李春風(fēng)， 汪 洋， 高衛(wèi)娟， 游建毅

(1.湖北航天技術(shù)研究院特種車輛技術(shù)中心，武漢 430040；2.海軍駐武漢三江航天集團軍事代表室，孝感 432100；3.中國航天科工集團第四研究院，武漢 430040)

傳動軸支架共振危害研究

李春風(fēng)1， 汪 洋2， 高衛(wèi)娟1， 游建毅3

(1.湖北航天技術(shù)研究院特種車輛技術(shù)中心，武漢 430040；2.海軍駐武漢三江航天集團軍事代表室，孝感 432100；3.中國航天科工集團第四研究院，武漢 430040)

在對已設(shè)計好的某車輛傳動軸中間支撐支架結(jié)構(gòu)進行強度仿真和模態(tài)有限元計算時，發(fā)現(xiàn)該中間支撐支架與傳動軸存在共振現(xiàn)象，并且此共振現(xiàn)象與臺架模擬試驗結(jié)果一樣.經(jīng)改進結(jié)構(gòu)設(shè)計,重新進行強度仿真和模態(tài)有限元計算、及臺架模擬試驗和實車測試，結(jié)果表明，傳動軸中間支撐支架的固有頻率得到了提高，避開了傳動軸共振頻率，證明傳動軸中間支撐支架的結(jié)構(gòu)改進措施有效.

傳動軸；傳動軸支架；共振

某車輛傳動軸中間支撐支架設(shè)計時，通過仿真計算發(fā)現(xiàn)，傳動軸在運轉(zhuǎn)過程中與支架之間存在共振現(xiàn)象，若長時間在共振區(qū)工作，支架存在斷裂的隱患.因此，本研究通過改進結(jié)構(gòu)設(shè)計、仿真分析和臺架的模擬試驗的對比對傳動軸中間支撐支架與傳動軸的共振危害進行了分析研究.

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計與模態(tài)分析

1.1 結(jié)構(gòu)及受力分析

傳動軸布置圖如圖1所示.傳動軸支架結(jié)構(gòu)如圖2所示，其上安裝面鋼板厚度8 mm，立板及兩側(cè)筋板厚度均為6 mm.傳動軸支架焊接在車架管狀橫梁上，橫梁管材料為20#鋼.傳動軸中間支撐通過螺栓安裝在支架上，兩根傳動軸通過中間支撐連接.

圖1 傳動軸布置圖

圖2 傳動軸支架結(jié)構(gòu)

支架承載的載荷由靜載荷和周期性動載荷組成.靜載荷主要來自于傳動軸支撐自重和前后傳動軸的重量，此部分不隨時間周期性變化.根據(jù)受力分析計算，作用于支撐支架上的等效重量約為86 kg，則靜載荷約為860 N.如表1所示.

表1 支架承載靜載荷

1)每根傳動軸加載在支架上的質(zhì)量為傳動軸自身質(zhì)量的一半

動載荷主要是由于傳動軸存在夾角產(chǎn)生周期性附加彎矩，受力分析見圖3.日常工況傳動軸扭矩約為2 300 N·m，對應(yīng)的附加彎矩為：

M2max-M1max=
2300×tan2.24+2300×tan2.24=180,N·m.

極限工況時傳動軸扭矩約為6 000N·m，對應(yīng)的附加彎矩為：

M2max-M1max=
6000×tan2.24+6000×tan2.24=470,N·m

圖3 受力分析

1.2 強度計算與模態(tài)分析

主要從傳動軸中間支撐支架的強度要求、疲勞壽命計算、支架與傳動軸是否存在共振現(xiàn)象等方面進行分析.

1.2.1 支架結(jié)構(gòu)強度計算

建立傳動軸支撐及支架的模型，模型載荷由靜載荷和周期性動載荷的最大值組成，靜載荷主要來自于傳動軸支撐自重和前后傳動軸的重力共計860N，動載荷主要是傳動軸的最大附加彎矩470N·m.通過仿真分析計算最大應(yīng)力為49.7MPa，如圖4所示，日常工況下最大應(yīng)力為9.5MPa，如圖5所示.支架材料為B750L鋼板，屈服強度為700MPa，支架結(jié)構(gòu)強度滿足要求.

