用流速抛物线分布流动模型预测偶合器的负荷特性.docx

1、上海交通大学学报箪23卷笫1期JOURNALOFSHANGHAIJIAOTONGUNIVERSITYVo/,231989用流速抛物线分布流动模型预测偶合器的负荷特性!£l童祖楹邵海斌（动力机械工程系）摘要本丈提出一种新的倨合春流道轴面流速二次知物线分布的流动模型，转桔面流速线性分布流动模型史接五于对偶合君流场的实测结果.文中推导出该流动模型的全部计算公式、并对多个变儿何提教流道的模型台架试验教据进行回归分析，得出对流动阻力系教的修正依Kc.据此算曲流道变参数偶合器的预期负荷特性，与模型试验结果和比，其计算我度有更进-步的提高.关键词液力偶合器，流道项荷特，性，流动损失.0引言液力偶合

2、器流道负荷特性的预测历术从输面流速均匀分布（均速流）作为水力计算的依据.近年来出沌的轴面流速线性2布流动模型口虽较前者有所进步，但仍与流道内液体流场的实测结果有一定偏离.轴血流速抛拘线分布要比线性分布更接近于流动实际.据此，本文提出新的轴而流速二次抛物线）由流动模型，用木计算流道变几何参数偶合器的预期负荷特性，计算结果与模型性能实测杓比更为满意.1流动模型抽面流速二次抛物线分布流动.模型认为，在偶合器流道中存在着强制涡流，它在流动中心R.处的轴面流速为零，由处扣流道内壁轴曲流速按二次抛物线规律增加，在壁面处则为抛物线的顶点，顶点处圳W流魂仙哪与该点与&E处的距离成正比（见图1）设泵轮进

3、口处端点的最大轴面流速值为如，按上迷假定，泵轮出口夫。处端点的最大轴面流速值为VbX（R。一）/（/?/?/）.假定液体流动定常，在流道内分层流动而无穿越现象，由于偶合器叶轮的叶片数较一般流体机械多，故不考虑铀向涡旋而引起叶轮出口处流速偏离，垮令&。一Re=b。，&-&，=，据此，在泵轮进口处半径为r的的抽百流速t，为本文1888年7月1日收到.SO上海支通夫学孚拟108。年第4褊'.-据此，本文就5个几何台数不同的流道模型台染试验所得的负荷特性数据作为依据，反算求得各流道不同工况时的悔,作为回归分析的原始样本数据，以sin(6.306A/9-50.51>

4、作为回归因子，用逐步回归法，得出如下K,与A8的关系式(1.22:>0.93Kc=(31)(0.9959-0.2136sinC6.306A/9-50.51)i<0.933 特性计算和试验结果比较对三种轴面形状和几何参数各不相同的偶合器流道，在全充油情况下，用上述同一种方法进行预期负荷特性计算，并与对应流道的模型台架试验实测结果进行比较(图2>,可以看出，在整个运转工况(f=0l)范围内，除个别点计算值与实测值的误差为21.77%夕卜，其余各点都能达到满意的吻合，因而，用这种计算方法来预测新设计流道的负荷特性，将具有现实意义.4 结论在偶合器流道负荷拌性预测中，采用轴面流速二次

5、抛物线分布的流动摸型，要比线性分布流动模型更接近流道内的流动实际.流体力学计算管道阻力的方法考虑了多种丘何参数和工况参数的影响，计及偶合器待殊情况进行修正后，用来计算偶合器的预期负荷格性，可以获得更为满意的结果.'1 童祖槌等.流道变参数液力偶合器负荷特性的计算，上海交通大学学报，1986;20(5):1021102 FJWallace,AWhitfield,RSivalingam,ATheoreticalModelForthePerformancePredicationofFullyFilledFluidCoupling.lotJMeehSei,1977;20；3363",

6、31童祖镂.JDzg型D“o偶合器模型内特性的洌定和压究上海交大科技，1979(3):54864 JIBKapueB.B11TepeHTteaa.MccuejioMHaehotok6BFHflPMY4>T3JIPWp63hbmhxKdnojiNHcjix,BcctmhkMdmKnocrpoeHHJi,198。：(9):37405 SAndersson.AnalysisofMulti-ElementTorqueConverterTransmissioQ,IntJMeehSci,：1986：28(7)：'431441童祖楹等：用流速抛物职分布流动模型琪侧偶合器的负荷特性51AFlow

