輪轂軸承單元與輪端總成力矩剛性試驗系統的研究*

黃德杰，周 旭，陳偉軍，舒偉才，靳 陽

(1.浙江萬向精工有限公司,浙江 杭州 311215； 2.萬向錢潮股份有限公司 技術中心，浙江 杭州 311215)

0 引 言

力矩剛性是輪轂軸承單元的一項重要性能指標，包括奔馳、寶馬、大眾、通用、奧迪、馬自達等OEM廠家均針對輪轂軸承單元提出了該項性能要求，并通過控制輪轂軸承單元力矩剛性水平，來達到乘用車較高的轉向精度以及較好的乘適性等。

準確測量與評估輪轂軸承單元及輪端的力矩剛性水平將為輪轂軸承力矩剛性的設計提供重要支撐。因此，研發準確的力矩剛性試驗系統顯得尤為重要。

輪轂軸承供應商及科研院所在此前主要致力于對輪轂軸承力矩剛性的設計、測量與評價[1-2]。目前，包括大眾、奧迪等OEM主機廠在評估輪轂軸承力矩剛性的同時，也把力矩剛性的測試評估延伸到了輪端，提出了評估輪端的剛性要求，從而更全面地分析了輪轂軸承的剛性水平及其影響因素。因此，建立一套既滿足對輪轂軸承單元力矩剛性，又滿足對輪端力矩剛性評價的試驗方法與試驗裝備，已成為了輪轂軸承供應商的必需。

針對輪轂軸承單元力矩剛性評價方法的問題，筆者對輪轂軸承單元力矩剛性做出定義，并介紹輪轂軸承力矩剛性的設計校核方法，研究輪轂軸承力矩剛性測試方法。

1 力矩剛性定義與設計校核

力矩剛性為零件或組件在彎矩作用下抵制變形或側傾程度的能力。輪轂軸承單元力矩剛性是由其自身的結構設計(鋼球大小、顆數、接觸角、節圓直徑、跨距、溝曲率半徑、溝徑等)與預緊載荷所決定的[3]。

轎車在轉向時，車輪軸承同時承受軸向載荷與徑向載荷，使得輪轂軸承承受著來自于車輪接地點的彎矩載荷，在這種工況下，軸承將發生一定的彈性變形，而這種彈性變形的大小將影響到轎車的轉向操控性；彈性變形大意味著剛性差，將引起轉向遲滯，降低操控性。

而過大的剛性，雖然可使得轎車的轉向操控性大大增加，但將降低轎車的舒適性，尤其是過大的剛性，會引起車體的顛簸。因此，有必要尋求到在一定范圍內的剛性值。

目前，對于輪轂軸承單元力矩剛性設計校核多借助于FEA手段進行，進行反復的計算與優化[4-5]。

在FEA分析模型中，可在車輪半徑處施加軸向載荷Fa，提取其滾道、法蘭與外圈的彈性變形量，從而計算獲得輪轂軸承單元的傾角，進而依據如下公式獲得力矩剛性的結果，即：

(1)

