液力變矩器泵輪軸套焊接對流體性能影響研究

彭小龍，凌錫春，蔣勇

（重慶紅宇精密工業集團有限公司，重慶 402760）

0 引言

液力變矩器是以液體為介質的葉片機械，當應用于汽車傳動系統時，其與發動機匹配是否得當，直接影響汽車的動力性和經濟性，因此在設計液力變矩器時需按照發動機特性確定液力變矩器的流體性能并作為設計輸入[1]。液力變矩器流體性能主要評價指標為變矩比k、效率η、容量特性系數C，其由液力變矩器循環圓流道、ATF油特性共同決定。在實際研發過程中，為縮短液力變矩器研發周期，減少研發成本，采用計算流體力學CFD的方法對液力變矩器的內部三維流場進行分析預測，并根據仿真分析計算結果針對性地對循環圓進行優化調整[2]，最終得到符合目標要求的流體性能及流道模型作為樣件制造的依據。泵輪總成是液力變矩器循環圓的一個重要組成件，其由泵輪、泵輪軸套兩部分構成，通過環焊方式形成一整體組件。泵輪總成的構成件均為薄壁件，在焊接過程中易產生形變，造成泵輪總成的尺寸、輪廓與理論設計發生偏差。在以往研究中發現，液力變矩器循環圓面積、循環圓橢圓形狀變化均會導致流體性能改變[3]，因此泵輪軸套焊接易造成流體性能偏差。

為分析泵輪軸套焊接對流體性能的影響，本文以某220循環圓液力變矩器為例，通過SYSWELD有限元分析軟件確定泵輪總成在泵輪軸套焊接后的變形規律；在此基礎上，通過CFD仿真及試驗驗證泵輪軸套焊接變形對液力變矩器流體性能的影響，提升快速正向設計研發能力。

1 泵輪軸套焊接對循環圓的影響分析

液力變矩器循環圓由泵輪、導輪、渦輪葉柵及三者間的無葉柵區構成，其結構如圖1所示。通過ATF油在循環圓中的流動實現機械能與液體能間相互轉換。

圖1 液力變矩器循環圓流道組成

泵輪總成由泵輪殼體、泵輪葉片及泵輪軸套組成。泵輪葉片與泵輪殼體組成泵輪總成的葉柵區，泵輪軸套與泵輪殼體通過止口進行定位，采用焊接方式形成整體組件，其結構如圖2所示，泵輪葉柵與導輪、渦輪葉柵間的軸向間距通過止推軸承面與泵輪殼體間的相對高度尺寸（H2）控制。但在實際工程中為保證液力變矩器與變速箱的軸向對接尺寸，通常泵輪軸套焊接后以軸套撥叉端面為基準（A基準）對軸承止推面進行車加工，以保證軸向尺寸H1、H2尺寸通過尺寸鏈間接控制。

圖2 泵輪總成結構示意圖

在泵輪軸套的焊接過程中，由于焊接時溫度場分布不均勻，焊縫區域溫度高，母材溫度相對較低，同時冷卻過程中焊縫區金屬液體收縮受限，在構件內部形成了焊接殘余應力[4]。受焊接殘余應力的影響，泵輪殼體、泵輪葉片產生形變，導致泵輪葉柵變化，同時泵輪殼體、泵輪軸套的焊接變形也將導致H2尺寸變化，導致泵輪葉柵與導輪、渦輪葉柵間的軸向間距改變。

2 焊接有限元模型分析

2.1 有限元網格模型

泵輪軸套與泵輪殼體焊接采用熔化極氣體保護焊MAG焊接方式，焊縫為環形焊縫，焊縫截面直徑為98 mm，接頭形式為對接接頭，焊縫余高為1.5～2.0 mm。在SYSWELD中建立幾何模型并進行網格劃分，根據焊接過程中的溫度梯度變化在焊縫及其附近區域采用較細網格，以提高計算精度，遠離焊縫區域采用較稀疏的網格，以節約計算時間。有限元網格模型如圖3所示，共139 455個3D單元，其中六面體網格占比97.53%。

圖3 泵輪總成有限元網格模型

2.2 參數設計

泵輪葉片材料為DC01，泵輪殼體材料為SPHE，泵輪軸套材料為40Cr，其材料化學組成如表1～表3所示。

表1 泵輪葉片（DC01）化學成分質量分數 %

表2 泵輪軸套（40Cr）化學成分質量分數 %

表3 泵輪殼體（SPHE）化學成分質量分數 %

本案例焊接方式采用MAG焊，焊接速度為700～750 mm/min，焊接電流為140～160 A，焊接電壓為17～20 V，采用雙橢球熱源模型作為熱源模型，并參照實際焊接工裝對焊接模型進行約束，焊接技術參數如表4所示。

