劉利寶 李紅敏 龐作普 張皓 王瑞波 許超楠 胡念明

（長(zhǎng)城汽車(chē)股份有限公司；河北省汽車(chē)技術(shù)研究中心）

左軸短右軸長(zhǎng)型驅(qū)動(dòng)軸在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，其支架將承受反作用力矩，因此須進(jìn)行強(qiáng)度校核；同時(shí)為了保證NVH性能，須進(jìn)行模態(tài)校核。大多數(shù)情況下，都會(huì)對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度和模態(tài)校核，目前各汽車(chē)零部件開(kāi)發(fā)公司都只是通過(guò)常規(guī)經(jīng)驗(yàn)，對(duì)其進(jìn)行保守設(shè)計(jì)，即選擇較大的摩擦因數(shù)（0.3）。因該支架故障率較低，故從未引起人們對(duì)其輕量化設(shè)計(jì)的注意。文章著眼于降低該支架CAE分析時(shí)的摩擦因數(shù)，再減薄該支架臂厚，以實(shí)現(xiàn)減重降成本，填補(bǔ)了該支架輕量化的空白，對(duì)于改變其材料來(lái)提升性能方法不做相關(guān)闡述。

1 驅(qū)動(dòng)軸支架設(shè)計(jì)

1.1 材料機(jī)械性能[1]

驅(qū)動(dòng)軸支架采用ZL111材料，其抗拉強(qiáng)度為315 MPa，伸長(zhǎng)率為2%，布氏硬度為100 HBS。

考慮到材料力學(xué)性能和載荷的波動(dòng)性，取屈服強(qiáng)度進(jìn)行比較，具有較大的安全系數(shù)。底盤(pán)部件為重要部件，為了保險(xiǎn)起見(jiàn)，可采用屈服強(qiáng)度分析。根據(jù)行業(yè)經(jīng)驗(yàn)，鑄鋁材料屈服強(qiáng)度一般選取抗拉強(qiáng)度的50%～60%[2-3]，即：157.5～189 MPa，此處屈服強(qiáng)度取160 MPa。

1.2 工況分析

驅(qū)動(dòng)軸運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，驅(qū)動(dòng)軸輸出最大扭矩，現(xiàn)在行業(yè)上采用的保守滑動(dòng)軸承摩擦因數(shù)為0.3，則1擋驅(qū)動(dòng)軸輸出的最大扭矩（M/N·m）：

式中：T——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，取210 N·m；

ig1——變速器1擋速比，取3.933；

ig0——主減速比，取4.5；

μ——摩擦因數(shù)，取0.3。

因驅(qū)動(dòng)軸輸出的最大扭矩與驅(qū)動(dòng)軸支架承受力矩相等，故支架承受力矩：

該支架安裝示意圖，如圖1所示，將該支架固定后加載力矩，其邊界條件模型圖，如圖2所示。

圖2 驅(qū)動(dòng)軸支架邊界條件模型圖

1.3 結(jié)果分析

因支架的高應(yīng)力區(qū)域在螺栓孔附近，只將力矩改變正反方向，應(yīng)力數(shù)值不發(fā)生變化。因此前進(jìn)/倒擋應(yīng)力值相同，只需研究一種狀態(tài)即可驗(yàn)證該支架強(qiáng)度。經(jīng)加載力矩后得到強(qiáng)度結(jié)果，如圖3所示。

圖3 驅(qū)動(dòng)軸支架設(shè)計(jì)狀態(tài)應(yīng)力云圖（μ=0.3）

經(jīng)分析，最大應(yīng)力值為165 MPa（圖3中支架側(cè)臂紅色區(qū)域數(shù)值），略高于屈服強(qiáng)度160 MPa，所以支架存在失效風(fēng)險(xiǎn)，即支架側(cè)臂最大力臂處拉斷，底座力臂最短處壓潰。其中該支架螺栓安裝孔處，即螺栓法蘭面與支架搭建處也存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，可通過(guò)修倒角消除應(yīng)力集中，故此影響可忽略。

