一种仿生双涡轮液力变矩器.pdf

本发明涉及一种仿生双涡轮液力变矩器，该变矩器包括泵轮，泵轮外环，泵轮内环，第一涡轮，导轮，第二涡轮；所述泵轮的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数的多项式为：y＝ax3+bx2+cx+d，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值，-1.4827≤a≤-0.7116，-1.7632≤b≤-0.8364，0.0377≤c≤1.1008，-0.3767≤d≤0.3645。本发明泵轮的叶片采用仿生叶片，与原始常规双涡轮液力变矩器相比，提高了启动扭矩比和效率，并且泵轮容量系数大于采用常规叶片的液力变矩器。

权利要求书
1.  一种仿生双涡轮液力变矩器，包括泵轮(1)，泵轮外环(11)，泵轮内环(12)，第一涡轮(2)，导轮(3)，第二涡轮(4)；其特征在于所述泵轮(1)的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数的多项式为：y＝ax3+bx2+cx+d，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值，参a，b，c，d的取值范围如下：
-1.4827≤a≤-0.7116-1.7632≤b≤-0.83640.0377≤c≤1.1008-0.3767≤d≤0.3645.]]>

2.  根据权利要求1所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于a＝-1.1129，b＝-1.3475，c＝0.7683，d＝-0.0009。

3.  根据权利要求1所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述第二涡轮(4)的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数多项式为：y＝ax2+bx+c，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值；参数a，b，c的取值范围如下：
-0.8972≤a≤-0.4629-0.4886≤b≤-0.10320.4709≤c≤1.5079.]]>

4.  根据权利要求3所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述导轮(3)的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数的多项式为：y＝ax3+bx2+cx+d，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值，参数a，b，c，d的取值范围如下：
0.6044≤a≤1.4151-0.5792≤b≤-0.1698-0.1989≤c≤0.581-0.4221≤d≤0.3746.]]>

5.  根据权利要求4所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述导轮(3)的叶片吸力面上靠近叶片入口的前部布置U型仿生沟槽，该仿生沟槽的高度h和间距s的无量纲尺寸h+和s+的取值范围分别为0＜h+≤25，0＜s+≤30。

6.  根据权利要求1所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述第一涡轮(2)的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数的多项式为：y＝ax4+bx3+cx2+dx+e，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值，参数a，b，c，d，e的取值范围为如下：
3.0619≤a≤6.0894-6.0787≤b≤-3.8151-0.406≤c≤0.0147-0.1814≤d≤0.47250.5972≤e≤1.5149]]>
所述导轮(3)的叶片吸力面上靠近叶片入口的前部布置U型仿生沟槽，该仿生沟槽的高度h和间距s的无量纲尺寸h+和s+的取值范围分别为0＜h+≤25，0＜s+≤30。

7.  根据权利要求5所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述泵轮内环和泵轮外环上分布有球形凹坑。

8.  根据权利要求7所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述凹坑呈矩阵排列。

