輪轂軸承單元凸緣的旋轉疲勞強度試驗

姜歡

(上海大眾汽車有限公司，上海 201805)

輪轂軸承單元是一個非常重要的安全件，文獻[1]對輪轂軸承的功能做了較為全面的分析，指出凸緣的疲勞強度是一個重要的安全特性參數。隨著對汽車輕量化的要求，輪轂軸承單元的凸緣也越來越多地采用輕量化設計。在這些要求下，如何利用臺架試驗考察凸緣的疲勞強度，是一個非常重要的問題。

1 常用試驗方法

目前，各個軸承制造商對輪轂軸承單元凸緣疲勞強度的試驗采用的主流方法大致有2種：基于高載荷的動態耐久疲勞強度試驗和基于軸向交變載荷的靜態疲勞試驗。

1.1 基于高載荷的動態耐久疲勞強度試驗

該方法通過較高的徑向和軸向載荷考察凸緣的強度。試驗原理如圖1所示，分別采用徑向和軸向2個載荷來模擬輪轂軸承的受力情況。該試驗的特點是轉速較低，徑向和軸向載荷較大，比較接近車輛實際工況。但是由于施加載荷較大，軸承滾道接觸應力過大，往往滾道先于凸緣達到疲勞壽命，無法反映出凸緣的真實疲勞壽命。

1—電動機；2—旋轉端箱體；3—旋轉端；4—試驗軸承；5—加載端；6—軸向液壓缸；7—徑向液壓缸

1.2 基于軸向交變載荷的靜態疲勞試驗

該方法通過一定頻率的交變軸向載荷，在軸承靜態狀況下，考察凸緣的疲勞強度。試驗原理如圖2所示。該試驗方法能反映出凸緣的真實疲勞壽命，但是與實際車輛上輪轂軸承受載的實際情況不一致。

1—試驗軸承；2—振動臂；3—模擬制動盤

2 基于旋轉疲勞和共振條件的凸緣疲勞強度試驗

2.1 原理分析

基于旋轉疲勞和共振條件的凸緣疲勞強度試驗裝置如圖3所示，將一個持續沿著徑向的恒定力加載到輪轂軸承單元凸緣上，使該力沿著輪轂軸承單元的周向作圓周運動。振動頻率隨著圓周速度增加而增加，當振動頻率與軸承固有頻率一致而發生共振時，在共振頻率作用下開始考察輪轂軸承單元凸緣的壽命。一旦輪轂軸承單元凸緣發生開裂等異常，固有頻率會發生改變，此時試驗結束，總循環數即為凸緣疲勞壽命。通過仿真分析和多年的試驗結果分析，德國大眾總結出一條可用來判斷的經驗曲線，通過統計學方法來判斷零件是否符合要求。

1—旋轉電動機；2—搖動加載臂；3—試驗軸承

2.2 輪轂軸承受力分析

各軸承公司對輪轂軸承的受力計算大同小異，文獻[2]總結了一種比較具有代表性的壽命計算方法，如圖4所示。

圖4 汽車車輪受力分析圖

以汽車右轉為例，右側車輪受力為

(1)

(2)

式中：FTrR為右側車輪徑向載荷，N；FTaR為右側車輪軸向載荷，N；Waxle為軸的重力，N；Hcg為重心高度，mm；ST為輪距，mm；ag為側向加速度，m/s2；g為重力加速度。

根據(1)和(2)式可以得到

(3)

不考慮側向加速度方向，則

(4)

(4)式即為右側車輪所受徑向載荷和軸向載荷的關系。

定義側向加速度為0.9g，根據(4)式可以得到

(5)

M=FTaRrdyn+FTrRe=(0.9rdyn+e)FTrR，

(6)

式中：M為輪轂軸承所受力矩，N·m；rdyn為動態車輪半徑，mm；e為制動盤與輪圈結合面到車輪中心的距離，mm。

根據試驗經驗，一般設定Mmax= 2M，則

Mmax=2(0.9rdyn+e)FTrR。

(7)

3 仿真分析

3.1 仿真模型

輪轂軸承單元凸緣在旋轉過程中，不斷受到力矩M的作用，從而形成一個交變應力。據此建立如圖5所示分析模型。根據(7)式，由A車型的設計參數可以得到Mmax=3 970 N·m。

圖5 仿真分析模型

在旋轉疲勞試驗機上，輪轂軸承單元凸緣受到恒定力F，方向在x-y坐標系中隨著夾角θ變化而變化(圖6)。為準確模擬輪轂軸承單元凸緣在循環交變載荷F下的疲勞壽命，在有限元計算中，將F分解成Fx和Fy，即

(8)

圖6 載荷圖

根據邁因納線性累計損傷的基本假設，多級循環加載條件下，疲勞損傷可以分別計算，然后線性疊加[3]。按照這個原理，當F旋轉時，可以分別計算出Fx作用下的凸緣疲勞壽命Nx和Fy作用下的凸緣疲勞壽命Ny，將兩個疲勞損傷線性疊加，即可以得到輪轂軸承單元凸緣在持續力矩M作用下，該零件經過ni次循環發生破壞時的壽命Ni。根據帕爾姆格倫-邁因納法則，在r個不同應力水平下，當損傷等于1時，零件發生破壞，破壞準則為