7、ModelofParabolaVelocityDistributionforLoadPerformancePredictionofFluidCouplingsTongZuyingShaoHaibingAbstractAnewflowmodelofpalabolavelocitydistributionfortheworkingcircuitoffluidcouplxigisproposedbythispaper.Comparedwiththelinearvelocitydistributionflowmodel,itisclosertotheactuallymeasuredresultsoff

8、luidflowinnerfluidcouplings.Thispaperestablishesawholesetofcalculationformulaeforthisflowmodel,andinanalysesthedatafromthetestswiththedifferentialparameterofmanyworkingcircuitsoffluidcouplingsbyregression,thusobtainingthecorrectcoefficientKcoftheresistanceofthefluidflow.Thenwecancalculatetheloadperf

9、ormancepredictionofafluidcouplingwithdifferentialworkingcircuitparametersinconparsonwiththeresultsofthetestsThereisr,eiuarkableenhancementinprecisecalcultion.Keywordsfluidcouplingtworkingcircuit,loadperformance,lossofflowr1989年弟4期上海交通大学学报T用1荆面充准二;妃知门改分布流动梭型L（7RQ2I(1)Vl_b,泵轮出口处半径为&时的轴面流速6为(2)(2)心

10、碧'斗按照旅动连续方程式，流入泵轮的流量Qm应等于流出泵轮的流域Q以，即dRdR上式中za/sin缶B和za/sin务B为叶片厚度在叶轮进出口处所占的流道过流面积，叶偶合器，在ZbbZ尸Z条件下，常以za/sing来代替.将上述等式两边积分，可得A"的一元二次方程，并按Rf<R<Ro条件，即可得出流动中心R,之值，即十（寺湍"-7R。-7兄）R,=+如。+7兄_部对于直-)+45/?了+5/?，+5/?*。£+/?o)(3)根据动魁矩方程，泵轮作用在液流单元上的扭矩为dMby=p（dQtBvtliB-dQ2TVZTr）如不计泵轮B和涡轮丁之问的

11、微小流蛰漏泄，即Q打=。2,Qv=Q“，则泵轮作用于液体的扭矩Mb-Y（或液体作用于涡轮的扭矩My.T）为一迅"勺（2M一当）bdJ.sin/?月一考血86,b.VB1童祖楹等：用说速抛拘浅分布床功模型预测偶合器的史高特性4一“：.”-sir-vBl"七c蛇02丁广(1'=AiVetve+怎u会(4)式中电=角一8位知=tg0“+Rc坨角r：q=P碧H蜗+寿M状。+金乙。妨一部成血一芸如R3+号乙她).Bzpbtb4+oloLjb/+R/b/+£+£/?；+1322霁刷),昂=，4H-湍湖"音乙。如+白扁乩-乙。时，B=pbt(-祯*+

12、*乙+、菖JRiJ,匕。=2戏。一-r对于MMh=8、t=82t的直叶偶含器，上式可简化为4BYkxva>B(5)计算表明，即使在i=0的涡轮制动工况，涡轮外侧的圆盘摩擦阻力扭矩其值仪为液力循环扭矩的1%左右，如忽略不计,则偶合器在运转中所吸收的功率为(6)(6)P=Afs.y(GJfiCJf)<kiVBB+kvi)COB(1l)便合器所吸收的功率，必然全部消耗于液体在流道中因循环流动而引起的各项损失上<1)冲击损失偶合器泵轮进口处的冲击功率损失为=七叩也尹土dQ=L伊"号，61>8(1f)一Dsl(-f(Ctg，8一ctggF13建，(2.”窟一=kciVB

13、(l-i)2-知。弛.(10+kc3vi式中Kci=4<pBpbt(%67-：知0+点冗妨乩+岳乙,巧Z'bi1i>15+寻乙*3+*L/bfR)=*“&*Kcz=TB&<Ctg8BCtgW")8'，/Cj=Be(Ctg/9jj»-Ctg/?>r)xt"上海交通大学学报1。89年第4期"*-.，'，«"_«».其中R*,&,+晏右)同理，涡轮进口处的冲击功率损失为尸cr",伊rQ<1Q。0丁/9./?S(f1)-导小一V'

