs,

Tf=Ts.

此種求解方法能夠最大化地利用已有計(jì)算流體力學(xué)和計(jì)算固體力學(xué)的方法和程序，只需對他們做少許修改，從而保持程序的模塊化. 另外分離解法對內(nèi)存的需求大幅降低，因而可以用來求解實(shí)際的大規(guī)模問題.

2.2 周期流道網(wǎng)格生成和流場計(jì)算前處理

流道壁面條件為無滑移壁面. 域交界面的設(shè)定主要是泵輪與渦輪、渦輪與導(dǎo)輪和導(dǎo)輪與泵輪之間，存在著不同求解域的數(shù)據(jù)交互的界面. 流場分析中的交互面為泵輪出口面于渦輪入口面、渦輪出口面與導(dǎo)輪入口面、導(dǎo)輪出口面于泵輪入口面.

由于采用循環(huán)周期邊界，每個(gè)子求解域都是整個(gè)圓周流道的1/Z. 其中Z為液力變矩器葉輪的葉片數(shù). 3個(gè)工作輪的葉片數(shù)目不同，也就是循環(huán)的周期不同，因此每個(gè)周期的周節(jié)角不同，在交界面處定義周節(jié)角的過渡. 工作輪周期流道模型如圖4所示.

圖4 工作輪周期流道模型

流場求解采用一階迎風(fēng)格式，計(jì)算精度對結(jié)果的準(zhǔn)確性有較大的影響，因此在設(shè)置計(jì)算精度時(shí)，壓力、流速的均方根值小于10-4，初始迭代次數(shù)為600次，在不滿足均方根值小于10-4時(shí)可以增加迭代次數(shù)[11].

2.3 周期流道網(wǎng)格生成和流場計(jì)算前處理

單流道變矩器葉片和內(nèi)外環(huán)封閉曲線模型實(shí)體化后生成對應(yīng)的結(jié)構(gòu)校核模型，確保單向流固耦合在流場和結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)傳遞時(shí)流固耦合面的相互貼合，降低計(jì)算誤差，以保證流場壓力等流場特性數(shù)據(jù)準(zhǔn)確傳遞. 與流場分析一樣采用循環(huán)周期邊界，每個(gè)子求解域都是整個(gè)葉輪結(jié)構(gòu)的1/Z. 3個(gè)工作輪的葉片數(shù)目不同，也就是循環(huán)的周期不同，需要定義內(nèi)外環(huán)周期面. 生成的結(jié)構(gòu)校核模型如圖5所示.

結(jié)構(gòu)計(jì)算中對于葉輪的結(jié)構(gòu)約束主要來自于兩個(gè)方面，其一為周期流道間在循環(huán)周期面上的自身結(jié)構(gòu)約束，通過設(shè)定周期流道面來模擬整個(gè)葉輪的結(jié)構(gòu)特性. 其二為實(shí)際變矩器整體結(jié)構(gòu)與罩殼、輪轂等固定連接的剛體約束，如圖6所示. 圖中1處為泵輪與閉鎖離合器罩殼固連處，閉鎖離合器罩殼視為剛體，所以1處自由度全約束，變形位移為0；圖中2處約束為渦輪與渦輪輪轂連接，視為剛體連接；圖中3處為導(dǎo)輪與導(dǎo)輪轂固連位置，視為剛體約束. 結(jié)構(gòu)校核模型網(wǎng)格化后如圖7所示.

圖5 工作輪周期流道結(jié)構(gòu)耦合面

Fig.5 The coupling surface of the periodic channel structure of a working wheel

圖6 液力變矩器結(jié)構(gòu)約束

圖7 工作輪網(wǎng)格劃分

3 輕量化思想和結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法

輕量化是汽車行業(yè)降低能耗、減少排放的最有效措施之一. 其中，結(jié)構(gòu)優(yōu)化中的尺寸優(yōu)化和多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化被作為本次變矩器工作輪厚度優(yōu)化的主要方法.

葉柵系統(tǒng)參數(shù)化后，建立綜合葉片及內(nèi)外環(huán)建模、流場分析和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核的三維優(yōu)化仿真，其工作流程如圖8所示.

