第三代輪轂軸承單元在整車疲勞試驗中的強度問題分析

李凱，劉峰，黃德杰，姜金東，許京亞

(1.浙江萬向精工有限公司，杭州 311202；2.長安馬自達汽車有限公司，南京 211100)

汽車輪轂軸承在車輛行駛過程中起到引導車輪精確轉(zhuǎn)動和承載的重要作用。隨著汽車行業(yè)排放標準的日趨嚴格，目前市場上對緊湊化、輕量化和免維護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)雙凸緣設計，可以直接通過緊固件與轉(zhuǎn)向節(jié)和剎車盤連接，免去了繁瑣的壓裝工序，使得第三代輪轂軸承成為市場上應用最廣的主流產(chǎn)品[1-2]。

第三代輪轂軸承采用了單元化設計，在實際應用中，兩側(cè)凸緣均需要滿足較高的疲勞強度。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，整車廠均需要在其試驗平臺上對整車進行疲勞試驗以評定輪轂軸承單元的疲勞強度。對輪轂軸承制造商而言，為使其所設計的輪轂軸承單元能夠順利通過整車廠的疲勞試驗，對軸承單元試驗工況分析、試驗載荷標定具有重要意義，能夠為前端的CAE仿真設計提供重要支撐，進一步指導并優(yōu)化產(chǎn)品設計。本文圍繞初稿設計的產(chǎn)品在整車疲勞試驗中出現(xiàn)的疲勞強度不足問題，聯(lián)合整車廠開展了對試驗載荷的標定分析，并進一步借助CAE仿真分析工具對原有的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。

1 整車疲勞試驗工況分析

某第三代非驅(qū)動輪轂軸承單元在汽車后制動總成中的安裝特征如圖1所示，其外側(cè)凸緣與制動盤和輪輞通過車輪螺栓連接，內(nèi)側(cè)外圈與扭力梁通過內(nèi)六角螺栓連接，內(nèi)六角螺栓的安裝方向與車輪螺栓的安裝方向相反。輪轂軸承外圈在整車上的安裝相位如圖2所示。在整車疲勞試驗中，以1 Hz頻率對2只后車輪施加軸向載荷Fa±F1，如圖3所示，達到75 000次循環(huán)后，要求車輪軸承不能發(fā)生斷裂，其中F1=13.2 kN。結(jié)合整車疲勞強度試驗加載模型(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)動輪轂軸承安裝示意圖

圖2 輪轂軸承外圈整車安裝相位

圖3 整車疲勞強度試驗加載示意圖

2 理論計算與整車試驗結(jié)果差異

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

對輪轂軸承的疲勞強度進行CAE分析[3]，最薄弱部位的應力結(jié)果如圖4所示。對CAE分析的拉、壓應力結(jié)合對應材料的S-N壽命曲線進行計算[4]，最薄弱部位疲勞強度壽命為102 000次，遠超過客戶要求的75 000次，可以滿足客戶需求。

圖4 輪轂軸承疲勞強度分析應力結(jié)果

在對應的整車疲勞強度試驗中，試驗至46 000次時，輪轂軸承外圈最下側(cè)角部發(fā)生開裂，隨后斷裂(圖5)，輪轂軸承的疲勞強度未達到客戶對于整車疲勞強度試驗的要求。理論分析結(jié)果與實際試驗結(jié)果偏差高達54.9%。

圖5 輪轂軸承外圈下側(cè)角部斷裂

3 整車疲勞強度試驗載荷測試

對整車疲勞強度試驗中輪轂軸承的斷裂部位進行分析，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計要求，可確定該疲勞斷裂并非質(zhì)量問題造成。從理論分析結(jié)果與實車試驗結(jié)果的偏差程度來看，現(xiàn)有CAE分析并不能指導實際的疲勞強度設計。由于整車底盤結(jié)構(gòu)的復雜性，底盤中的輪轂軸承單元受力屬于超靜定問題，采用理論力學對受力零件進行剛性化的處理已不再適用，即當兩輪承受軸向載荷Fa時，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疲勞試驗中作用于單輪的載荷，引入IMC載荷應變測試系統(tǒng)進行載荷的標定與測試。

3.1 載荷臺架標定

搭建的整車疲勞強度模擬臺架試驗如圖6所示，圖中Rw為車輪半徑，在半徑處加載恒定的單輪軸重W以及垂直車身的往復軸向載荷±Fa。在試驗用輪轂軸承外徑及斷裂部位邊緣貼應變片(圖7)，并采用應變標定分析的方法獲取試驗過程中輪轂軸承表面的實時應變。經(jīng)過應變標定系統(tǒng)調(diào)試及標定結(jié)果的分析，建立了軸向載荷Fa與實際應變之間的關系,如圖8所示[5]。

圖6 輪轂軸承整車疲勞強度模擬臺架試驗

圖7 各應變片貼片方位

圖8 輪轂軸承軸向力與應變之間的關系曲線

3.2 整車疲勞試驗中載荷測試

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

圖9 整車測試時輪轂軸承應變片分布方位

圖10 整車中的輪轂軸承標定、試驗模型

根據(jù)測試結(jié)果制作出失效部位附近應變片③的應變結(jié)果(表1)。根據(jù)表1與圖8得到整車試驗中車輪半徑處的載荷見表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 輪轂軸承應變測試曲線

表1 應變片③的測試結(jié)果(右)

2)最大應變與最小應變的差值。

表2 相同應變下的軸向力對比(右)

4 產(chǎn)品設計優(yōu)化與試驗論證

將測試獲取的實際受載F峰/F谷及W重新作為CAE分析的輸入，對輪轂軸承薄弱部位的應力進行分析，結(jié)果如圖12所示。對斷裂部位的拉、壓應力結(jié)合對應材料的S-N壽命曲線進行計算，得到該部位疲勞強度壽命為43 900次，與整車實際疲勞強度壽命的偏差為-4.78%，仿真分析準確性大幅提高。同時可以看出，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，對軸承進行設計優(yōu)化。首先針對A/B區(qū)進行優(yōu)化，將薄弱部位的凹陷部分補平(圖14)。采用修正后的CAE分析方法重新計算，得到軸承疲勞壽命為56 100次，提升了27.8%，但仍不能滿足整車疲勞強度壽命要求。繼續(xù)將薄弱部位的凸緣厚度由12 mm增加至14 mm，再次進行理論分析計算，得到軸承的疲勞壽命為82 100次，較初始狀態(tài)提升87%，可滿足整車疲勞強度試驗的壽命需求。

圖14 薄弱部位設計優(yōu)化

由此，確定了設計優(yōu)化方案，并將新狀態(tài)的輪轂軸承再次裝入后左右車輪，進行相同的整車疲勞強度試驗，達到75 000次循環(huán)后試驗正常停止，輪轂軸承未出現(xiàn)任何形式的失效。

4 結(jié)束語

輪轂軸承為整車中重要的安全部件，其疲勞強度關系到整車的疲勞強度性能，理論分析的準確性對高強度輪轂軸承的設計有著關鍵性影響。

在整車疲勞強度試驗中，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際受載條件的不一致，將使得理論分析結(jié)果與實際試驗結(jié)果的誤差變大。本文通過應變標定分析法獲取整車試驗中輪轂軸承的實時受載條件，并修正理論分析方法，使理論分析結(jié)果與實際試驗結(jié)果的誤差降低至-4.78%。疲勞強度分析準確性的提升，證明了應變標定分析法的有效性，為設計高強度輪轂軸承單元提供了一種新的方法與思路。