9.  根据权利要求8所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述凹坑的深度S、直径D、横向间距W和纵向间距L取值为S＝1mm，D＝2mm,W＝3mm,L＝5mm。

10.  根据权利要求5所述的仿生双涡轮液力变矩器，其特征在于所述导轮(3)叶片的压力面出口区域均匀分布乳突单元体形成仿生乳突结构，乳突单元体半径R的取值范围为0.04mm～0.1mm，高度H的取值范围为0.06mm～0.16mm，乳突单元体之间的间距Wr的取值范围为0.1mm～0.25mm。

说明书一种仿生双涡轮液力变矩器
技术领域
本发明涉及一种双涡轮液力变矩器，具体涉及YJSW335型仿生双涡轮液力变矩器。
背景技术
液力变矩器是以液体为工作介质，利用动能的变化来实现转矩、转速转换和传递的传动装置，具有载荷自适应、无级变速、减振隔振及稳定的低速性能等优点，目前，在各种工程机械中，液力传动已经占绝对的优势地位，广泛应用于工程机械、汽车、军工及石油机械等，是车辆传动系统的关键部件。其运行的效率对整车的经济性和排放有着重要和直接的影响。然而，现有工程机械液力变矩器效率较低，基本在80％左右、甚至更低。这不仅仅是资源与能源的浪费，并且更多的排放导致环境恶化。
自然界的生物进行着不断地进化，己经形成了最优化的形态结构及最精确的控制协调过程，成为了人类研究与学习的资源宝库。生物体表的各种结构、组织及优异特性，经过科学家的研究发现，其体表按一定规律，有序分布或排列，简化形成各种仿生形体，在气体、流体和固体系统中己经的得到广泛的应用。例如，鱼类在摆尾加速游动、转弯等状态下，躯体呈现一定的弓形，这时往往具有极大的动力加速度和迅速灵活的反应能力。几何非光滑也是形体减阻的重要内容之一。生活在陆地上的生物，在潮湿土壤中而又不易粘附土壤的生物体表表现为非光滑表面形态；生活在海洋中的生物，尤其是行动敏捷的水生生物，其体表很多也都是不光滑的，而是由鳞片或皮下结缔组织构成的非光滑。因此，借用具有优良减阻机理的仿生结构，开展流体机械的叶片仿生设计，具有很高的应用价值。
发明内容
本发明要解决的技术问题是提供一种仿生双涡轮液力变矩器，该变矩器在不改变原有液力变矩器结构的基础上，采用仿生耦合技术达到节能增效的目的，提高双涡轮液力变矩器的效率。
为了解决上述技术问题，本发明的仿生双涡轮液力变矩器包括泵轮，泵轮外环，泵轮内环，第一涡轮，导轮，第二涡轮；所述泵轮的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数的多项式为：y＝ax3+bx2+cx+d，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值，参a，b，c，d的取值范围如下：
-1.4827≤a≤-0.7116-1.7632≤b≤-0.83640.0377≤c≤1.1008-0.3767≤d≤0.3645.]]>
所述参数a，b，c，d优选a＝-1.1129，b＝-1.3475，c＝0.7683，d＝-0.0009。
本发明泵轮的叶片采用仿生叶片，与原始常规双涡轮液力变矩器相比，提高了启动扭矩比和效率，并且泵轮容量系数大于采用常规叶片的液力变矩器。
进一步，所述第二涡轮的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数多项式为：y＝ax2+bx+c，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值；参数a，b，c的取值范围如下：
-0.8972≤a≤-0.4629-0.4886≤b≤-0.10320.4709≤c≤1.5079.]]>
所述参数a，b，c优选a＝-0.7374，b＝-0.2919，c＝1.0108。
本发明中第二涡轮叶片采用仿生叶片，进一步提高了启动扭矩比和效率，并且泵轮容量系数CF也大于常规双涡轮液力变矩器。
更进一步，本发明导轮的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数的多项式为：y＝ax3+bx2+cx+d，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值，参数a，b，c，d的取值范围如下：
0.6044≤a≤1.4151-0.5792≤b≤-0.1698-0.1989≤c≤0.581-0.4221≤d≤0.3746.]]>
所述参数a，b，c，d优选a＝0.992，b＝-0.192，c＝0.1936，d＝-0.0058。
本发明导轮的叶片采用仿生叶片，更进一步提高了启动扭矩比和效率，并且泵轮容量系数大于采用常规叶片的液力变矩器。
