吳光強(qiáng)，陳 潔

（1. 同濟(jì)大學(xué) 汽車(chē)學(xué)院，上海201804；2. 東京大學(xué) 生產(chǎn)技術(shù)研究所，東京153-8505）

液力變矩器的循環(huán)圓設(shè)計(jì)參數(shù)包括相對(duì)截面積、扁平率、循環(huán)圓徑向比和各工作輪的進(jìn)出口半徑。隨著液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（automatic transmission，AT）擋位數(shù)的不斷增加和各類(lèi)型內(nèi)置減振器的應(yīng)用，液力變矩器軸向預(yù)留尺寸不斷減小，液力變矩器的研制也逐漸趨于扁平化［1-3］。扁平率對(duì)液力變矩器性能的影響也因此得到了更多的關(guān)注。文獻(xiàn)［4-5］應(yīng)用試驗(yàn)手段研究了高速比工況（0.8/0.81）扁平率對(duì)液力變矩器性能的影響，文獻(xiàn)［6-8］基于計(jì)算流體力學(xué)（CFD）仿真計(jì)算分析了扁平率對(duì)液力變矩器性能的影響。關(guān)于其他循環(huán)圓設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力變矩器性能影響的相關(guān)文獻(xiàn)相對(duì)較少。相對(duì)截面積是指液力變矩器流道過(guò)流截面積與流道軸面截面積的比值。文獻(xiàn)［9］分別基于一維性能分析和三維液流計(jì)算方法研究了不同相對(duì)截面積（20%，23%和26%）液力變矩器失速工況下扭矩容量系數(shù)的變化情況，但相對(duì)截面積對(duì)其他液力性能的影響并未研究。關(guān)于循環(huán)圓徑向比設(shè)計(jì)參數(shù)，文獻(xiàn)［10］提出了縮短液力變矩器軸向尺寸的兩種方案，一種是減小扁平率，另一種是保持扁平率不變，增大徑向比，即增大循環(huán)圓外環(huán)最小直徑與有效直徑的比值；分析了速比0.8 工況下扭矩容量系數(shù)對(duì)扁平率和徑向比變化的敏感程度，但是同樣未對(duì)其他液力性能與徑向比的相關(guān)性進(jìn)行研究。循環(huán)圓進(jìn)出口半徑包括泵輪進(jìn)出口半徑、渦輪進(jìn)出口半徑和導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑。文獻(xiàn)［11］建立了液力變矩器的數(shù)學(xué)動(dòng)態(tài)模型，并基于此模型研究了液流面積、葉輪半徑對(duì)液力性能的影響，但數(shù)學(xué)模型本身的性能預(yù)測(cè)精度較低，降低了結(jié)論的可靠性。文獻(xiàn)［12］基于三維流場(chǎng)仿真計(jì)算研究了泵輪出口半徑對(duì)液力變矩器性能的影響規(guī)律，但對(duì)其他進(jìn)出口半徑設(shè)計(jì)參數(shù)并未加以研究。

綜上可知，雖然液力變矩器循環(huán)圓設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)性能影響已有部分研究成果，但僅局限于一種或幾種有限個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)，且并沒(méi)有對(duì)比分析各設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)性能的影響程度。本文基于某款成熟液力變矩器，系統(tǒng)、全面地研究了所有循環(huán)圓相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力性能的影響，并對(duì)各設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)性能影響程度進(jìn)行了對(duì)比分析，為液力變矩器改型設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

1 參數(shù)化設(shè)計(jì)模型及試驗(yàn)驗(yàn)證

1.1 循環(huán)圓參數(shù)化設(shè)計(jì)

