汪茂根，方強(qiáng)，宋寅，黃高榮

(江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330001)

0 引言

某高端皮卡車在繞八字專項(xiàng)試驗(yàn)進(jìn)行到3 850 km時，底盤后部驅(qū)動橋位置出現(xiàn)異響，拆解發(fā)現(xiàn)為半軸軸承出現(xiàn)異常磨損導(dǎo)致。因此需對半軸軸承進(jìn)行失效模式分析，以改善汽車驅(qū)動橋半軸軸承的設(shè)計。

本文作者首先從故障件表面質(zhì)量、材料質(zhì)量、熱處理等方面初步判斷為軸承負(fù)載超出自身承載能力，導(dǎo)致疲勞失效。然后對樣車進(jìn)行正常駕駛及繞八字試驗(yàn)工況驅(qū)動橋的受力計算。利用Romax軟件建立半軸軸承仿真模型，分別得到了2種工況(正常駕駛和繞八字工況)下的半軸軸承的應(yīng)力分布，通過與樣件失效部位對比，確定了半軸軸承失效的根本原因。

1 失效件分析

從軸承的失效表現(xiàn)形式看，靠輪轂一側(cè)的軸承內(nèi)圈都出現(xiàn)嚴(yán)重疲勞，如圖1所示。部分軸承的滾子近兩端的滾道也出現(xiàn)嚴(yán)重的疲勞，其他未疲勞軸承的滾子近兩端的滾道有塑性擠壓塌陷變形的情況，如圖2所示?？恐鳒p側(cè)的軸承內(nèi)圈滾道有部分小面積疲勞，由于內(nèi)部間隙增大，滾子晃動致內(nèi)圈滾道表面和擋邊外緣等部分塑性擠壓痕跡明顯，所有失效軸承的外圈外徑和內(nèi)圈內(nèi)徑表面均有明顯的旋轉(zhuǎn)磨損痕跡，如圖3所示。

圖1 軸承內(nèi)圈

圖2 軸承滾子

圖3 軸承外圈

對失效軸承零件剖切取樣檢測材料和熱處理質(zhì)量，檢測結(jié)果見表1，熱處理質(zhì)量如圖4、圖5所示。

表1 軸承材質(zhì)分析及熱處理質(zhì)量

圖4 軸承滾道金相組織

圖5 滾子金相組織

表1中硬度和金相組織是對失效件基體部位的檢測結(jié)果，由于零件表面受破壞力的作用，有變形和瞬間摩擦熱導(dǎo)致的局部異常組織和淺層燒傷，不作為軸承缺陷評價[1]。從表1中各指標(biāo)數(shù)據(jù)來看，未發(fā)現(xiàn)軸承零件存在早期裂紋、脫碳、過熱和過燒等質(zhì)量缺陷。

失效軸承基體熱處理質(zhì)量和材料質(zhì)量經(jīng)檢測合格，軸承失效與軸承零件的初始熱處理和材料質(zhì)量沒有關(guān)聯(lián)。從失效件金相組織分析結(jié)果判斷，雖然軸承發(fā)生了嚴(yán)重磨損現(xiàn)象，但并沒有發(fā)熱燒蝕的情況，可排除軸承間隙過小或缺少潤滑等原因?qū)е率?。初步判斷是繞八字工況下軸承負(fù)載超出了自身承載能力，導(dǎo)致疲勞失效[2]，因此需要對繞八字工況下驅(qū)動橋受力作進(jìn)一步分析。

2 驅(qū)動橋受力分析

樣車在繞八字試驗(yàn)進(jìn)行到3 850 km時，驅(qū)動橋軸承出現(xiàn)失效。繞八字為專項(xiàng)試驗(yàn)，主要考核汽車輪邊、驅(qū)動橋、懸架等疲勞極限。在繞八字試驗(yàn)中因離心力及側(cè)向力的作用，驅(qū)動橋的受力要比正常行駛時大很多[3]，因此有必要針對這2種工況下驅(qū)動橋的具體受力情況進(jìn)行分析。

