謝長(zhǎng)衛(wèi)，李建輝，張林

(哈爾濱軸承集團(tuán)公司，哈爾濱 150001)

隨著越來越多高性能轎車的開發(fā)，第3代輪轂軸承單元的應(yīng)用越來越廣泛，輪轂軸承作為汽車輪轂?zāi)K中重要的承載與轉(zhuǎn)動(dòng)部件，與汽車的懸架系統(tǒng)、制動(dòng)系統(tǒng)以及傳動(dòng)系統(tǒng)緊密聯(lián)系，因此,其壽命和性能直接影響整車的壽命、安全性和舒適度，有必要對(duì)該類軸承的壽命計(jì)算進(jìn)行分析。

1 軸承壽命計(jì)算方法

1.1 軸承壽命理論

ROMAXDESIGIENER 包含有多種軸承壽命計(jì)算方法，在仿真計(jì)算過程中分別采用了基于ISO 281：2007《Rolling bearings--Dynamic load ratings and rating life》，ISO/TS 16281:2008《 Rolling bearings--Methods for calculating the modified reference rating life for univerasally load bearing》計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)原理。ISO 281：2007基于L-P壽命理論，并考慮軸承的特性和用途，增加可靠性修正系數(shù)與壽命修正系數(shù)進(jìn)行軸承壽命計(jì)算，是軸承最基本的壽命計(jì)算方法。ISO/TS 16281:2008在ISO 281：2007的基礎(chǔ)上，除考慮軸向載荷與徑向載荷外，還考慮了軸承的預(yù)緊力、剛性、高速效應(yīng)、微觀幾何、應(yīng)力分布、潤(rùn)滑油特性等因素對(duì)壽命的影響。

1.2 軸承壽命疲勞累積方法

采用Miner法則進(jìn)行軸承疲勞損傷累積計(jì)算。Miner法則假定每個(gè)零件疲勞壽命有限，每個(gè)應(yīng)力循環(huán)(載荷譜中每個(gè)工況)都會(huì)使壽命減少一部分。當(dāng)載荷累積損傷的總和等于100%時(shí)發(fā)生失效[1]。

2 仿真模型的建立

第3代輪轂軸承結(jié)構(gòu)如圖1所示。文中所設(shè)計(jì)輪轂軸承單元應(yīng)用車型為兩廂轎車，驅(qū)動(dòng)方式為前輪驅(qū)動(dòng)，前軸滿載軸荷9 318 N，每個(gè)輪胎承受滿載軸荷的1/2,輪距為1 560 mm，滿載質(zhì)心高度為630 mm,輪胎半徑為346.5 mm,偏心距為37 mm,前輪制動(dòng)盤安裝厚度為7.4 mm。根據(jù)車型參數(shù)，所選輪轂軸承單元的相關(guān)參數(shù)見表1。

1—螺栓；2—內(nèi)凸緣；3—內(nèi)密封；4—外凸緣；5—鋼球；6—磁性編碼圈+外密封；7—內(nèi)圈；8—保持架

表1 輪轂軸承單元相關(guān)參數(shù)

由于輪轂軸承中左、右列鋼球溝心距較大，故對(duì)軸承左、右列鋼球單獨(dú)建立軸承模型進(jìn)行分析，最后根據(jù)L10壽命計(jì)算原理對(duì)整體輪轂軸承進(jìn)行計(jì)算。第3代輪轂軸承仿真模型如圖2所示，建模過程如下：

1)外凸緣固定，定義為剛性連接。

2)內(nèi)凸緣左端施加輸入功率載荷，凸緣與輪轂連接處施加輸出功率載荷。

3)輪轂軸承仿真計(jì)算時(shí)，設(shè)定2列軸承同時(shí)施加預(yù)緊的游隙值，游隙值均為-7.5 μm,整體輪轂軸承的游隙值為-15 μm。

