乘用車輪轂軸承單元側向沖擊損傷分析

錢培慶，黃德杰

(1.上汽大眾汽車有限公司,上海 201805；2.浙江萬向精工有限公司,杭州 311215)

近年來，隨著鋼材真空冶煉技術、潤滑與密封技術、磨削技術等的飛速發展，輪轂軸承質量得到提高，以滾道疲勞剝落、密封失效、潤滑失效為主的失效模式逐漸減少[1]，沖擊失效占比越來越大。在沖擊工況下，乘用車輪轂軸承滾道會產生塑性變形，形成凹痕，車輪端會出現噪聲，持續行駛會出現軸承滾道等間距剝落，從而造成沖擊失效。

目前，國內外對車輪輪端沖擊的研究主要集中在輪轂沖擊，已形成試驗方法標準[2-6]，基于該標準還開展了輪轂沖擊性能的影響因素分析，并提出提高輪轂抗沖擊性能的設計方法。但關于輪端沖擊對輪轂軸承性能影響的研究較少[7]，僅通用汽車公司開展了部分研究，初步擬定了試驗標準[8-9]。隨著輪轂軸承沖擊失效占比日益增加，該問題引起國內外汽車廠家的重視。鑒于此，分析輪轂軸承單元發生沖擊損傷的條件和沖擊損傷對輪轂軸承性能的影響，并提出抗沖擊型輪轂軸承單元的設計方向。

1 車輪沖擊工況分析

乘用車車輪沖擊工況主要包括側向沖擊與徑向沖擊，如圖1所示，這兩類沖擊衍生出7種工況：

圖1 乘用車車輪沖擊方式

側向沖擊路肩、側向沖擊其他障礙物、徑向沖擊路肩、徑向沖擊減速帶、徑向沖擊凹坑、石子類路面徑向沖擊、凸凹路面徑向沖擊。

輪轂軸承受力簡圖如圖2所示，在上述工況下的受力特征可用如下彎矩方程來表示

M=FaR+FrET，

(1)

式中：Fa為車輪所受側向載荷；R為車輪半徑，一般為290～360 mm；Fr為車輪接地點徑向載荷；ET為車輪偏距，一般為30～60 mm。

圖2 輪轂軸承受力簡圖

由(1)式可知：側向沖擊彎矩為FaR，徑向沖擊彎矩為FrET，因側向載荷對應的力臂R遠大于徑向載荷的力臂ET，側向載荷造成輪轂軸承所受彎矩大于徑向載荷，則乘用車行駛時側向沖擊對輪轂軸承的損傷遠高于徑向沖擊。

2 輪端側向沖擊載荷

由于側向沖擊對輪轂軸承的損傷遠大于徑向沖擊，在此主要研究側向沖擊。本節主要研究側向載荷的形成過程與側向沖擊工況等級。

經統計分析可知，沖擊失效主要發生在前輪，在此選擇前輪轂軸承單元進行分析。以某銷量較高的汽車前輪輪轂用雙列角接觸球軸承為例分析，其主要結構參數見表1。內圈材料為100Cr6，外圈與凸緣材料為SAE1055，球材料為100Cr6。

表1 雙列角接觸球軸承主要結構參數

2.1 載荷測試傳感單元制作與標定

采用傳感器單元測量在路面上側向沖擊所產生的載荷，輪轂軸承單元粘貼應變式傳感器單元，構建如圖3所示的半橋式應變單元。在此主要測量車輪轉角α為12°(1/4轉向)，23°(1/2轉向)，45°(全轉向)3種側向沖擊下的載荷，取9套輪轂軸承單元，分為A，B，C組，編號為A1，A2，A3，B1，B2，B3，C1，C2，C3。

圖3 輪轂軸承粘貼應變式傳感器單元示意圖

對粘貼應變傳感器單元的9套輪轂軸承進行匹配連接工裝設計制作，在實驗室采用拉壓力試驗臺對應變式傳感器單元進行標定，如圖4所示。

基于上述方法得到9套輪轂軸承單元的彎矩載荷與標定電壓的對應關系，進一步擬合得到彎矩載荷與標定電壓的關系式。

A1：y=19.967x-15.99，

(2)

A2：y=21.600x-17.88，

(3)

A3：y=19.700x-15.57，

(4)

B1：y=20.833x-16.85，

(5)

B2：y=21.133x-17.46，

(6)

B3：y=23.667x-19.98，

(7)

C1：y=21.900x-17.67，

(8)

C2：y=19.433x-14.83，

(9)

C3：y=18.867x-15.46，

(10)

式中：x為標定彎矩載荷，kN·m；y為標定電壓，mV。

上式擬合度參數r2均在0.98以上，線性度較好。

2.2 實車測試分析

將被標定的輪轂軸承單元安裝在實車中，測量路肩沖擊時的載荷。靠近路肩時進行緊急制動，制動時車速為17.5 km/h，分別以車輪轉角α為12°(1/4轉向)，23°(1/2轉向)，45°(全轉向)側向沖擊路肩，如圖5所示,圖中：v為車速,vt為車速在路肩平行方向的速度分量,va為車速沿車輪側向的速度分量。由圖可知

va=vtanα，

(11)

式中：α為車輪轉角或沖擊傾角。

圖5 車輪沖擊路肩示意圖

在沖擊過程中，側向速度va在沖擊瞬間變為0，側向沖擊加速度ag可表示為

(12)

式中：t為沖擊瞬間的時間。

設定瞬間沖擊時間為1 s[8]，計算可得3種沖擊工況下的側向沖擊參數見表2，由表可知：在全轉向下沖擊損傷最嚴重。

表2 側向沖擊參數表

提取標定輪轂軸承單元在沖擊時的峰值電壓信號，通過(2)—(10)式可得沖擊彎矩載荷，如圖6所示，由圖可知：3種沖擊工況下的平均沖擊彎矩載荷分別為2.39，4.18,6.86 kN·m。

