李 強(qiáng)

(煙臺(tái)汽車工程職業(yè)學(xué)院機(jī)電工程系，山東 煙臺(tái) 265500)

轎車后軸頭在某些車型上用于連接輪轂和后軸。轎車后軸頭在剎車鼓蓋本體的基礎(chǔ)上，通過在剎車鼓蓋上一體鑄造一個(gè)軸套來制成。軸套內(nèi)安裝軸承，軸承與后軸連接，這樣后軸頭就代替了傳統(tǒng)的輪轂法蘭，起到降低結(jié)構(gòu)復(fù)雜度和壓縮成本的作用。由此可知,后軸頭的強(qiáng)度對整車的安全性和使用壽命有著很大的影響。在某些車型的開發(fā)中設(shè)計(jì)者會(huì)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行設(shè)計(jì)，常常導(dǎo)致設(shè)計(jì)出來的后軸頭在實(shí)際使用中無法滿足某些路況要求，經(jīng)常發(fā)生后軸頭軸套斷裂的現(xiàn)象，因此對后軸頭軸套斷裂的原因進(jìn)行分析并對結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)就顯得尤為重要。

1 模型的建立

研究對象為某型轎車后半軸采用的后軸頭，該后軸頭主要包括定位凸緣、蓋體、加強(qiáng)筋、連接孔和軸套。其安裝軸承后的1/4剖視圖如圖1所示。

1.1 實(shí)體模型的建立

后軸頭總體呈回轉(zhuǎn)體對稱分布，尺寸通過測繪真實(shí)產(chǎn)品獲得。建模時(shí)在Creo軟件中采用局部特征逐步拉伸法來生成后軸頭的三維模型，使得各個(gè)局部特征的參數(shù)在局部特征內(nèi)相關(guān)，以利于后期的改進(jìn)設(shè)計(jì)。在建立實(shí)體模型時(shí)，不考慮小尺寸的圓角、倒角以及其他對分析影響不大的尺寸。根據(jù)后輪軸頭的對稱性，建立1/2 實(shí)體模型，如圖2 所示。

圖1 后軸頭1/4剖視圖

圖2 實(shí)體分析模型

1.2 有限元模型的建立

采用Creo的Simulate模塊中的AutoGEM工具對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，該工具運(yùn)用P-Method技術(shù)自動(dòng)劃分網(wǎng)格單元。整個(gè)實(shí)體模型主要采用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，網(wǎng)格劃分后，得到的模型總節(jié)點(diǎn)數(shù)為626個(gè)，模型總單元數(shù)為1 683個(gè)，如圖3所示。

圖3 有限元模型

2 后軸頭的有限元分析

CAE技術(shù)在汽車零部件性能分析中被廣泛使用，特別是用于強(qiáng)度分析。根據(jù)分析結(jié)果可以預(yù)知產(chǎn)生疲勞破壞的位置，進(jìn)而在開發(fā)階段對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)以達(dá)到所要求的力學(xué)性能[1]。

2.1 材料參數(shù)

計(jì)算中所使用的材料參數(shù)見表1。

表1 材料及主要參數(shù)

2.2 邊界約束及載荷處理

工況是汽車在行程的整個(gè)生命周期中使用或可能使用的路況。汽車在行駛過程中，輪轂軸承外部載荷等價(jià)于輪胎的外部載荷[2]。則對于后軸頭的軸套，其外部載荷的計(jì)算公式為[3]:

(1)

式中:Fz為徑向載荷，方向垂直向上，N；m為滿載時(shí)后軸質(zhì)量，kg；H為轎車質(zhì)心高度，mm；T為后軸輪距，mm；g為重力加速度，取值為9. 81m/s2；ag為側(cè)向加速度，取最大值為0. 55g。

某轎車的整車參數(shù)見表2。

表2 某轎車的整車參數(shù)

經(jīng)計(jì)算，其后軸頭的軸套所承受的徑向載荷為3 675.57N，車身作用于路面的集中質(zhì)量由于路面粗糙不平會(huì)產(chǎn)生垂直方向上的加速度，每個(gè)軸套的最大動(dòng)態(tài)載荷估計(jì)能達(dá)到其靜載荷值的兩倍。采用RecurDyn軟件進(jìn)行車輛動(dòng)態(tài)仿真，獲得后軸頭軸套的動(dòng)態(tài)載荷變動(dòng)范圍為147～7 351N。得到的垂直方向的疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)的動(dòng)態(tài)載荷特性曲線如圖4所示。

圖4 疲勞分析試驗(yàn)的動(dòng)態(tài)載荷特性曲線

模型的約束主要參考文獻(xiàn)[4]提供的約束方式，對后軸頭的4個(gè)連接孔進(jìn)行完全約束，對稱面采用對稱約束[5]。在約束了后軸頭連接孔面的情況下，模型的軸套內(nèi)表面安裝軸承的部分受到3 675.57N靜載荷的作用。由于輪轂偏移量通常較小，可以認(rèn)為徑向載荷作用于軸承安裝位置的中心，靜載荷與約束情況如圖5 所示。

