重型汽车传动轴模态分析与中间支撑刚度设计研究

2014-09-04陈晓梅魏德永

汽车技术 2014年1期

陈静陈晓梅魏德永

（中国第一汽车股份有限公司技术中心）

1 前言

传动轴总成是动力传动系统的重要组成部分，传动轴的质量问题将引起车辆的破坏性故障，严重影响车辆可靠性，危及安全。重型汽车因其轴距大，一般都采用2根或3根以上的传动轴，有1个或多个支撑。由于中间支撑的振动频率低、刚度小，加上万向节的附加力矩，使得传动轴的弯曲振动问题以及中间支撑的破坏性故障更加严重。机械结构的动力特性主要取决于其固有频率、主振型等模态参数，这些固有特性对系统的动态响应、动载荷的产生与传递，以及系统的振动形式等都具有重要意义。如果通过模态分析方法分析清楚结构物在某一易受影响的频率范围内各阶主要模态的特性，就可以预测在此频段内结构因外部或内部各种振源作用的实际振动响应。因此，模态分析是结构动态设计及设备故障诊断的重要方法。长期以来，重型汽车传动轴的布置设计、中间支撑的刚度设计一直采用理论计算配合大量反复试验来完成，其是一种简单、直观的分析方法，但是试验测试必须针对加工装配完成后的零部件进行，不能用于设计开发阶段，并且试验周期长、成本高。随着汽车行业竞争的日趋激烈，缩短汽车的研制开发周期，降低成本，提高效率显得尤为重要，而采用CAE方法进行模态分析具有方便更改设计方案、周期短且成本低的优点，因此改变传统的设计模式，将CAE分析技术引入传动系统设计及研制领域是很必要的[1]。本文应用CAE方法对重型汽车传动轴总成整体固有模态进行分析，全面分析传动轴的弯曲振动特性和中间支撑的隔振特性，为中间支撑刚度的设计、支架的结构强度设计提供依据。

2 传动轴整体CAE建模

采用传动轴整体的有限元模型进行模态分析，分析中应尽量还原和保留该传动轴实体的结构特征，使模型的质量分布和连接刚度与实际一致，以符合动力学分析的要求。

传动轴的有限元建模工作在Hypermesh软件中进行，该重型汽车传动轴是两根轴的布置形式，三维实体模型如图1所示，建模包括万向节叉、焊接叉、传动轴、中桥总成等。对于三维模态问题，Abaqus/standard中提供了C3D4和C3D10M两种四面体单元，以及C3D8R一种六面体单元。由于线性减缩积分六面体单元C3D8R既可以提高计算精度又可以减小计算代价，所以将形状简单规则的传动轴模型采用线性减缩积分六面体单元划分网格[3]。由于1阶四面体单元C3D4精度差，因此只令对分析起辅助作用的中桥总成采用此单元，以减少单元总体数量。修正的2阶四面体单元C3D10M更适用于大变形和接触问题，所以万向节、中间支撑支架等部件采用修正的C3D10M，以反映复杂表面的真实形状，由此建立的有限元模型更合理，能够得到更精确的仿真结果。建立的有限元模型如图2所示。模型建成后，按实际情况定义各部件材料，以尽量保证结构高精度的质量分布特征。

为保证模型具有准确的连接刚度，需要重点关注影响传动轴系统刚度的几个关键细节:中间支撑各方向的刚度值、车桥板簧垂直刚度值、轮胎垂直刚度值、花键副的轴向伸缩量。分析时在桥总成相应位置施加悬架板簧垂直刚度和轮胎垂直刚度，传动轴中间支撑定义各方向的设计刚度，各部分刚度值如表1所列。传动轴的花键接触部分采用移动副连接，保证传动轴的轴向可伸缩量；万向节叉之间建立万向连接副，模拟万向节叉与十字轴的相对运动。