液力變矩器循環(huán)圓的設(shè)計(jì)包括外環(huán)設(shè)計(jì)、內(nèi)環(huán)設(shè)計(jì)和各工作輪的進(jìn)出口邊設(shè)計(jì)?；谌S設(shè)計(jì)軟件，采用三圓弧方法對(duì)液力變矩器循環(huán)圓進(jìn)行正向參數(shù)化設(shè)計(jì)。首先應(yīng)用有效直徑、循環(huán)圓寬度和第一、三段圓弧半徑可以完成循環(huán)圓的外環(huán)設(shè)計(jì)；根據(jù)過(guò)流截面面積近似相等的原則，由相對(duì)截面積可以完成循環(huán)圓的中間流線和內(nèi)環(huán)設(shè)計(jì)；進(jìn)一步由各葉輪進(jìn)出口半徑位置參數(shù)完成進(jìn)出口邊設(shè)計(jì)。最終確定的液力變矩器循環(huán)圓如圖1所示。

1.2 葉柵系統(tǒng)參數(shù)化設(shè)計(jì)

液力變矩器葉柵系統(tǒng)為復(fù)雜的空間曲面結(jié)構(gòu)，葉片的真實(shí)長(zhǎng)度、厚度和角度不易直接表達(dá)，為了方便地對(duì)葉片各設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行定義，一般采用保角變換的方法，將空間曲線（或曲面）展開(kāi)在平面上，而傾斜角度保持相等。本文將葉柵系統(tǒng)保角變換過(guò)程集成在三維設(shè)計(jì)軟件中，在三維設(shè)計(jì)軟件中完成整個(gè)葉柵系統(tǒng)的參數(shù)化設(shè)計(jì)，大大提高了液力變矩器改型設(shè)計(jì)的效率。葉柵系統(tǒng)參數(shù)化詳細(xì)設(shè)計(jì)過(guò)程方法可參考文獻(xiàn)［13］。圖2為設(shè)計(jì)完成的液力變矩器單流道參數(shù)化模型。

圖1 液力變矩器循環(huán)圓設(shè)計(jì)Fig.1 Torque converter torus design

圖2 液力變矩器單流道參數(shù)化模型Fig.2 Single-channel parametric model of the torque converter

1.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)液力變矩器內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)仿真計(jì)算，湍流模型采用SSTk-w模型，對(duì)流擴(kuò)散項(xiàng)離散格式采用二階迎風(fēng)，不同流場(chǎng)區(qū)域耦合采用混合面模型，液力傳動(dòng)油的密度取850 kg·m-3，動(dòng)力黏度取0.005 Pa·s。保持泵輪轉(zhuǎn)速2 000 r·min-1不變，改變渦輪轉(zhuǎn)速分別計(jì)算0～0.9不同速比下液力變矩器的液力性能。采用同樣的仿真策略分別對(duì)原始單流道模型和參數(shù)化單流道模型進(jìn)行內(nèi)流場(chǎng)計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖3所示。圖3中，η為效率，sr為速比，Tr為變矩比，λP為泵輪能容系數(shù)。從圖3 中可以看出，參數(shù)化設(shè)計(jì)模型的液力性能曲線與原始模型的液力性能曲線幾乎完全吻合，說(shuō)明本文提出的參數(shù)化設(shè)計(jì)方法的正確性，該參數(shù)化設(shè)計(jì)模型可以代替原始模型進(jìn)行后續(xù)的研究。

圖3 參數(shù)化模型與原始模型液力性能對(duì)比Fig.3 Comparison of hydraulic performance between parametric model and original model

進(jìn)一步對(duì)流場(chǎng)仿真計(jì)算策略進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。圖4為液力變矩器性能試驗(yàn)臺(tái)架，在牽引工況下進(jìn)行測(cè)試，首先保持輸出轉(zhuǎn)速等于零或接近于零，提高輸入轉(zhuǎn)速到2 000 r·min-1；然后保持輸入轉(zhuǎn)速不變，按設(shè)定的增量逐次提高輸出轉(zhuǎn)速直至預(yù)定值；處理輸出數(shù)據(jù)即可得到液力變矩器的原始特性。

