基于SolidWorks的輪轂軸承法蘭盤(pán)外圈力矩剛性分析

余兵浩，趙坤，周慶慶

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基于SolidWorks的輪轂軸承法蘭盤(pán)外圈力矩剛性分析

余兵浩1，趙坤2，周慶慶1

（1.啟東錦橋軸承有限公司，江蘇 南通 226200；2.慈興集團(tuán)有限公司 技術(shù)中心，浙江 寧波 315301）

基于有限元分析方法，利用SolidWorks的實(shí)體建模和有限元分析模擬功能，建立了第二代汽車(chē)輪轂軸承法蘭盤(pán)外圈的三維模型，而后進(jìn)行網(wǎng)格劃分得到離散化的有限元分析模型。針對(duì)第二代汽車(chē)輪轂軸承的實(shí)際應(yīng)用情況，參照VW-5載荷譜，對(duì)建立好的有限元分析模型施加VW-5載荷譜中的最嚴(yán)苛的第18步載荷步的工況，計(jì)算分析得出法蘭盤(pán)外圈的應(yīng)力分布和軸向形變。結(jié)果表明，最大應(yīng)力位于螺紋孔安裝面上，其值為694.22 MPa，大于規(guī)定的塑性延伸強(qiáng)度，但小于該材料的拉伸強(qiáng)度，說(shuō)明法蘭盤(pán)外圈發(fā)生了不可恢復(fù)的塑性變形。軸向位移為0.357 mm，通過(guò)力矩剛性計(jì)算公式得出其力矩剛性為9.48′。

輪轂軸承；法蘭盤(pán)外圈；力矩剛性；SolidWorks；有限元分析

第二代汽車(chē)輪轂軸承單元是將和軸承配合的零部件（輪轂或轉(zhuǎn)向節(jié)）與軸承套圈集成一體的結(jié)構(gòu)形式，第二代汽車(chē)輪轂軸承單元的外圈帶有法蘭盤(pán)，可以通過(guò)螺釘連接到底盤(pán)懸架上，或者安裝到鋼圈和剎車(chē)盤(pán)上。對(duì)比第一代，第二代的裝配零部件數(shù)更少、重量更輕，減少了汽車(chē)的燃料消耗，裝配更為方便[1]。

剛性是滾動(dòng)軸承的重要性能指標(biāo)。恩斯克、光洋等海外知名軸承制造商重點(diǎn)對(duì)汽車(chē)輪轂軸承的“力矩剛性”進(jìn)行了分析。汽車(chē)輪轂軸承的力矩剛性顯著影響到汽車(chē)行駛的舒適性、轉(zhuǎn)向平穩(wěn)性以及安全性，因此整車(chē)制造廠(chǎng)商對(duì)此要求十分嚴(yán)格[2]。

輪轂軸承的力矩剛性的另一種表述是輪轂法蘭盤(pán)相對(duì)于轉(zhuǎn)向節(jié)法蘭盤(pán)的傾斜角，主要由三大部分組成：輪轂軸承內(nèi)部結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的傾斜角、輪轂主軸的傾斜角和法蘭盤(pán)外圈的傾斜角。由于結(jié)構(gòu)模型較為復(fù)雜和計(jì)算負(fù)荷量大等原因，在實(shí)際分析時(shí)，常以單個(gè)零件為分析對(duì)象，計(jì)算得出力矩剛性的結(jié)果，然后將得到的所有結(jié)果進(jìn)行疊加求和，得到整個(gè)系統(tǒng)的力矩剛性分析結(jié)果。所以，考慮到計(jì)算量的問(wèn)題，本文暫僅針對(duì)法蘭盤(pán)外圈的力矩剛性進(jìn)行分析。

1 有限元模型的建立

1.1模型的建立

根據(jù)圖紙創(chuàng)建法蘭盤(pán)外圈的實(shí)體模型，各部位倒角與圓角均按圖紙要求建立，綜合考慮到有限元模型的計(jì)算精度和計(jì)算規(guī)模，對(duì)螺紋孔的螺紋進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，按通孔處理。