2 驅(qū)動(dòng)軸支架優(yōu)化

2.1 優(yōu)化方向

為滿(mǎn)足強(qiáng)度要求，根據(jù)鑄件技術(shù)要求[1]，對(duì)該支架的側(cè)臂與底座連接處加筋并增大倒角，加筋和倒角位置及尺寸，如圖4所示。

圖4 驅(qū)動(dòng)軸支架正面加筋并增大倒角后模型圖

2.2 優(yōu)化結(jié)果

加筋并增大倒角后得到該支架的應(yīng)力云圖，如圖5所示。從圖5可以看出，經(jīng)優(yōu)化后最大應(yīng)力降為155 MPa（圖5中支架側(cè)臂紅色區(qū)域數(shù)值），小于屈服強(qiáng)度160 MPa，滿(mǎn)足使用要求。

圖5 驅(qū)動(dòng)軸支架優(yōu)化狀態(tài)應(yīng)力云圖（μ=0.3）

2.3 模態(tài)分析

對(duì)優(yōu)化后的支架加載后測(cè)其模態(tài)，得到該支架1階Y方向橫擺振型圖和2階Y方向扭轉(zhuǎn)振型圖，分別如圖6和圖7所示。

圖6 驅(qū)動(dòng)軸支架Y方向橫擺振型圖（1階頻率，820 Hz）

圖7 驅(qū)動(dòng)軸支架Y方向扭轉(zhuǎn)振型圖（2階頻率，1 564 Hz）

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)積累，多款車(chē)型發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞至前驅(qū)動(dòng)軸1階彎曲模態(tài)實(shí)測(cè)值，如表1所示，選取最高頻率404.1 Hz，并取安全系數(shù) 1.1～1.2，得 444.4～484.92 Hz，取450 Hz作為1階臨界模態(tài)。

表1 前驅(qū)動(dòng)軸1階彎曲模態(tài)實(shí)測(cè)值 Hz

從圖6可以看出，1階模態(tài)頻率為820 Hz，遠(yuǎn)高于450 Hz，滿(mǎn)足NVH性能要求。經(jīng)分析該驅(qū)動(dòng)軸支架模態(tài)遠(yuǎn)高于整車(chē)模態(tài)，不會(huì)引起共振，后期無(wú)需再考慮。

3 驅(qū)動(dòng)軸支架設(shè)計(jì)變更

3.1 設(shè)計(jì)變更

后期開(kāi)發(fā)過(guò)程中，因與驅(qū)動(dòng)軸支架配合的驅(qū)動(dòng)軸軸承支架厚度加厚4 mm，且驅(qū)動(dòng)軸支架與發(fā)動(dòng)機(jī)和驅(qū)動(dòng)軸安裝位置不能改變，即驅(qū)動(dòng)軸支架需減薄4 mm以滿(mǎn)足螺栓長(zhǎng)度要求，此時(shí)需對(duì)驅(qū)動(dòng)軸支架重新開(kāi)模或更改其結(jié)構(gòu)，以滿(mǎn)足開(kāi)發(fā)需求。

從輕量化和節(jié)約成本角度考慮將該支架力臂厚度減薄4 mm，減薄后的設(shè)計(jì)變更對(duì)比圖，如圖8所示。

圖8 驅(qū)動(dòng)軸支架設(shè)計(jì)變更對(duì)比圖（紅色為設(shè)計(jì)狀態(tài)，灰色為變更狀態(tài)）

3.2 強(qiáng)度分析

支架力臂減薄4 mm后的應(yīng)力云圖，如圖9所示。從圖9可以看出，該支架側(cè)臂減薄4 mm后應(yīng)力明顯增大，已遠(yuǎn)超過(guò)160 MPa，不滿(mǎn)足要求。