圖4 液力變矩器性能試驗(yàn)臺(tái)架Fig.4 Torque converter performance test bench

將原始模型仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖5所示。由圖5可以發(fā)現(xiàn)，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)在低速比時(shí)有一定的誤差，中高速比時(shí)偏差較小，在文獻(xiàn)［14］中也得到類(lèi)似結(jié)果。這是由于在低速比工況下，液力變矩器流場(chǎng)分離流動(dòng)劇烈，流場(chǎng)高度復(fù)雜，增加了數(shù)值計(jì)算的難度和精度；另一方面是仿真計(jì)算時(shí)未考慮內(nèi)環(huán)泄露，而低速比時(shí)內(nèi)環(huán)泄漏量較大，會(huì)造成較大的偏差。此外，在低速比下，導(dǎo)輪入口沖擊角很大，在導(dǎo)輪的吸力面上壓力下降很快，當(dāng)達(dá)到工作介質(zhì)氣化壓力臨界點(diǎn)時(shí)，將發(fā)生氣化現(xiàn)象［15］。氣化現(xiàn)象產(chǎn)生的氣泡在導(dǎo)輪內(nèi)阻塞流動(dòng)，使導(dǎo)輪流量急劇降低，泵輪扭矩和變矩比均略有下降。因此，可以認(rèn)為液力變矩器流場(chǎng)仿真計(jì)算的結(jié)果是可信的，驗(yàn)證了流場(chǎng)仿真計(jì)算策略的可靠性。需要說(shuō)明的是，在速比0.9工況下，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)出現(xiàn)較大偏差，是由于在該速比下液力變矩器單向離合器已開(kāi)始起作用，導(dǎo)輪不再靜止不動(dòng)，因此，該速比工況下試驗(yàn)數(shù)據(jù)不再具有參考意義。

圖5 液力變矩器原始模型仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比Fig.5 Comparison between simulation results and test data for the torque converter original model

2 循環(huán)圓設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力性能的影響

2.1 相對(duì)截面積對(duì)液力性能的影響

目標(biāo)液力變矩器的相對(duì)截面積fa為20%，基于參數(shù)化設(shè)計(jì)模型，分別建立相對(duì)截面積為17%和23%的液力變矩器三維幾何模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，不同相對(duì)截面積的液力變矩器計(jì)算模型如圖6所示。

圖6 不同相對(duì)截面積液力變矩器計(jì)算模型Fig.6 Calculation model of the torque converter with different relative section area

采用同樣的仿真計(jì)算策略計(jì)算不同相對(duì)截面積液力變矩器的液力性能，研究相對(duì)截面積對(duì)液力性能的影響，計(jì)算結(jié)果如圖7 所示。從圖7 中可以看出，泵輪能容系數(shù)受相對(duì)截面積影響較大，且隨著相對(duì)截面積的增大，液力變矩器泵輪能容系數(shù)增大，而效率和變矩比變化較小，即效率和變矩比對(duì)相對(duì)截面積的變化并不敏感。

圖7 相對(duì)截面積對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.7 Influence of the relative section area on the torque converter performance

2.2 扁平率對(duì)液力性能的影響

本文中定義液力變矩器扁平率為循環(huán)圓寬度與有效直徑的比值，則目標(biāo)液力變矩器的扁平率為0.204 0，基于參數(shù)化設(shè)計(jì)模型分別建立扁平率為0.183 6 和0.163 2 的液力變矩器三維幾何模型，即循環(huán)圓寬度分別縮減10%和20%，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，不同扁平率液力變矩器計(jì)算模型如圖8所示。

研究扁平率變化對(duì)液力變矩器性能的影響，采用同樣的仿真計(jì)算策略對(duì)不同扁平率液力變矩器進(jìn)行內(nèi)流場(chǎng)仿真計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖9所示。從圖9中可以看出，隨著扁平率的減小，在整個(gè)速比工況下液力變矩器的泵輪能容系數(shù)均有所減小，且減小幅度相對(duì)均勻；液力變矩器變矩比同樣隨著扁平率的減小而減小，但隨著速比的增大，減小幅度有降低的趨勢(shì)；效率變化曲線上表現(xiàn)為中速比工況下效率隨扁平率變化幅度最大，而低速比工況和高速比工況變化幅度均趨于減小。綜上可知，隨著扁平率的降低，液力變矩器各項(xiàng)性能指標(biāo)均有所降低，綜合液力性能趨于惡化。