14、;3皿fS)'S-%牛X(2兀/?JdR=Kc4备&(1i)Kc*b"(1i>+KcH曙(8)式中KcA=-§qrjSi,KCB=8sCtggiTCtgBm),K“=伊r&(ctg，rctgG，其中玖=列絮1焉乙。-冒句(2)沿程摩擦损失液体在泵轮中流动时所产生的沿程摩擦功率损失，可视为由两部分组成：一是沿叶轮外环内侧的壁面层，二是内部流层，这是由于两者湿表面不同之故.设浆轮下部壁面层的厚度为Q"按流动的连续性，泵轮上部壁面层的厚度Q.应为vB(2nRQ-*(2谡一-匹或。=笑,电Dl(9)在计算中，常取Ol=»/10.对于

15、泵轮下部壁面层，各参数为，流层长度匕=穿丑1时；相对速度3=WsinS,流Qvb3Rl、')Dl=UbL%水力半径RyDc.这样，泉轮下部壁面层因沿程摩擦而引起的功率损失为，(%="诘厂号质=下蛊标p6E+2ZDlM=K双%(10式中K旗吁赤(W2ZW泵轮上部壁面层因沿程摩擦而引起的功率损失为(1J)(1J)P“=K两式中奇祖楹辱：用流速拒物线分布流动懊型顼测偶合的的负荷特性""17浦J+2ZG对于不接近外环内壁面的泵轮下部的内部流层，可按各微元流层的不同流速进行积分，对流道半径为，的微元流层，其参数为，流层长度乙相对速度3=服1一气微元流量dQ*l-与笋

16、加一觥一2*si参）W2Zdr,由此得式中RAL七4/?r=K,i"3AnZpvjTLSstnisL(12)K=0.029758冬静同理，对于不接近外环内壁面的泵抡上部内部流层，液体因沿程摩擦而引起的功率损失(13)式中羯_备+土_fr+(JS_)'T(齐金)'+-普可以用同样方法，求得涡轮下部和上部壁面层，以及下部和上部的内部流层的沿程摩擦的功率损失尸/”P,5巳6和巳”即P/6=K“诵(14)式中"=波32ZWPtb=K冲%(15)式中面畿方乙。+2ZQ.)P.6=K冲*<16)式中K任。.029758梁蜉(17)Pf1KffVg式中K/i=K/i

17、=4nZjp8sin%丁号)上俺交通大学学痴皆爵-务+$（却+（音）'K令）取拷）T（会门偈合器流道总拘沿程摩擦功率损失亏R="SKf.v、=珞牌（18a）/-I上式所表示的偶合器流道液体循环流动所产生的沿程摩擦损失功宰值，只适用于液道壁面曲率半径P=y（/?o-/?r>的圆形流道，对于非圆形流道，应根据流道外环内壁面的实际长度进行修正,EP巳=顼尊沪羿地次"=绮两（18b）（3）转向阻力损失液流在偶合器流道中循环流动时，要绕转动中心Rc作360°回转，一般偶合器在运转中这种回转每秒达几百次，必然产生很大的转向阻力损失.当液流流经泵轮下部第一个90。

18、弯道时，所产生的转向功率损失为a”，l-（2r-sg-）dr=KSlt）J<19）式中KblJbBJseFi”为第一个90,弯道转向阻力系数.某轮上部第二个90°弯道的转向功率损失为PT：52sT?商皿4R1-（气笋J（2"R-s盆-）dR=旅血心.；（20）式中Jb为第二个90°弯道转向阻力系数.>同理可得，涡轮下部和上部的转向功率损失尸必和Pb”即Pb3=K"8。*（21）式中Kb3=JtBJsW8wP%=Ky（22）式中K”4=£irM/sin2girCit和r分别为涡轮下部和上部弯道的转向阻力系数.偶合器流道中总的转向功率损

