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【摘 要】传动轴作为汽车传动系统的重要零部件，由于自身结构的特点使其振动频率较低、刚度小，万向节附加力矩的存在等，传动轴高速运转时不可避免地存在振动现象。因此研究传动轴的振动问题对解决整车的平顺性和舒适性有着重要的意义。以有限元软件ANSYS为基础，进行了传动轴的实体设计。基于有限元法计算传动轴的固有频率和振型，运用试验模态技术对传动轴进行模态分析，试验结果验证了有限元模型的可靠性。
【关键词】汽车传动轴；模态分析；ANSYS
汽车传动轴的主要功能就是把发动机减速器的转动力矩传递到驱动装置，使驱动装置获得发动机传递来的力矩。因此，传动轴设计中的强度及刚度校核主要表现为传动轴的受扭强度校核和材料刚度校核。汽车传动轴主要作用是把发动机减速器的运动传递到驱动桥，使驱动桥获得规定的转速和方向，其传递的主要为转矩。因此，传动轴的强度校核主要为受扭强度校核。传统的分析方法，一般都是首先通过轴传递的最大转矩，计算出轴的最小直径；然后通过计算作用在轴上的载荷、不同断面上的转矩、轴向力和弯矩，利用解析法或图解法确定轴不同位置的支反力，最后利用传统的计算公式进行强度校核，确定安全系数。如果安全系数小于许用安全系数，还要进行疲劳强度计算。此过程计算繁杂，反复性强，而且可靠性差，很可能因为计算误差，造成由于传动轴强度不够而引发的轴裂、轴断事故。因此，研究一种新的准确、快捷的强度分析方法迫在眉睫。ANSYS软件作为一种广泛应用CAE软件，应用有限元法对结构进行静力学、动力学、热力学和电磁学等多种分析。通过ANSYS软件的应用，可以大大缩短轴类零件的设计周期，从而减少设计成本，并有利于多种型号产品的开发。
1.传动轴的实体模型的建立
模型中按不同的截面形状将传动轴分为5段，其中1与5段是传动轴与万向节连接部分节叉的等效简化，4段为薄壁圆管，其它各段都为实心圆轴。考虑到2段与3段之间原来的花键连接，将右支承设置为水平方向自由移动，而左支承为简支。
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为每段轴的长度，D为每段轴的外径，d为每段轴的内径（薄壁轴），单位为mm，A为每段轴的截面积，A=πd2或A=π（D2-d2）4，为每段轴的截面惯性矩，I=πD464或I=π（D4-d4）64，单位为mm4。杨氏模量E=2.1*1011N/m2，密度Q=7800kg/m3。
2.传动轴的设计与有限元分析
传动轴的规格种类各异，但利用ANSYS对传动轴的分析方法大同小异，可以相互参照，以下就以某一型号汽车传动轴的设计分析过程来论述。通过旋转二维面积网格得到轴的三维映射网格有限元模型，如图2所示。对于规则的体或面，ANSYS使用映射网格，一般来说映射网格往往比自由网格得到的结果要更加精确。根据传动轴的工作性质可知，传动轴主要承受转矩作用。在施加载荷时，可以约束传动轴的一端，然后在其另一端施加转矩。在加载和约束过程中，根据模型的需要，创建了局部圆柱坐标系，这有利于节点的选取和约束的加载。在施加约束时，根据实际工况，在圆柱系下限制了传动轴外径全部节点的径向位移；使所有节点只能做绕轴线的旋转位移，在加载转矩时，模拟实际工况，采用端部均布加载，在80个节点上，各施加一个大小为417N的周向集中力，他们对圆心的力矩和为1500N*m。
其分析结果如下：
通过ANSYS有限元分析，得到传动轴的总体位移和截面应力图，如图3所示。从图3中可以看出轴的最大位移变形出现在尾端，尾端截面节点Y方向的位移。由以上可知，节点切向位移最大，Max=0.31769mm，对应的转角d===7.059*10rad.受纯扭的薄壁圆筒，扭转变形后各平行截面相对转动，单元格的左、右两边发生相对错动，但圆筒沿轴线及周线的长度都没有变化，这表明，圆筒横截面和包含轴线的纵向截面上都没有正应力，横截面上只受切与截面的剪应力，所以在强度校核时，以轴截面所受剪应力S为校核标准。从计算中可以得出轴受到的最大剪应力Max=52.129MPa，与理论计算结果51MPa基本一致，且小于材料的许用应力τ=60MPa，满足强度要求。轴受到最小剪应力Min=48.097MPa，与最大剪应力差值为d=52.129-48.097=4.032 MPa可以看出其差值并不大，这也说明，整个轴的受力比较均匀，这样可以保证充分发挥材料的作用。
3.结束语
汽车动力系统不断向传动轴施加各种激振，以发动机往复惯性力和传动轴不平衡质量产生的惯性力最为显著，传动轴的一阶弯曲模态比较容易激发共振。振动将激振能力传递至车身，腔体受激共振，产生低频轰鸣声。传动轴在设计中为了避免共振，要求其固有频率比传动轴最高转速（临界转速）对应的频率高出 15%。如果设计中不能避免共振，对于长传动轴，可采用中间支撑，分段传动，或采用空心轴达到提高固有频率的手段。传动轴模态的计算为传动轴进行动态不平衡激励的谐响应分析及地面随机激励的谱分析奠定基础。本文基于ANSYS有限元软件和传统轴分析理论给出了一种新的受扭轴强度的计算方法。与传统算法相比，此法可以准确的了解传动轴应力和应变的大小和位置，进行精确的强度计算。本文有限元法和试验模态分析研究传动轴的动态特性，结果验证了仿真模型的正确性。
【参考文献】
[1]胡静，支保军，李少勇等.Pro/ENGINEER Wildfire 4.0机械设计标准教程[M].北京：中国铁道出版社，2009.