所述导轮的叶片吸力面上靠近叶片入口的前部布置U型仿生沟槽，该仿生沟槽的高度h和间距s的无量纲尺寸h+和s+的取值范围分别为0＜h+≤25，0＜s+≤30。
所述仿生沟槽的高度h和间距s的尺寸取值范围为0＜s≤0.83mm，0＜h≤1mm。
所述仿生沟槽的高度h和间距s的尺寸优选h＝0.5mm，s＝0.5mm。
所述仿生沟槽区域起始部位距离叶片入口的距离为L1＝7.43mm，仿生沟槽区域的末尾部位离叶片出口的距离为L2＝11.52mm。
在液力变矩器的内流场中，分离流动对其性能产生重要影响，不仅会使流动损失急剧增加，而且分离流动形成的压力脉动还将导致变矩器工作过程中产生机械振动。本发明在液力变矩器的导轮叶片吸力面上加工一定数量和尺寸的横向沟槽，以减少液体的粘附与阻力，以便更好的控制附面层的流动，湍流减阻作用明显，提高了液力变矩器性能。
所述第一涡轮的叶片采用仿生叶片，其环量分配函数的多项式为：y＝ax4+bx3+cx2+dx+e，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值，参数a，b，c，d，e的取值范围为如下：
3.0619≤a≤6.0894-6.0787≤b≤-3.8151-0.406≤c≤0.0147-0.1814≤d≤0.47250.5972≤e≤1.5149.]]>
所述参数a，b，c，d，e优选a＝4.1141，b＝-5.08，c＝-0.1494，d＝0.1369，e＝0.9918。
本发明第一涡轮叶片采用仿生叶片，进一步提高了启动扭矩比和效率，并且泵轮容量系数大于采用常规叶片的液力变矩器。
所述泵轮内环和泵轮外环上分布有球形凹坑，凹坑深度S的取值范围为0.64mm～1.24mm，直径D取值范围为1.28mm～2.48mm。
所述凹坑呈矩阵排列，凹坑的深度S、直径D、横向间距W和纵向间距L优选S＝1mm，D＝2mm,W＝3mm,L＝5mm。
本发明在液力变矩器泵轮外环上内表面及内环的外表面上加工凹坑型的非光滑仿生结构，由于凹坑型非光滑表面摩擦力、剪应力及其附近的湍流粘性均可以变小，同时凹坑内保 持有低速度流动的流体使得切向力变小，从而达到了减小绕轴转动的力矩的作用。另外，凹坑内低速流动的流体像滚动的轴承，避免了上面高速流动的流体与叶轮壁面直接接触，避免速度梯度的迅速增大，从而避免了涡的大量生成，防止能量的耗散，达到了增效节能的目的。
所述导轮3叶片的压力面出口区域均匀分布乳突单元体形成仿生乳突结构，乳突单元体半径R的取值范围为0.04mm～0.1mm，高度H的取值范围为0.06mm～0.16mm，乳突单元体之间的间距Wr的取值范围为0.1mm～0.25mm。
所述乳突单元体的高度H、半径R、单元体间距高度H的取值优选为H×R×R＝0.16mm×0.1mm×0.1mm，间距Wr＝100μm。
在实际的液流流动过程中，液力变矩器导轮叶片的压力面出口区域容易产生非周期性的流动分离，尤其是在压力面的尾部区域(出口区域)，液流通常具有较高的湍流度，叶片近壁面的液流速度相对较大，导致壁面摩擦阻力和速度梯度也会相应变大，能量损失较为严重，因此本发明在其压力面出口区域设置了仿生乳突结构，此时的仿生叶片表面为超疏水表面，能够减小壁面摩擦阻力，改善流动状态。
本发明着眼于液力变矩器与流体介质之间的相互作用力学与运动学关系，采用现代仿生学原理、仿生耦合理论，将鱼类形体仿生、U型仿生沟槽、非光滑表面、疏水表面四种因素融入到双涡轮液力变矩器的设计中，通过改善内部的流动状态，减少黏性应力和部分区域的压差阻力，在排除进出口角度、中间流线半径、叶片数目等参数对于变矩器性能影响的情况下，通过改变叶片的环量分配函数以及在叶轮叶片表面部分区域加工凹坑、沟槽、乳突仿生结构提升了液力变矩器性能，达到了节能增效的目的，起到了很好的减阻效果。
附图说明
下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细说明。
图1是双涡轮液力变矩器结构示意图。
图2是叶片测量参数示意图。
图3a、图3b分别为现有技术第二涡轮的叶片示意图和本发明的第二涡轮叶片示意图。图3c、图3d、图3e是原始常规变矩器与本发明中第二涡轮采用仿生叶片时的启动扭矩、效 率、容量系数对比图。
图4a、图4b分别为现有技术第一涡轮的叶片示意图和本发明的第一涡轮叶片示意图。图4c、图4d、图4e是原始常规变矩器与本发明中第一涡轮采用仿生叶片时的启动扭矩、效率、容量系数对比图。
图5a、图5b分别为现有技术泵轮的叶片示意图和本发明的泵轮叶片示意图。图5c、图5d、图5e是原始常规变矩器与本发明中泵轮采用仿生叶片时的启动扭矩、效率、容量系数对比图。
图6a、图6b分别为现有技术导轮的叶片示意图和本发明的导轮叶片示意图。图6c、图6d、图6e是原始常规变矩器与本发明中导轮采用仿生叶片时的启动扭矩、效率、容量系数对比图。