式中：Fa—軸向載荷；R—軸向載荷所施加的半徑；θ—軸承在力矩下所發生的傾角。

在仿真分析中，為使得計算結果收斂，必須對滾道上各鋼球的接觸對做好單元格的處理，使得接觸對上各劃分的單元格各個節點相匹配對應。

用于校準力矩剛性FEA設計方法的準確性的有效手段為試驗，通過建立可靠試驗系統來獲得特定產品的力矩剛性，以指導產品的設計。

以下筆者對力矩剛性試驗方法展開研究，并在此基礎上構建力矩剛性試驗系統。

2 力矩剛性試驗方法

力矩剛性試驗方法[6-7]主要是研究通過測試手段，模擬輪轂軸承的實際安裝狀態，并通過外界載荷模塊對車輪半徑處施加彎矩，通過測量獲得該條件下的側傾角度。

2.1 輪轂軸承單元力矩剛性測試方法

力矩剛性試驗原理如圖1所示。

圖1 輪轂軸承單元力矩剛性試驗原理圖1-加載臂；2-上連接盤；3-試驗軸承；4-適配套；5-下連接盤；6-底座

輪轂軸承單元力矩剛性測試方法如下：通過軸向加載模塊在加載臂上施加軸向壓力Fa，軸向壓力Fa加載點位置距離軸承中心軸線的距離為車輪半徑R，該載荷通過加載臂傳遞至輪轂軸承單元與轉接工裝上，整個測試裝置在軸向壓力Fa作用下將發生形變，該形變通過4個位移傳感器進行測量，第二位移傳感器與第三位移傳感器的間距為L1，第一位移傳感器與第四位移傳感器的間距為L2，在軸向壓力Fa作用下，第一傳感器與第二傳感器的探針發生向上的位移，第三傳感器與第四傳感器探針發生向下的位移，4個位移傳感器所發生的位移分別為D1、D2、D3、D4，計算得到軸承法蘭或旋轉件上的傾角θ1以及非旋轉件轉接工裝上的傾角θ2，計算公式如下：

(2)

(3)

式中：D1，D2，D3，D4—第一、二、三、四位移傳感器位移；L1—第二與第三位移傳感器的間距；L2—第一與第四位移傳感器間距。

計算輪轂軸承單元所發生的傾角，如下計算公式：

θ=θ1-θ2

(4)

式中：θ1—法蘭或旋轉件上傾角；θ2—非旋轉件轉接工裝上傾角。

輪轂軸承力矩剛性在試驗過程中的傾角變化特征如圖2所示。

圖2 輪轂軸承單元力矩剛性試驗中的傾角變化特征

至此，可以依據公式(1)計算獲得輪轂軸承單元的力矩剛性K(單位：N·m/°)。

2.2 輪端總成力矩剛性測試方法

輪端力矩剛性的測量原理與輪轂軸承力矩剛性的測試原理近似(但此處引入了與輪轂軸承單元相匹配的周邊零件，包括轉向節、車輪支架、制動盤與輪轂)，通過測試可獲取輪端總成的力矩剛性。

測試原理圖如圖3所示。

圖3 輪端力矩剛性試驗原理圖1-測量桿；2-原裝輪轂；3-測試軸承；4-原裝制動盤；5-原裝芯軸+車輪螺栓；6-原裝車輪支架；7-工裝多連桿；8-底座

根據輪端總成力矩剛性試驗方法，通過軸向加載模塊，在輪轂上施加軸向壓力Fa，軸向壓力Fa加載點位置距離軸承中心軸線的距離為R，該距離值相當于車輪輪轂半徑，該載荷通過車輪輪轂傳遞至輪轂軸承單元上；在軸向壓力Fa作用下，整個測試裝置將發生形變，該形變通過布置好的兩個位移傳感器D1與D2來測量。其中，第一位移傳感器D1與第二位移傳感器D2的間距為L。在軸向壓力Fa作用下，第一位移傳感器D1與第二位移傳感器D2的探針均發生單側側偏位移。

相比于傳感器跨距L，由于兩個位移傳感器所發生的位移非常小，可計算得到測試軸承的總傾角θ為：

(5)

式中：D1，D2—第一、二位移傳感器位移；L—第一與第二位移傳感器的間距。

在試驗過程中，輪轂軸承力矩剛性的傾角變化特征如圖4所示。

圖4 輪端力矩剛性試驗中的傾角變化特征

同理，可以依據式(1)計算獲得輪端總成力矩剛性K(單位：N·m/°)。

3 力矩剛性試驗裝備

基于對測試方法的研究，筆者進行了測試系統的研制。測試系統包含五大模塊：底座平臺、工裝模塊、加載模塊、測量模塊與軟件模塊[8]。

3.1 底座平臺

底座為整個剛性試驗的基礎平臺，滿足對輪轂半徑在200 mm～500 mm直徑范圍內的加載應用，具體要求如下：

尺寸范圍：臺面尺寸1 500 mm×1 500 mm；

安裝條件：應用底座調整塊，能夠調整底座的水平度；

底座配合表面精度：平面度不超過0.05 mm；

設備總高度：2 300 mm;