[2]陈火红，杨剑，薛小香等.新编Marc有限元实例教程[M].北京：机械工业出版社，2007.
【关键词】汽车传动轴；模态分析；ANSYS
汽车传动轴的主要功能就是把发动机减速器的转动力矩传递到驱动装置，使驱动装置获得发动机传递来的力矩。因此，传动轴设计中的强度及刚度校核主要表现为传动轴的受扭强度校核和材料刚度校核。汽车传动轴主要作用是把发动机减速器的运动传递到驱动桥，使驱动桥获得规定的转速和方向，其传递的主要为转矩。因此，传动轴的强度校核主要为受扭强度校核。传统的分析方法，一般都是首先通过轴传递的最大转矩，计算出轴的最小直径；然后通过计算作用在轴上的载荷、不同断面上的转矩、轴向力和弯矩，利用解析法或图解法确定轴不同位置的支反力，最后利用传统的计算公式进行强度校核，确定安全系数。如果安全系数小于许用安全系数，还要进行疲劳强度计算。此过程计算繁杂，反复性强，而且可靠性差，很可能因为计算误差，造成由于传动轴强度不够而引发的轴裂、轴断事故。因此，研究一种新的准确、快捷的强度分析方法迫在眉睫。ANSYS软件作为一种广泛应用CAE软件，应用有限元法对结构进行静力学、动力学、热力学和电磁学等多种分析。通过ANSYS软件的应用，可以大大缩短轴类零件的设计周期，从而减少设计成本，并有利于多种型号产品的开发。
1.传动轴的实体模型的建立
模型中按不同的截面形状将传动轴分为5段，其中1与5段是传动轴与万向节连接部分节叉的等效简化，4段为薄壁圆管，其它各段都为实心圆轴。考虑到2段与3段之间原来的花键连接，将右支承设置为水平方向自由移动，而左支承为简支。
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为每段轴的长度，D为每段轴的外径，d为每段轴的内径（薄壁轴），单位为mm，A为每段轴的截面积，A=πd2或A=π（D2-d2）4，为每段轴的截面惯性矩，I=πD464或I=π（D4-d4）64，单位为mm4。杨氏模量E=2.1*1011N/m2，密度Q=7800kg/m3。
2.传动轴的设计与有限元分析
传动轴的规格种类各异，但利用ANSYS对传动轴的分析方法大同小异，可以相互参照，以下就以某一型号汽车传动轴的设计分析过程来论述。通过旋转二维面积网格得到轴的三维映射网格有限元模型，如图2所示。对于规则的体或面，ANSYS使用映射网格，一般来说映射网格往往比自由网格得到的结果要更加精确。根据传动轴的工作性质可知，传动轴主要承受转矩作用。在施加载荷时，可以约束传动轴的一端，然后在其另一端施加转矩。在加载和约束过程中，根据模型的需要，创建了局部圆柱坐标系，这有利于节点的选取和约束的加载。在施加约束时，根据实际工况，在圆柱系下限制了传动轴外径全部节点的径向位移；使所有节点只能做绕轴线的旋转位移，在加载转矩时，模拟实际工况，采用端部均布加载，在80个节点上，各施加一个大小为417N的周向集中力，他们对圆心的力矩和为1500N*m。
其分析结果如下：
通过ANSYS有限元分析，得到传动轴的总体位移和截面应力图，如图3所示。从图3中可以看出轴的最大位移变形出现在尾端，尾端截面节点Y方向的位移。由以上可知，节点切向位移最大，Max=0.31769mm，对应的转角d===7.059*10rad.受纯扭的薄壁圆筒，扭转变形后各平行截面相对转动，单元格的左、右两边发生相对错动，但圆筒沿轴线及周线的长度都没有变化，这表明，圆筒横截面和包含轴线的纵向截面上都没有正应力，横截面上只受切与截面的剪应力，所以在强度校核时，以轴截面所受剪应力S为校核标准。从计算中可以得出轴受到的最大剪应力Max=52.129MPa，与理论计算结果51MPa基本一致，且小于材料的许用应力τ=60MPa，满足强度要求。轴受到最小剪应力Min=48.097MPa，与最大剪应力差值为d=52.129-48.097=4.032 MPa可以看出其差值并不大，这也说明，整个轴的受力比较均匀，这样可以保证充分发挥材料的作用。
3.结束语
汽车动力系统不断向传动轴施加各种激振，以发动机往复惯性力和传动轴不平衡质量产生的惯性力最为显著，传动轴的一阶弯曲模态比较容易激发共振。振动将激振能力传递至车身，腔体受激共振，产生低频轰鸣声。传动轴在设计中为了避免共振，要求其固有频率比传动轴最高转速（临界转速）对应的频率高出 15%。如果设计中不能避免共振，对于长传动轴，可采用中间支撑，分段传动，或采用空心轴达到提高固有频率的手段。传动轴模态的计算为传动轴进行动态不平衡激励的谐响应分析及地面随机激励的谱分析奠定基础。本文基于ANSYS有限元软件和传统轴分析理论给出了一种新的受扭轴强度的计算方法。与传统算法相比，此法可以准确的了解传动轴应力和应变的大小和位置，进行精确的强度计算。本文有限元法和试验模态分析研究传动轴的动态特性，结果验证了仿真模型的正确性。
【参考文献】
[1]胡静，支保军，李少勇等.Pro/ENGINEER Wildfire 4.0机械设计标准教程[M].北京：中国铁道出版社，2009.
[2]陈火红，杨剑，薛小香等.新编Marc有限元实例教程[M].北京：机械工业出版社，2007.