正常情況下，整車處于直線行駛狀態(tài)。圖6是整車直線行駛狀態(tài)時，驅(qū)動橋受力簡圖。

圖6 整車直線行駛驅(qū)動橋受力

根據(jù)力的平衡，得出：

G2=Z2L+Z2R

(1)

Z2L=Z2R=G2/2

(2)

式中：G2為汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，N；Z2L為地面給左驅(qū)動車輪的垂向反作用力，N；Z2R為地面給右驅(qū)動車輪的垂向反作用力，N。

根據(jù)整車參數(shù)代入計算，得到：

Z2L=Z2R=9 334.5 N

繞八字試驗(yàn)工況：整車滿載，共1 000個大循環(huán)。1個大循環(huán)含：(1)整車沿半徑24 m的圓以40 km/h的車速左轉(zhuǎn)10圈。(2)沿半徑24 m的圓以40 km/h的車速右轉(zhuǎn)10圈。(3)以25 km/h的車速繞八字10次，如圖7所示。

圖7 繞八字試驗(yàn)

繞八字工況總試驗(yàn)里程L=4 144.8 km，大圓里程L1=3 014.4 km，占比72.73%；小圓里程L2=1 130.4 km，占比27.27%。

因此，繞八字實(shí)際就是整車持續(xù)轉(zhuǎn)彎工況。當(dāng)汽車滿載、高速急轉(zhuǎn)彎時，會產(chǎn)生一個作用于汽車質(zhì)心處的離心力。汽車也會由于其他原因而承受側(cè)向力，當(dāng)汽車所承受的側(cè)向力達(dá)到地面給輪胎的側(cè)向反作用力最大值即側(cè)向附著力時，汽車處于側(cè)滑的臨界狀態(tài)，側(cè)向力一旦超過側(cè)向附著力，汽車則側(cè)滑。因此汽車驅(qū)動橋的側(cè)滑條件為

P2≥Y2L+Y2R=G2×φ1

(3)

式中：P2為驅(qū)動橋所受的側(cè)向力，N；Y2L為地面給左驅(qū)動車輪的側(cè)向反作用力，N；Y2R為地面給右驅(qū)動車輪的側(cè)向反作用力，N；φ1為輪胎與地面間的側(cè)向附著系數(shù)。

圖8為汽車左轉(zhuǎn)彎時受力簡圖，根據(jù)該圖可求出驅(qū)動橋側(cè)滑時左、右驅(qū)動車輪的支撐反力。

圖8 汽車左轉(zhuǎn)彎繞八字受力簡圖

驅(qū)動橋側(cè)滑時左、右驅(qū)動車輪的支撐反力為

(4)

(5)

地面給驅(qū)動車輪側(cè)向反作用力為

Y2L=Z2L·φ1

(6)

Y2R=Z2R·φ1

(7)