圖6 輪轂軸承不同工況下的沖擊彎矩載荷

3 側向沖擊損傷分析

對第2節3種載荷水平下的試驗軸承損傷程度進行分析，分析損傷對軸承振動噪聲、溝道塑性變形、溝道接觸疲勞壽命的影響。

3.1 振動測試

搭建振動測試試驗臺如圖7所示，按照1/2軸重載荷加載，模擬乘用車直線行駛工況，車速為100 km/h，試驗結果見表3。由表可知：1)輕微沖擊工況不會對輪轂軸承運轉產生影響。2)在中度沖擊工況下，輪轂軸承振動增加約10%，經實際裝車驗證，在背景噪聲下，該振動不會產生人耳可識別的噪聲。3)在重度沖擊工況下，輪轂軸承振動增加約46%，經實際裝車驗證，在背景噪聲下，會產生人耳可識別的噪聲。

圖7 振動試驗臺

表3 振動測試結果

3.2 壓痕深度分析

拆解經過應變標定、實車測試、振動測試后的軸承樣品， A，B組軸承壓痕特征不明顯，C組壓痕明顯(圖8)。溝道壓痕深度如圖9所示,由圖可知：1)在輕微沖擊工況下，輪轂軸承溝道壓痕深度均不超過1 μm，說明沖擊未造成溝道損傷。2)在中度沖擊工況下，輪轂軸承外側外圈溝道發生塑性變形，壓痕深度約4.5 μm。3)在重度沖擊工況下，輪轂軸承外側外圈溝道發生嚴重塑性變形，壓痕深度約11 μm。4)無論是中度沖擊還是重度沖擊，內側內圈溝道相比其他3個溝道壓痕深度均最小，該特征與內圈零件材料為100Cr6軸承鋼以及采用整體淬回火工藝有關，其他套圈零件均采用溝道局部淬回火工藝。

圖8 C組軸承沖擊壓痕

圖9 試驗軸承壓痕深度

對C組試驗軸承損傷較嚴重的外側外圈溝道壓痕進行掃描，如圖10所示，根據壓痕掃描圖可歸納出沖擊造成的壓痕特征，做為判別沖擊失效的依據：

1)等間距，與鋼球分布間距相同。在側向沖擊瞬間，溝道與鋼球接觸處承載瞬間增大，產生塑性變形，呈現出鋼球等間距分布的凹陷區。

2)圓周方向覆蓋范圍不超過180°。在側向沖擊工況下，輪轂軸承2個溝道斜對角線方向載荷分布最大，載荷分布區域不超過180°，如圖11所示。

3)由于中間區域受載最大，凹痕最深點出現在等間距凹痕的中間位置。

圖10 C組軸承沖擊壓痕特征

圖11 輪轂軸承溝道受力特征圖

3.3 接觸疲勞壽命

完成振動及壓痕的分析后，將A，B，C組軸承重新組裝為輪轂軸承單元總成，參考T/ZZB 0274—2017《汽車輪轂軸承單元》規范載荷譜開展接觸疲勞試驗[13]，試驗至失效停止，評估沖擊損傷對接觸疲勞壽命的影響。對試驗壽命進行韋布爾分析，結果如圖12所示，由圖可知：1)在輕微與中度沖擊工況下，接觸疲勞壽命均大于標準要求(200 h)，韋布爾曲線斜率均較大，離散度較小。2)在重度沖擊工況下，接觸疲勞壽命較短，遠小于標準要求，韋布爾曲線斜率較小，離散度較大。

圖12 接觸疲勞壽命試驗韋布爾分析圖

拆解樣品，確定軸承內部失效模式，見表4,由表可知：輕微與中度沖擊不會對溝道接觸疲勞壽命產生影響。

表4 壽命試驗失效模式

圖13 失效模式

3.4 小結

綜合沖擊損傷對振動、溝道塑性變形、溝道接觸疲勞壽命的影響可知：1)壓痕深度在4.5 μm以內的溝道損傷對輪端運行噪聲的影響不顯著，對軸承溝道接觸疲勞壽命不產生影響。2)壓痕深度11 μm的溝道損傷對輪端運行噪聲與溝道接觸疲勞壽命壽均有顯著影響，壽命急劇下降，離散度也偏大。

4 抗沖擊輪轂軸承單元設計判據

基于以上研究可知，當前輪轂軸承單元設計滿足對輕微與中度沖擊工況的抵抗能力，但無法滿足對重度沖擊的抵抗能力。由于當前研究資源的限制，僅完成3種沖擊工況的研究，但可給出一個抗沖擊型輪轂軸承單元設計判據：依據主機廠對車型的品質定位，在特定沖擊彎矩條件下，溝道不允許出現大于4.5 μm的壓痕。經對3種沖擊工況的彎矩載荷分析，基于赫茲接觸理論計算溝道接觸應力，結果如圖14所示。

圖14 溝道接觸應力

以中度沖擊工況下的壓痕深度小于4.5 μm而對軸承性能不產生影響為基準，若要使設計產品達到該標準，軸承溝道接觸應力應小于4 900 MPa。

5 結束語

分析了側向沖擊的過程，通過對3種沖擊工況的試驗，分析了不同程度的沖擊損傷對輪轂軸承振動噪聲、溝道塑性變形、溝道接觸疲勞壽命的影響，得到抗沖擊型輪轂軸承單元的設計判據，表明在主機客戶要求的沖擊彎矩條件下，設計的輪轂軸承單元溝道接觸應力小于4 900 MPa，能夠滿足使用要求。