汽車輪轂軸承單元帶凸緣內(nèi)圈的有限元分析

邊起，雷良育，姚立健，劉綠朋，姜金為

(浙江農(nóng)林大學(xué) 工程學(xué)院,浙江 臨安 311300)

汽車輪轂軸承單元是汽車的關(guān)鍵零部件之一。它主要承受汽車整車重量，既承受徑向和軸向載荷，又承受車輛在不同行駛工況下的復(fù)雜動(dòng)載荷，并為輪轂的傳動(dòng)提供準(zhǔn)確的向?qū)1]。輪轂軸承單元按照與汽車傳動(dòng)系統(tǒng)其他元件集成方式的不同可分為4代,目前應(yīng)用較為廣泛的是第3代輪轂軸承單元[2-3]。NSK開發(fā)的旋壓成型第3代輪轂軸承單元去掉了鎖緊螺母，不僅減小了輪轂軸承單元的質(zhì)量和尺寸，還提高了車輛的可靠性[3]。對(duì)于輪轂軸承單元，不僅要具有軸承的功能，還需要保證結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度、剛度等基本性能指標(biāo)[4-5]。為了發(fā)現(xiàn)和解決試驗(yàn)中難以發(fā)現(xiàn)的問題，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，降低成本，有限元分析技術(shù)已經(jīng)成為非常必要的手段[6-7]。下文對(duì)輪轂軸承單元帶凸緣內(nèi)圈進(jìn)行有限元分析，研究其唇邊的受力情況及其對(duì)輪轂整體性能的影響。

1 模型的建立

在此研究的是NSK第3代輪轂軸承單元，其由帶凸緣外圈、帶凸緣內(nèi)圈、小內(nèi)圈、滾子和密封裝置組成，結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 輪轂軸承單元結(jié)構(gòu)及安裝示意圖

1.1 實(shí)體模型的建立

為了保證模型分析時(shí)的真實(shí)性和完整性，在Catia環(huán)境中對(duì)車輪總成進(jìn)行整體建模。在建立實(shí)體模型時(shí)，忽略小尺寸的圓角、倒角以及其他對(duì)分析結(jié)果影響不大的尺寸。整體建模如圖2所示。圖3為文中的主要研究對(duì)象，除在唇邊處有差異外，其他相關(guān)尺寸參數(shù)全部相同。

圖2 車輪總成

圖3 帶凸緣的內(nèi)圈

1.2 有限元模型的建立

與經(jīng)典的ANSYS相比，ANSYS Workbench 13.0操作界面更加友好，并且具有強(qiáng)大的材料庫(kù)，可直接定義模型的相關(guān)性能參數(shù)，并可與其他三維建模軟件進(jìn)行無(wú)縫連接[8]，不會(huì)發(fā)生丟面、丟線等轉(zhuǎn)換失敗的情況，可直接進(jìn)行應(yīng)用分析，大大縮短了前期工作量。

1.2.1 材料的定義

在分析時(shí)，因?yàn)檩喬ヅc輪輞部分只起到了傳遞力的作用，故對(duì)其不做具體分析。軸承小內(nèi)圈、帶凸緣的外圈和滾子的材料均為GCr15鋼，帶凸緣的內(nèi)圈材料選用40Gr鋼。其材料和力學(xué)性能參數(shù)見表1。

表1 主要材料及力學(xué)性能參數(shù)

1.2.2 接觸類型的定義

一般情況下, 滾子與滾道之間的接觸分析常存在計(jì)算過程復(fù)雜和計(jì)算結(jié)果不準(zhǔn)確的問題[9]，因此按照ANSYS內(nèi)部的接觸向?qū)?duì)各個(gè)接觸單元進(jìn)行相應(yīng)接觸指定以提高計(jì)算精度。由于帶凸緣的內(nèi)圈與小內(nèi)圈發(fā)生接觸，屬于柔體與剛體的面面接觸，所以采用接觸對(duì)的設(shè)置。一般設(shè)置有以下幾個(gè)原則[10]：(1)若兩個(gè)面網(wǎng)格大小不同，指定網(wǎng)格小的面為接觸面，網(wǎng)格大的面為目標(biāo)面；(2)若凹面與凸面發(fā)生接觸時(shí)，指定凸面為接觸面，凹面為目標(biāo)面；(3)若兩個(gè)面的面積相差較大時(shí)，指定面積小的面為接觸面，面積大的面為目標(biāo)面；(4)當(dāng)兩個(gè)面的剛度不同時(shí)，指定剛度小的面為接觸面，剛度大的面為目標(biāo)面。具體設(shè)置方法如下：小內(nèi)圈內(nèi)孔面為目標(biāo)面，帶凸緣內(nèi)圈外圓面為接觸面，采用綁定(Bonded)接觸，忽略帶凸緣內(nèi)圈與小內(nèi)圈之間的滑移，相當(dāng)于小內(nèi)圈與帶凸緣內(nèi)圈膠結(jié)在一起；小內(nèi)圈右端面為目標(biāo)面，帶凸緣內(nèi)圈唇部左端面為接觸面，接觸類型定義為粗糙(Rough)接觸，以保證接觸對(duì)法向可分離、不滲透且切向不滑動(dòng)；由于不對(duì)其他零件進(jìn)行具體分析，故將其接觸對(duì)都定義為綁定約束(等同共用節(jié)點(diǎn))，并不會(huì)影響最終分析結(jié)果。