圖4 最大扭矩下支架應(yīng)力云圖

圖5 日常工況下支架應(yīng)力云圖

1.2.2 支架疲勞強度計算

疲勞強度采用SN法進行計算，同時考慮疊加靜載荷和動載荷的影響.計算兩種載荷疊加交變1百萬次循環(huán)的情況下的支架安全系數(shù)為1.03(見圖6).結(jié)果表明能夠達到無限循環(huán)壽命的要求.

圖6 疲勞安全系數(shù)

1.2.3 模態(tài)分析

對傳動軸、中間支撐及支架等建立有限元模型進行模態(tài)計算(見圖7)，計算結(jié)果見表2.由發(fā)動機的實際最高轉(zhuǎn)速2 500r/min可以得出，傳動軸轉(zhuǎn)速范圍為0～2 976r/min(對應(yīng)頻率為0～49.6Hz).由計算結(jié)果可知，支架一階、二階頻率在傳動軸轉(zhuǎn)速頻率范圍內(nèi)，在使用過程中存在共振隱患.

表2 模態(tài)計算結(jié)果

圖7 模態(tài)計算模型

2 臺架試驗與結(jié)果分析

為了驗證仿真計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，在試驗臺架上完成了傳動軸中間支撐支架工作模擬試驗.

在傳動試驗臺上(圖8)模擬傳動軸、中間支撐、支架在底盤上的固定方式，利用傳動試驗臺上的驅(qū)動電機對傳動系統(tǒng)進行加載，模擬發(fā)動機從怠速到最高轉(zhuǎn)速時由傳動軸引起的頻率.利用貼在支架上的加速度傳感器、三向應(yīng)變片對支架加速度及應(yīng)力進行測試(如圖9、圖10所示).

圖8 模擬試驗臺架

圖9 加速度傳感器布置

圖10 支架應(yīng)變片布置

2.1 加速度、應(yīng)力測試

對傳動軸轉(zhuǎn)速范圍100～3 000 r/min進行等比率掃頻(對應(yīng)頻率1.67～50 Hz)，測試支架上平面、支架根部靠近橫梁管及立板處的加速度值.試驗結(jié)果見圖11和圖12.

由圖11、圖12可以看出：支架上平面在轉(zhuǎn)速1 900～2 600 r/min(對應(yīng)頻率31.67～43.33 Hz)的區(qū)間內(nèi)加速度值急劇增加；支架根部在轉(zhuǎn)速2 200～2 600 r/min(對應(yīng)頻率36.67～43.33 Hz)的區(qū)間內(nèi)加速度值急劇增加.加速度最大值均已超出傳感器的測試量程(±50g).

圖11 支架上平面xyz三方向加速度值

圖12 支架根部xyz三方向加速度值

從圖13可以看出：在轉(zhuǎn)速2 200～2 600 r/min(對應(yīng)頻率36.67～43.33 Hz)的范圍內(nèi)支架根部應(yīng)力值突然增大，最大達到243 MPa.在此范圍內(nèi)加速度值及應(yīng)力值同時出現(xiàn)突變，證明此時傳動軸與支架之間存在共振現(xiàn)象.經(jīng)過頻譜分析，一階頻率為37.11 Hz，見圖14，二階頻率為43.95 Hz，見圖15，與模態(tài)計算結(jié)果(表2)基本一致.