圖9 驅(qū)動(dòng)軸支架力臂減薄4 mm后應(yīng)力云圖（μ=0.3）

4 驅(qū)動(dòng)軸支架輕量化

由圖3可以看出，因?yàn)槭亲畲罅Ρ厶?，此處是危險(xiǎn)截面，不滿(mǎn)足強(qiáng)度要求；增加小筋后的驅(qū)動(dòng)軸支架（圖4），相當(dāng)于增加三角形支撐，強(qiáng)度滿(mǎn)足CAE分析要求。耐久車(chē)試驗(yàn)完畢后，即經(jīng)歷壞路、高環(huán)及山路6萬(wàn)km路試，驅(qū)動(dòng)軸支架無(wú)失效，且將樣件返廠后，經(jīng)分析，無(wú)任何缺陷，理論校核與試驗(yàn)驗(yàn)證相吻合，說(shuō)明理論具備一定的指導(dǎo)意義。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)積累，量產(chǎn)車(chē)型采用的驅(qū)動(dòng)軸支架從未有過(guò)因強(qiáng)度不足而導(dǎo)致的失效問(wèn)題，說(shuō)明此種設(shè)計(jì)（增加小筋和增大倒角的優(yōu)化狀態(tài)）不是經(jīng)濟(jì)意義上的最優(yōu)化選擇，因而有理由懷疑是否存在設(shè)計(jì)上的強(qiáng)度過(guò)剩問(wèn)題，這將為當(dāng)今的輕量化提供明確方向。對(duì)于鋁制材料，價(jià)格基本是按照質(zhì)量大小來(lái)定的，對(duì)于驅(qū)動(dòng)軸支架來(lái)說(shuō)，減重意味著降成本。

4.1 減重方向

對(duì)驅(qū)動(dòng)軸支架承受力矩分析可知，T，ig1，ig0均為一定狀態(tài)下的因車(chē)型而相對(duì)固定的值，可以相對(duì)改變的值為μ，行業(yè)內(nèi)此值通常選取為0.3；根據(jù)行業(yè)內(nèi)相關(guān)經(jīng)驗(yàn)可知，μ可以下探至0.2～0.25。

查閱相關(guān)文獻(xiàn)，μ受軸承型式、軸承負(fù)荷、轉(zhuǎn)速及潤(rùn)滑方式等影響較大，對(duì)于滑動(dòng)軸承，一般μ=0.01～0.02，有時(shí)也達(dá)0.1～0.2[4]。驅(qū)動(dòng)軸支架運(yùn)動(dòng)工況與滑動(dòng)軸承相似，取產(chǎn)生最大摩擦力的μ值上限0.2為減重摩擦因數(shù)設(shè)定值。

4.2 減重結(jié)果

若μ取0.2進(jìn)行試探性驗(yàn)證設(shè)計(jì)，代入式（1）得：M=743.337 N·m。支架側(cè)臂減薄4 mm后應(yīng)力云圖，如圖10所示。從圖10可以看出，最大應(yīng)力降為135MPa，仍滿(mǎn)足使用要求。但很明顯質(zhì)量降低了78g，如表2所示。

圖10 支架側(cè)臂減薄4 mm后應(yīng)力云圖（μ=0.2）

表2 驅(qū)動(dòng)軸支架質(zhì)量對(duì)比表（μ=0.2）

5 結(jié)論

1）根據(jù)以往經(jīng)驗(yàn)μ選為0.3時(shí)，若該驅(qū)動(dòng)軸支架經(jīng)分析滿(mǎn)足強(qiáng)度要求，于是整車(chē)經(jīng)歷耐久試驗(yàn)驗(yàn)證后，無(wú)失效現(xiàn)象發(fā)生，證明此CAE分析方法有效；

2）將某型右前驅(qū)動(dòng)軸支架臂厚減薄4 mm后，選用μ=0.2，經(jīng)ABAQUS分析，滿(mǎn)足CAE強(qiáng)度要求，并經(jīng)歷耐久試驗(yàn)驗(yàn)證后亦無(wú)失效現(xiàn)象發(fā)生，達(dá)到了減重降成本的目的。