固定T形槽：保證M20×2.5的螺栓能夠伸入其中，用于固定底座工裝。

3.2 工裝模塊

工裝為銜接輪轂軸承單元、底座平臺、加載頭和測量頭的中間部分，一般要求如下：

底工裝要求：

有效工作空間：1 500 mm×900 mm×1 000 mm(長×寬×高)；

兩配合端面(與底座平面配合端面，與軸承外圈配合端面)的平行度要求：均不超過0.02 mm；

工裝垂直度(以底面為參考面)要求：不超過0.01 mm。

頂工裝要求：根據測量方式(豎直工裝或水平工裝)來調整確定。

3.3 加載模塊

設備采用龍門式結構，電動缸固定在移動橫梁上，移動橫梁通過電機驅動上下滑動；移動橫梁滑動到某一位置后，通過滑動鎖止機構鎖定，再由電動缸對輪輞或模擬工裝外緣進行由小到大的載荷加載、保壓、卸載和重新加載。為了能夠滿足一般剛性試驗要求，對加載模塊的技術參數要求如下：

加載方式：電動缸加載；

加載范圍：0～25 kN；

加載精度：±1%；

加載速率：0.1 kN/s～5 kN/s，可調；

加載行程：0～100 mm；

加載最大位移速度：15 mm/s。

3.4 測量模塊

在加載模塊按照規范要求下，為對輪轂軸承單元或輪端總成進行逐級加載后，引起的逐級變形量進行測量，數據能夠被測控系統采集，并進行軟件分析處理，變形量的測量方案如下：

位移測量方式：接觸式測量；

位移測量通道數：6個；

位移傳感器量程：12 mm；

位移傳感器精度：1 μm；

載荷傳感器量程：0～25 kN;

載荷傳感器精度等級：0.04級；

各傳感信號數據采樣頻率：不低于1 kHz。

3.5 軟件模塊

筆者采用LabVIEW平臺進行軟件開發，按照試驗規范要求控制載荷的施加，在載荷施加過程中，應用傳感器采集到變形位移數據，通過軟件對各加載數據和變形位移數據進行處理，可以得到：(1)時間-載荷曲線；(2)載荷-力矩剛性曲線；(3)力-時間曲線；(4)位移-時間曲線。

整個測試系統的研制實物結構圖如圖5所示。

圖5 試驗系統實物圖1-工控機；2-加載器；3-橫梁；4-加載桿；5-測量桿；6-位移傳感器；7-輪轂；8-底座平臺

相比于傳統剛性試驗系統，該試驗系統可有效提升力矩剛性試驗的結果精度，主要體現在：

(1)傳統力矩剛性試驗系統普遍在拉壓力試驗機上進行，加載機構的量程一般不低于100 kN；而實際乘用車輪轂軸承剛性試驗的加載載荷不超過20 kN。在滿足試驗載荷需求的同時，該試驗系統采用合適的加載機構量程，提升了加載控制精度；

(2)傳統力矩剛性試驗系統采用外接的位移位移傳感器，進行加載中的位移間續性記錄，無法實現加載載荷與位移的同步連續記錄。該試驗系統實現了軟硬件的聯動工作，保證了測試精度。

4 力矩剛性測試應用

在該試驗系統研發完成后，已成功在大眾、寶馬、通用、馬自達等合資OEM客戶項目開發中得到了應用，并通過與客戶認可的第三方國外試驗機構、競爭對手(德國FAG、日本NSK、日本NTN)的試驗結果進行對標，結果顯示：相同樣品的測試偏差均在4%以內，遠低于傳統的剛性試驗系統的10%以內的誤差，高于開發預期。

