【摘 要】傳動(dòng)軸作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的重要零部件，由于自身結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)使其振動(dòng)頻率較低、剛度小，萬(wàn)向節(jié)附加力矩的存在等，傳動(dòng)軸高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不可避免地存在振動(dòng)現(xiàn)象。因此研究傳動(dòng)軸的振動(dòng)問(wèn)題對(duì)解決整車(chē)的平順性和舒適性有著重要的意義。以有限元軟件ANSYS為基礎(chǔ)，進(jìn)行了傳動(dòng)軸的實(shí)體設(shè)計(jì)。基于有限元法計(jì)算傳動(dòng)軸的固有頻率和振型，運(yùn)用試驗(yàn)?zāi)B(tài)技術(shù)對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行模態(tài)分析，試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了有限元模型的可靠性。

【關(guān)鍵詞】汽車(chē)傳動(dòng)軸；模態(tài)分析；ANSYS

汽車(chē)傳動(dòng)軸的主要功能就是把發(fā)動(dòng)機(jī)減速器的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩傳遞到驅(qū)動(dòng)裝置，使驅(qū)動(dòng)裝置獲得發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞來(lái)的力矩。因此，傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)中的強(qiáng)度及剛度校核主要表現(xiàn)為傳動(dòng)軸的受扭強(qiáng)度校核和材料剛度校核。汽車(chē)傳動(dòng)軸主要作用是把發(fā)動(dòng)機(jī)減速器的運(yùn)動(dòng)傳遞到驅(qū)動(dòng)橋，使驅(qū)動(dòng)橋獲得規(guī)定的轉(zhuǎn)速和方向，其傳遞的主要為轉(zhuǎn)矩。因此，傳動(dòng)軸的強(qiáng)度校核主要為受扭強(qiáng)度校核。傳統(tǒng)的分析方法，一般都是首先通過(guò)軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，計(jì)算出軸的最小直徑；然后通過(guò)計(jì)算作用在軸上的載荷、不同斷面上的轉(zhuǎn)矩、軸向力和彎矩，利用解析法或圖解法確定軸不同位置的支反力，最后利用傳統(tǒng)的計(jì)算公式進(jìn)行強(qiáng)度校核，確定安全系數(shù)。如果安全系數(shù)小于許用安全系數(shù)，還要進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算。此過(guò)程計(jì)算繁雜，反復(fù)性強(qiáng)，而且可靠性差，很可能因?yàn)橛?jì)算誤差，造成由于傳動(dòng)軸強(qiáng)度不夠而引發(fā)的軸裂、軸斷事故。因此，研究一種新的準(zhǔn)確、快捷的強(qiáng)度分析方法迫在眉睫。ANSYS軟件作為一種廣泛應(yīng)用CAE軟件，應(yīng)用有限元法對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)、動(dòng)力學(xué)、熱力學(xué)和電磁學(xué)等多種分析。通過(guò)ANSYS軟件的應(yīng)用，可以大大縮短軸類(lèi)零件的設(shè)計(jì)周期，從而減少設(shè)計(jì)成本，并有利于多種型號(hào)產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)。

1.傳動(dòng)軸的實(shí)體模型的建立

模型中按不同的截面形狀將傳動(dòng)軸分為5段，其中1與5段是傳動(dòng)軸與萬(wàn)向節(jié)連接部分節(jié)叉的等效簡(jiǎn)化，4段為薄壁圓管，其它各段都為實(shí)心圓軸?？紤]到2段與3段之間原來(lái)的花鍵連接，將右支承設(shè)置為水平方向自由移動(dòng)，而左支承為簡(jiǎn)支。

1段：L1=70，D1=72 A1=4069.44，I1=1318500

2段：L2=145，D2=65 A2=3318.3，I2=876240

3段：L3=75，D3=42 A3=1385.44，I3=152750

4段：L4=900，D4=89，d4=84 A4=679.37，I4=635930

5段：L5=70，D5=98 A5=7542.96， I5=4527700

其中：L為每段軸的長(zhǎng)度，D為每段軸的外徑，d為每段軸的內(nèi)徑（薄壁軸），單位為mm，A為每段軸的截面積，A=πd2或A=π（D2-d2）4，為每段軸的截面慣性矩，I=πD464或I=π（D4-d4）64，單位為mm4。楊氏模量E=2.1*1011N/m2，密度Q=7800kg/m3。