圖8 不同扁平率液力變矩器計(jì)算模型Fig.8 Calculation model of the torque converter with different flatness ratio

圖9 扁平率對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.9 Influence of the flatness ratio on the torque converter performance

2.3 循環(huán)圓徑向比對(duì)液力性能的影響

本文中循環(huán)圓徑向比Rr定義為循環(huán)圓外環(huán)最小直徑與有效直徑的比值d/D。研究循環(huán)圓徑向比對(duì)液力變矩器性能影響時(shí)，有效直徑保持不變，則實(shí)際上是研究循環(huán)圓外環(huán)最小直徑對(duì)液力性能的影響。目標(biāo)液力變矩器的循環(huán)圓徑向比為0.592 0，保持循環(huán)圓外環(huán)寬度不變，高度分別增加10%和20%，則對(duì)應(yīng)的循環(huán)圓徑向比分別為0.551 2 和0.510 4?；趨?shù)化設(shè)計(jì)模型，分別構(gòu)建具有不同循環(huán)圓徑向比的液力變矩器幾何模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，不同循環(huán)圓徑向比液力變矩器計(jì)算模型如圖10所示。

圖10 不同循環(huán)圓徑向比液力變矩器計(jì)算模型Fig.10 Calculation model of the torque converter with different radial ratio

應(yīng)用同樣的仿真計(jì)算策略對(duì)不同循環(huán)圓徑向比液力變矩器進(jìn)行內(nèi)流場(chǎng)仿真計(jì)算，研究循環(huán)圓徑向比變化對(duì)液力性能的影響，計(jì)算結(jié)果如圖11所示。

由圖11 中可知，隨著循環(huán)圓徑向比的增大，在整個(gè)速比工況下，泵輪能容系數(shù)均趨于增大，而效率和變矩比基本保持不變。

2.4 工作輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力性能的影響

液力變矩器進(jìn)出口半徑確定各工作輪內(nèi)葉片的入口邊和出口邊位置，是循環(huán)圓重要的設(shè)計(jì)參數(shù)，同時(shí)也是一維束流理論中涉及到的設(shè)計(jì)參數(shù)，可見(jiàn)，該設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力變矩器性能具有重要的影響，有必要研究其對(duì)液力性能的影響規(guī)律。液力變矩器為空間三維結(jié)構(gòu)，各工作輪進(jìn)出口邊位置實(shí)際上是由各邊內(nèi)外環(huán)半徑尺寸共同決定的，本文通過(guò)對(duì)內(nèi)外環(huán)半徑尺寸進(jìn)行同時(shí)增減的方式改變各工作輪的進(jìn)出口半徑，應(yīng)用中間流線上對(duì)應(yīng)的半徑尺寸表示進(jìn)出口半徑。首先研究泵輪出口半徑對(duì)液力變矩器液力性能的影響規(guī)律，目標(biāo)液力變矩器泵輪出口半徑RPO為118 mm，基于參數(shù)化設(shè)計(jì)方法分別構(gòu)建泵輪出口半徑為116 mm 和114 mm 的液力變矩器三維幾何模型，保持泵輪葉片其他設(shè)計(jì)參數(shù)不變，不同泵輪出口半徑各工作輪葉片葉型對(duì)比如圖12所示。

基于不同液力變矩器泵輪出口半徑幾何模型分別建立對(duì)應(yīng)的單流道模型，進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并應(yīng)用同樣的三維仿真計(jì)算策略完成流場(chǎng)仿真計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖13所示。從圖13中可以看出，泵輪出口半徑對(duì)液力變矩器各項(xiàng)性能指標(biāo)均有較大影響，隨著泵輪出口半徑的減小，在整個(gè)速比工況下，泵輪能容系數(shù)均減小，且減小幅度在不同速比工況下具有較好的均勻性；在低速比工況下，液力變矩器變矩比隨著泵輪出口半徑的減小而增大，但在高速比工況下表現(xiàn)出相反的趨勢(shì)，即變矩比隨著泵輪出口半徑的減小而減??；泵輪出口半徑對(duì)高速比工況下液力變矩器效率影響較為明顯，隨著泵輪出口半徑的減小，高速比工況下效率隨之降低。