图7是U型仿生沟槽微观示意图。
图8是具有U型仿生沟槽的导轮叶片示意图。
图9a、图9b分别是泵轮外环、泵轮内环放大图。
图10a、图10b分别是凹坑矩阵部分的剖视图和俯视图。
图11a、图11b、图11c、图11d分别是凹坑矩阵的矩形排列、等差排列、菱形排列和随机排列方式示意图。
图12是凹坑矩阵的四种排列方式下的减阻效果示意图。
图13具有乳突仿生结构的导轮叶片结构示意图。
图14a、图14b是乳突单元体示意图、乳突仿生结构局部放大图。
图15是本发明具有多生物仿生特征的双涡轮液力变矩器与原始常规双涡轮液力变矩器的启动转矩对比。
图16是本发明具有多生物仿生特征的双涡轮液力变矩器与原始常规双涡轮液力变矩器的效率对比。
图17是本发明具有多生物仿生特征的双涡轮液力变矩器与原始常规双涡轮液力变矩器的容量系数对比。
具体实施方式：
如图1所示，YJSW335双涡轮液力变矩器包括泵轮1，泵轮外环11，泵轮内环12，第一涡轮2，导轮3，第二涡轮4。
双涡轮液力变矩器中各组成部分的叶片测量参数如图2所示，包括截面的弦长、厚度、最大弯度、进口角、出口角等。
1.仿生叶片
1.1第二涡轮仿生叶片，
本发明在不改变第二涡轮叶片其他结构参数基础上采用仿生技术改变其环量分配函数，环量分配函数多项式为：y＝ax2+bx+c。其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值。参数a，b，c的取值范围如下：
-0.8972≤a≤-0.4629-0.4886≤b≤-0.10320.4709≤c≤1.5079]]>
运用ISIGHT优化软件对参数a，b，c进行优化，结合得到的参数a，b，c的取值范围，以变矩器效率为目标函数，选择拉丁超立方方法选取样本点，应用径向基函数方法构建代理模型，选择非支配排序遗传算法进行优化。优化结果如表1所示。
表1
abcη-0.8972-0.4221.25881.28％-0.882-0.4621.1580.34％-0.867-0.28911.07982.22％-0.8527-0.1561.04384.13％-0.837-0.3421.40182.98％-0.822-0.31620.57881.87％-0.8074-0.3030.61480.04％-0.792-0.4090.54280.24％-0.777-0.48861.22281.65％-0.762-0.3291.32982.73％-0.7471-0.4491.18683.67％
-0.7374-0.29191.010884.95％-0.717-0.4350.470984.31％-0.703-0.10320.86483.75％-0.688-0.3691.36581.99％-0.6732-0.3820.6584.48％-0.658-0.2230.983.74％-0.643-0.130.68581.96％-0.628-0.1161.11579.89％-0.6135-0.1960.50780.19％-0.598-0.26341.507981.58％-0.583-0.2360.97278.64％-0.5686-0.2760.93682.77％-0.553-0.170.75783.42％-0.5389-0.210.72183.29％-0.523-0.18351.47283.71％-0.508-0.4750.82881.09％-0.4938-0.2490.79382.34％-0.478-0.35661.43683.41％-0.4629-0.3961.29382.63％
其中，当a＝-0.7374，b＝-0.2919，c＝1.0108时，仿生叶片的性能最优。此时的环量分配函数如下：
y＝-0.7374x2–0.2919x+1.0108
第二涡轮仿生叶片前缘的入口角度为43°，叶片后缘的出口角度为135.5°，叶片整体的高度(最大弯度)为43.67mm，从进口到出口的轴向长度(弦长)为106.83mm，叶片形状对比如图3a、3b所示。
将仿生第二涡轮叶片与常规泵轮和导轮及第一涡轮搭配组合成液力变矩器，其扭矩比、效率、泵轮容量系数对比情况如图3c、图3d、图3e所示(图中横坐标为传动比)。在启动扭矩比上，第二涡轮采用仿生叶片后液力变矩器启动扭矩4.35，采用常规叶片的启动扭矩为4.27。第二涡轮采用仿生叶片最高效率值为84.95％；，采用常规叶片的最高效率值为83.16％；泵轮容量系数CF的对比显示第二涡轮采用仿生叶片后液力变矩器的泵轮容量系数大于常规仿生叶片值；仿生型液力变矩器性能优于原始液力变矩器。
1.2第一涡轮仿生叶片
