李凱，劉峰，黃德杰，姜金東，許京亞

(1.浙江萬(wàn)向精工有限公司，杭州 311202；2.長(zhǎng)安馬自達(dá)汽車(chē)有限公司，南京 211100)

汽車(chē)輪轂軸承在車(chē)輛行駛過(guò)程中起到引導(dǎo)車(chē)輪精確轉(zhuǎn)動(dòng)和承載的重要作用。隨著汽車(chē)行業(yè)排放標(biāo)準(zhǔn)的日趨嚴(yán)格，目前市場(chǎng)上對(duì)緊湊化、輕量化和免維護(hù)的輪轂軸承需求日益增加，其中第三代輪轂軸承因其特殊的內(nèi)、外側(cè)雙凸緣設(shè)計(jì)，可以直接通過(guò)緊固件與轉(zhuǎn)向節(jié)和剎車(chē)盤(pán)連接，免去了繁瑣的壓裝工序，使得第三代輪轂軸承成為市場(chǎng)上應(yīng)用最廣的主流產(chǎn)品[1-2]。

第三代輪轂軸承采用了單元化設(shè)計(jì)，在實(shí)際應(yīng)用中，兩側(cè)凸緣均需要滿足較高的疲勞強(qiáng)度。為保證終端客戶產(chǎn)品使用的安全性，在第三代輪轂軸承批量化生產(chǎn)前，整車(chē)廠均需要在其試驗(yàn)平臺(tái)上對(duì)整車(chē)進(jìn)行疲勞試驗(yàn)以評(píng)定輪轂軸承單元的疲勞強(qiáng)度。對(duì)輪轂軸承制造商而言，為使其所設(shè)計(jì)的輪轂軸承單元能夠順利通過(guò)整車(chē)廠的疲勞試驗(yàn)，對(duì)軸承單元試驗(yàn)工況分析、試驗(yàn)載荷標(biāo)定具有重要意義，能夠?yàn)榍岸说腃AE仿真設(shè)計(jì)提供重要支撐，進(jìn)一步指導(dǎo)并優(yōu)化產(chǎn)品設(shè)計(jì)。本文圍繞初稿設(shè)計(jì)的產(chǎn)品在整車(chē)疲勞試驗(yàn)中出現(xiàn)的疲勞強(qiáng)度不足問(wèn)題，聯(lián)合整車(chē)廠開(kāi)展了對(duì)試驗(yàn)載荷的標(biāo)定分析，并進(jìn)一步借助CAE仿真分析工具對(duì)原有的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

1 整車(chē)疲勞試驗(yàn)工況分析

某第三代非驅(qū)動(dòng)輪轂軸承單元在汽車(chē)后制動(dòng)總成中的安裝特征如圖1所示，其外側(cè)凸緣與制動(dòng)盤(pán)和輪輞通過(guò)車(chē)輪螺栓連接，內(nèi)側(cè)外圈與扭力梁通過(guò)內(nèi)六角螺栓連接，內(nèi)六角螺栓的安裝方向與車(chē)輪螺栓的安裝方向相反。輪轂軸承外圈在整車(chē)上的安裝相位如圖2所示。在整車(chē)疲勞試驗(yàn)中，以1 Hz頻率對(duì)2只后車(chē)輪施加軸向載荷Fa±F1，如圖3所示，達(dá)到75 000次循環(huán)后，要求車(chē)輪軸承不能發(fā)生斷裂，其中F1=13.2 kN。結(jié)合整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)加載模型(圖3)，分解到單輪軸承的載荷為Fa±0.5F1，F(xiàn)r=W(單輪軸荷)。

圖1 非驅(qū)動(dòng)輪轂軸承安裝示意圖

圖2 輪轂軸承外圈整車(chē)安裝相位

圖3 整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)加載示意圖

2 理論計(jì)算與整車(chē)試驗(yàn)結(jié)果差異

通過(guò)將整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)加載等效到輪轂軸承零件，可以從理論上分析軸承疲勞強(qiáng)度是否滿足客戶的需求，從而提高產(chǎn)品開(kāi)發(fā)的成功率。

