乘用車輪轂軸承單元抗側向沖擊能力研究

徐忠誠,汪世義,范俊映

(1.同濟大學 汽車學院,上海 201804;2.蔚來汽車科技(安徽)有限公司,合肥 230601)

乘用車輪轂軸承單元(以下簡稱軸承)是車輛最重要的功能件和安全件之一,主要功能是支承整車重量,傳遞和承受來自地面的各種沖擊、振動以及傳力驅動車輪轉動以實現車輛的前進或后退, 因此軸承工況復雜、惡劣,對軸承強度和耐久性要求較高。近年來,隨著居民收入的不斷提高和汽車產業政策的扶持,國內汽車行業快速發展,新車銷量和總體保有量持續上升,交通擁堵、停車困難等問題愈發嚴重。不規范駕駛和停車的情況越來越多,如高速行駛時急打轉向造成車輛側滑、甩尾甚至側翻;停車時不減速直接沖上路緣等,使軸承受到較大的側向沖擊,從而導致軸承失效。據統計沖擊導致的軸承失效占總失效的25%[1](其中軸承斷裂約占0.02%,軸承滾道發生塑性變形引起的失效約占24.98%)。

合理提升軸承抗側向沖擊能力,制定相應的設計和評價標準,對解決當前軸承沖擊失效問題具有重要意義。側向沖擊導致軸承失效的主要原因是軸承側向強度(包含靜強度和動強度)設計不足,因此,對軸承側向靜、動強度進行分析和試驗。

1 軸承側向靜強度分析

整車在靜態時軸承僅承受支承車體重量的載荷,一般稱為基準載荷。軸承的最大設計載荷與基準載荷呈倍數關系,這個倍數稱為靜強度儲備系數。因行業內尚未形成統一的軸承設計規范,軸承靜強度儲備系數還沒有標準的推薦值,缺少對軸承側向抗沖擊能力的關鍵因素研究,絕大多數都是基于經驗進行設計。

1.1 靜強度儲備系數

物體在某一方向上由靜態突變為動態后承受的載荷至少為原來的2倍,即動載系數至少為2[2-6],汽車行業內動載系數一般取2.5,即車輛前后橋的強度設計需滿足2.5倍最大軸向載荷(5倍單側最大軸向載荷)的要求。

動載系數Kd為

(1)

式中：h為自由落體高度,m;ΔSt為物體在靜載作用下的位移,m。

以某跨國車企為例,該車企在整車及零部件強度設計上有一套完整的評價方法,按工況可分為疲勞力、最大力、偶發力、意外力(圖1)：最大力、疲勞力在線彈性變形范圍內不會發生塑性變形;偶發力發生在超出屈服點的準線性范圍內,已發生了塑性變形,最大應變量為2%以下;意外力發生在屈服點到斷裂點之間的非線性范圍內,最大應變量為0.06A(A為材料延伸率),但零件不能發生斷裂。

圖1 軸承零件強度設計工況

該車企某車型后橋單側滿載450 kg,意外力工況下最大允許承載1 890 kg,為單側滿載的4.2倍,即在4.2倍單側滿載條件下不能發生斷裂。隨機在生產線抽取30套軸承進行靜壓試驗,如圖2所示,在輪胎接地點加載側向載荷直至軸承斷裂。試驗結果為：最大靜壓力26.56 kN、最小靜壓力21.22 kN、均值23.61 kN,分別為單側滿載的6.0,4.8,5.3倍。基于設計定義及試驗數據,建議靜強度儲備系數取5.0,太小安全余量不足,太大容易過設計。

圖2 靜壓試驗示意圖

1.2 側向靜強度關鍵影響因素

由試驗和售后故障數據可知,軸承斷裂發生的主要部位為輪轂內側根部過渡圓角處,與理論計算一致,該部位為界面突變處,容易引起應力集中,因此,結構是影響軸承側向靜強度的重要因素之一;另外,軸承側向靜強度也與零件材料和表面熱處理方式有關。

1)軸承結構。軸承的側向載荷主要來源于車輪受到的側向載荷,會對軸承產生沿整車x方向(縱向)的彎矩和沿y向(橫向)的集中力。在側向載荷一定的情況下,抗彎截面系數越大應力越小,在軸承設計截面邊界內應盡可能提高抗彎截面系數,截面變化盡可能平緩,過渡圓角盡可能大,尤其是軸承凸緣盤內側根部的圓角。