圖13 100～3 000 r/min掃頻支架根部應(yīng)力值

圖14 模擬試驗頻譜分析一階頻率

圖15 模擬試驗頻譜分析二階頻率

2.2 共振環(huán)境下的持續(xù)試驗

根據(jù)掃頻結(jié)果，選取振動及應(yīng)變值均達到最大值的轉(zhuǎn)速點2 518 r/min(對應(yīng)頻率41.97 Hz)進行定轉(zhuǎn)速持續(xù)試驗.每隔半小時停機觀察支架狀態(tài)，當(dāng)累計運轉(zhuǎn)時間達到1.5 h時，出現(xiàn)了加速度值及應(yīng)變值突然下降的現(xiàn)象.經(jīng)停機檢查發(fā)現(xiàn)，支架與橫梁管焊接處已出現(xiàn)裂紋(如圖16中箭頭所指).經(jīng)分析，在共振點，支架、橫梁管以及兩者的焊接處在最大應(yīng)力值的持續(xù)作用下，將先從最薄弱的環(huán)節(jié)開裂.

圖16 橫梁管裂紋示意圖

2.3 結(jié)果分析

對仿真計算結(jié)果及臺架模擬試驗結(jié)果進行對比分析，可以得出以下結(jié)論：

1)傳動軸中間支撐支架一階、二階頻率處于傳動軸轉(zhuǎn)速頻率范圍內(nèi)，工作中存在共振現(xiàn)象，設(shè)計結(jié)構(gòu)不合理；

2)共振現(xiàn)象的臺架測試結(jié)果與模態(tài)計算結(jié)果基本吻合；

3)在共振環(huán)境下高應(yīng)力值持續(xù)作用，結(jié)構(gòu)強度最薄弱的環(huán)節(jié)將首先開裂.

3 結(jié)構(gòu)改進及模態(tài)分析

3.1 設(shè)計改進措施

通過改進支架的結(jié)構(gòu)來提高剛度，從而改變其固有頻率，使其超出傳動軸運轉(zhuǎn)頻率范圍(0～49.6 Hz)，兩者無共振區(qū).改進后支架如圖17所示，主要措施有：增大安裝基座尺寸、增大支架加強筋、增加板厚，等等.

圖17 支架改進后狀態(tài)

3.2 模態(tài)分析

對傳動軸、中間支撐及支架等建立有限元模型進行模態(tài)計算，計算結(jié)果顯示支架一階模態(tài)為83.12 Hz，已經(jīng)超出了傳動軸的頻率范圍(0～49.6 Hz)，不會產(chǎn)生共振現(xiàn)象.模態(tài)計算有限元模型見圖18，計算結(jié)果見表3.

圖18 新結(jié)構(gòu)支架模態(tài)計算模型

表3 新結(jié)構(gòu)支架模態(tài)計算結(jié)果

1) 已超出車輛最高車速范圍

3.3 模擬臺架試驗

將改進設(shè)計的傳動軸支架在傳動試驗臺上進行模擬試驗，測試新結(jié)構(gòu)支架和傳動軸是否存在共振現(xiàn)象.

3.3.1 加速度、應(yīng)力測試

對傳動軸轉(zhuǎn)速范圍100～3 000 r/min進行掃頻，測試支架上平面、支架根部靠近橫梁管及立板處的加速度值及應(yīng)力值，測點布置位置相同，試驗結(jié)果見圖19、圖20.

從圖19、圖20可以看出：加速度值在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)基本平穩(wěn)，主要在2 700～3 000 r/min較其它轉(zhuǎn)速段大，但未出現(xiàn)突變現(xiàn)象，最大值為8.9 g.

從圖21可以看出：在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)支架根部應(yīng)力值基本平穩(wěn)，未出現(xiàn)突變現(xiàn)象，最大值為72.7 MPa.橫梁管上靠近支架根部應(yīng)力值為17.1 MPa，支架材料為B750L，橫梁管材料為20#鋼，屈服極限σb為245 MPa，抗拉極限σs為410 MPa，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，鋼結(jié)構(gòu)扭轉(zhuǎn)疲勞極限為0.15(σb+σs)，即驗證試驗過程中應(yīng)力最大值不超過98.25 MPa，則可判定該結(jié)構(gòu)為無限疲勞壽命.

