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某传动轴强度分析和拓扑优化设计

StrengthAnalysisandTopologyOptimizationDesignof

TransmissionShaft

曹良丹,于艇

CaoLiangdan,YuTing

富奥汽车零部件股份有限公司

FawerAutomotivePartsLimitedCompany

摘要:本文采用Abaqus/CAE软件对传动轴总成进行有限元分析，仿真初步得到传动轴整体及各部件的受力分布情况，验证了传动轴的强度是否满足要求；基于此分析结果，结合TOSCA有限元优化软件，对传动轴十字轴和传动轴叉原方案进行有限元拓扑优化设计，优

化后的传动轴叉强度明显提高并减重12.18%，说明减重与优化效果良好，为后续结构设计

提供理论支撑。

关键词:Abaqus，传动轴，TOSCA，拓扑优化

1.前言

随着国家对节能减排要求的不断提高，商用车结构的轻量化设计和评价问题已逐步得

到了各大厂商的重视，这也将是未来行业发展的趋势。

目前，传动轴产品仍主要通过传统的试制—试验方法进行设计，为了保证传动轴的强度与寿命，产品设计普遍比较笨重，存在较大的设计改进空间，故对其进行优化分析具有

重要的意义。结构优化设计包括拓扑优化、形貌优化、尺寸优化等（中国汽车工程学会，2013），而对传动轴产品，其结构所拥有空间和外形尺寸等基本已被限定，所以采用拓扑优化对其进行设计尤为合适。

2.计算模型和边界条件

2.1传动轴网格模型

本文以某型号传动轴为研究对象，利用CATIA软件生成三维几何模型，使用

HyperMesh软件进行四面体与六面体网格划分，网格划分完成后，模型节点总数约为25.1

万，网格总数约为40.3万，传动轴网格模型如图1所示。

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图1.传动轴网格模型图.

2.2有限元计算模型

本文运用ABAQUS/Standard软件,参照传动轴静扭试验的加载和约束方式，确定载荷

与边界条件，施加扭矩3100N.m，考虑部件的几何非线性以及各个部件之间的接触状态(石

亦平，2006)，建立有限元计算模型并分析求解，完成的传动轴有限元模型如图2所示。

图2.传动轴有限元模型图.

3.计算结果及分析

本文选用Abaqus/Standard求解器求解，仿真获得了传动轴静扭变形云图、传动轴整体

受力分布云图、传动轴花键、传动轴叉以及传动轴十字轴局部受力分布云图（ABAQUS

User’sManual），依次如图3、图4、图5、图6、图7所示。

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图3.传动轴静扭变形云图.

图4.传动轴受力情况.

图5.传动轴花键受力情况（最大应力3078MPa）.

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图6.传动轴叉受力情况（最大应力686MPa）.

图7.传动轴十字轴受力情况（最大应力673MPa）.

由各图可知：传动轴总成承受3100N.m静扭时，传动轴叉所受最大应力为686MPa，传

动轴花键所受最大应力为3078MPa，传动轴十字轴所受最大应力为673MPa；其中传动轴花

键所受应力最大，最大应力已经超过材料的屈服强度，而其余部件受力均在材料强度范围内；但是传动轴十字轴与叉受力均超过650MPa，安全系数也较低，说明这两个部件有进一步优化的必要。

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4.传动轴十字轴、叉拓扑优化

本文依据前述传动轴整体及各部件应力分析结果，通过有限元优化软件TOSCA和有限

元分析软件ABAQUS，对传动轴叉与十字轴分别进行拓扑优化（TOSCAUser’sManual）分

析，以提高产品的强度并进行减重。

其中传动轴叉原设计方案及比重如图8所示，图9所示为传动轴叉原方案网格与优化

设计空间分布图，图10所示为传动轴叉单件原方案与优化方案受力对比图，图11所示为

传动轴叉优化方案三维模型及比重图。

图8.传动轴叉原设计方案图.

图9.传动轴叉原方案网格与优化设计空间.

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图10.传动轴叉单件原方案与优化方案受力对比图.

图11.传动轴叉优化方案三维模型及比重图.

综合分析各图可知：传动轴叉经拓扑优化以后，体积由原来的166773mm3（质量为

1.3Kg）减少到146456mm3，即体积减少12.18%（质量减小0.158Kg）；且优化后的模型

刚度并未降低，并且消除了局部薄弱部位的应力集中问题，局部最大应力由307MPa下降

到141MPa，故传动轴叉优化分析意义重大。

图12.传动轴