1.2.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分是建立有限元模型的重要環(huán)節(jié)。不同的網(wǎng)格劃分，對(duì)計(jì)算的精度和規(guī)模將造成直接影響。由于采用六面體網(wǎng)格劃分，會(huì)使計(jì)算精度更高，所以對(duì)帶凸緣內(nèi)圈進(jìn)行六面體單元網(wǎng)格劃分(Hex Dominant)，其他均采用自由網(wǎng)格劃分(四面體網(wǎng)格)。為了進(jìn)一步提高分析的準(zhǔn)確性，接觸面上均采用相同的網(wǎng)格密度劃分。網(wǎng)格劃分后的有限元模型如圖4所示。其中總的節(jié)點(diǎn)數(shù)為730 996個(gè)，單元數(shù)為237 928個(gè)。

圖4 網(wǎng)格劃分模型

2 靜力結(jié)構(gòu)分析

2.1 定義邊界條件

定義邊界條件即給模型指定約束條件。由于帶凸緣內(nèi)圈主要用來傳遞轉(zhuǎn)矩，而帶凸緣的外圈需要與車架相連起支撐和定位的作用，因此將帶凸緣外圈的3個(gè)螺栓孔面及其外端面進(jìn)行全約束，如圖5所示。

圖5 約束的施加

2.2 受力分析及施加載荷

外部載荷通過輪胎施加在輪轂軸承上，即在轎車的實(shí)際行駛過程中，路面對(duì)輪胎的徑向、軸向載荷等間接作用在了輪轂軸承上[6]。汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)，會(huì)產(chǎn)生較大的側(cè)向加速度，由此產(chǎn)生的較大的側(cè)向力將會(huì)直接作用在帶凸緣內(nèi)圈上。由于輪轂偏移量通常較小,徑向載荷的作用點(diǎn)一般認(rèn)為在兩列軸承和作用點(diǎn)的中間位置[6]。軸承的載荷為[11]

(1)

(2)

式中：Fr為徑向載荷，F(xiàn)a為軸向載荷；“+”適用于外側(cè)車輪；“-”適用于內(nèi)側(cè)車輪；W為車軸質(zhì)量，kg；H，T分別為轎車質(zhì)心高度和前軸輪距，mm；g為重力加速度，取9.81 m/s2；ag為側(cè)向加速度，取最大值為0.55g。

經(jīng)計(jì)算，某轎車前輪所受力為：Fr=13 978 N，F(xiàn)a=9 785 N；輪胎氣壓為0.24 MPa。

模型的2個(gè)內(nèi)圈滾道受到滾子的作用力，通過小內(nèi)圈傳遞到帶凸緣內(nèi)圈的唇邊。載荷施加方式如圖6所示。

圖6 載荷的施加

3 仿真結(jié)果與分析

通過計(jì)算可以分別獲得帶凸緣內(nèi)圈內(nèi)部等效應(yīng)力分布云圖及其應(yīng)力值,如圖7～圖8所示。

圖7 軸向力由唇邊指向凸緣的等效應(yīng)力分布云圖

圖8 軸向力由凸緣指向唇邊的等效應(yīng)力分布云圖

仿真計(jì)算結(jié)果見表2。由表2對(duì)比分析可知：唇邊倒角后，帶凸緣內(nèi)圈所受最大等效應(yīng)力減小，最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在帶凸緣內(nèi)圈的根部，最大值為303.0 MPa，遠(yuǎn)小于材料的抗壓屈服強(qiáng)度785 MPa。顯然，帶凸緣內(nèi)圈倒角后可以有效降低內(nèi)部的最大等效應(yīng)力，延長(zhǎng)軸承的使用壽命。因此，在保證輪轂軸承單元?jiǎng)偠确€(wěn)定且最大等效應(yīng)力不超過材料抗壓屈服強(qiáng)度的情況下，為帶凸緣內(nèi)圈的優(yōu)化提供了依據(jù)。

表2 帶凸緣內(nèi)圈應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

4 結(jié)論

(1)采用ANSYS Workbench軟件成功對(duì)輪轂軸承單元結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行了分析，并獲得了帶凸緣內(nèi)圈的應(yīng)力分布情況。

(2)通過控制倒角尺寸對(duì)唇邊進(jìn)行的優(yōu)化設(shè)計(jì)，雖然增加了唇邊的等效應(yīng)力，但使帶凸緣內(nèi)圈的最大等效應(yīng)力顯著減小。