式中：hg為汽車滿載時的質(zhì)心高度，m；B為驅(qū)動車輪的輪距，m。

根據(jù)整車參數(shù)代入計算得：

Z2L=3 448.69 N，Z2R=15 214.64 N，Y2L=2 069.21 N，Y2R=9 220 N。

與正常行駛條件相比，繞八字工況下汽車有以下2點(diǎn)特征：

(1)整車質(zhì)量會發(fā)生轉(zhuǎn)移，80%的載荷作用在一側(cè)驅(qū)動車輪。

(2)驅(qū)動車輪承受較大的側(cè)向力。

3 半軸軸承Romax仿真分析

為了進(jìn)一步確定該驅(qū)動橋半軸軸承在實(shí)際工作狀態(tài)下的受力，采用Romax軟件對其進(jìn)行仿真分析。

(1)將半軸軸承設(shè)計參數(shù)輸入軟件，建立軸承模型圖，如圖9所示。

圖9 軸承模型

(2)完成驅(qū)動橋殼、輪胎、半軸等相關(guān)邊界零件簡易模型并按實(shí)際裝配位置組合在一起，建立完整的仿真模型，如圖10所示。

圖10 零件邊界

(3)如圖11所示，將實(shí)際工況條件輸入Romax分析軟件。

圖11 工況條件

該車型半軸軸承為雙列圓錐滾子軸承，把靠輪胎一側(cè)的稱為外列軸承，另一列稱為內(nèi)列軸承，內(nèi)、外兩列軸承滾子個數(shù)均為17個。

圖12為半軸軸承內(nèi)列軸承應(yīng)力分布圖，從圖上發(fā)現(xiàn)在側(cè)向力作用下軸承發(fā)生變形，實(shí)際只有8個滾子與軸承內(nèi)、外圈接觸(圖中為周向最大應(yīng)力分布，每一個黑點(diǎn)代表一個滾子)，且應(yīng)力分布集中在滾子大端。圓錐滾子大端與內(nèi)圈接觸應(yīng)力最大為5 063 MPa，圓錐滾子大端與外圈接觸應(yīng)力最大為4 555 MPa，超過軸承的許用接觸應(yīng)力4 000 MPa。

圖12 內(nèi)列軸承應(yīng)力分布

圖13為半軸軸承內(nèi)列軸承失效樣件，圓錐滾子大端受損最嚴(yán)重。

圖13 內(nèi)列軸承失效樣件

圖14為半軸雙列軸承外列軸承應(yīng)力分布圖，從圖上發(fā)現(xiàn)外列軸承17個滾子都與軸承內(nèi)、外圈接觸，但在第一、二象限的7個滾子承擔(dān)了大部分載荷，且應(yīng)力集中在圓錐滾子小端。圓錐滾子小端與內(nèi)圈接觸應(yīng)力最大為4 411 MPa，圓錐滾子小端與外圈接觸應(yīng)力最大為4 121 MPa，超過軸承的許用接觸應(yīng)力4 000 MPa。

圖14 外列軸承應(yīng)力分布

圖15為半軸雙列軸承外列軸承失效樣件，圓錐滾子小端受損最嚴(yán)重。

圖15 外列軸承失效樣件

4 軸承失效解決措施及驗(yàn)證

根據(jù)前述的分析，軸承自身承載能力的不足是導(dǎo)致失效的根本原因，可通過加大軸承內(nèi)、外徑及寬度來解決此失效問題。原失效軸承內(nèi)徑40 mm×外徑80 mm×寬45 mm，改進(jìn)后軸承內(nèi)徑45 mm×外徑85 mm×寬51 mm，改進(jìn)后軸承CAE應(yīng)力結(jié)果如圖16、圖17所示。

圖16 改進(jìn)后內(nèi)列軸承應(yīng)力分布

圖17 改進(jìn)后外列軸承應(yīng)力分布

內(nèi)列軸承滾子與內(nèi)圈最大接觸應(yīng)力為3 334 MPa，滾子與外圈最大接觸應(yīng)力為2 813 MPa；外列軸承滾子與內(nèi)圈最大接觸應(yīng)力為2 898 MPa，滾子與外圈最大接觸應(yīng)力2 469 MPa，均小于軸承的許用接觸應(yīng)力4 000 MPa，滿足設(shè)計要求。改進(jìn)后的軸承最終順利通過完整繞八字道路試驗(yàn)。

5 結(jié)論

驅(qū)動橋作為汽車關(guān)鍵零部件，其性能直接影響整車性能，所以對其設(shè)計起點(diǎn)要高，特別是其承載能力設(shè)計，直接影響整車安全性，因此需要有針對性地制定一套設(shè)計方法及驗(yàn)證體系[4]。繞八字試驗(yàn)即為考核驅(qū)動橋極限承載而設(shè)計，從半軸軸承的失效形式及仿真計算結(jié)果可推斷出整車后軸載荷的80%甚至更多都作用在一側(cè)驅(qū)動車輪。半軸雙列軸承失效樣件與仿真結(jié)果一致，進(jìn)一步確定了文中分析方法的有效性和正確性，為今后的設(shè)計提供了理論參考。