圖5 載荷與約束

2.3 疲勞分析結(jié)果

在Creo的Simulate模塊中進(jìn)行疲勞壽命分析前必須先進(jìn)行靜力分析，然后在疲勞分析界面中輸入所受動(dòng)態(tài)載荷的最大值，其最大值為7 351N。經(jīng)過疲勞分析得出如圖6、圖7所示的疲勞壽命安全因子云圖和壽命置信度云圖。

圖6 安全因子云圖

圖7 壽命置信度云圖

從圖6可以看出安全因子為0.2，從圖7可以看出壽命置信度為1，通常壽命置信度的值小于等于1表示疲勞失效。安全因子是輸入載荷的許用安全系數(shù)，當(dāng)計(jì)算出的疲勞壽命比設(shè)計(jì)壽命長時(shí)，安全因子的值大于1。經(jīng)計(jì)算得出軸套的疲勞壽命為1×105次，根據(jù)灰鑄鐵材料的疲勞壽命S-N曲線可知灰鑄鐵的疲勞破壞循環(huán)次數(shù)為3×105次，其對應(yīng)的疲勞應(yīng)力大于灰鑄鐵材料的疲勞極限應(yīng)力σ-1，容易造成疲勞破壞，所以該后軸頭軸套的疲勞壽命是有限的。通過觀察圖7可以發(fā)現(xiàn),在后軸頭軸套的根部出現(xiàn)了疲勞應(yīng)力大于疲勞極限應(yīng)力的區(qū)域，在此區(qū)域容易發(fā)生疲勞破壞，分析結(jié)果與圖8所示的后軸頭實(shí)際斷裂位置一致，由此可知疲勞分析的結(jié)果是可信的。

圖8 后軸頭的軸套斷裂圖

3 后軸頭不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下的疲勞壽命

為了研究不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對后軸頭軸套疲勞壽命的影響，文中選取后軸頭軸套的外徑和加強(qiáng)筋的高度兩個(gè)參數(shù)作為變量進(jìn)行有限元分析和疲勞壽命計(jì)算。

3.1 后軸頭軸套的外徑對疲勞壽命的影響

現(xiàn)對不同的后軸頭軸套外徑進(jìn)行有限元分析及疲勞壽命計(jì)算，結(jié)果見表3。

表3 不同軸套外徑及其疲勞壽命

通過樣條曲線擬合方法把表3中得到的疲勞壽命繪制成擬合曲線，如圖9所示。由圖9可知，隨著后軸頭軸套的外徑不斷增大，后軸頭軸套的疲勞壽命也在增大，當(dāng)外徑尺寸增大到77mm時(shí)，此時(shí)的疲勞壽命為該灰鑄鐵材料的無限疲勞壽命的臨界點(diǎn)，即使外徑尺寸再增大也不會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞。

圖9 軸套外徑與疲勞壽命關(guān)系

3.2 加強(qiáng)筋的高度對疲勞壽命的影響

現(xiàn)對不同加強(qiáng)筋的高度進(jìn)行有限元分析和疲勞壽命計(jì)算，結(jié)果見表4。

表4 加強(qiáng)筋的高度及其疲勞壽命

用樣條曲線描點(diǎn)的方法把表4中的數(shù)據(jù)繪制成擬合曲線，如圖10所示。從圖10可以看出，隨著加強(qiáng)筋高度增加，疲勞壽命逐漸增加，開始增加得比較緩慢，當(dāng)高度超過10.5mm后，疲勞壽命增加的速率變快，當(dāng)高度達(dá)到16.5mm時(shí)，疲勞壽命已經(jīng)接近無限疲勞壽命的臨界點(diǎn)。

圖10 加強(qiáng)筋高度與疲勞壽命關(guān)系

3.3 結(jié)構(gòu)改進(jìn)結(jié)果

制動(dòng)鼓的結(jié)構(gòu)限制加強(qiáng)筋的高度不應(yīng)超過12mm，軸套的外徑不應(yīng)超過80mm。結(jié)合后軸頭軸套的直徑與加強(qiáng)筋的高度對軸套疲勞壽命的影響規(guī)律，同時(shí)要求后軸頭的質(zhì)量最小，進(jìn)行有限元分析和疲勞壽命計(jì)算。經(jīng)過結(jié)構(gòu)改進(jìn)，計(jì)算后得出軸套的外徑為76.8mm，加強(qiáng)筋的高度為4.9mm。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后其安全因子云圖如圖11所示，壽命置信度云圖如圖12所示。通過與未改進(jìn)前的安全因子云圖(圖6)和壽命置信度云圖(圖7)比較可知，結(jié)構(gòu)改進(jìn)后軸套的疲勞壽命滿足設(shè)計(jì)要求。

圖11 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的安全因子云圖

圖12 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的壽命置信度云圖

4 結(jié)束語

本文通過改變軸套外徑和加強(qiáng)筋高度這兩個(gè)參數(shù)，對軸套的疲勞壽命進(jìn)行分析，可知加大軸套外徑能夠大幅度提高軸套的疲勞壽命，而增加加強(qiáng)筋的高度在受限的尺寸范圍內(nèi)對軸套的疲勞壽命提高得并不明顯。用該優(yōu)化方案改進(jìn)軸套的結(jié)構(gòu)，能夠有效延長軸套的使用壽命，提高產(chǎn)品的安全性和市場競爭力。