汽車驅動橋半軸軸承失效分析

汪茂根，方強，宋寅，黃高榮

(江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330001)

0 引言

某高端皮卡車在繞八字專項試驗進行到3 850 km時，底盤后部驅動橋位置出現異響，拆解發現為半軸軸承出現異常磨損導致。因此需對半軸軸承進行失效模式分析，以改善汽車驅動橋半軸軸承的設計。

本文作者首先從故障件表面質量、材料質量、熱處理等方面初步判斷為軸承負載超出自身承載能力，導致疲勞失效。然后對樣車進行正常駕駛及繞八字試驗工況驅動橋的受力計算。利用Romax軟件建立半軸軸承仿真模型，分別得到了2種工況(正常駕駛和繞八字工況)下的半軸軸承的應力分布，通過與樣件失效部位對比，確定了半軸軸承失效的根本原因。

1 失效件分析

從軸承的失效表現形式看，靠輪轂一側的軸承內圈都出現嚴重疲勞，如圖1所示。部分軸承的滾子近兩端的滾道也出現嚴重的疲勞，其他未疲勞軸承的滾子近兩端的滾道有塑性擠壓塌陷變形的情況，如圖2所示。靠主減側的軸承內圈滾道有部分小面積疲勞，由于內部間隙增大，滾子晃動致內圈滾道表面和擋邊外緣等部分塑性擠壓痕跡明顯，所有失效軸承的外圈外徑和內圈內徑表面均有明顯的旋轉磨損痕跡，如圖3所示。

圖1 軸承內圈

圖2 軸承滾子

圖3 軸承外圈

對失效軸承零件剖切取樣檢測材料和熱處理質量，檢測結果見表1，熱處理質量如圖4、圖5所示。

表1 軸承材質分析及熱處理質量

圖4 軸承滾道金相組織

圖5 滾子金相組織

表1中硬度和金相組織是對失效件基體部位的檢測結果，由于零件表面受破壞力的作用，有變形和瞬間摩擦熱導致的局部異常組織和淺層燒傷，不作為軸承缺陷評價[1]。從表1中各指標數據來看，未發現軸承零件存在早期裂紋、脫碳、過熱和過燒等質量缺陷。

失效軸承基體熱處理質量和材料質量經檢測合格，軸承失效與軸承零件的初始熱處理和材料質量沒有關聯。從失效件金相組織分析結果判斷，雖然軸承發生了嚴重磨損現象，但并沒有發熱燒蝕的情況，可排除軸承間隙過小或缺少潤滑等原因導致失效。初步判斷是繞八字工況下軸承負載超出了自身承載能力，導致疲勞失效[2]，因此需要對繞八字工況下驅動橋受力作進一步分析。

2 驅動橋受力分析

樣車在繞八字試驗進行到3 850 km時，驅動橋軸承出現失效。繞八字為專項試驗，主要考核汽車輪邊、驅動橋、懸架等疲勞極限。在繞八字試驗中因離心力及側向力的作用，驅動橋的受力要比正常行駛時大很多[3]，因此有必要針對這2種工況下驅動橋的具體受力情況進行分析。

正常情況下，整車處于直線行駛狀態。圖6是整車直線行駛狀態時，驅動橋受力簡圖。

圖6 整車直線行駛驅動橋受力

根據力的平衡，得出：

G2=Z2L+Z2R

(1)

Z2L=Z2R=G2/2

(2)

式中：G2為汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷，N；Z2L為地面給左驅動車輪的垂向反作用力，N；Z2R為地面給右驅動車輪的垂向反作用力，N。

根據整車參數代入計算，得到：

Z2L=Z2R=9 334.5 N

繞八字試驗工況：整車滿載，共1 000個大循環。1個大循環含：(1)整車沿半徑24 m的圓以40 km/h的車速左轉10圈。(2)沿半徑24 m的圓以40 km/h的車速右轉10圈。(3)以25 km/h的車速繞八字10次，如圖7所示。

圖7 繞八字試驗

繞八字工況總試驗里程L=4 144.8 km，大圓里程L1=3 014.4 km，占比72.73%；小圓里程L2=1 130.4 km，占比27.27%。

因此，繞八字實際就是整車持續轉彎工況。當汽車滿載、高速急轉彎時，會產生一個作用于汽車質心處的離心力。汽車也會由于其他原因而承受側向力，當汽車所承受的側向力達到地面給輪胎的側向反作用力最大值即側向附著力時，汽車處于側滑的臨界狀態，側向力一旦超過側向附著力，汽車則側滑。因此汽車驅動橋的側滑條件為

P2≥Y2L+Y2R=G2×φ1

(3)