(9)

3.2 仿真結果

使用Hypermesh和Abaqus軟件，對A車型前輪輪轂軸承單元在0.9g的側向加速度條件下的內、外圈凸緣的疲勞壽命進行有限元計算。該軸承單元為第3代輪轂軸承單元，內、外圈材料為S53C鋼(JIS牌號)，滾道表面經淬火處理。

根據仿真分析結果(圖7)可知，與車輪連接的內圈凸緣的疲勞壽命相對較高；與轉向節連接的外圈凸緣的疲勞壽命相對較低，主要集中在螺紋孔突出部的根部，最低壽命約為4.5×105r。因此，在同樣的力矩Mmax作用下，考慮共振情況，凸緣的疲勞壽命將低于4.5×105r。

圖7 外圈凸緣仿真分析結果

4 試驗實例

本試驗使用SO33旋轉疲勞共振試驗機，對8個A車型前輪輪轂軸承單元進行了2個力矩等級的凸緣旋轉疲勞試驗。該試驗機可以將恒定的徑向力作用于試件，徑向力沿著周向做圓周運動；同時，試驗機自動搜索試件的固有頻率，在共振條件下，進行凸緣旋轉疲勞試驗。

4.1 試驗力矩的選擇

試驗力矩的選擇非常重要，力矩過大，則可能超出試驗機承受能力；力矩過小，則試件全部超過107r循環而不發生疲勞破壞，這樣的試驗結果無法在沃勒曲線中表示出來，也就沒有意義[4]。因此凸緣旋轉疲勞試驗的一般試驗方法是根據經驗選取一個力矩作為參考，比如根據(6)式選取第1個試件的試驗力矩為M，當試驗進行到107r循環而不發生損壞時，停止試驗。對下一個試件進行試驗時，試驗力矩提高到1.2M，假如試件到107r循環仍不發生損壞，則下一個試件繼續提高力矩，直到試件會發生損壞，這個力矩等級才有統計學意義。而且，力矩等級數量越多，對評價零件的壽命越有意義。

因此，根據試驗經驗，這里取的2個試驗力矩等級為

M1=0.9Mmax，

(10)

M2=0.67Mmax，

(11)

式中：M1為高等級的力矩；M2為低等級的力矩。

由A車型的設計參數得到Mmax=3 970 N·m ，那么M1=3 573 N·m，M2=2 660 N·m。

4.2 試驗結果及分析

試驗力矩載荷和試驗結果如表1所示。從試件的疲勞情況來看，疲勞裂紋均從外圈凸緣的螺栓孔突起部的根部開始(圖8)，與仿真結果基本一致。試驗中，沒有一個零件從內圈凸緣或者內圈主軸處開裂，符合安全要求。

表1 試驗載荷和試驗結果

圖8 凸緣旋轉疲勞試驗后樣品狀況

同型號輪轂軸承單元的固有頻率應該大致相當，從試驗結果來看，A車型前輪輪轂軸承單元的固有頻率大約為13.3～14.0 Hz。當輪轂軸承單元凸緣產生裂紋時，固有頻率將會降低，借此可以判定，該輪轂軸承單元凸緣到達疲勞壽命。

將試驗的結果代入沃勒曲線(圖9)，通過最小二乘法獲得一條斜率為k的直線。k值通常用來判斷試驗結果的離散度。試驗k值與標準k值相差越大，則零件試驗離散度越大，如果超出試驗要求，則可以判斷該零件不滿足試驗要求。另外，如果試驗直線在標準直線的右側，則可以判斷該零件的凸緣疲勞壽命能滿足試驗要求；反之，則說明該零件不能滿足試驗要求。由圖9可以看出，本次試驗的試驗直線在經驗直線右側，說明該零件的凸緣疲勞壽命能滿足試驗要求。同時標準k值為-3.54，試驗結果的k值為-3.76，兩條線的斜率基本一致，說明離散度也較為理想。由此可以判斷，該零件的凸緣疲勞強度滿足試驗要求。

圖9 凸緣旋轉疲勞試驗結果沃勒曲線

5 結束語

從整車安全性來考慮，輪轂軸承單元凸緣必須能經受非常苛刻的環境條件而不發生斷裂。基于旋轉疲勞和共振條件的旋轉疲勞試驗，充分考慮了整車狀態的實際工況和共振的苛刻條件，以輪轂軸承單元凸緣旋轉疲勞試驗的通用經驗曲線對試驗結果進行評判，結果表明試驗準確、可靠。因此，基于旋轉疲勞和共振條件的旋轉疲勞試驗，是一種比較科學的用于判斷輪轂軸承單元凸緣疲勞強度的試驗方法。