本发明在不改变第一涡轮叶片其他结构参数的基础上改变其环量分配函数，环量分配函数的多项式为：y＝ax4+bx3+cx2+dx+e，其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值。参数a，b，c，d，e的取值范围为如下：
3.0619≤a≤6.0894-6.0787≤b≤-3.8151-0.406≤c≤0.0147-0.1814≤d≤0.47250.5972≤e≤1.5149]]>
运用ISIGHT优化软件对参数a，b，c，d，e进行优化，结合得到的参数a，b，c，d，e的取值范围，以变矩器效率为目标函数，选择拉丁超立方方法选取样本点，应用径向基函数方法构建代理模型，选择非支配排序遗传算法进行优化。优化结果如表2所示。
表2
abcdeη3.0619-4.674-0.2030.2921.26282.64％3.17-6.0787-0.1010.47250.97779.26％3.276-5.376-0.0430.2241.4281.31％3.38-5.142-0.014-0.1361.00978.19％3.48-5.298-0.2460.0220.88279.28％3.582-5.845-0.058-0.18141.19883.07％3.69-4.908-0.2320.4270.94582.49％3.7997-4.596-0.3910.360.8581.67％3.9-6.001-0.4060.451.48381.34％4-4.986-0.174-0.1591.38880.97％4.1141-5.08-0.14940.13690.991883.57％4.21-5.61-0.3620.3150.91481.11％4.31-3.8151-0.290.271.29383.26％4.42-5.688-0.2170.2471.0481.03％4.5228-4.127-0.0870.0441.35780.92％4.63-4.283-0.377-0.04660.62979.77％4.73-5.064-0.275-0.0010.6676.29％
4.8437-4.752-0.1590.0891.16779.16％4.94-5.532-0.1880.17970.75580.27％5.05-5.22-0.0720.0671.45281.21％5.159-3.893-0.3480.11241.2382.99％5.25-4.83-0.1160.3370.69281.45％5.367-5.766-0.333-0.0240.81982.56％5.46-3.971-0.0290.20290.597281.79％5.5755-4.361-0.304-0.0691.514980.66％5.67-4.440-0.1141.07279.81％5.78-4.5180.01470.4051.13580.37％5.881-4.049-0.2610.13480.72481.61％5.99-4.205-0.1450.3820.78779.54％6.0894-5.923-0.13-0.09111.32582.25％
其中，当a＝4.1141，b＝-5.08，c＝-0.1494，d＝0.1369，e＝0.9918时，变矩器的效率最高，仿生叶片的性能最优，此时的环量分配函数如下：
y＝4.1141x4-5.08x3-0.1494x2+0.1369x+0.9918
第一涡轮仿生叶片前缘的入口角度为118.5°，内切圆半径为5.11mm，叶片后缘的出口角度为152°，其内切圆半径为0.32mm，长度为3.6～4mm左右，叶片整体的高度(最大弯度)为22.29mm，从进口到出口的轴向长度(弦长)为31.03mm。
将仿生第一涡轮叶片与原始泵轮和导轮及第二涡轮搭配组合成液力变矩器，其扭矩比、效率、泵轮容量系数对比情况如图4c、图4d、图4e所示。在启动扭矩比上，第一涡轮采用仿生叶片后液力变矩器为4.38，采用常规叶片4.27。对于效率，第一涡轮采用仿生叶片后液力变矩器的最高效率为83.57％,，用常规叶片的最高效率83.16％；在泵轮容量系数CF的对比上，第一涡轮采用仿生叶片后液力变矩器的泵轮容量系数大于采用常规叶片；仿生型液力变矩器性能优于原始液力变矩器。
1.3泵轮仿生叶片
本发明在不改变泵轮叶片其他结构参数基础上采用仿生技术改变其环量分配函数，环量分配函数的多项式为：y＝ax3+bx2+cx+d。其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应 的环量分配值。参数a，b，c，d的取值范围为如下：
-1.4827≤a≤-0.7116-1.7632≤b≤-0.83640.0377≤c≤1.1008-0.3767≤d≤0.3645.]]>