對(duì)輪轂軸承的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行CAE分析[3]，最薄弱部位的應(yīng)力結(jié)果如圖4所示。對(duì)CAE分析的拉、壓應(yīng)力結(jié)合對(duì)應(yīng)材料的S-N壽命曲線進(jìn)行計(jì)算[4]，最薄弱部位疲勞強(qiáng)度壽命為102 000次，遠(yuǎn)超過(guò)客戶要求的75 000次，可以滿足客戶需求。

圖4 輪轂軸承疲勞強(qiáng)度分析應(yīng)力結(jié)果

在對(duì)應(yīng)的整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)中，試驗(yàn)至46 000次時(shí)，輪轂軸承外圈最下側(cè)角部發(fā)生開(kāi)裂，隨后斷裂(圖5)，輪轂軸承的疲勞強(qiáng)度未達(dá)到客戶對(duì)于整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)的要求。理論分析結(jié)果與實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果偏差高達(dá)54.9%。

圖5 輪轂軸承外圈下側(cè)角部斷裂

3 整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)載荷測(cè)試

對(duì)整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)中輪轂軸承的斷裂部位進(jìn)行分析，軸承尺寸、表面狀態(tài)、熱處理質(zhì)量以及材料非金屬夾雜水平等均符合設(shè)計(jì)要求，可確定該疲勞斷裂并非質(zhì)量問(wèn)題造成。從理論分析結(jié)果與實(shí)車(chē)試驗(yàn)結(jié)果的偏差程度來(lái)看，現(xiàn)有CAE分析并不能指導(dǎo)實(shí)際的疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由于整車(chē)底盤(pán)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，底盤(pán)中的輪轂軸承單元受力屬于超靜定問(wèn)題，采用理論力學(xué)對(duì)受力零件進(jìn)行剛性化的處理已不再適用，即當(dāng)兩輪承受軸向載荷Fa時(shí)，單輪承載不能采用Fa/2的處理方法。為了更好地研究并獲取在整車(chē)疲勞試驗(yàn)中作用于單輪的載荷，引入IMC載荷應(yīng)變測(cè)試系統(tǒng)進(jìn)行載荷的標(biāo)定與測(cè)試。

3.1 載荷臺(tái)架標(biāo)定

搭建的整車(chē)疲勞強(qiáng)度模擬臺(tái)架試驗(yàn)如圖6所示，圖中Rw為車(chē)輪半徑，在半徑處加載恒定的單輪軸重W以及垂直車(chē)身的往復(fù)軸向載荷±Fa。在試驗(yàn)用輪轂軸承外徑及斷裂部位邊緣貼應(yīng)變片(圖7)，并采用應(yīng)變標(biāo)定分析的方法獲取試驗(yàn)過(guò)程中輪轂軸承表面的實(shí)時(shí)應(yīng)變。經(jīng)過(guò)應(yīng)變標(biāo)定系統(tǒng)調(diào)試及標(biāo)定結(jié)果的分析，建立了軸向載荷Fa與實(shí)際應(yīng)變之間的關(guān)系,如圖8所示[5]。

圖6 輪轂軸承整車(chē)疲勞強(qiáng)度模擬臺(tái)架試驗(yàn)

圖7 各應(yīng)變片貼片方位

圖8 輪轂軸承軸向力與應(yīng)變之間的關(guān)系曲線

3.2 整車(chē)疲勞試驗(yàn)中載荷測(cè)試

將具有相同應(yīng)變標(biāo)定的輪轂軸承分別裝入整車(chē)左右車(chē)輪中，左右兩側(cè)軸承呈面對(duì)面布置，此時(shí)的應(yīng)變片分布方位如圖9所示。將引線接入接收器，進(jìn)行整車(chē)疲勞試驗(yàn)中的應(yīng)變測(cè)試(圖10)，獲得左右輪轂軸承在整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)中的實(shí)時(shí)應(yīng)變數(shù)據(jù)。如圖11所示:試驗(yàn)時(shí)左右輪轂軸承表面應(yīng)變確有差異，右側(cè)輪轂軸承應(yīng)變幅值要高于左側(cè)，且應(yīng)變波峰與波谷不對(duì)稱，右側(cè)波形中心偏置為總幅值的-2.94%?？梢酝茰y(cè)，實(shí)際受力狀況并非±Fa，而是約F谷=-1.125F峰。