19、失为PB=AtSKB.viKBv（23）1式中A,为几个弯道连续使用时的修正系数.调合器在运转中所吸收的功率，将全部用来克服各项流动阻力而引起的能斌消耗上.将冲击功率损失式（7）和式（8）,沿程摩擦功率损失式（18。或式（1肪），转向功率损失式（23）相竟祖援等：用流速挞牝线分布施动模型预测仙合器的负荷待桂生加，并使之等于偶合器吸收的功率式（GL即我偶合器能髭平衡方程式，经整理后可得，Kes+KKK$）,听（Kc+Kcs+K±）C0b（.1f）。8+：（Kc'i+Kc4）（lJi）'K】（l会=0（24）根据所设计流道的几何参数和工况参数切瓦和i,解方程（24）,即可

20、求得泵轮进口处娜点的最大轴而流速值代入式"）即得该工况下的j.同时也就获得了在全充涵情况下5随i景化的偶合席负荷特性2阻力系数预测所设计偶合器流道的负荷特性，由式（24>可见，其精确程度取决于对各种流动阻力损失的计算是否精确，因而.各珅阻亏系故确定的方法必须加以认真的选择.（1）冲击损失系数。的选择有多种方法对于偶合器叶轮，一般都采用平板叶片，在1=1-0的工讽变动过程中，冲击甬Ag由零逐步增大到某一值，不论泵轮或涡轮进口处，液流都冲向叶片的高压面，因而，E=，r=伊.当不大时，W值不太，当较大时，在叶片的低压面将产生严重脱流，因而O值增大.冲击损失也增大.但一般/值与并不存在

21、严格的单值关系.由于各项损失在流道中并不完全独立，因此本文采用整体遍近法反复推算来矶定，=技睥）的关系，即按偶合器特定条件，先确定P=f（小8）变化规律，计算出冲击损失大小，然后根据实验数据进行修正，使而计算的总损失与实验数据反算的损失值的螯体离散度尽可能小，以确保各项损失系数选择的合理性.据此，冲击损失系数口可按下式确定，（0,350=0.21+0.0141仞10°VSEV80°.,，（25>1.31IA/98000的计算可按平均轴面流速元进行，它可由循环流量Q（=Qm=Q«）经迭代计算而得，即在涡轮进口处和亲轮进口处ml8冗（砍一职）一（乩一&）

22、Z8sio/9.b（26）.（27）I口8反（I-。+元i&ctg&r>0一一-i）+VF&ctg&r=0（28）g>b7?i（1-i）+VMjBCtg/9xr<0泵轮进口冲击角夕8=月3&0,其中8“和0/为泵轮进口处液流角和叶片安装角,而arcctg反（iT）+。、逐坨瓦.P1B=90°180。+arcctg小（1-丁弩2哉河4&上吼交通大学学报1。89年笫4期式中卜-涡轮进口冲击角其中fiir和角,为涡轮进口液流角和叶片安装角,而天.：，38玖(10一"fCtg角8>0叭&(1f)%rct

23、&0£8=O(29)口8瓦(1i)-"irctg角sVO180°-arcctg_-一7-ir=.90°；"J*%仃。坨做一"席(1一»式中，：瓦7阿宙于KaV。，Fr>0,为统一起见，令IAgsl=尻8侪&TH【丁为泵轮和涡轮冲击角变量.-'(2)痒待和摩擦阻们敏数我和;1话成偶合器流道的几何参数，即叶片间弯道转角大小，相对圆弧半径，横截面的宽长比，壁面府对粗糙度以及液流状芯腿等因强有关,人则与相对粗糙度以及液流状态有关.这两项可以利用流体力学所推荐的公式加以确定.在偶合器流道计算中的具体应用，作者巳轮文献中1作过详细叙述，迁里不再重夏(3)修正系数KcI;,布和N代入式(23)口式(18b),即得转向功率损失系数K&和摩擦功率损失系数K,lKb+Kl即为通常意义下的通流功*损失系我.如前所述，立两项流动损失是利用流体力学所推荐的公式进行分别计算后送加而径的.应当指出，流体力学在推导这些公式时，是在单项独,立条件下进行研究的，流经弯道前后的液流是稳定的，且费道静止不动.在偶合器中，叶片间流道是转动的、而转向、摩擦和冲击损失几乎又是同时发生，相互影响的,液体在前一叶轮受阻力损失能量后，受其扰动的液体立即进入下一叶轮，很难保持弯道前后液流的稳,定.由此可见，应用流体