运用ISIGHT优化软件对参数a，b，c，d进行优化，结合得到的参数a，b，c，d的取值范围，以变矩器效率为目标函数，选择拉丁超立方方法选取样本点，应用径向基函数方法构建代理模型，选择非支配排序遗传算法进行优化。优化如表3所示。
表3
abcdη-1.4827-1.6350.0377-0.0783.78％-1.456-1.5710.2940.21181.95％-1.43-1.220.7340.08380.24％-1.403-1.5080.111-0.19879.64％-1.376-1.6670.5140.00783.97％-1.35-0.9960.918-0.12182.44％-1.323-1.76321.027-0.381.79％-1.297-1.7310.184-0.09682.31％-1.27-1.4440.8810.364581.48％-1.243-1.3480.3310.05882.12％-1.217-1.1240.2580.33980.04％-1.19-1.4760.4780.23778.62％-1.164-1.2520.661-0.27479.49％-1.137-0.9320.771-0.17280.17％-1.1129-1.34750.7683-0.000984.60％-1.084-1.6990.9540.18683.29％-1.057-0.9640.551-0.32681.23％-1.031-1.060.368-0.22380.75％-1.004-1.0280.9910.10982.09％-0.977-1.380.1480.1683.16％-0.951-1.0920.0740.13481.21％-0.924-0.8680.698-0.376782.67％
-0.898-1.5390.8440.03283.16％-0.871-1.4120.624-0.35181.92％-0.845-1.2841.064-0.14781.88％-0.818-1.1560.2210.26280.13％-0.791-1.3160.404-0.01981.61％-0.765-0.91.10080.28881.26％-0.738-0.83640.4410.31380.35％-0.7116-1.6030.588-0.04482.79％
其中，当a＝-1.1129，b＝-1.3475，c＝0.7683，d＝-0.0009时，液力变矩器的效率最高，仿生叶片的性能最优。此时的环量分配函数如下：
y＝-1.1129x3-1.3475x2+0.7683x-0.0009
泵轮仿生叶片前缘的入口角度为110°，叶片后缘的出口角度为78.5°，叶片整体的高度(最大弯度)为55.13mm，从进口到出口的轴向长度(弦长)为96.89mm，叶片形状对比如图5a、5b所示。
将仿生泵轮叶片与常规第二涡轮和导轮及第一涡轮搭配组合成液力变矩器，其扭矩比、效率、泵轮容量系数对比情况如图5c、图5d、图5e所示。在启动扭矩比上，泵轮采用仿生叶片和采用常规叶片液力变矩器启动扭矩分别为4.31、4.27。效率曲线上，泵轮采用仿生叶片对应的液力变矩器的最高效率84.6％，采用常规叶片的最高效率为83.16％；泵轮容量系数CF上，常规叶片所对应液力变矩器的泵轮容量系数小于采用仿生叶片，二者相差较小，仿生型液力变矩器性能优于原始液力变矩器。
1.4导轮仿生叶片
本发明在不改变导轮叶片其他结构参数基础上采用仿生技术改变其环量分配函数，环量分配函数的多项式为：y＝ax3+bx2+cx+d。其中x为中弧线上各等分点的横坐标，y为相应的环量分配值。参数a，b，c，d的取值范围为如下：
0.6044≤a≤1.4151-0.5792≤b≤-0.1698-0.1989≤c≤0.581-0.4221≤d≤0.3746]]>
运用ISIGHT优化软件对参数a，b，c，d进行优化，结合得到的参数a，b，c，d的取值范围，以变矩器效率为目标函数，选择拉丁超立方方法选取样本点，应用径向基函数方法 构建代理模型，选择非支配排序遗传算法进行优化，如表4所示。
表4
abcdη0.6044-0.1840.420.29281.69％0.632-0.2970.1780.15580.16％0.66-0.3110.204-0.25779.28％0.688-0.1698-0.038-0.09279.66％0.716-0.5792-0.0910.2182.91％0.744-0.5370.3120.181.37％0.772-0.2830.554-0.2382.11％0.8-0.353-0.118-0.3483.08％0.828-0.480.097-0.20280.06％0.856-0.3390.043-0.0179.15％0.884-0.2550.50.3278.97％0.912-0.3670.2580.34783.13％0.94-0.466-0.064-