圖11 循環(huán)圓徑向比對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.11 Influence of torus radial ratio on the torque converter performance

應(yīng)用同樣的方法分別研究泵輪進(jìn)口半徑、渦輪進(jìn)出口半徑和導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力變矩器性能的影響。不同進(jìn)出口半徑各工作輪葉片葉型對(duì)比如圖14所示。圖14中，RPI為泵輪進(jìn)口半徑，RTI為渦輪進(jìn)口半徑，RTO為渦輪出口半徑，RS為導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑。需要說(shuō)明的是，由于乘用車(chē)液力變矩器導(dǎo)輪寬度較小，其設(shè)計(jì)流線一般都簡(jiǎn)化成直線，因此，該特征下導(dǎo)輪進(jìn)口半徑和出口半徑是相等的。

圖12 不同泵輪出口半徑各工作輪葉片葉型對(duì)比Fig.12 Comparison of blade types of working wheels with different pump wheel outlet radius

基于參數(shù)化設(shè)計(jì)模型，分別建立具有不同進(jìn)出口半徑的液力變矩器單流道模型，應(yīng)用同樣的仿真計(jì)算策略完成三維流場(chǎng)仿真計(jì)算。具有不同進(jìn)出口半徑液力變矩器性能計(jì)算結(jié)果如圖15～18所示。由圖15可知，泵輪能容系數(shù)在中高速比工況下受泵輪進(jìn)口半徑變化影響相對(duì)較大，且隨著泵輪進(jìn)口半徑的增大而趨于減小，在低速比工況下受影響較??；液力變矩器變矩比和效率均隨著泵輪進(jìn)口半徑的增大而減小，且變矩比的變化幅度在整個(gè)速比工況下具有較好的均勻性。由圖16可知，隨著渦輪進(jìn)口半徑的減小，在整個(gè)速比工況下，液力變矩器泵輪能容系數(shù)均有所減?。欢兙乇群托释瑯与S著渦輪進(jìn)口半徑的減小而降低，但變矩比變化幅度隨著速比的增大有減緩的趨勢(shì)。由圖17可知，隨著渦輪出口半徑的增大，液力變矩器泵輪能容系數(shù)有所降低，且隨著速比的增大，各泵輪能容系數(shù)曲線趨于一致；而變矩比和效率同樣隨著渦輪出口半徑的增大而減小，但變矩比變化幅度并不明顯。由圖18可知，導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力變矩器泵輪能容系數(shù)影響較大，而對(duì)變矩比和效率影響相對(duì)較小。隨著導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑的減小，在整個(gè)速比工況下，泵輪能容系數(shù)均減小，且減小幅度在不同速比工況具有較好的均勻性；而變矩比和效率隨著泵輪進(jìn)出口半徑的減小變化較小，但當(dāng)導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑過(guò)小時(shí)，液力變矩器各向性能指標(biāo)均出現(xiàn)明顯惡化。

圖13 泵輪出口半徑對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.13 Influence of pump outlet radius on the torque converter performance

圖14 不同進(jìn)出口半徑各工作輪葉片葉型對(duì)比Fig.14 Comparison of blade types of working wheels with different inlet and outlet radius

3 循環(huán)圓設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力性能影響程度分析

本文選用失速變矩比Tr0、最大效率ηmax和失速泵輪能容系數(shù)λP0來(lái)評(píng)價(jià)液力變矩器的液力性能。前面已經(jīng)研究了循環(huán)圓相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)包括相對(duì)截面積、扁平率、循環(huán)圓徑向比、泵輪進(jìn)出口半徑、渦輪進(jìn)出口半徑和導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力變矩器液力性能的影響規(guī)律，但其對(duì)液力性能的影響程度并沒(méi)有量化分析。整理循環(huán)圓不同設(shè)計(jì)參數(shù)液力變矩器的性能評(píng)價(jià)指標(biāo)，結(jié)果如表1 所示。在設(shè)計(jì)參數(shù)變化范圍內(nèi)，將液力變矩器不同性能評(píng)價(jià)指標(biāo)的相對(duì)變化幅度作為設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力性能影響程度量化指標(biāo)，計(jì)算公式如下：

