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(shù)、潤滑與密封技術(shù)、磨削技術(shù)等的飛速發(fā)展，輪轂軸承質(zhì)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(chǎn)生塑性變形，形成凹痕，車輪端會出現(xiàn)噪聲，持續(xù)行駛會出現(xiàn)軸承滾道等間距剝落，從而造成沖擊失效。

目前，國內(nèi)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(shè)計方法。但關(guān)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(nèi)外汽車廠家的重視。鑒于此，分析輪轂軸承單元發(fā)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(shè)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(cè)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(cè)向沖擊路肩、側(cè)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(cè)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(cè)向沖擊彎矩為FaR，徑向沖擊彎矩為FrET，因側(cè)向載荷對應(yīng)的力臂R遠大于徑向載荷的力臂ET，側(cè)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(cè)向沖擊對輪轂軸承的損傷遠高于徑向沖擊。

2 輪端側(cè)向沖擊載荷

由于側(cè)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(cè)向沖擊。本節(jié)主要研究側(cè)向載荷的形成過程與側(cè)向沖擊工況等級。

經(jīng)統(tǒng)計分析可知，沖擊失效主要發(fā)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(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。內(nèi)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(jié)構(gòu)參數(shù)

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(cè)向沖擊所產(chǎn)生的載荷，輪轂軸承單元粘貼應(yīng)變式傳感器單元，構(gòu)建如圖3所示的半橋式應(yīng)變單元。在此主要測量車輪轉(zhuǎn)角α為12°(1/4轉(zhuǎn)向)，23°(1/2轉(zhuǎn)向)，45°(全轉(zhuǎn)向)3種側(cè)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(yīng)變式傳感器單元示意圖

對粘貼應(yīng)變傳感器單元的9套輪轂軸承進行匹配連接工裝設(shè)計制作，在實驗室采用拉壓力試驗臺對應(yīng)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(yīng)關(guān)系，進一步擬合得到彎矩載荷與標定電壓的關(guān)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(shù)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(zhuǎn)角α為12°(1/4轉(zhuǎn)向)，23°(1/2轉(zhuǎn)向)，45°(全轉(zhuǎn)向)側(cè)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(cè)向的速度分量。由圖可知

va=vtanα，

(11)

式中：α為車輪轉(zhuǎn)角或沖擊傾角。

圖5 車輪沖擊路肩示意圖

在沖擊過程中，側(cè)向速度va在沖擊瞬間變?yōu)?，側(cè)向沖擊加速度ag可表示為

(12)

式中：t為沖擊瞬間的時間。

設(shè)定瞬間沖擊時間為1 s[8]，計算可得3種沖擊工況下的側(cè)向沖擊參數(shù)見表2，由表可知：在全轉(zhuǎn)向下沖擊損傷最嚴重。

表2 側(cè)向沖擊參數(shù)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(cè)向沖擊損傷分析

對第2節(jié)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(jié)果見表3。由表可知：1)輕微沖擊工況不會對輪轂軸承運轉(zhuǎn)產(chǎn)生影響。2)在中度沖擊工況下，輪轂軸承振動增加約10%，經(jīng)實際裝車驗證，在背景噪聲下，該振動不會產(chǎn)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(jīng)實際裝車驗證，在背景噪聲下，會產(chǎn)生人耳可識別的噪聲。

圖7 振動試驗臺

表3 振動測試結(jié)果

3.2 壓痕深度分析

拆解經(jīng)過應(yīng)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(cè)外圈溝道發(fā)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(cè)外圈溝道發(fā)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(nèi)側(cè)內(nèi)圈溝道相比其他3個溝道壓痕深度均最小，該特征與內(nèi)圈零件材料為100Cr6軸承鋼以及采用整體淬回火工藝有關(guān)，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(cè)外圈溝道壓痕進行掃描，如圖10所示，根據(jù)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(jù)：

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

2)圓周方向覆蓋范圍不超過180°。在側(cè)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(qū)域不超過180°，如圖11所示。

3)由于中間區(qū)域受載最大，凹痕最深點出現(xiàn)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(guī)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(jié)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(nèi)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(chǎn)生影響。

表4 壽命試驗失效模式

圖13 失效模式

3.4 小結(jié)

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(nèi)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(chǎn)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(shè)計判據(jù)

基于以上研究可知，當前輪轂軸承單元設(shè)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(shè)計判據(jù)：依據(jù)主機廠對車型的品質(zhì)定位，在特定沖擊彎矩條件下，溝道不允許出現(xiàn)大于4.5 μm的壓痕。經(jīng)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(yīng)力，結(jié)果如圖14所示。

圖14 溝道接觸應(yīng)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(chǎn)生影響為基準，若要使設(shè)計產(chǎn)品達到該標準，軸承溝道接觸應(yīng)力應(yīng)小于4 900 MPa。

5 結(jié)束語

分析了側(cè)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(shè)計判據(jù)，表明在主機客戶要求的沖擊彎矩條件下，設(shè)計的輪轂軸承單元溝道接觸應(yīng)力小于4 900 MPa，能夠滿足使用要求。