首先，液力變矩器葉柵及內(nèi)外環(huán)三維參數(shù)化. 基于貝塞爾曲線構(gòu)造液力變矩器泵輪、渦輪和導(dǎo)輪三維葉形曲線，依據(jù)曲線參數(shù)化計(jì)算方法根據(jù)不同的厚度參數(shù)生成對應(yīng)三維葉形. 貝塞爾曲線具有端點(diǎn)重合性、逼近性、凸包性、變差減少性和仿射不變性等特性，這些特性使得曲線構(gòu)造具有明顯的幾何風(fēng)格，從而讓形狀設(shè)計(jì)更加自然[12-14]，該葉片設(shè)計(jì)方法能夠較精確地對原始液力變矩器進(jìn)行表達(dá)[15]. 分別生成內(nèi)環(huán)與外環(huán)封閉曲線，按照指定的厚度參數(shù)分別對變矩器入口半徑、峰值位置厚度、出口半徑進(jìn)行等比例縮放. 并通過實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)生成多組計(jì)算分析葉形組合以進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算.

然后，進(jìn)行液力變矩器三維流場計(jì)算. 構(gòu)造液力變矩器周期流道模型，采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進(jìn)行流場網(wǎng)格劃分，穩(wěn)態(tài)流場計(jì)算得到對應(yīng)葉形下的流場特性，并計(jì)算液力變矩器原始特性.

最后，液力變矩器單向流固耦合結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析. 根據(jù)葉形曲線構(gòu)建葉片三維模型，并與對應(yīng)生成的葉輪模型布爾運(yùn)算得到完整葉輪周期三維模型. 將葉輪結(jié)構(gòu)模型導(dǎo)入有限元軟件中進(jìn)行非結(jié)構(gòu)四面體網(wǎng)格劃分. 進(jìn)行網(wǎng)格劃分與前處理后將流場計(jì)算得到的流體耦合面上的壓力載荷映射傳遞到對應(yīng)結(jié)構(gòu)耦合面. 并添加約束，求解計(jì)算，得到結(jié)果. 本文通過搭建包含參數(shù)化模型的有限元平臺，設(shè)定優(yōu)化參數(shù)，采用最優(yōu)拉丁超立方方法對液力變矩器三元件的葉片和內(nèi)外環(huán)進(jìn)行優(yōu)化. 在每次仿真后提取相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、最大變形量、最大應(yīng)力等結(jié)果進(jìn)行綜合比較. 獲取參數(shù)改變后對強(qiáng)度和外特性的影響，用以指導(dǎo)以后的變矩器設(shè)計(jì)工作.

圖8 液力變矩器綜合優(yōu)化仿真

Fig.8 Comprehensive optimization simulation of hydraulic torque converter

4 液力變矩器優(yōu)化結(jié)果分析

4.1 結(jié)構(gòu)輕量化對強(qiáng)度的影響

液力變矩器結(jié)構(gòu)輕量化后，各個(gè)部分的變形情況如圖9～圖14所示. 泵輪葉片和內(nèi)環(huán)厚度的變化對泵輪工作時(shí)的變形影響不大，但是泵輪外環(huán)厚度減少時(shí)，泵輪在啟動(dòng)工況下所受的應(yīng)力以及相應(yīng)產(chǎn)生的應(yīng)變急劇上升. 導(dǎo)輪葉片和外環(huán)厚度變化對導(dǎo)輪的形變影響均無明顯的變化趨勢. 和泵輪輕量化對強(qiáng)度的影響規(guī)律相反，渦輪的葉片和內(nèi)環(huán)厚度的減小都會導(dǎo)致渦輪在啟動(dòng)工況下所受應(yīng)力的增加，而渦輪所受應(yīng)力對其外環(huán)變化反而不是很敏感. 在輕量化過程中，變矩器所承受的應(yīng)力始終遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于最大許用應(yīng)力.