2)軸承材料及表面熱處理。軸承對材料的要求很高：良好的力學性能(較高的屈服強度、抗拉強度及延伸率),較好的耐磨性、耐腐蝕性和化學穩定性;材料純潔度高,通過熱處理能得到高且分布均勻的表面硬度。建議軸承外圈、內圈、鋼球材料選用GCr15鋼,凸緣盤材料選用65Mn,40Cr或SAE1055。軸承熱處理主要是調質處理,經熱處理后凸緣盤表面的力學性能會顯著提高,進而提高軸承抗沖擊能力。

2 軸承側向動強度分析

車輛在行駛過程中會受到側向沖擊,其受力非常復雜,很難用單一工況或計算公式描述和覆蓋側向沖擊工況。因此,一般在軸承受力分析或沖擊試驗時將車輪總成作為軸承的環境件,并基于ISO 7141：2022：“Road vehicles-Light alloy wheels-Lateral impact test”和企業經驗方法對車輛側向沖擊進行分析研究。

2.1 車輪側向沖擊理論分析

根據動量守恒定律和能量守恒定律,在碰撞發生的瞬間車橋與障礙物之間的運動關系為

maV0=maVA+moVB,

(2)

(3)

若不考慮能量損失,即Ed為零,聯立(2)、(3)式可得碰撞后車橋和障礙物的理論速度,即

(4)

(5)

式中：ma為車橋質量,kg;mo為障礙物質量,kg;Ed為碰撞過程中產生的能量損失,J;V0為發生碰撞時車橋的側向速度,m/s;VA為發生碰撞后車橋的側向速度,m/s;VB為發生碰撞后障礙物沿側向的速度,m/s。

已知車橋質量ma,碰撞發生時車橋的側向速度V0可以通過測試或推算得出。只要確定障礙物質量就可以求出碰撞后的速度。若考慮能量損失,也可通過測試和推導的方式得到能量損失,進而求得碰撞后車輪及障礙物速度,得出軸承實際可承受的車輪側向沖擊速度。

2.2 車輪側向沖擊試驗

軸承的側向沖擊試驗通常需要搭載到車輪或后橋總成上進行(幾乎沒有單獨的軸承側向沖擊試驗或驗證方法),比較典型的驗證方法為ISO 7141：2022輪輞沖擊試驗和某跨國車企的車輪沖擊試驗。

2.2.1 輪輞沖擊試驗

道路車輛輕合金車輪沖擊試驗ISO 7141：2022作為輪輞開發的特有驗證試驗,但也常作為軸承抗側向沖擊的驗證方法。該試驗主要考慮的工況或應用場景為車輪撞上路緣(馬路牙子)等側向沖擊,其試驗方法為質量塊自由落體沖擊輪輞(圖3),質量塊的質量由(6)式確定,質量塊頭部截面尺寸為125 mm×375 mm,自由落體高度為230 mm,質量塊與車輪的夾角為13°,一次沖擊后輪輞不能出現斷裂。

圖3 輪輞沖擊試驗臺

圖4 側向碰撞時側向沖擊速度與縱向速度

m=0.6mi+180,

(6)

式中：m為質量塊質量,kg;mi為沖擊橋質量,kg。

對于13°的沖擊角度,ISO 7141：2022未給出說明,也未查到相關文獻的解釋和論證。本文對此做如下推斷：人遇到突發情況一般的響應是0.2 s,轉向盤轉角900 °/s(人體極限),轉向傳動比一般為14～20,人遇到障礙物時以極限速度轉動方向盤的轉角為0.2 s×900°/s=180°,再除以傳動比得到車輪轉角為9°～ 12.86°,13°可近似認為是駕駛員發現障礙物時整車的縱向速度與發生碰撞時整車縱向速度的夾角,車輪發生側向碰撞時整車縱向速度與側向沖擊速度之間的幾何關系如圖 4 所示。

2.2.2 車輪沖擊試驗

某跨國車企有專門針對車輪側向碰撞的試驗——車輪沖擊試驗,以評估前、后橋發生側向碰撞時的抗側向沖擊能力。試驗方法如圖5所示：通過擺錘對車輪的4個方位點(前點、后點、上點、下點,沖擊上點和下點時方向盤是自由的,沖擊前點和后點時方向盤需鎖住)進行沖擊,測試車橋所能承受的沖擊速度和能量。