采用10節(jié)點(diǎn)的實(shí)體單元SOLID187對(duì)建立好的實(shí)體模型進(jìn)行離散化，得到366918個(gè)單元、214842節(jié)點(diǎn)，有限元分析模型如圖1所示。

圖1 法蘭盤(pán)外圈有限元模型

材料屬性選擇彈性模量205 GPa、泊松比0.27。選取某車(chē)型作為研究對(duì)象，相關(guān)基本技術(shù)參數(shù)和材料物理及力學(xué)性能參數(shù)如表1所示。

表1 基本技術(shù)參數(shù)和材料物理及力學(xué)性能參數(shù)

1.2 約束分析與加載

輪轂軸承在汽車(chē)非直線(xiàn)行駛狀態(tài)時(shí)，外部徑向力的作用線(xiàn)對(duì)軸承的中心線(xiàn)往往會(huì)有一定偏移，特別是外部軸向力在離軸承旋轉(zhuǎn)軸線(xiàn)的距離為輪胎半徑的輪胎接地點(diǎn)作用于輪轂軸承時(shí)，會(huì)受到上述外部力形成的力矩作用[3-4]。

輪轂單元安裝過(guò)程中，通過(guò)螺栓將法蘭盤(pán)外圈與制動(dòng)盤(pán)連接在一起。作用在輪胎上的載荷通過(guò)螺栓傳遞至法蘭盤(pán)外圈，再傳至鋼球與內(nèi)圈。因研究分析為單個(gè)法蘭盤(pán)外圈，故對(duì)溝道進(jìn)行全約束，以模擬鋼球及內(nèi)圈對(duì)法蘭盤(pán)外圈的固定（忽略接觸）。分析過(guò)程中，模型的坐標(biāo)原點(diǎn)位于兩溝道中心線(xiàn)的中點(diǎn)，在坐標(biāo)為（-10.9, -347, 0）處（即輪胎與地面接觸點(diǎn)）建立一個(gè)MPC單元，將其與五個(gè)螺栓孔的圓柱面進(jìn)行剛性連接。為模擬軸承在最嚴(yán)苛情況下的受力狀態(tài)，參照表2，對(duì)軸承外圈施加軸向載荷12.71 kN、徑向載荷10.59 kN，如圖2所示。

表2 VW-5載荷譜第18步

2 結(jié)果分析

執(zhí)行計(jì)算，求解得出法蘭盤(pán)外圈在受載后的等效應(yīng)力云圖及軸向位移云圖，如圖3～圖5。

圖2 約束和加載

由圖3、圖4可知，法蘭盤(pán)外圈在受載后，法蘭盤(pán)外圈外圓根部與凸臺(tái)連接處有部分應(yīng)力集中，但最大應(yīng)力發(fā)生在螺栓孔安裝面上，其值為694.22 MPa，大于規(guī)定塑性延伸強(qiáng)度R0.2＝450 MPa，小于該材料的拉伸強(qiáng)度R＝790 MPa?？梢缘贸觯诖溯d荷步下，法蘭盤(pán)外圈發(fā)生了塑性變形，仍在材料允許的范圍內(nèi)，不會(huì)發(fā)生斷裂。但由于塑性變形為不可恢復(fù)的永久變形，可能會(huì)影響螺釘與法蘭盤(pán)外圈的配合，造成螺釘松動(dòng)、使產(chǎn)品失效。

由圖5可知，在輪轂軸承受載后，法蘭盤(pán)外圈頂端被壓縮，發(fā)生在外圈邊緣，最大軸向位移為0.184 mm，而對(duì)應(yīng)底部被拉伸，也發(fā)生在外圈邊緣，為相反方向的-0.173 mm，其位移總和為0.184＋0.173＝0.357 mm。