式中：P2為驅動橋所受的側向力，N；Y2L為地面給左驅動車輪的側向反作用力，N；Y2R為地面給右驅動車輪的側向反作用力，N；φ1為輪胎與地面間的側向附著系數。

圖8為汽車左轉彎時受力簡圖，根據該圖可求出驅動橋側滑時左、右驅動車輪的支撐反力。

圖8 汽車左轉彎繞八字受力簡圖

驅動橋側滑時左、右驅動車輪的支撐反力為

(4)

(5)

地面給驅動車輪側向反作用力為

Y2L=Z2L·φ1

(6)

Y2R=Z2R·φ1

(7)

式中：hg為汽車滿載時的質心高度，m；B為驅動車輪的輪距，m。

根據整車參數代入計算得：

Z2L=3 448.69 N，Z2R=15 214.64 N，Y2L=2 069.21 N，Y2R=9 220 N。

與正常行駛條件相比，繞八字工況下汽車有以下2點特征：

(1)整車質量會發生轉移，80%的載荷作用在一側驅動車輪。

(2)驅動車輪承受較大的側向力。

3 半軸軸承Romax仿真分析

為了進一步確定該驅動橋半軸軸承在實際工作狀態下的受力，采用Romax軟件對其進行仿真分析。

(1)將半軸軸承設計參數輸入軟件，建立軸承模型圖，如圖9所示。

圖9 軸承模型

(2)完成驅動橋殼、輪胎、半軸等相關邊界零件簡易模型并按實際裝配位置組合在一起，建立完整的仿真模型，如圖10所示。

圖10 零件邊界

(3)如圖11所示，將實際工況條件輸入Romax分析軟件。

圖11 工況條件

該車型半軸軸承為雙列圓錐滾子軸承，把靠輪胎一側的稱為外列軸承，另一列稱為內列軸承，內、外兩列軸承滾子個數均為17個。

圖12為半軸軸承內列軸承應力分布圖，從圖上發現在側向力作用下軸承發生變形，實際只有8個滾子與軸承內、外圈接觸(圖中為周向最大應力分布，每一個黑點代表一個滾子)，且應力分布集中在滾子大端。圓錐滾子大端與內圈接觸應力最大為5 063 MPa，圓錐滾子大端與外圈接觸應力最大為4 555 MPa，超過軸承的許用接觸應力4 000 MPa。

圖12 內列軸承應力分布

圖13為半軸軸承內列軸承失效樣件，圓錐滾子大端受損最嚴重。

圖13 內列軸承失效樣件

圖14為半軸雙列軸承外列軸承應力分布圖，從圖上發現外列軸承17個滾子都與軸承內、外圈接觸，但在第一、二象限的7個滾子承擔了大部分載荷，且應力集中在圓錐滾子小端。圓錐滾子小端與內圈接觸應力最大為4 411 MPa，圓錐滾子小端與外圈接觸應力最大為4 121 MPa，超過軸承的許用接觸應力4 000 MPa。

圖14 外列軸承應力分布

圖15為半軸雙列軸承外列軸承失效樣件，圓錐滾子小端受損最嚴重。

圖15 外列軸承失效樣件

4 軸承失效解決措施及驗證

根據前述的分析，軸承自身承載能力的不足是導致失效的根本原因，可通過加大軸承內、外徑及寬度來解決此失效問題。原失效軸承內徑40 mm×外徑80 mm×寬45 mm，改進后軸承內徑45 mm×外徑85 mm×寬51 mm，改進后軸承CAE應力結果如圖16、圖17所示。

圖16 改進后內列軸承應力分布

圖17 改進后外列軸承應力分布

內列軸承滾子與內圈最大接觸應力為3 334 MPa，滾子與外圈最大接觸應力為2 813 MPa；外列軸承滾子與內圈最大接觸應力為2 898 MPa，滾子與外圈最大接觸應力2 469 MPa，均小于軸承的許用接觸應力4 000 MPa，滿足設計要求。改進后的軸承最終順利通過完整繞八字道路試驗。

5 結論

驅動橋作為汽車關鍵零部件，其性能直接影響整車性能，所以對其設計起點要高，特別是其承載能力設計，直接影響整車安全性，因此需要有針對性地制定一套設計方法及驗證體系[4]。繞八字試驗即為考核驅動橋極限承載而設計，從半軸軸承的失效形式及仿真計算結果可推斷出整車后軸載荷的80%甚至更多都作用在一側驅動車輪。半軸雙列軸承失效樣件與仿真結果一致，進一步確定了文中分析方法的有效性和正確性，為今后的設計提供了理論參考。