王磊 馮畢 巢杰 侯彬

摘 ?要：針對某款車型開發(fā)過程中出現(xiàn)的驅(qū)動軸支架斷裂問題，通過臺架試驗，CAE分析，整車振動測試等手段，查出斷裂原因。通過支架模態(tài)分析確定了支架整改方案，最終解決了問題。在最后提出了支架設(shè)計建議，為后續(xù)驅(qū)動軸支架的設(shè)計開發(fā)提供參考。關(guān)鍵詞：驅(qū)動軸;支架;NVH;模態(tài);共振中圖分類號：U467 ?文獻(xiàn)標(biāo)識碼：B ?文章編號：1671-7988（2019）01-77-05

The analysis of and solution to the drive shaft bracket fracture on a certain car

Wang Lei， Wang Fengbi， Chao Jie， Hou Bin

（ Beijing Automobile Co.， Ltd.， Beijing 101300 ）

Abstract：After discovering the drive shaft bracket fractures in the development of a vehicle model， this paper aims to identify the causes by bench test and CAE analysis and vehicle vibration measurement. The author analyzes the model， establishes the improvement program， and finally figures out the solutions. Suggestions on designing brackets are proposed， which provides future references for designing and developing drive shafts.Keywords： drive shaft;bracket; NVH; model; resonanceCLC NO.： U467 ?Document Code： B ?Article ID：1671-7988（2019）01-77-05

引言

驅(qū)動軸三段式結(jié)構(gòu)可以使左右驅(qū)動軸布置角度接近，有效改善汽車急加速時因扭矩轉(zhuǎn)向產(chǎn)生的跑偏，提高車輛操穩(wěn)性能。同時，三段式結(jié)構(gòu)驅(qū)動軸可提高右側(cè)驅(qū)動軸模態(tài)，在解決汽車NVH問題上也有顯著效果，越來越多的中高級車型采用三段結(jié)構(gòu)驅(qū)動軸，而驅(qū)動軸支架在三段式結(jié)構(gòu)中作為右側(cè)驅(qū)動軸的支撐，是必不可少的。驅(qū)動軸支架承載右側(cè)驅(qū)動軸的大部分重量，在車輛工作過程中承受各向載荷同時還要避免與動力總成激勵產(chǎn)生共振。而在實際工作中發(fā)現(xiàn)，驅(qū)動軸支架設(shè)計主要考慮其靜強度，而忽視了支架共振問題。本文在解決驅(qū)動軸支架共振斷裂案例的同時分析了影響驅(qū)動軸支架模態(tài)的設(shè)計因素，可以為驅(qū)動軸支架設(shè)計提供參考。

1 故障描述

某車型開發(fā)階段，在動力總成耐久試驗過程中發(fā)生驅(qū)動軸支架斷裂問題，行駛里程5000km，綜合耐久車輛及其他試驗車輛未發(fā)生。斷裂工況為高速環(huán)路，車輛D擋位全油門加速過程，車輛工況如下圖1。

根據(jù)駕駛員描述，某次高速環(huán)路試驗，車輛持續(xù)加速過程中，動力突然中斷。經(jīng)停車檢查發(fā)現(xiàn)驅(qū)動軸支架下方完全斷裂，右側(cè)驅(qū)動軸軸承晃動，故障支架見圖2。

2 故障原因分析

2.1?支架質(zhì)量檢測

2.1.1?外觀檢查

支架材料為鑄鋁A380，支架表面無可見缺陷。樣件斷口表面使用丙酮清洗后在體式顯微鏡下觀察。斷口有明顯的金屬光澤，宏觀形貌整個斷面呈“山脊?fàn)睢毙蚊?，且“山脊”狀發(fā)射線指向斷口邊緣，在一條直線上匯聚，表明斷裂起源于邊緣區(qū)域。裂紋擴展方向中黃色箭頭所示。根據(jù)上述宏觀特征可以初步判定斷裂是由支架局部脆性解理引發(fā)的。

2.1.2 射線探傷檢測

對故障件進(jìn)行探傷檢測，如圖4所示，圓圈處存在一定的疏松缺陷，經(jīng)判定，其缺陷級別滿足GB/T 9438-2013 《鋁合金鑄件》4.6.1中的2級要求。

2.1.3 金相分析（變質(zhì)）

依據(jù)JB/T 7946.1-2017 鑄造鋁合金金相?第1部分：鑄造鋁硅合金變質(zhì)，斷口位置共晶組織多為短桿狀及針狀，共晶組織未得到充分細(xì)化，存在變質(zhì)不足的情況，一定程度上增加了材料的脆性。