表1 各悬置刚度值 N/mm

3 传动轴整体固有模态提取

传动轴整体的模态分析是在Abaqus中完成的，模态分析采用Lanczos求解器，因为结构的低阶模态对系统的振动影响较大，高阶模态的影响很小，所以对变速器在0～1000 Hz范围内进行模态分析，提取结构的固有模态特征值。传动轴的各阶模态结果如图3～图10所示。

4 传动轴模态试验与仿真结果对比分析

在通过有限元方法进行传动轴模态分析的同时，对传动轴总成采用整车状态下的模态试验，以验证有限元分析结果的准确性。传动轴和中间支撑系统采用电磁式激振器激励，单独中间支撑采用力锤激励，传感器布置如图11所示。测试系统中所建几何模型如图12所示。传动轴和中间支撑测量频率范围为0～500 Hz，中间支撑测量频率范围为0～1000Hz。

测试完成后，将模态试验结果与仿真结果进行对比，如表2所列，可见有限元模态分析与试验测试的各阶典型模态的振型一致，数值相近，整体结果平均相对误差为10.8%，说明仿真结果具备一定的工程意义，具有实用价值，可采用此仿真方法进行同类传动轴总成的模态分析。

表2 仿真结果与试验结果对比

5 传动轴固有模态结果分析

从传动轴固有模态结果可见，传动轴整体1阶模态为中间支撑作为弹性体的左右摆动，振动频率为32.9 Hz，而传动轴管的横向1阶弯曲出现在102.3 Hz。由于十字轴万向节的对称结构，传动轴旋转1圈产生两次激励，所以传动轴整体1阶模态对应传动轴输入转速为987 r/min，传动轴横向1阶弯曲对应传动轴输入转速为3069 r/min。而在发动机工作范围内，传动轴最高转速为2415 r/min，并不能产生传动轴横向1阶弯曲的激励，所以传动轴管本身的弯曲振动对传动轴系统振动的影响很小，而由中间支撑刚度产生的传动轴整体左右和垂直摆动则在发动机工作转速之内。可见，中间支撑的刚度参数对整个传动轴的振动有十分重要的影响，如果中间支撑的刚度设计不当，将会引起传动轴共振，导致中间支撑支架和横梁开裂，使传动系统损坏，进而降低汽车运行的安全性与寿命。

根据系统隔振理论可知，隔振效果的好坏取决于振动传递率TA的大小。TA越小，表明通过隔振系统传递的力或运动越小，隔振效果越好。TA的大小取决于系统刚度K、系统阻尼系数C、系统阻尼比ζ的大小。图13是线性振动系统在各种阻尼比ζ下传递率TA随频率比变化的曲线[5]。

由图13可知，无论 ζ取何值，当w/wn＞时，TA＜1，因此只有满足 w/wn＞的条件，隔振系统才能真正起到隔振作用，并且w/wn越大，则TA越小，隔振效果越好。实际应用时wn也不可取值过小，过小的wn要求弹性元件的刚度取值很小，这会使弹性元件难以支撑系统的重量，进而带来稳定性问题。而且当w/wn上升到一定值后，TA的减小趋于平缓。

本文中间支撑的频率为wn，激励频率为w。由于该重型汽车使用工况恶劣，复合工况下常用平均车速为60～70 km/h，车辆匹配车轮的滚动半径r为546 mm，轮边减速车桥的减速比i0为5.128，所以传动轴的常用平均转速为 v1=v×i0/2 πr=1496 r/min。故w=1496/30=50 Hz。

由分析可得中间支撑左右方向振动频率wn=32.9 Hz，故 w/wn=50/32.9=1.5＞，TA＜1，左右方向隔振起到了作用，由传动轴转速产生的激励不会使中间支撑产生强烈共振，所以中间支撑横向刚度值设计合理。

但中间支撑垂直方向振动频率wn=38.9 Hz，w/wn=50/38.9=1.28＜，TA＞1，隔振系统不起作用，中间支撑振动强烈，由此阶模态应变能云图（图14）可知，中间支撑吊板和横梁将从图14所示位置发生破坏。对比实际车辆该部件经常破坏位置（图15），可见两者位置完全一致，所以中间支撑垂直刚度值设计不合理，应进行调整。