张丽丽，杨玲玲，吴 磊

（柳州铁道职业技术学院，广西 柳州 545616）

0 引言

汽车传动轴是底盘动力系统中的关键部件，其作用是把发动机变速箱输出的扭矩传递到车轮，驱动车辆前进；同时随车轮的转向及车辆的颠簸万向传动轴会摆动角度和横向滑移，以便适应车轮与变速箱之间的角度和距离变化[1]。由于受到自身传递扭矩和底盘振动等多重载荷共同的作用，传动轴的结构失效在汽车结构失效故障中占比较高。国内外众多学者从产品设计、加工工艺、热处理方法等角度进行的分析研究，例如：白云岭等[2]针对某乘用车等速传动轴断裂问题通过对失效件的外观、化学成分、显微组织以及断口形貌进行检测分析后得出传动轴失效是由于传动轴与差速器装配不到位引起的疲劳断裂；刘新平等[3]通过金相组织分析得出了某特种越野车传动轴万向节断裂失效的原因是其结构内渗碳层粗大针叶状马氏导致了结构韧性下降传动轴断裂失效；王峥等[4]通过断口宏、微观分析，化学成分、金相组织及硬度检测得出了某传动轴断裂失效是由于氢致延迟断裂；张鹏超[5]从传动轴的工作环境和负载性质考虑对一种油泵取力传动轴失效问题进行安全校核；陈政文等[6]通过化学成分分析、硬度测试以及金相组织检查等方法确定了某半挂牵引车传动轴端面齿突缘叉发生断裂是由于锻造工艺不充分所导致；金业全等[7]通过金属成分分析、力学性能检测、宏观及微观金相观察、SEM形貌和EDS 能谱分析等手段分析某减速器传动轴断裂原因是由于零件轴表面加工缺陷产生很大的应力集中所致；周薇等[8]采用光谱分析、断口分析和金相检验等方法判断某传动断裂是由于采用不当的热处理工艺所致。本研究在前人的基础上根据某重型越野汽车双联式万向传动轴台架试验的故障现象进行故障原因分析以及结构优化。

1 台架试验

为了对汽车零部件的强度、耐久性能等进行验证，在产品上市前会根据产品的实际使用工况搭建专门的试验台进行验证即汽车台架试验。该试验方法相对于整车试验具有试验针对性强、试验周期短、试验成本低等优点。本研究根据其装车使用状态搭建了试验台架对装配在某重型越野汽车的双联式万向传动轴进行可靠耐久性试验。试验工况为：输入轴与输出轴夹角20°，双向加载，加载扭矩7000 N·m。在上述试验条件下传动轴完成1.6 万次加载循环后轴承端盖断裂导致试验终止，如图1 所示。该传动轴疲劳寿命未达到5 万次的试验目标。

图1 台架试验结构失效图

2 仿真计算

2.1 仿真模型搭建

对失效样件进行研究，通过金相组织和化学成分析排除了加工工艺和热处理方面的原因，将失效原因锁定为结构设计问题，认为是由于结构在高应力和半波载荷作用下发生了疲劳断裂，因此，采用有限元仿真的方法进行结构分析和优化。首先根据结构模型和试验工况搭建有限元仿真计算模型[9]（图2），采用非线性仿真分析软件ABAQUS 求解结构的应力值；然后基于有限元仿真计算的结构应力值，同时考虑加载方式和轴承材料16MnCr5（抗拉强度：1737 MPa，屈服强度：1187 MPa）采用Ncode 的软件进行疲劳寿命预测[10]如图3 所示；随后进行仿真试验对标，通过修正有限元仿真模型和疲劳分析模型最终使仿真计算精度满足设计计算要求；最后，以仿真模型为基础进行结构优化使传动轴的疲劳寿命满足设计目标要求，具体流程见图4。

图2 有限元仿真计算模型

图3 疲劳寿命计算模型

图4 仿真优化流程图

2.2 结果分析

建立有限元仿真计算模型并参照台架试验的工况进行加载，进行有限元仿真计算[11]，得到轴承端盖失效位置的应力值为771.0 MPa，如图5 所示。以该应力状态为基础进行疲劳寿命预测，得到轴承的疲劳寿命最小循环次数为1.585 万次，位于轴承端盖上与台架试验结构失效位置吻合，如图6 所示，同时与台架试验的1.6 万次误差为0.9%。说明仿真模型的计算精度满足优化合计要求。

图5 传动轴轴承应力云图

图6 传动轴轴承疲劳寿命云图

进一步对仿真结果进行分析认为，造成轴承端面高应力的原因主要有以下两方面：

（1）由于传动轴各零件的刚度不同使各零件之间的变形存在差异，具体描述：由于十字轴相对于轴承更“细长”因此刚度更低，在传动轴受扭旋转时由于十字轴旋转角度更大而发生运动干涉，导致十字轴与轴承端盖发生局部挤压，如图7 为放大10 倍的计算结果变形图。

图7 十字轴与轴承变形图

（2）由于输入轴与输出轴夹角的存在，使传动轴在传递扭矩时产生了附加扭矩。该附加扭矩使十字轴绕着传动轴中心发生旋转，从而使十字轴与轴承端盖发生挤压，结构分析如图8 所示。

图8 传动轴扭矩分析图

3 结构优化

根据上述结构失效原因分析，提出以下3 种结构优化方案。

（1）由于十字轴在转动过程中挤压轴承端面，导致轴承端盖应力升高而发生断裂，因此，可适当的增加十字轴轴端与轴承端面的间隙，以减小由于十字轴变形而产生的对轴承端面所施加的挤压力。

（2）鉴于轴承端盖的应力值较高达到了771.0 MPa，可增加轴承端盖的厚度以降低该区域的应力值。

（3）为了降低由于十字轴与轴承刚度不一致所导致的运动干涉，可增加轴承轴向的长度，从而增大十字轴与轴承的接触面，使两者在转动的过程中更协调，减小两者间的偏差角，最终达到减小运动干涉降低轴承端盖所受挤压力的目的。

对比3 个方案的优劣：方案（1）增大间隙可能会引起传动时的异响，方案（3）会增加部件的外轮廓尺寸影响总成的装配，而方案（2）对传动轴其他性能的影响最小，因此，在本研究中，采用方案（2）进行结构优化：将轴承端盖的厚度由3.3 mm 增加至4.2 mm，随后采用仿真计算进行方案校核，得出优化状态下轴承端盖应力值由771.0 MPa 降为638.5 MPa（图9），疲劳寿命由1.585 万次提升至5.4 万次（图10），满足了设计要求。

图9 优化状态传动轴轴承应力云图

图10 优化状态传动轴轴承疲劳寿命云图

4 结语

对于结构失效问题，在确保试验过程操作无误的前提下，首先通过化学成分、金相组织以及材料力学性能等分析手段检查加工工艺和热处理方法是否满足要求。然后再从结构设计角度进行分析，在结构设计领域，采用有限元仿真技术代替产品试验能够很大程度的减少试制样件的数量和试验次数，从而提升研发效率降低研发成本。同时，有限元仿真分析还能够还原试验的全过程并能输出试验中难以观察和测量部件的数据结果，对发现设计问题和结构优化具有重大帮助。最后，在进行结构优化过程中必须结合优化成本、加工工艺以及其他性能指标进行综合考虑，以增加优化方案的可实施性。