2.1.4 金相分析（過燒）

依據(jù)JB/T 7946.2-2017 鑄造鋁合金金相?第2部分：鑄造鋁硅合金過燒，可以判定斷口位置的金相樣品的組織中未見過燒現(xiàn)象。

2.1.5 金相分析（針孔）

依據(jù)JB/T 7946.3-2017 鑄造鋁合金金相?第3部分：鑄造鋁合金針孔，以試樣表面1平方厘米范圍內(nèi)針孔的數(shù)量和直徑來評定針孔?；w及斷口處的針孔度均為5級，為標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的最差等級，針孔情況比較嚴(yán)重?，針孔會減小構(gòu)件的實際受力面積并破壞材料的連續(xù)性，從而降低鑄件的強度和塑性。

2.1.6 金相分析（晶粒度）

依據(jù)JB/T 7946.4-2017 鑄造鋁合金金相?第4部分：鑄造鋁銅合金晶粒度，斷口位置的晶粒度分析結(jié)果均滿足要求，與斷裂失效無關(guān)，但從金相照片中可見明顯的疏松（黑色點狀），射線探傷也印證了這點，鑄件中疏松的存在會影響鑄件的力學(xué)性能及抗蝕性。

2.1.7 掃描電鏡分析

如圖9所示，支架斷面上存在明顯縮孔，縮孔會進(jìn)一步降低材料強度。

2.1.8?硬度測試

A380牌號為美標(biāo)（ASTM B85），對應(yīng)國標(biāo)（GB/T 15114）牌號YZ112硬度測試結(jié)果見表1，樣品硬度符合標(biāo)準(zhǔn)要求。

2.1.9?材料成分分析

如表2所示，化學(xué)成分分析結(jié)果表明：樣品各化學(xué)成分均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

結(jié)論：

（1）支架材料化學(xué)成分，硬度符合標(biāo)準(zhǔn)要求，組織中未見過燒，晶粒度正常。

（2）支架內(nèi)部存在變質(zhì)缺陷，符合標(biāo)準(zhǔn)中的較低要求，內(nèi)部針孔、疏松一定程度影響材料強度。

（3）支架斷裂模式為脆性斷裂。在斷面方向瞬間載荷過大，瞬間應(yīng)力超過材料斷裂極限。

2.2 支架強度分析

2.2.1 CAE強度分析

按支架設(shè)計要求，其各方向承受1000N載荷時，最大應(yīng)力需小于材料屈服強度160Mpa。支架在CAE分析結(jié)果中的最大應(yīng)力處與斷裂處一致，應(yīng)力為119Mpa。在斷裂位置應(yīng)力顯著高于其他部位，雖然滿足支架設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，但結(jié)構(gòu)有待改善。

2.2.2 臺架試驗驗證

抽查同批次支架9臺，進(jìn)行臺架破壞試驗，與整車安裝狀態(tài)相同的約束下，X，Y，Z三方向施加載荷直至支架斷裂。

如表3所示，支架Z向，Y向強度較弱，但滿足設(shè)計要求。

結(jié)論：

（1）支架靜強度滿足設(shè)計要求。

（2）支架Z向強度低于X向及Y向強度。

2.3 支架振動測試

經(jīng)分析，支架零部件質(zhì)量不是斷裂主因，繼續(xù)對支架在車輛運行過程中的受力情況進(jìn)行測試，如下圖在支架上布置加速度傳感器及應(yīng)變片，測量支架在車輛行車過程中的振動及應(yīng)變。

還原支架斷裂工況，行車過程中提取振動數(shù)據(jù)如下圖、在車輛0-180km/h的全油門加速過程中，支架布點測量到Z向最大加速度為37.39g，其振動頻率約為160Hz，對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速約為4800rpm。

通過支架的振動數(shù)據(jù)（圖13右側(cè)）可以看出，在整個加速過程中，支架Z向出現(xiàn)了多次30g以上的加速度，在車輛加速過程中，隨著擋位提升，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在循環(huán)升降，4次轉(zhuǎn)速提升的過程對應(yīng)8次加速度峰值，加速峰值對應(yīng)轉(zhuǎn)速約為4800rpm，此轉(zhuǎn)速對應(yīng)了發(fā)動機二階激振頻率為160Hz.