2.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與有限元分析

傳動(dòng)軸的規(guī)格種類(lèi)各異，但利用ANSYS對(duì)傳動(dòng)軸的分析方法大同小異，可以相互參照，以下就以某一型號(hào)汽車(chē)傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)分析過(guò)程來(lái)論述。通過(guò)旋轉(zhuǎn)二維面積網(wǎng)格得到軸的三維映射網(wǎng)格有限元模型，如圖2所示。對(duì)于規(guī)則的體或面，ANSYS使用映射網(wǎng)格，一般來(lái)說(shuō)映射網(wǎng)格往往比自由網(wǎng)格得到的結(jié)果要更加精確。根據(jù)傳動(dòng)軸的工作性質(zhì)可知，傳動(dòng)軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用。在施加載荷時(shí)，可以約束傳動(dòng)軸的一端，然后在其另一端施加轉(zhuǎn)矩。在加載和約束過(guò)程中，根據(jù)模型的需要，創(chuàng)建了局部圓柱坐標(biāo)系，這有利于節(jié)點(diǎn)的選取和約束的加載。在施加約束時(shí)，根據(jù)實(shí)際工況，在圓柱系下限制了傳動(dòng)軸外徑全部節(jié)點(diǎn)的徑向位移；使所有節(jié)點(diǎn)只能做繞軸線的旋轉(zhuǎn)位移，在加載轉(zhuǎn)矩時(shí)，模擬實(shí)際工況，采用端部均布加載，在80個(gè)節(jié)點(diǎn)上，各施加一個(gè)大小為417N的周向集中力，他們對(duì)圓心的力矩和為1500N*m。

其分析結(jié)果如下：

通過(guò)ANSYS有限元分析，得到傳動(dòng)軸的總體位移和截面應(yīng)力圖，如圖3所示。從圖3中可以看出軸的最大位移變形出現(xiàn)在尾端，尾端截面節(jié)點(diǎn)Y方向的位移。由以上可知，節(jié)點(diǎn)切向位移最大，Max=0.31769mm，對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)角d===7.059*10rad.受純扭的薄壁圓筒，扭轉(zhuǎn)變形后各平行截面相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，單元格的左、右兩邊發(fā)生相對(duì)錯(cuò)動(dòng)，但圓筒沿軸線及周線的長(zhǎng)度都沒(méi)有變化，這表明，圓筒橫截面和包含軸線的縱向截面上都沒(méi)有正應(yīng)力，橫截面上只受切與截面的剪應(yīng)力，所以在強(qiáng)度校核時(shí)，以軸截面所受剪應(yīng)力S為校核標(biāo)準(zhǔn)。從計(jì)算中可以得出軸受到的最大剪應(yīng)力Max=52.129MPa，與理論計(jì)算結(jié)果51MPa基本一致，且小于材料的許用應(yīng)力τ=60MPa，滿足強(qiáng)度要求。軸受到最小剪應(yīng)力Min=48.097MPa，與最大剪應(yīng)力差值為d=52.129-48.097=4.032 MPa可以看出其差值并不大，這也說(shuō)明，整個(gè)軸的受力比較均勻，這樣可以保證充分發(fā)揮材料的作用。

3.結(jié)束語(yǔ)

汽車(chē)動(dòng)力系統(tǒng)不斷向傳動(dòng)軸施加各種激振，以發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力和傳動(dòng)軸不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的慣性力最為顯著，傳動(dòng)軸的一階彎曲模態(tài)比較容易激發(fā)共振。振動(dòng)將激振能力傳遞至車(chē)身，腔體受激共振，產(chǎn)生低頻轟鳴聲。傳動(dòng)軸在設(shè)計(jì)中為了避免共振，要求其固有頻率比傳動(dòng)軸最高轉(zhuǎn)速（臨界轉(zhuǎn)速）對(duì)應(yīng)的頻率高出 15%。如果設(shè)計(jì)中不能避免共振，對(duì)于長(zhǎng)傳動(dòng)軸，可采用中間支撐，分段傳動(dòng)，或采用空心軸達(dá)到提高固有頻率的手段。傳動(dòng)軸模態(tài)的計(jì)算為傳動(dòng)軸進(jìn)行動(dòng)態(tài)不平衡激勵(lì)的諧響應(yīng)分析及地面隨機(jī)激勵(lì)的譜分析奠定基礎(chǔ)。本文基于ANSYS有限元軟件和傳統(tǒng)軸分析理論給出了一種新的受扭軸強(qiáng)度的計(jì)算方法。與傳統(tǒng)算法相比，此法可以準(zhǔn)確的了解傳動(dòng)軸應(yīng)力和應(yīng)變的大小和位置，進(jìn)行精確的強(qiáng)度計(jì)算。本文有限元法和試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析研究傳動(dòng)軸的動(dòng)態(tài)特性，結(jié)果驗(yàn)證了仿真模型的正確性。

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