圖15 泵輪進(jìn)口半徑對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.15 Influence of pump wheel inlet radius on the torque converter performance

圖16 渦輪進(jìn)口半徑對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.16 Influence of turbine inlet radius on the torque converter performance

圖17 渦輪出口半徑對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.17 Influence of turbine outlet radius on the torque converter performance

圖18 導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力變矩器性能的影響Fig.18 Influence of stator inlet and outlet radius on the torque converter performance

式中：CR為性能評(píng)價(jià)指標(biāo)的相對(duì)變化幅度；φmax為設(shè)計(jì)參數(shù)變化范圍內(nèi)液力變矩器性能評(píng)價(jià)指標(biāo)能夠達(dá)到的最大值；φmin為設(shè)計(jì)參數(shù)變化范圍內(nèi)液力變矩器性能評(píng)價(jià)指標(biāo)能夠達(dá)到的最小值；φo為原始模型對(duì)應(yīng)的性能評(píng)價(jià)指標(biāo)?；诒?中循環(huán)圓各設(shè)計(jì)參數(shù)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)，分別計(jì)算求取各設(shè)計(jì)參數(shù)不同性能評(píng)價(jià)指標(biāo)的相對(duì)變化幅度，計(jì)算結(jié)果對(duì)比如圖19所示。

從圖19中可以看出，在所有循環(huán)圓相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)中，相對(duì)截面積對(duì)失速泵輪能容系數(shù)影響最大，但對(duì)失速變矩比和最大效率影響程度最?。粚?duì)失速泵輪能容系數(shù)影響較大的次要設(shè)計(jì)參數(shù)為導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑和泵輪出口半徑，而影響程度最小的為泵輪進(jìn)口半徑；對(duì)失速變矩比影響程度較大的設(shè)計(jì)參數(shù)有扁平率、泵輪出口半徑和導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑，泵輪出口半徑同時(shí)也是對(duì)最大效率影響最大的設(shè)計(jì)參數(shù)。在所有工作輪進(jìn)出口半徑設(shè)計(jì)參數(shù)中，泵輪出口半徑和導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力綜合性能影響最大，在液力變矩器優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)可以重點(diǎn)考慮。

圖19 循環(huán)圓各設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力變矩器性能影響程度對(duì)比Fig.19 Comparison of influence degree of different torus design parameters on the torque converter performance

表1 循環(huán)圓不同設(shè)計(jì)參數(shù)液力變矩器性能評(píng)價(jià)指標(biāo)Tab.1 Performance evaluation index of the torque converter with different torus design parameters

4 結(jié)論

（1）應(yīng)用同樣的仿真策略分別對(duì)液力變矩器參數(shù)化設(shè)計(jì)模型和原始模型進(jìn)行三維流場(chǎng)計(jì)算，對(duì)比結(jié)果說(shuō)明了參數(shù)化設(shè)計(jì)方法的正確性；對(duì)比原始模型三維流場(chǎng)仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)，證明了仿真策略的可靠性。

（2）研究了循環(huán)圓相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)包括相對(duì)截面積、扁平率、循環(huán)圓徑向比和各葉輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力變矩器液力性能的影響，并對(duì)比分析了各設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)液力性能的影響程度。結(jié)果顯示，相對(duì)截面積對(duì)失速泵輪能容系數(shù)影響最大，但對(duì)失速變矩比和最大效率影響最小；扁平率、泵輪出口半徑和導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑對(duì)失速變矩比均有較大影響；泵輪出口半徑對(duì)最大效率影響最大。在各葉輪進(jìn)出口半徑中，泵輪出口半徑和導(dǎo)輪進(jìn)出口半徑對(duì)液力綜合性能影響較大，在液力變矩器循環(huán)圓優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)可以重點(diǎn)考慮。