圖5 車輪沖擊試驗臺

被沖擊橋的2個車輪放在同一平面上,輪胎與地面的摩擦因數為0.8±0.1,擺錘質量一般等于被沖擊橋滿載質量,擺錘高度可以通過擺錘支架調節,每個點的試驗都需將高度調至對應位置。每次試驗,施加連續的擺錘速度,從1 km/h開始沖擊,每次沖擊后測量橋的滑移,車輛外觀,車輛運行情況(轉向/制動等性能)、前束、外傾、內傾、后傾的變化,以1 km/h的速度遞增直至達到停止試驗的標準。停止試驗的標準有2個：1)停止標準為前束、外傾、內傾、后傾超出公差范圍2倍,無任何導致零件壽命下降的損傷,對應第1沖擊速度Vc1;2)前束變化大于15 mm或車輪外傾角大于4°, 零件有大的永久變形或斷裂,對應第2沖擊速度Vc2。第 1沖擊速度滿足要求后才進行第2沖擊速度的試驗。試驗通過的條件為Vc1>3 km/h,Vc1+1

試驗原理為：擺錘從初始位置釋放后在重力作用下到達最低點,傳感器記錄此時擺錘的速度;擺錘與車輪發生碰撞,車橋在沖擊力的作用下發生橫向滑移,擺錘隨車輪向滑移側擺動至速度為零,記錄車橋滑移量,通過能量守恒定理可計算出擺錘的實際沖擊速度。擺錘到達最低點時的總能量為

(7)

式中：mp為擺錘質量,kg;v為擺錘通過最低點時的速度(傳感器測量),m/s。

沖擊后橋滑移損失的能量為

Eμ=magLμ,

(8)

式中：g為重力加速度,9.8 m/s2;L為輪胎滑移量,m;μ為地面附著系數。

沖擊后擺錘的潛在能量為

Er=mpgR(1-cosβ),

(9)

式中：R為擺錘擺動半徑,m;β為沖擊后擺錘擺動的最大角度,且β<<90°。

被沖擊車橋吸收的能量為

(10)

則車輪的實際沖擊速度為

(11)

2.2.3 試驗結果

如1.1中所述車型,車輪沖擊試驗的結果見表1(僅顯示達到停止條件結果)：沖擊速度為13.21 km/h(對應整車縱向速度58.7 km/h)時軸承已經出現異響,而沖擊速度為13.71 km/h(對應整車縱向速度61 km/h)時軸承發生斷裂。據此可推斷沖擊速度為13.5 km/h(對應整車縱向速度60 km/h)為軸承斷裂臨界點,即整車能承受縱向速度不大于60 km/h的側向碰撞沖擊,高于該車速時軸承失效。

表1 車輪沖擊試驗數據

2.3 整車側向極限試驗

為驗證車輛在路面上的抗側向沖擊能力,對前述車型進行極限操作試驗,專業賽車手在平直良好路上直線加速行駛至60 km/h時拉手剎至后輪抱死,車輛出現側滑、甩尾,輪胎印記偏轉角度達到90°以上(圖6)。車輛繞某一點近似圓周運動,經實測車身最大側向加速度a為10.86 m/s2,甩尾半徑Rt約為4.5 m。

圖6 側向極限試驗輪胎印跡

后橋最大側向速度為

在整車側向極限試驗中,在開闊地面上車輪與地面或障礙物未發生碰撞,而車輪沖擊試驗中車輪與擺錘發生碰撞,一個為靜態工況一個為動態沖擊工況。因此,側向極限試驗中側向速度應約為對應車輪沖擊試驗中沖擊速度的一半(見1.1中關于動載系數的描述),即

該速度小于導致軸承出現異響的臨界速度13.21 km/h,理論上軸承不會出現異響,試驗后仔細檢查車輛除輪胎有輕微磨損外,無任何異常,驗證結果與計算結果吻合。表明車輪沖擊試驗工況可以覆蓋極限操作工況,軸承設計滿足車輛在車速為60 km/h以下的極限操作,不會出現失效。

3 結論

通過對軸承側向沖擊相關基礎理論、ISO 7141：2022和企業經驗方法的研究及整車驗證,得出以下結論：

1)軸承強度設計需考慮抗側向沖擊,側向靜強度儲備系數建議取5,即軸承的最大側向設計承載為軸承最大靜態垂向軸載的5倍。可作為軸承設計的一個基準,提高設計效率的同時可以保證足夠的安全余量。

2)軸承的動態側向抗沖擊能力應使軸承能承受住車輪側向13.5 km/h或整車縱向60 km/h急打轉向后車輪側向碰撞上障礙物而不發生斷裂。60 km/h可作為整車抗側向碰撞的一個臨界速度,整車及軸承的設計需保證該限速下發生側向碰撞而不至斷裂失效。且城市道路一般限速在60 km/h以下,車輛的設計至少應滿足城市道路的極限操作,臨界速度低于60 km/h可能預示著軸承側向強度設計不足,存在安全風險。