在此，筆者選擇一個典型三代驅動型輪轂軸承單元BFT進行力矩剛性測試應用，其產品參數為：節圓直徑：60 mm；鋼球規格：12.7×13，雙列；接觸角：35°；跨距：69 mm，軸向預載荷為2.0 kN～2.5 kN；產品軸向預緊方式：M24×1.5螺栓，擰緊350 N·m。

力矩剛性試驗條件載荷為：200 N，450 N，900 N，1 800 N，3 700 N，5 500 N，7 500 N，9 000 N；加載半徑：輪轂半徑252 mm。

筆者采用以上型號的3個產品，分別按照2.1與2.2節的試驗方法進行輪轂軸承單元力矩剛性與輪端總成力矩剛性的測試。測試結果顯示：

(1)在2 000 N載荷以內，力矩剛性波動較大，該現象與試驗零件之間的匹配有一定的關聯性；在2 000 N載荷以外，穩定性較好；

(2)在2 000 N后，力矩剛性呈穩定階段，輪端總成(包含轉向節、輪轂軸承單元、制動盤與輪轂)的剛性水平比單獨的輪轂軸承單元下降了1 350 N·m/°，下降比例達到了19%。

該典型產品詳細測試結果如表1所示。

表1 力矩剛性測試結果

5 工裝自重引起的測量誤差分析

開展輪轂軸承單元力矩剛性試驗中，采用的是較厚的剛性板作為加載臂。由于采用了非對稱型結構的工裝剛性板，需要對剛性板的自重對測試結果的影響做出分析。

設定剛性板自重為W，剛性半的加載半徑為R，剛性板的自重中心為R/2。考慮剛性板自重帶來的額外傳感器位移，分別對應的2.1節中的4個位移傳感器變化為：D1c，D2c，D3c，D4c。

傾角變化的計算公式如下：

(6)

(7)

θ=θ1-θ2

(8)

式中：D1，D2，D3，D4—第一、二、三、四位移傳感器在加載機構施加載荷時位移；D1c，D2c，D3c，D4c—第一、二、三、四位移傳感器在工裝自重條件下引起的額外位移；L1—第二與第三位移傳感器的間距；L2—第一與第四位移傳感器的間距。

考慮工裝自重后的計算輪轂軸承單元的力矩剛性K公式如下(單位：N·m/°)：

(9)

式中：Fa—軸向載荷；R—軸向載荷所施加的半徑；W—工裝自重；θ—軸承在力矩下所發生的傾角。

筆者采用的工裝剛性板的自重W=50 kg，在此工裝條件下，選擇三代驅動型輪轂軸承單元BFT進行輪轂軸承單元的力矩剛性測試?？紤]工裝自重與不考慮工裝自重條件下的對比分析結果如圖6所示。

由圖6的分析結果可知：在試驗載荷穩定狀態下，考慮工裝自重與不考慮工裝自重對輪轂軸承單元力矩剛性的測量結果偏差在1.5%以內。

由此可見，在實際試驗中，不考慮工裝自重對力矩剛性的影響因素，不會對測試結果產生較為顯著的影響。

圖6 工裝自重引起的測量誤差分析

6 結束語

基于輪轂軸承單元與輪端總成力矩剛性的研究背景與意義，筆者提出了輪轂軸承單元的力矩剛性定義與設計校核方法，研究了輪轂軸承力矩剛性的測試方法，進行了力矩剛性試驗系統的研制，并應用剛性測試系統進行了一個典型三代輪轂軸承單元產品力矩剛性的測試，測試結果表明：輪端總成力矩剛性比輪轂軸承單元下降19%；

在開展輪轂軸承力矩剛性測試時，筆者分析了加載工裝剛性板的自重對測試結果的影響，結果顯示：工裝自重對測試結果的影響偏差在1.5%以內。

該測試系統可以滿足對輪轂軸承單元及輪端總成的力矩剛性試驗，指導輪轂軸承單元的開發工作。