0.06582.76％0.968-0.325-0.1450.12781.43％0.992-0.1920.1936-0.005883.79％1.024-0.4940.366-0.14782.19％1.052-0.509-0.011-0.31280.61％1.08-0.5510.393-0.39582.22％1.108-0.240.151-0.03781.94％1.136-0.4520.339-0.422182.42％1.164-0.5230.473-0.36780.36％1.191-0.41-0.1720.04580.69％1.219-0.3820.231-0.17581.59％1.247-0.2120.2850.18282.73％1.275-0.4240.0160.374680.92％1.303-0.4380.527-0.1278.87％1.331-0.1980.581-0.28579.46％1.359-0.2260.4470.07279.81％1.387-0.2690.1240.01780.62％
1.4151-0.396-0.19890.26581.73％
其中，当a＝0.992，b＝-0.192，c＝0.1936，d＝-0.0058时，液力变矩器的效率达到最高，仿生叶片的性能最优。此时环量分配函数如下：
y＝0.992x3-0.192x2+0.1936x-0.0058
导轮仿生叶片前缘的入口角度为83°，叶片后缘的出口角度为30°，叶片整体的高度(最大弯度)为44.08mm，从进口到出口的轴向长度(弦长)为28.81mm，叶片形状对比如图6a、6b所示。
将仿生导轮叶片与常规第二涡轮和泵轮及第一涡轮搭配组合成液力变矩器，其扭矩比、效率、泵轮容量系数对比情况如图6c、图6d、图6e所示。在启动扭矩比上，仿生导轮叶片对应的液力变矩器为4.43，常规叶片对应的液力变矩器为4.27。对于效率，仿生导轮叶片对应的最高效率值分别为83.79％；常规叶片对应的最高效率值为83.16％；泵轮容量系数CF的对比显示，常规叶片所对应液力变矩器的泵轮容量系数小于仿生叶片值；仿生型液力变矩器性能优于原始液力变矩器。
2具有沟槽的导轮仿生叶片
本发明在导轮叶片吸力面上靠近叶片入口的前部布置U型仿生沟槽以干扰边界层的流动。仿生沟槽的微观结构如图7所示。沟槽间距s和高度h的尺寸设计与流体的流动性质密切相关。根据大量的CFD仿真结果，当其高度h和间距s的无量纲尺寸0＜h+≤25和0＜s+≤30时，具有减阻特性，此时，由公式s＝s+ν/Vτ及h＝h+ν/Vτ计算得到的s和h的取值范围为0＜s≤0.83mm，0＜h≤1mm。其中ν为流体运动黏度，Vτ＝(τ0/ρ)0.5为叶片壁面剪切速度；ρ为流体密度，τ0为叶片壁面剪切应力。其中叶片壁面剪切应力τ0通过Blasius摩擦系数和Fanning摩擦因子相结合而近似解出：
Cf,B=0.0791(V0d/v)-1/4Cf,F=2τ0/ρV02Cf,B=Cf,F---(3)]]>
得到壁面剪切应力为：
τ0＝0.03955ν1/4ρV07/4d-1/4(4)
其中ν为流体运动黏度，d＝4A/D是流道水力直径，A为横截面积，D为湿周，τ0为壁 面剪切应力，ρ为流体密度，V0为平均流动速度。
运用ISIGHT优化软件对参数h和s进行优化，结合得到的参数h和s的取值范围，以变矩器效率为目标函数，选择拉丁超立方方法选取样本点，应用径向基函数方法构建代理模型，选择非支配排序遗传算法进行优化。优化结果如表5所示。
表5
hsη00.630.76％0.0340.401-5.34％0.0690.1726.28％0.1030.1141.46％0.1380.716-2.52％0.1720.29.15％0.2070.2588.63％0.2410.2867.22％0.2760.2296.45％0.310.572-1.29％0.34500.25％0.3790.8011.87％0.4140.3726.49％0.4480.1437.14％0.4830.6588.21％0.50.510.87％0.5520.830.89％0.5860.0571.73％0.6210.687-5.64％0.6550.0869.13％0.690.487-3.92％0.7240.3436.41％0.7590.7735.49％0.7930.4296.57％0.8280.0297.23％
0.8620.51510.16％0.8970.4587.68％0.9310.5448.19％0.9660.7447.34％10.3156.81％
由上表可知，当h＝h+ν/Vτ＝0.5mm，s＝s+ν/Vτ＝0.5mm时，减阻效果最佳，最大减阻率为10.87％。
