汽車輪轂軸承單元帶凸緣內圈的有限元分析

邊起，雷良育，姚立健，劉綠朋，姜金為

(浙江農林大學 工程學院,浙江 臨安 311300)

汽車輪轂軸承單元是汽車的關鍵零部件之一。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雜動載荷，并為輪轂的傳動提供準確的向導[1]。輪轂軸承單元按照與汽車傳動系統其他元件集成方式的不同可分為4代,目前應用較為廣泛的是第3代輪轂軸承單元[2-3]。NSK開發的旋壓成型第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量和尺寸，還提高了車輛的可靠性[3]。對于輪轂軸承單元，不僅要具有軸承的功能，還需要保證結構的強度、剛度等基本性能指標[4-5]。為了發現和解決試驗中難以發現的問題，縮短產品開發周期，降低成本，有限元分析技術已經成為非常必要的手段[6-7]。下文對輪轂軸承單元帶凸緣內圈進行有限元分析，研究其唇邊的受力情況及其對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、帶凸緣內圈、小內圈、滾子和密封裝置組成，結構如圖1所示。

圖1 輪轂軸承單元結構及安裝示意圖

1.1 實體模型的建立

為了保證模型分析時的真實性和完整性，在Catia環境中對車輪總成進行整體建模。在建立實體模型時，忽略小尺寸的圓角、倒角以及其他對分析結果影響不大的尺寸。整體建模如圖2所示。圖3為文中的主要研究對象，除在唇邊處有差異外，其他相關尺寸參數全部相同。

圖2 車輪總成

圖3 帶凸緣的內圈

1.2 有限元模型的建立

與經典的ANSYS相比，ANSYS Workbench 13.0操作界面更加友好，并且具有強大的材料庫，可直接定義模型的相關性能參數，并可與其他三維建模軟件進行無縫連接[8]，不會發生丟面、丟線等轉換失敗的情況，可直接進行應用分析，大大縮短了前期工作量。

1.2.1 材料的定義

在分析時，因為輪胎與輪輞部分只起到了傳遞力的作用，故對其不做具體分析。軸承小內圈、帶凸緣的外圈和滾子的材料均為GCr15鋼，帶凸緣的內圈材料選用40Gr鋼。其材料和力學性能參數見表1。

表1 主要材料及力學性能參數

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算過程復雜和計算結果不準確的問題[9]，因此按照ANSYS內部的接觸向導對各個接觸單元進行相應接觸指定以提高計算精度。由于帶凸緣的內圈與小內圈發生接觸，屬于柔體與剛體的面面接觸，所以采用接觸對的設置。一般設置有以下幾個原則[10]：(1)若兩個面網格大小不同，指定網格小的面為接觸面，網格大的面為目標面；(2)若凹面與凸面發生接觸時，指定凸面為接觸面，凹面為目標面；(3)若兩個面的面積相差較大時，指定面積小的面為接觸面，面積大的面為目標面；(4)當兩個面的剛度不同時，指定剛度小的面為接觸面，剛度大的面為目標面。具體設置方法如下：小內圈內孔面為目標面，帶凸緣內圈外圓面為接觸面，采用綁定(Bonded)接觸，忽略帶凸緣內圈與小內圈之間的滑移，相當于小內圈與帶凸緣內圈膠結在一起；小內圈右端面為目標面，帶凸緣內圈唇部左端面為接觸面，接觸類型定義為粗糙(Rough)接觸，以保證接觸對法向可分離、不滲透且切向不滑動；由于不對其他零件進行具體分析，故將其接觸對都定義為綁定約束(等同共用節點)，并不會影響最終分析結果。

1.2.3 網格劃分

網格劃分是建立有限元模型的重要環節。不同的網格劃分，對計算的精度和規模將造成直接影響。由于采用六面體網格劃分，會使計算精度更高，所以對帶凸緣內圈進行六面體單元網格劃分(Hex Dominant)，其他均采用自由網格劃分(四面體網格)。為了進一步提高分析的準確性，接觸面上均采用相同的網格密度劃分。網格劃分后的有限元模型如圖4所示。其中總的節點數為730 996個，單元數為237 928個。

圖4 網格劃分模型

2 靜力結構分析

2.1 定義邊界條件

定義邊界條件即給模型指定約束條件。由于帶凸緣內圈主要用來傳遞轉矩，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個螺栓孔面及其外端面進行全約束，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，即在轎車的實際行駛過程中，路面對輪胎的徑向、軸向載荷等間接作用在了輪轂軸承上[6]。汽車轉彎時，會產生較大的側向加速度，由此產生的較大的側向力將會直接作用在帶凸緣內圈上。由于輪轂偏移量通常較小,徑向載荷的作用點一般認為在兩列軸承和作用點的中間位置[6]。軸承的載荷為[11]

(1)

(2)

式中：Fr為徑向載荷，Fa為軸向載荷；“+”適用于外側車輪；“-”適用于內側車輪；W為車軸質量，kg；H，T分別為轎車質心高度和前軸輪距，mm；g為重力加速度，取9.81 m/s2；ag為側向加速度，取最大值為0.55g。

經計算，某轎車前輪所受力為：Fr=13 978 N，Fa=9 785 N；輪胎氣壓為0.24 MPa。

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

圖6 載荷的施加

3 仿真結果與分析

通過計算可以分別獲得帶凸緣內圈內部等效應力分布云圖及其應力值,如圖7～圖8所示。

圖7 軸向力由唇邊指向凸緣的等效應力分布云圖

圖8 軸向力由凸緣指向唇邊的等效應力分布云圖

仿真計算結果見表2。由表2對比分析可知：唇邊倒角后，帶凸緣內圈所受最大等效應力減小，最大等效應力出現在帶凸緣內圈的根部，最大值為303.0 MPa，遠小于材料的抗壓屈服強度785 MPa。顯然，帶凸緣內圈倒角后可以有效降低內部的最大等效應力，延長軸承的使用壽命。因此，在保證輪轂軸承單元剛度穩定且最大等效應力不超過材料抗壓屈服強度的情況下，為帶凸緣內圈的優化提供了依據。

表2 帶凸緣內圈應力計算結果

4 結論

(1)采用ANSYS Workbench軟件成功對輪轂軸承單元結構強度進行了分析，并獲得了帶凸緣內圈的應力分布情況。

(2)通過控制倒角尺寸對唇邊進行的優化設計，雖然增加了唇邊的等效應力，但使帶凸緣內圈的最大等效應力顯著減小。