表4 焊接技術參數

在焊接向導中對參數進行設置，進行熱源模型校核，截面溫度場如圖4所示，與實際焊接試樣進行比對，焊縫熔池、熱影響區域與實際狀態一致。

圖4 焊縫截面溫度場與實際狀態對比

2.3 求解與分析

泵輪軸套經環焊后冷卻至室溫20 ℃，整個泵輪總成變形量趨勢如圖5所示。泵輪總成整個總成節點位移量的變化范圍為0～0.59 mm，從顏色分布可以看出，變形最大區域在泵輪軸套軸承止推面上，最大為0.59 mm，與實際測得的軸套焊后軸向變形量0.55 mm基本相符。泵輪外殼與泵輪軸套搭接止口處變形量為0.33～0.42 mm，泵輪葉柵區域基本在0.1 mm以下，變形量可忽略不計。

圖5 泵輪軸套焊接變形趨勢

3 CFD有限元模型分析

根據SYSWELD分析結果可得知：1）泵輪葉柵區域整體變形量微小，可忽略不計；2）泵輪軸套軸承止推面焊后高度提升0.59 mm，即按理論尺寸車加工并進行裝配后，泵輪葉柵與其它葉柵間距減小0.59 mm。

根據以上結果對CFD三維模型進行調整，進行流體仿真，并與調整前的仿真結果進行對比。

3.1 有限元網格模型建立

為了減少計算量并保證計算精度，使用周期性邊界條件：計算模型包含1個泵輪流道、1個渦輪流道、1個導輪流道，并在軟件中設置各輪之間的Pitch Rati，Pitch Rati=360°÷葉片數。

運用TURBOGRID軟件分別對泵輪、渦輪和導輪流道模型進行網格劃分，生成全六面體網格，如圖6所示。

圖6 流道模型

3.2 邊界條件設定

在CFD計算中，整個流體為封閉的內流場，需要設置各個葉輪的進出口交互面和旋轉的周期面，內環、外殼和葉片為無滑移的壁面，泵輪與渦輪交互面處壓力為0.7 MPa，參照試驗轉速設定泵輪轉速，渦輪轉速按0～0.92速比進行設定，液力傳動油參數為：密度為813 kg/m3，動力黏度系數為6.038×10-3Pa·s。

3.3 結果分析

通過CFD仿真計算得到不同速比下的葉片壓力分布云圖及對應轉矩，壓力分布云圖如圖7所示。根據泵輪、渦輪的轉速及轉矩，計算出不同工況下液力變矩器的變矩比、容量系數（如表5），得到性能曲線，如圖8所示。

圖8 某220 液力變矩器流體性能仿真計算曲線對比

表5 三維模型調整前后CFD仿真結果

圖7 不同工況下泵輪葉片的壓力云圖

式中：k為變矩比；TT為渦輪轉矩，N·m；TP為泵輪轉矩，N·m；K為容量系數，N·m/（r/min）2；nP為泵輪轉速，r/min。

對于液力變矩器流體性能，一般要求變矩比公差為±5%，容量系數公差為±10%。根據仿真計算得出性能曲線進行對比分析，隨著泵輪葉柵與其它工作輪葉柵間距的減小，容量系數及變矩比均發生較大變化。在低速比時變化最為明顯：0速比時變矩比上升2.4%，容量系數下降6.55%，隨著速比增加，變矩比及容量系數變化率呈減小趨勢，速比為0.8時變矩比下降0.3%，容量系數下降1.73%，如表5所示。

4 試驗驗證

為驗證CFD仿真分析結果正確性，采用10套液力變矩器，分為2組，進行對比試驗驗證，其中組一為對照組，泵輪總成各零部件不作調整；組二為驗證組，根據SYSWELD分析結果,對泵輪軸套止口高度進行調整，預留0.6 mm焊接變形量，其余零部件不作調整，以保證泵輪軸套車加工后裝配時循環圓尺寸符合理論設計。

為避免其它工作輪帶來的影響，渦輪與導輪不變，僅對泵輪進行更換后重新組裝焊接，進行流體性能測試。

根據測試得到的泵輪、渦輪的轉速及轉矩均值得到變矩比、容量系數及性能曲線，如表6、圖9所示。

表6 試驗驗證數據

圖9 某220 液力變矩器流體性能試驗曲線對比

通過試驗對比發現，隨泵輪葉柵與其它工作輪葉柵間距減小0.6 mm后，0速比的變矩比上升3.83%，容量系數下降5.52%，0.8速比的變矩比上升0.8%，容量系數下降1.22%，變化趨勢與CFD仿真結果吻合。

5 結語

1）應用SYSWELD有限元分析軟件分析了泵輪總成焊接變形。分析結果表明，泵輪軸套焊接后，泵輪葉柵區未發生明顯變形，泵輪軸套止推面及泵輪止口位置附近產生明顯變形，變形量約為0.59 mm，泵輪軸套處變形量與實際情況吻合。

2）采用CFD有限元分析軟件進行了分析。分析結果表明，隨泵輪葉柵與其它工作輪葉柵間間距減小，流體性能產生變化，變矩比呈增加趨勢，容量系數呈減小趨勢。

3）進行了試驗驗證，試驗驗證數據與CFD有限元分析結果進行對比后發現，流體性能變化趨勢與仿真結果吻合。

4）依據焊接變形趨勢，在泵輪軸套設計時通過調整止口尺寸預留一定的軸向尺寸，以抵消泵輪軸套焊接后的變形量，可在保證泵輪總成軸向高度的前提下減小樣件流體性能與仿真計算間的偏差。