仿生沟槽区域起始部位距离叶片入口的距离为L1＝7.43mm，同时，沟槽区域的末尾部位离叶片出口的距离为L2＝11.52mm，仿生沟槽的具体分布位置见图8，因为液流沿上游叶片出口方向直接冲击叶片时，该区域具有正的压力梯度，使得流体速度减小很快，最终导致附面层的分离、漩涡的产生与扩散、脱流以及二次流的产生，是流动损失最为严重的区域。
3具有凹坑非光滑仿生形态的泵轮内、外环
湍流中边界层的厚度越高意味着动能的损耗越大，仿生非光滑表面减阻的基本原理在于降低了边界层厚度，推迟或是抑制了边界层内部的流动分离，因此仿生非光滑单元体深度S的尺寸可以通过边界层的厚度来估算。本发明用下列公式来估算非光滑单元体的深度S，y+<30～70,y≤0.2δ,其中δ为边界层厚度，这里y(即S)为非光滑单元体的深度。泵轮内、外环的边界层厚度用平板湍流边界层厚度公式来估算。取单个流道作为计算域，内、外环径向弧长l分别为60mm，118mm，液流在整个传动过程中相对泵轮内、外环表面的径向流速范围为U∞＝4.34～8.2m/s，利用下列公式计算边界层的厚度。
δ0.37lRe-1/5Re=U∞l/v---(5)]]>
式中l为平均长度，Re为雷诺数，流体传动油的运动黏度系数ν＝3×10-5m2/s，边界层厚度的计算结果如表2.2所示
表2.2模型边界层厚度

因此，非光滑单元体深度S的取值范围为0.64mm～1.24mm，非光滑单元体的直径D取值范围为1.28～2.48。设计凹坑型单元体尺寸时，主要考虑以下参数：直径D、横向间距W、纵向间距L和凹坑深度S，见图10a、图10b。本发明选取D＝2mm,W＝3mm,L＝5mm，S＝1mm，以四种排列方式，在液力变矩器泵轮的内、外环表面进行处理，四种常见的排列方法，见图11a(矩阵排列)、图11b(等差排列)、图11c(菱形排列)、图11d(随机排列)。对单个流道进行CFD仿真评估，为了验证非光滑表面的减阻效果，减阻率被定义为
CSM-CNSCSM×100%---(6)]]>
其中CNS及CSM分别是非光滑表面及光滑表面上由粘性力因子Cv及压力因子Cp组成的总的系数，粘性力因子Cv及压力因子Cp分别被定义为
CV=FV1/2ρv2A]]>及Cp=Fp1/2ρv2A---(7)]]>
式中v是泵轮壳体上流体的平均速度，ρ为流体密度，A是壳体表面上的面积。图12为在4～8m/s的进口速度条件下四种排列方式的减阻效果。四种排列方式中，矩形排列减阻效果最佳，减阻率最高可达到6％。因此，本发明将非光滑单元体以矩形排列方式，在液力变矩器泵轮的内、外环表面进行处理，见图9a、图9b。
4具有乳突疏水表面的液力变矩器导轮叶片
在实际的液流流动过程中，液力变矩器导轮叶片的压力面出口区域容易产生非周期性的流动分离，尤其是在压力面的尾部区域(出口区域)，液流通常具有较高的湍流度，叶片近壁面的液流速度相对较大，导致壁面摩擦阻力和速度梯度也会相应变大，能量损失较为严重，因此本发明在其压力面出口区域设置了仿生乳突结构，如图13所示。根据大量的分析结果，本发明将乳突结构的半径R的取值范围设计为0.04mm～0.1mm，乳突非光滑单元凸起高度H的取值范围为0.06mm～0.16mm，乳突单元体的间距Wr范围0.1mm～0.25mm，如图14a、图14b所示。在这种情况下，水滴在叶片乳突结构表面上的接触角大于150°，为超疏水表面，此时的仿生叶片能够减小壁面摩擦阻力，改善流动状态。图13显示的是设计尺寸为H×R×R＝0.16mm×0.1mm×0.1mm的乳突单元体，间距Wr为100μm，接触角达到157.6°。乳突单元体群分布在叶片压力面尾部，分布均匀，且乳突区域的整体宽度Lt为15mm，具体位 置如图13所示。
5具有多生物特征的双涡轮液力变矩器
通过上述各个仿生部件的设计，综合考虑双涡轮液力变矩器各项性能的要求，将各个工作轮中的原始叶片替换成仿生叶片，从而组成仿生叶片组，在此基础之上，将泵轮内、外环表面部分区域加工成凹坑型的非光滑表面，同时，在仿生导轮叶片的吸力面上布置U型仿生沟槽，在压力面设置乳突疏水表面。最终，将仿生叶片组、仿生沟槽、非光滑表面、疏水表面四种因素融入到双涡轮液力变矩器中，发明出一种具有多种生物特征的仿生耦合双涡轮液力变矩器。
仿生型液力变矩器与常规变矩器相比之下，启动扭矩比上，仿生型从4.27升高到4.45，详见附图15。在低转速比与高转速比区间的最高效率值分别为83.16％,84.67％，提高的数值分别为1.19,1.51个百分点，在速比0.6工况下，最低效率从64.18％提高到67.39％，详见附图15、图16、图17。泵轮容量系数CF仿生叶片组变化较小，详见图17。综上所述，相比于原有变矩器，仿生型液力变矩器的启动扭矩与最高效率都有所增大，说明液力元件的仿生设计可以减小其液力损失，具有良好的减阻增效效果，提高其工作效率，从而改善了整机的工作性能。