力矩剛性試驗(yàn)測(cè)量原理公式[1]為：

式中：'－為兩點(diǎn)之間的距離，mm；Δ'－A為受載兩點(diǎn)之間的軸向距離，mm。

由圖5可知，、'分別為兩螺栓孔中心線(xiàn)與外圈的交點(diǎn)，由三維圖可量得其距離為129.45 mm。

將相關(guān)尺寸代入式（1）可得：

綜上所述，法蘭盤(pán)外圈在VW-5載荷譜第18步下，最大應(yīng)力694.22 MPa、力矩剛性9.48'。

圖4 法蘭盤(pán)外圈等效應(yīng)力b

圖5 法蘭盤(pán)外圈軸向位移

3 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)汽車(chē)輪轂軸承帶法蘭盤(pán)外圈這種形狀比較復(fù)雜的零部件，采用SolidWorks三維軟件進(jìn)行建模，利用SolidWorks的有限元分析功能，通過(guò)施加VW-5載荷譜最嚴(yán)苛載荷步的載荷，模擬汽車(chē)最嚴(yán)苛情況下，輪轂軸承法蘭盤(pán)外圈的力矩剛性。結(jié)果顯示：在合適的條件下進(jìn)行簡(jiǎn)化，通過(guò)軟件模擬，可以預(yù)測(cè)比較復(fù)雜的零部件的力矩剛性，完全可以通過(guò)對(duì)每一個(gè)載荷步進(jìn)行同樣的有限元分析，得出整個(gè)載荷譜的力矩剛性。方法同樣可以應(yīng)用于不同車(chē)型、不同載荷譜下的力矩剛性。

[1]盧小輝. 基于遺傳算法的汽車(chē)輪轂軸承單元法蘭盤(pán)輪轂優(yōu)化設(shè)計(jì)[D]. 廣東：華南理工大學(xué)，2011.

[2]Kajihara K. Improvement of simulation technology for analysis of hub units bearing[J]. KOYO Engineering Journal，2005（167E）：35-39.

[3]郭秋艷，龐浩，鄧?yán)? 基于A(yíng)NSYS的.汽車(chē)輪轂軸承輪轂內(nèi)法蘭盤(pán)的力矩剛性分析[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2010（7）：210-212.

[4]周彥平，黎桂華，等. 汽車(chē)輪轂軸承輪轂凸緣力矩剛性分析[J]. 軸承，2009（2）：10-13.

Moment Rigidity Analysis of Wheel Hub Bearing Flange Outer Ring Based on SolidWorks

YU Binghao1，ZHAO Kun2，ZHOU Qingqing1

( 1.Qidong Jinqiao Bearing Co., Ltd, Nantong 226200, China;2.Technology Center, Cixing Group Co., Ltd, Ningbo 315301, China )

Based on the finite element analysis method, using SolidWorks entity modeling and finite element analysis simulation function, established 3D model of generation second wheel hub bearing flange outer ring, and then to grid discretization of the finite element analysis model. In view of the practical engineering application, with reference to VW-5 load spectrum, applying the toughest steps 18th load condition of VW-5 load spectrum in flange outer ring, calculated and analyzed it to get that the stress distribution and axial deformation of the flange outer ring. The results show that the maximum stress is located in the installation on the threaded holes, the value is 694.22 MPa, it is more than the plastic elongation strength and less than tensile strength of the material, it shows have taken place unrecoverable plastic deformation in the flange outer ring. The axial displacement is 0.357 mm, and the moment rigidity is 9.48' by calculation formula.

wheel hub bearing；flange outer ring；moment rigidity；SolidWorks；FEA

U463.343

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.05.010

1006－0316 (2018) 05－0036－03

2017－10－23

2014年寧波市企業(yè)技術(shù)創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)——高檔轎車(chē)關(guān)鍵軸承單元及組件研發(fā)

余兵浩（1988－），男，江西鄱陽(yáng)人，碩士，工程師，主要研究方向?yàn)榻Y(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)與軸承制造工藝。