圖9 泵輪厚度參數(shù)對強(qiáng)度的影響

圖10 泵輪厚度參數(shù)對變形量的影響

圖11 導(dǎo)輪厚度參數(shù)對強(qiáng)度的影響

Fig.11 The influence of the thickness parameters of the stator wheel on the strength

圖12 導(dǎo)輪厚度參數(shù)對變形量的影響

Fig.12 The influence of the thickness parameters of the stator wheel on the strength

圖13 渦輪厚度參數(shù)對強(qiáng)度的影響

圖14 渦輪厚度參數(shù)對變形量的影響

4.2 結(jié)構(gòu)輕量化對變矩器外特性的影響

液力變矩器結(jié)構(gòu)輕量化后對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩具有一定的影響. 如圖15～圖17所示，在泵輪各個(gè)部分厚度減小后，各個(gè)工作輪在啟動(dòng)工況下的轉(zhuǎn)矩均有所提升. 泵輪葉片厚度減薄后，泵輪轉(zhuǎn)矩處于持續(xù)上升狀態(tài)，速度先急后緩. 導(dǎo)輪轉(zhuǎn)矩顯示保持穩(wěn)定，在厚度減到一般后，轉(zhuǎn)矩才開始不斷升高. 渦輪轉(zhuǎn)矩則是一直比較穩(wěn)定的上升. 泵輪內(nèi)環(huán)厚度減薄后，各個(gè)葉輪的轉(zhuǎn)矩先是急劇地升高，在厚度減到50%之后，葉輪轉(zhuǎn)矩基本保持穩(wěn)定，甚至渦輪和導(dǎo)輪的轉(zhuǎn)矩還有所下降. 泵輪外環(huán)厚度減薄后，各個(gè)葉輪的轉(zhuǎn)矩一直處于上升的趨勢.

圖15 泵輪葉片厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

圖16 泵輪內(nèi)環(huán)厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

導(dǎo)輪的各個(gè)部分厚度按照比例減小之后，工作輪在啟動(dòng)工況下的轉(zhuǎn)矩變化變化有所不同. 如圖18～圖19所示，在導(dǎo)輪的葉片厚度減小之后，各個(gè)工作輪的轉(zhuǎn)矩都處于不斷的上升趨勢. 厚度系數(shù)從1.0到0.2,泵輪、導(dǎo)輪、渦輪轉(zhuǎn)矩分別上升了150 Nm、350 Nm、350 Nm. 而在導(dǎo)輪外環(huán)厚度減小后，泵輪和渦輪在啟動(dòng)工況下的轉(zhuǎn)矩均處于上升趨勢. 厚度從1.0到0.3變化過程中，泵輪和導(dǎo)輪的轉(zhuǎn)矩上升幅度分別為100 Nm和200 Nm左右. 導(dǎo)輪的轉(zhuǎn)矩只在50 Nm的幅度內(nèi)波動(dòng). 在厚度系數(shù)為0.5以下后，導(dǎo)輪轉(zhuǎn)矩反而下降.

圖17 泵輪外環(huán)厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

圖18 導(dǎo)輪葉片厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

圖19 導(dǎo)輪外環(huán)厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

渦輪的各個(gè)部分厚度按比例減薄后，工作輪在啟動(dòng)工況下的轉(zhuǎn)矩也產(chǎn)生了相應(yīng)的變化. 在圖20中可見，在渦輪葉片的厚度從1.0減小到0.1時(shí)，泵輪在啟動(dòng)工況下的轉(zhuǎn)矩在20 Nm的范圍內(nèi)變化，基本處于穩(wěn)定狀態(tài). 導(dǎo)輪和渦輪的轉(zhuǎn)矩隨著厚度的減小逐漸下降，并且在0.5厚度以下時(shí)的下降趨勢比0.5以上時(shí)明顯的多. 如圖21所示，在渦輪內(nèi)環(huán)的厚度減小后，泵輪轉(zhuǎn)矩先是上升，在減到原厚度的0.7以后，保持穩(wěn)定. 而導(dǎo)輪和渦輪的轉(zhuǎn)矩都是先上升，在厚度減到0.7以后開始下降. 在圖22中，在渦輪外環(huán)的厚度減小以后，泵輪轉(zhuǎn)矩保持穩(wěn)定，渦輪和導(dǎo)輪的轉(zhuǎn)矩均處于下降的趨勢， 降幅在200 Nm左右.