從支架振動的功率譜密度圖（圖13左側(cè)）中也可看出，支架在160Hz-165Hz的頻率下出現(xiàn)了能量非常大的振動。支架Z向加速度峰值的振動頻率與同時刻的發(fā)動機二階激振頻率相同，可以判斷，支架在發(fā)動機二階激振頻率（160Hz-165Hz）激振下產(chǎn)生共振，共振導(dǎo)致支架Z向產(chǎn)生30g以上的加速度，由于支架承載著右側(cè)驅(qū)動軸的大部分重量，振動的同時產(chǎn)生了巨大的、高頻率的Z向力。應(yīng)變片采集到的斷裂處最大應(yīng)力約為360Mpa，此應(yīng)力水平已經(jīng)超過材料抗拉強度。支架產(chǎn)生斷裂。

2.4 結(jié)論

結(jié)合臺架試驗及整車試驗可得出：原車在高環(huán)試驗工況中，驅(qū)動軸支架受發(fā)動機激勵產(chǎn)生共振，共振的同時產(chǎn)生了巨大的、高頻率的Z向載荷，載荷超過支架強度極限，支架產(chǎn)生斷裂。

3 支架方案優(yōu)化及測試

3.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過對原支架分析，原支架下方存在薄弱區(qū)域，受力狀態(tài)下產(chǎn)生應(yīng)力集中，影響支架強度。結(jié)合支架模具狀態(tài)，在修模量允許的前提下對支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，通過修改模具，增加支架下方應(yīng)力集中部位的材料，提高支架強度。

從表5中可見，支架優(yōu)化后按原條件加載規(guī)定載荷，支架下方應(yīng)力大幅下降，斷裂部位Z向最大應(yīng)力由原91MPa降低為22MPa。

3.2 優(yōu)化后測試分析

優(yōu)化后的支架在整車上進(jìn)行頻響測試及振動測試（圖14）。

圖15振動測試結(jié)果可以看出，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后支架Z向模態(tài)由164Hz提升至196Hz。

圖16支架振動測試數(shù)據(jù)可見，支架Z向加速度值與發(fā)動機轉(zhuǎn)速同步提升，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速5900rpm時達(dá)到最大，約28g。振動測試中的加速度峰值對應(yīng)發(fā)動機二階頻率196.7Hz，與頻率測試結(jié)果196Hz相同。支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化后仍然存在共振，應(yīng)變片采集到的最大應(yīng)力約為80MPa。

3.3 結(jié)論

支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，應(yīng)力水平有明顯降低，但共振現(xiàn)象仍然存在，振動加速度仍然維持在一個較高水平，振動時發(fā)動機轉(zhuǎn)速約5900rpm，對應(yīng)頻率約為197Hz。由于發(fā)動機自身激振頻率在0-200Hz，考慮到頻率避讓，支架模態(tài)應(yīng)大于220Hz，改善后支架未完全避讓此區(qū)間，仍然存在較大風(fēng)險。

4 支架二次優(yōu)化

經(jīng)分析，支架斷裂的根本原因是共振導(dǎo)致的Z向載荷超過了支架的斷裂極限，結(jié)合初版優(yōu)化支架的試驗結(jié)果，支架的優(yōu)化方案應(yīng)提高支架Z向模態(tài)。

在初次優(yōu)化的基礎(chǔ)上，通過增大左側(cè)安裝孔的孔距，側(cè)面加強筋，背部結(jié)構(gòu)等提高支架模態(tài)的方案，方向?qū)χЪ苓M(jìn)行優(yōu)化。

5 支架優(yōu)化方案驗證

根據(jù)優(yōu)化方案重新開模具，制作支架并進(jìn)行測試。

5.1 頻率測試

新支架組裝后進(jìn)行頻率測試，得出支架模態(tài)為246Hz.

5.2 振動測試

新支架在實車進(jìn)行振動測試。測試結(jié)果如圖20。

從振動測試水平可見，在原問題工況測試過程中，支架Z向出現(xiàn)最大加速度約為9g，遠(yuǎn)小于第一次測試的37g及第

二次測試的28g，且整個過程中無明顯共振點。

6 性能對標(biāo)

采集了相同工況某對標(biāo)車支架振動情況。

對標(biāo)車型支架Z向振動最大加速度為15.8g，新支架振動水平低于對標(biāo)車。

7 總結(jié)

驅(qū)動軸支架設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)不能只考慮靜強度，在對靜強度提出要求的同時需要考慮避免共振，尤其是組裝后Z向模態(tài)需避開發(fā)動機二階激勵。

（1）支架Z方向安裝孔的距離對模態(tài)有重要影響。

（2）支架Z方向結(jié)構(gòu)強度可提高支架模態(tài)。

（3）側(cè)面加強筋、安裝面厚度等對模態(tài)提升有一定影響。

綜上所述，通過對該車型斷裂支架的材料研究及振動測試，得出了支架斷裂的根本原因，通過對支架的優(yōu)化設(shè)計及試驗驗證，定性分析了支架設(shè)計中影響支架模態(tài)的因素，為后續(xù)驅(qū)動軸支架設(shè)計提供了依據(jù)。

參考文獻(xiàn)

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