传动轴作为汽车传动系统中的重要部件，其对整车振动与噪声的影响不可忽视，传动轴匹配与设计的不合理，会引起汽车车厢内部轰鸣声、方向盘振动、后视镜抖动以及驾驶室地板振动，这会导致驾驶员耳鸣、手发麻、目眩以及脚部发麻，轻则影响驾驶体检，重则引发安全事故。传动轴的作用是与变速箱、驱动桥一起将发动机的动力传递给车轮，使汽车产生驱动力[1]，而传动轴支撑支架连接凸台起到固定和支撑传动轴的作用，车辆在行驶的过程中，如果连接凸台发生断裂失效问题，传动轴也会发生出现失效风险，严重时传动轴会发生断裂，因此传动轴支撑支架连接凸台可靠性必须有一定的保证，才能使用。

 

1. 断裂失效特征

某机型汽油机在进行整车腐蚀试验时，试验进行到中间某个循环时车辆异响，检查发现右前传动轴固定支架轴承橡胶圈老化，与传动轴固定支架连接的缸体（螺栓连接凸台处）断裂，断裂位置如下图 1（a）所示：

 

2. 断裂失效原因初步分析

针对断裂失效现象，首先排查试验工况是否符合试验标准，同步进行断口材料检测判断是否存在材料缺陷问题，除此之外收集有限元分析所需输入，为有限元建模分析做准备。材料检测主要包括：断口分析，金相组织分析以及硬度分析。

 

2.1 材料检测

2.1.1 断口分析

传动轴支撑支架连接凸台断口如图 1（b）所示，从图中可以看出，断口从凸台加强筋表面起源扩展，扩展区可见明显疲劳弧线，快速扩展区可见明显放射线。将断口置于扫描电镜下观察，如图 1（c）所示，源区未见异常，扩展区可见疲劳微观特征。

 

2.1.2 金相组织分析

传动轴支撑支架连接凸台断口附件取样，金相组织分析结果如图 1（d）所示，得出基体组织为：α相+共晶 Si+合金相+块状初晶 Si，无异常。

 

 

图 1 凸轮轴支撑支架连接凸台断裂位置及材料检测

 

2.1.3 硬度分析

传动轴支撑支架连接凸台基体硬度为 102HBW2.5/62.5，大于标准硬度，满足设计要求；

 

2.2 断裂原因初步分析

通过上述材料检测结果表明，传动轴支撑支架连接凸台断口形貌、金相组织以及硬度分析均符合技术要求，可以判定传动轴支撑支架连接凸台为疲劳断裂；另外，传动轴支撑支架连接凸台收到的载荷主要是传动轴通过支撑支架传递，由于传动轴载荷一方面来自变速箱，另一面通过车轮接受来自外界的载荷，因此传动轴支撑支架连接凸台所受到的载荷是复杂多变的，再加上连接凸台采用 AlSi11Cu3 的脆性材料，根部圆角本身就是应力集中的区域，如果传动轴支撑支架连接凸台加强筋强度偏弱，在超高次循环载荷的基础上，连接凸台根部圆角很容易首先出现裂纹，裂纹形成后迅速扩展[2]。

 

由此可以看出，传动轴支撑支架连接凸台断裂失效原因初步判定为连接凸台加强筋强度不足，还应利用有限元分析法对其进行强度疲劳进一步校核，找出断裂失效的机理以及寻求解决断裂失效的有效方法和措施[3]。

 

3. 有限元分析

在传动轴支撑支架连接凸台断裂失效原因初步分析的基础上，进行有限元仿真分析。

 

3.1 有限元模型建立

建立传动轴支撑支架连接凸台有限元几何模型，包括缸体、下缸体、传动轴支撑支架以及连接螺栓，如图 2 所示；采用 Hypermesh 软件进行有限元网格前处理，网格类型为二阶四面体单元（C3D10M）；网格划分时基于关键位置局部细化（0.5mm-1.5mm），非关键位置大网格（3mm-5mm），两者之间平滑过渡原则进行；紧接着建立接触关系：缸体与下缸体之间、缸体与连接支架之间、缸体与螺栓之间以及连接支架与螺栓之间，其中缸体与下缸体之间、缸体与连接支架之间采用摩擦接触（Contact pair）摩擦系数设置为 0.15，另外两对接触采用绑定接触（Contact tie）。

 

 

图 2 有限元分析几何模型

 

3.2 分析输入

有限元计算模型中缸体和下缸体材料为AlSi11Cu3，连接支架为AlSi7Mg，连接螺栓为Steel，具体材料参数如表1所示：

 

表 1 材料参数

 

 

3.3 分析边界

有限元模型中施加边界如图3所示，对缸体截面进行全约束，载荷加载形式为：在轴承接触面上采用余弦加载，加载工况见表2所示，大小为集中力。

 

 

图3 有限元边界加载

 

表 2 边界载荷

 

 

3.4 分析结果

有限元前处理完成后，采用ABAQUS Standard3D求解器进行静强度计算，计算结果如图4（a）所示，静强度最大主应力59MPa，小于缸体材料抗拉极限，最大Mises应力198MPa，大于缸体材料的屈服极限150MPa，但是由于最大Mises应力时缸体处于压缩状态，此节点的最小主应力为-211MPa，大于材料压缩屈服-225 MPa，静强度满足要求；通过Femfa软件进行高周疲劳分析，结果如图4（b）所示，连接凸台最小安全系数为1.10，处于评价标准的临界点，存在断裂失效的风险，与试验中断裂失效位置一致。

 

（a）凸台静强度分析结果

 

（b）凸台疲劳分析结果

 

图 4 凸台强度疲劳分析结果

 

4. 优化分析

通过有限元分析结果可以得出，连接凸台加强筋强度相对比较薄弱，优化方案前后对比如图5所示，主要是提高加强筋的强度：加强筋厚度方向由4.5mm变成6mm，高度方向抬高3mm；针对优化方案，重新进行有限元分析，计算结果如图6（a）所示，优化方案静强度最大主应36MPa，小于缸体材料抗拉极限，最大Mises应力195MPa，大于缸体材料的屈服极限150MPa，但是由于最大Mises应力时缸体处于压缩状态，此节点的最小主应力为-209MPa，大于材料压缩屈服-225 MPa，静强度满足要求；同样通过Femfat软件进行高周疲劳分析，结果如图6（b）所示，连接凸台最小安全系数为1.64，大于疲劳安全系数评价标准，满足设计要求。

 

 

图 5 凸台优化方案前后对比

 

 

（a）凸台优化方案静强度分析结果

 

 

（b）凸台优化方案疲劳分析结果

图 6 凸台优化方案强度疲劳分析结果

 

5. 总结

本文从仿真和试验的角度对传动轴支撑支架连接凸台断裂的原因进行了分析：

1） 经过材料检测中断口分析、金相组织、硬度分析确定了传动轴支撑支架连接凸台断裂为疲劳断裂；

2） 结合传动轴支撑支架连接凸台所受载荷情况初步确认凸台断裂的直接原因可能由于支架连接凸台加强筋强度不足；

3） 经过有限元建模分析结果，确定支架连接凸台加强筋强度不足导致了支架连接凸台断裂。

 

通过本次有限元分析，仿真与试验结果具有很好的一致性，证明了仿真模型和疲劳强度的评估方法都具有一定的合理性，因此，可以建立一套相对完善的传动轴支撑支架连接凸台强度疲劳校核模型以及合理评价准则，为公司其他在研机型类似结构设计缩短开发周期，节约开发成本。

 

资料来源：达索官方