圖20 渦輪葉片厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

圖21 渦輪內(nèi)環(huán)厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

圖22 渦輪外環(huán)厚度參數(shù)減小對起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的影響

5 結(jié)構(gòu)輕量化試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 試驗(yàn)條件

液力變矩器循環(huán)圓有效直徑為400 mm，三葉輪葉片減薄程度均為原來的50%，即減薄系數(shù)為0.5，如圖23所示. 原始變矩器泵輪、渦輪、導(dǎo)輪的質(zhì)量分別為17.743kg、8.990 kg、3.636 kg. 減薄后葉輪質(zhì)量分別為11.434 kg、6.597 kg和2.410 kg. 減薄程度分別35.56%、26.61%、33.72%. 分別設(shè)定泵輪轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、1 500 r/min和2 000 r/min. 渦輪和泵輪的轉(zhuǎn)速比分別為0.9、0.85、0.8、0.75、0.7、0.65、0.6、0.55、0.5、0.4、0.3、0.2、0.1、0.015. 其中0.015為模擬變矩器啟動(dòng)工況，保證數(shù)據(jù)采集的準(zhǔn)確性. 包箱入口油壓0.3～0.5 MPa，出口油壓0.2～0.4 MPa. 工作油液溫度在30～90 ℃變化.

Fig.23 Blade before thinning (left) rear (right) torque converter sample

試驗(yàn)后處理2 000 r/min時(shí)外特性，并和原型機(jī)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比.

5.2 強(qiáng)度校核仿真

對葉片厚度減薄50%的液力變矩器進(jìn)行單向流固耦合強(qiáng)度校核，3個(gè)葉輪的平均應(yīng)力和平均形變?nèi)鐖D24所示. 最大平均應(yīng)力發(fā)生在導(dǎo)輪起動(dòng)工況下，為14.724 MPa，遠(yuǎn)小于鑄鋁合金材料的許用應(yīng)力. 說明減薄后的葉片仍能滿足安全要求.

圖24 葉片減薄后變矩器強(qiáng)度校核結(jié)果

Fig.24 Checking results of torque converter strength after blade thinning

5.3 試驗(yàn)結(jié)果

葉片厚度減薄50%后樣機(jī)2 000 r/min時(shí)試驗(yàn)外特性和原樣機(jī)試驗(yàn)外特性對比較為明顯. 在圖25中可以看到在變矩器啟動(dòng)工況下，渦輪轉(zhuǎn)矩提升了約220 Nm，比原樣機(jī)起動(dòng)轉(zhuǎn)矩提高8.8%，泵輪轉(zhuǎn)矩增加了260 Nm，比原樣機(jī)提高25.29%. 葉片厚度減薄50%的外特性仿真結(jié)果與試驗(yàn)較為吻合，并且試驗(yàn)后變矩器無破壞痕跡. 驗(yàn)證了減薄仿真的準(zhǔn)確性，說明減薄葉片的方式可以明顯提高變矩器各個(gè)葉輪單位轉(zhuǎn)矩，對設(shè)計(jì)高功率液力變矩器有一定指導(dǎo)作用.

Fig.25 Comparison of external characteristics of torque converter and original sample after blade thinning

6 結(jié) 論

1) 采用單向流固耦合技術(shù)和拉丁超立方策略實(shí)現(xiàn)了液力變矩器輕量化潛力的探索. 結(jié)果表明：在0.3～1.0厚度范圍內(nèi)，變矩器可以承受結(jié)構(gòu)大幅度減薄引起的應(yīng)力增加，而結(jié)構(gòu)減薄導(dǎo)致的流場區(qū)域的增加會顯著地提高變矩器各葉輪的轉(zhuǎn)矩.

2) 變矩器泵輪外環(huán)、導(dǎo)輪內(nèi)環(huán)和渦輪內(nèi)外環(huán)的減薄會使其所承受的轉(zhuǎn)矩呈現(xiàn)出先急劇增加，然后趨于平穩(wěn)或者開始下降的特征. 說明變矩器厚度在減到一定程度后，對提高轉(zhuǎn)矩的效應(yīng)將變得極小，甚至?xí)霈F(xiàn)降低轉(zhuǎn)矩的作用.

3)厚度減薄50%后的變矩器，仍然滿足材料強(qiáng)度的需求并且極大地提高了工作轉(zhuǎn)矩. 本文的研究結(jié)果對挖掘變矩器的輕量化具有較強(qiáng)的指導(dǎo)意義和參考價(jià)值.