基于ABAQUS的某型驱动轴支架轻量化设计*

刘利宝 李红敏 庞作普 张皓 王瑞波 许超楠 胡念明

（长城汽车股份有限公司；河北省汽车技术研究中心）

左轴短右轴长型驱动轴在运转时，其支架将承受反作用力矩，因此须进行强度校核；同时为了保证NVH性能，须进行模态校核。大多数情况下，都会对其进行强度和模态校核，目前各汽车零部件开发公司都只是通过常规经验，对其进行保守设计，即选择较大的摩擦因数（0.3）。因该支架故障率较低，故从未引起人们对其轻量化设计的注意。文章着眼于降低该支架CAE分析时的摩擦因数，再减薄该支架臂厚，以实现减重降成本，填补了该支架轻量化的空白，对于改变其材料来提升性能方法不做相关阐述。

1 驱动轴支架设计

1.1 材料机械性能[1]

驱动轴支架采用ZL111材料，其抗拉强度为315 MPa，伸长率为2%，布氏硬度为100 HBS。

考虑到材料力学性能和载荷的波动性，取屈服强度进行比较，具有较大的安全系数。底盘部件为重要部件，为了保险起见，可采用屈服强度分析。根据行业经验，铸铝材料屈服强度一般选取抗拉强度的50%～60%[2-3]，即：157.5～189 MPa，此处屈服强度取160 MPa。

1.2 工况分析

驱动轴运转时，驱动轴输出最大扭矩，现在行业上采用的保守滑动轴承摩擦因数为0.3，则1挡驱动轴输出的最大扭矩（M/N·m）：

式中：T——发动机最大扭矩，取210 N·m；

ig1——变速器1挡速比，取3.933；

ig0——主减速比，取4.5；

μ——摩擦因数，取0.3。

因驱动轴输出的最大扭矩与驱动轴支架承受力矩相等，故支架承受力矩：

该支架安装示意图，如图1所示，将该支架固定后加载力矩，其边界条件模型图，如图2所示。

图2 驱动轴支架边界条件模型图

1.3 结果分析

因支架的高应力区域在螺栓孔附近，只将力矩改变正反方向，应力数值不发生变化。因此前进/倒挡应力值相同，只需研究一种状态即可验证该支架强度。经加载力矩后得到强度结果，如图3所示。

图3 驱动轴支架设计状态应力云图（μ=0.3）

经分析，最大应力值为165 MPa（图3中支架侧臂红色区域数值），略高于屈服强度160 MPa，所以支架存在失效风险，即支架侧臂最大力臂处拉断，底座力臂最短处压溃。其中该支架螺栓安装孔处，即螺栓法兰面与支架搭建处也存在应力集中现象，可通过修倒角消除应力集中，故此影响可忽略。

2 驱动轴支架优化

2.1 优化方向

为满足强度要求，根据铸件技术要求[1]，对该支架的侧臂与底座连接处加筋并增大倒角，加筋和倒角位置及尺寸，如图4所示。

图4 驱动轴支架正面加筋并增大倒角后模型图

2.2 优化结果

加筋并增大倒角后得到该支架的应力云图，如图5所示。从图5可以看出，经优化后最大应力降为155 MPa（图5中支架侧臂红色区域数值），小于屈服强度160 MPa，满足使用要求。

图5 驱动轴支架优化状态应力云图（μ=0.3）

2.3 模态分析

对优化后的支架加载后测其模态，得到该支架1阶Y方向横摆振型图和2阶Y方向扭转振型图，分别如图6和图7所示。

图6 驱动轴支架Y方向横摆振型图（1阶频率，820 Hz）

图7 驱动轴支架Y方向扭转振型图（2阶频率，1 564 Hz）

根据经验积累，多款车型发动机传递至前驱动轴1阶弯曲模态实测值，如表1所示，选取最高频率404.1 Hz，并取安全系数 1.1～1.2，得 444.4～484.92 Hz，取450 Hz作为1阶临界模态。

表1 前驱动轴1阶弯曲模态实测值 Hz

从图6可以看出，1阶模态频率为820 Hz，远高于450 Hz，满足NVH性能要求。经分析该驱动轴支架模态远高于整车模态，不会引起共振，后期无需再考虑。

3 驱动轴支架设计变更

3.1 设计变更

后期开发过程中，因与驱动轴支架配合的驱动轴轴承支架厚度加厚4 mm，且驱动轴支架与发动机和驱动轴安装位置不能改变，即驱动轴支架需减薄4 mm以满足螺栓长度要求，此时需对驱动轴支架重新开模或更改其结构，以满足开发需求。

从轻量化和节约成本角度考虑将该支架力臂厚度减薄4 mm，减薄后的设计变更对比图，如图8所示。

图8 驱动轴支架设计变更对比图（红色为设计状态，灰色为变更状态）

3.2 强度分析

支架力臂减薄4 mm后的应力云图，如图9所示。从图9可以看出，该支架侧臂减薄4 mm后应力明显增大，已远超过160 MPa，不满足要求。

图9 驱动轴支架力臂减薄4 mm后应力云图（μ=0.3）

4 驱动轴支架轻量化

由图3可以看出，因为是最大力臂处，此处是危险截面，不满足强度要求；增加小筋后的驱动轴支架（图4），相当于增加三角形支撑，强度满足CAE分析要求。耐久车试验完毕后，即经历坏路、高环及山路6万km路试，驱动轴支架无失效，且将样件返厂后，经分析，无任何缺陷，理论校核与试验验证相吻合，说明理论具备一定的指导意义。

根据经验积累，量产车型采用的驱动轴支架从未有过因强度不足而导致的失效问题，说明此种设计（增加小筋和增大倒角的优化状态）不是经济意义上的最优化选择，因而有理由怀疑是否存在设计上的强度过剩问题，这将为当今的轻量化提供明确方向。对于铝制材料，价格基本是按照质量大小来定的，对于驱动轴支架来说，减重意味着降成本。

4.1 减重方向

对驱动轴支架承受力矩分析可知，T，ig1，ig0均为一定状态下的因车型而相对固定的值，可以相对改变的值为μ，行业内此值通常选取为0.3；根据行业内相关经验可知，μ可以下探至0.2～0.25。

查阅相关文献，μ受轴承型式、轴承负荷、转速及润滑方式等影响较大，对于滑动轴承，一般μ=0.01～0.02，有时也达0.1～0.2[4]。驱动轴支架运动工况与滑动轴承相似，取产生最大摩擦力的μ值上限0.2为减重摩擦因数设定值。

4.2 减重结果

若μ取0.2进行试探性验证设计，代入式（1）得：M=743.337 N·m。支架侧臂减薄4 mm后应力云图，如图10所示。从图10可以看出，最大应力降为135MPa，仍满足使用要求。但很明显质量降低了78g，如表2所示。

图10 支架侧臂减薄4 mm后应力云图（μ=0.2）

表2 驱动轴支架质量对比表（μ=0.2）

5 结论

1）根据以往经验μ选为0.3时，若该驱动轴支架经分析满足强度要求，于是整车经历耐久试验验证后，无失效现象发生，证明此CAE分析方法有效；

2）将某型右前驱动轴支架臂厚减薄4 mm后，选用μ=0.2，经ABAQUS分析，满足CAE强度要求，并经历耐久试验验证后亦无失效现象发生，达到了减重降成本的目的。