圖9 整車(chē)測(cè)試時(shí)輪轂軸承應(yīng)變片分布方位

圖10 整車(chē)中的輪轂軸承標(biāo)定、試驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

根據(jù)測(cè)試結(jié)果制作出失效部位附近應(yīng)變片③的應(yīng)變結(jié)果(表1)。根據(jù)表1與圖8得到整車(chē)試驗(yàn)中車(chē)輪半徑處的載荷見(jiàn)表2，則右側(cè)輪轂軸承受力F峰=+9.47 kN=0.717F1，F(xiàn)谷=-10.37 kN=-0.786F1，較初始分析條件存在43.4%的增量[6]。

圖11 輪轂軸承應(yīng)變測(cè)試曲線

表1 應(yīng)變片③的測(cè)試結(jié)果(右)

2)最大應(yīng)變與最小應(yīng)變的差值。

表2 相同應(yīng)變下的軸向力對(duì)比(右)

4 產(chǎn)品設(shè)計(jì)優(yōu)化與試驗(yàn)論證

將測(cè)試獲取的實(shí)際受載F峰/F谷及W重新作為CAE分析的輸入，對(duì)輪轂軸承薄弱部位的應(yīng)力進(jìn)行分析，結(jié)果如圖12所示。對(duì)斷裂部位的拉、壓應(yīng)力結(jié)合對(duì)應(yīng)材料的S-N壽命曲線進(jìn)行計(jì)算，得到該部位疲勞強(qiáng)度壽命為43 900次，與整車(chē)實(shí)際疲勞強(qiáng)度壽命的偏差為-4.78%，仿真分析準(zhǔn)確性大幅提高。同時(shí)可以看出，理論分析薄弱部位與斷裂起始位置A/B區(qū)(圖13)吻合。

圖12 更新CAE分析條件后的輪轂軸承疲勞強(qiáng)度分析

圖13 輪轂軸承外圈裂紋起始位置(A/B區(qū))

基于CAE分析，對(duì)軸承進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化。首先針對(duì)A/B區(qū)進(jìn)行優(yōu)化，將薄弱部位的凹陷部分補(bǔ)平(圖14)。采用修正后的CAE分析方法重新計(jì)算，得到軸承疲勞壽命為56 100次，提升了27.8%，但仍不能滿足整車(chē)疲勞強(qiáng)度壽命要求。繼續(xù)將薄弱部位的凸緣厚度由12 mm增加至14 mm，再次進(jìn)行理論分析計(jì)算，得到軸承的疲勞壽命為82 100次，較初始狀態(tài)提升87%，可滿足整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)的壽命需求。

圖14 薄弱部位設(shè)計(jì)優(yōu)化

由此，確定了設(shè)計(jì)優(yōu)化方案，并將新?tīng)顟B(tài)的輪轂軸承再次裝入后左右車(chē)輪，進(jìn)行相同的整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)，達(dá)到75 000次循環(huán)后試驗(yàn)正常停止，輪轂軸承未出現(xiàn)任何形式的失效。

4 結(jié)束語(yǔ)

輪轂軸承為整車(chē)中重要的安全部件，其疲勞強(qiáng)度關(guān)系到整車(chē)的疲勞強(qiáng)度性能，理論分析的準(zhǔn)確性對(duì)高強(qiáng)度輪轂軸承的設(shè)計(jì)有著關(guān)鍵性影響。

在整車(chē)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)中，左右輪轂軸承所受的疲勞損傷并不相等，且在相同循環(huán)內(nèi)受力的波峰與波谷的平均值并不為零。理論分析輸入條件與實(shí)際受載條件的不一致，將使得理論分析結(jié)果與實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果的誤差變大。本文通過(guò)應(yīng)變標(biāo)定分析法獲取整車(chē)試驗(yàn)中輪轂軸承的實(shí)時(shí)受載條件，并修正理論分析方法，使理論分析結(jié)果與實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果的誤差降低至-4.78%。疲勞強(qiáng)度分析準(zhǔn)確性的提升，證明了應(yīng)變標(biāo)定分析法的有效性，為設(shè)計(jì)高強(qiáng)度輪轂軸承單元提供了一種新的方法與思路。