4)輪轂軸承對(duì)應(yīng)輪胎載荷中心線處施加循環(huán)載荷譜,按載荷譜計(jì)算出試驗(yàn)壽命要求大于200 h。設(shè)置轉(zhuǎn)速為1 225.5 r/min;考慮安全裕量，將試驗(yàn)的徑向載荷設(shè)置為每個(gè)輪胎承受滿載軸荷的1.2倍;向內(nèi)的軸向載荷為60%的徑向載荷，向外的軸向載荷為40%的徑向載荷。根據(jù)試驗(yàn)要求及汽車參數(shù)計(jì)算的循環(huán)載荷譜見表2。

表2 循環(huán)載荷譜

圖2 第3代輪轂軸承仿真模型

3 疲勞壽命分析

3.1 壽命計(jì)算

仿真計(jì)算結(jié)果用壽命和損傷百分比描述，損傷百分比為循環(huán)載荷譜周期與理論計(jì)算壽命的百分比。經(jīng)仿真計(jì)算，左、右列軸承的壽命及損傷百分比如圖3所示， 由圖可知，在循環(huán)載荷譜下， 2列軸承損傷都很低，且壽命均超過200 h。但2列鋼球分別建立軸承模型進(jìn)行計(jì)算時(shí)未考慮其相互作用的影響，用L10壽命理論計(jì)算其整體壽命，即

(1)

式中:L10為整體軸承壽命；L1為左列軸承壽命;L2為右列軸承壽命。

圖3 軸承仿真壽命及損傷百分比

圖3中2種理論下的左、右列軸承壽命分別代入(1)式，計(jì)算得到的整體軸承壽命分別為384.90 ,376.88 h，壽命均大于200 h。經(jīng)長(zhǎng)期實(shí)踐，計(jì)算結(jié)果與真實(shí)試驗(yàn)壽命基本吻合。

3.2 特定工況分析

左、右列軸承在載荷譜中各個(gè)工況下的損傷程度如圖4所示。由圖可知，在工況3下，左列軸承損傷最大;在工況1下，右列軸承損傷最大。

圖4 軸承損傷程度

利用ROMAXDESIGNER對(duì)左、右列鋼球在損傷較大工況下的接觸載荷及接觸應(yīng)力進(jìn)行仿真分析,結(jié)果分別如圖5、圖6所示(圖中每個(gè)點(diǎn)代表一個(gè)鋼球,且內(nèi)、外溝道載荷與應(yīng)力分布點(diǎn)重合)。由圖5可知，左列鋼球所受最大接觸載荷為4 253.7 N,最大接觸應(yīng)力為3 188.61 MPa。由圖6可知，右列鋼球所受最大接觸載荷為6 694 N, 最大接觸應(yīng)力為3 766.9 MPa。

圖5 左列軸承載荷與應(yīng)力分布

圖6 右列軸承載荷與應(yīng)力分布

通過對(duì)2列鋼球在損傷最大工況下的仿真分析，可以得到鋼球接觸載荷和接觸應(yīng)力分布。輪轂軸承最大接觸應(yīng)力要求不大于4 200 MPa，根據(jù)仿真計(jì)算的鋼球最大接觸應(yīng)力可驗(yàn)證軸承設(shè)計(jì)的合理性。

3.3 預(yù)緊對(duì)軸承壽命的影響

通過預(yù)緊可提高軸承壽命，增加軸承剛度[2-3]，使旋轉(zhuǎn)部件在軸向和徑向得到正確定位，提高旋轉(zhuǎn)精度，有效減少振動(dòng)和噪聲[4]。但預(yù)緊過大會(huì)造成軸承溫升較快，從而降低壽命。通過仿真分析可以得到預(yù)緊與左、右列軸承壽命的關(guān)系如圖7所示，計(jì)算過程中左、右兩軸承按各占50%分配軸向游隙，正值代表負(fù)游隙。再通過仿真分析可知，左、右兩列軸承總軸向游隙為-25～-15 μm時(shí)，壽命最佳。

圖7 預(yù)緊與軸承壽命關(guān)系

4 結(jié)束語(yǔ)

基于ROMAXDESIGNER對(duì)軸承壽命進(jìn)行計(jì)算分析，得出可用L10壽命計(jì)算整體軸承壽命，并通過仿真分析得出載荷分布情況、最佳軸向游隙，從而為第3代輪轂軸承后續(xù)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。