圖19 支架上平面xyz三方向加速度值

圖20 支架根部xyz三方向加速度值

圖21 100～3 000 r/min掃頻支架根部應(yīng)力值

加速度及應(yīng)力值在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均平穩(wěn)，且量值較小，可以證明傳動軸與支架之間的共振現(xiàn)象已消除.支架改進前后加速度曲線對比見圖22.

3.3.2 高轉(zhuǎn)速下持續(xù)試驗

根據(jù)掃頻結(jié)果，選取振動及應(yīng)力值均較大的轉(zhuǎn)速范圍2 700～3 000 r/min(對應(yīng)頻率45～50 Hz)進行持續(xù)試驗，累計運轉(zhuǎn)了180 min，期間傳動軸與支架未出現(xiàn)共振現(xiàn)象.

圖22 支架改進前后加速度曲線對比

4 樣車測試試驗

在該車輛完成實物生產(chǎn)后，進行了傳動軸中間支撐支架及車架橫梁管加速度、應(yīng)力測試.

在底盤滿載狀態(tài)下，車速從30 km/h逐步上升到75 km/h，再從75 km/h緩慢降至30 km/h，測量行駛過程中傳動軸支架和懸架下橫梁管相關(guān)部位的加速度值及應(yīng)變值，測試結(jié)果見圖23、圖24，結(jié)果顯示加速度值最大達到6.1g，應(yīng)力值最大達到25.9 MPa，該結(jié)構(gòu)為無限疲勞壽命；加速度及應(yīng)力值在整個車速范圍內(nèi)均平穩(wěn)未出現(xiàn)突變現(xiàn)象，且量值較小，表明傳動軸與支架之間無共振現(xiàn)象.

圖23 支架根部xyz三方向加速度值

圖24 整個車速范圍內(nèi)支架根部應(yīng)力值

5 結(jié) 論

某車輛在進行傳動軸中間支承支架設(shè)計時，通過仿真計算發(fā)現(xiàn)與傳動軸存在共振現(xiàn)象，并通過模擬臺架試驗驗證了仿真計算結(jié)果的準(zhǔn)確性.在對傳動軸支架進行改進設(shè)計后，提高了固有頻率，使其超出傳動軸運轉(zhuǎn)頻率范圍，兩者無共振區(qū)，通過仿真計算、臺架模擬試驗及實車測試驗證了改進措施有效.

[1] 余志生.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.

[2] 季順迎.材料力學(xué)[M].北京：科學(xué)出版社，2013.

[3] 閻邦椿.機械設(shè)計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010.

Research on Harm of Driveshaft Bracket

LI Chun-feng1， WANG Yang2， GAO Wei-juan1， YOU Jian-yi3

(1.Hubei Space Technology Academe Special Vehicle Technology Center，Wuhan 430040，China；2.PLA Navy Military Delegacy in Wuhan Sanjiang Space Group，Xiaogan 432100，China；3.The Fourth Academy of China Aerospace Science & Industry CORP，Wuhan 430040，China)

Some resonance between a driveshaft bracket and the related driveshaft was detected through strength simulation and modal analyzing of the driveshaft bracket, which conformed to the result of the practical experiment. Based on this an improvement design was proposed, and the strength simulation as well as the modal analyzing were performed again, also the simulation test and practical test on vehicle were carried out, the results show that the natural frequency of the driveshaft bracket has a significant increment, which avoids the resonance frequency. It is concluded that the improvement design is effective.

driveshaft；driveshaft bracket；harm of resonance

1009-4687(2017)01-0042-09

2016-10-25.

湖南省自然科學(xué)基金項目(2016JJ2003).

李春風(fēng)(1976-)，男，高級工程師,主要研究方向為車輛工程；汪洋(1990-)，男，助理工程師;高衛(wèi)娟(1983-)，女，高級工程師，主要研究方向為車輛工程；游建毅(1972-)，男，高級工程師，主要研究方向為特種車輛綜合保障.

U463.216+.2;U461.5+6

A