（文章來源：EDC電驅未來）

 

作者：聶 帥，張春林丨北京海納川汽車部件股份有限公司

 

汽車輪轂軸承與轉向節(jié)和車輪相連，通過其將扭矩傳遞給車輪，其耐久性直接影響汽車底盤的行駛性能?？蓮妮S荷承載、疲勞耐久和輕量化多種角度分析設計輪轂軸承。如果輪轂軸承失效，會產生振動和噪聲等舒適性問題，而且還會影響汽車的安全性能。

 

通過建立前后軸荷理論模型，得到輪轂軸承的前后軸荷，進一步推導出軸承的額定許用載荷和當量等效載荷，通過比值和修正計算，得出汽車軸承的疲勞耐久理論計算方法。

 

1 汽車輪轂軸承結構演化

隨著零部件集成化、輕量化技術的發(fā)展，輪轂軸承也經歷了迭代更新。

 

圖1 輪轂軸承結構

 

第1代輪轂軸承如圖1（a）所示，采用傳統(tǒng)的雙列軸承結構；第2代如圖1（b）所示，在傳統(tǒng)軸承的外圈上增加法蘭結構；第3代如圖1（c）所示，軸承內外圈都變成法蘭結構，提升了軸承的集成化和軸承剛度；第4代如圖1（d）所示，在第3代軸承結構基礎上，將內部與萬向節(jié)集成在一起，實現(xiàn)初步的集成化設計，減少花鍵連接工藝，提升扭矩傳遞的穩(wěn)定性；第5代如圖1（e）所示，將制動盤與軸承集成一體，實現(xiàn)前軸總成的集成化設計，但目前未實現(xiàn)量產應用，第3代產品已得到廣泛應用。

 

2 汽車輪轂軸承壽命理論計算

2.1 車輪軸荷力學模型

輪轂軸承疲勞耐久計算的關鍵是得到軸承的額定許用載荷和當量等效載荷，其前提是計算出軸承的徑向載荷。

進行前輪轂軸承力學分析時，行駛模式為制動模式，附加系數(shù)G=0.6；進行后輪轂軸承力學分析時，行駛模式為加速模式，附加系數(shù)R=0.3。

前輪軸荷和后輪軸荷的理論模型分別如圖2和圖3所示。

 

圖2 前輪軸荷理論模型

 

圖3 后輪軸荷理論模型

 

前輪轂軸承徑向載荷為

Ff=0.5M(b+G?h)/S （1）

后輪轂軸承徑向載荷為

Fr=0.5M(a+R?h)/S （2）

式中：Ff為前輪所受地面反作用力；Fr為后輪所受地面反作用力；M為整車質量；h為重心高度；G為制動附加系數(shù)；R為加速附加系數(shù)；S為軸距；a為重心到前輪心的水平距離；b為重心到后輪心的水平距離。

 

2.2 額定許用載荷計算

軸承的額定許用載荷用徑向基本額定許用載荷Cr來表示

 （3）

 

式中：i為滾動體列數(shù)；a為軸承公稱接觸角；z為單列軸承中滾動球的個數(shù)；Dw為滾動球的直徑；bm為常用軸承鋼和加工方法的修正系數(shù)，汽車輪轂軸承取bm=1.3；fc為與軸承零件幾何形狀、制造精度及材料相關的系數(shù)，可通過計算之后查表獲取，Dpw為軸承滾圈的節(jié)圓直徑。

 

 

2.3 當量等效載荷計算

汽車軸承同時受軸向和徑向載荷作用時，用當量等效載荷P來表示其實際受力環(huán)境

 （4）

 

 

式中：Fa為徑向載荷；Fb為軸向載荷；X和Y分別為徑向和軸向載荷系數(shù)，取值見表1。

 

表1 系數(shù)取值表

 

針對汽車用輪轂軸承，軸向載荷Fb遠小于徑向載荷Fa，即Fb/Fa≤e，所以徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，故計算當量等效載荷P時不考慮軸向載荷，則

P= Fa （5）

計算前輪轂軸承當量等效載荷，則

Pi前= Ei前Ff i=1,2,3,4,5,6 （6）

式中：Pi前為前輪轂軸承當量等效載荷；Ei前為前輪轂軸承各路況的上下沖擊附加系數(shù)。

前輪轂軸承在P1前、P2前、P3前、P4前、P5前、P6前6種路況載荷作用下，對應的行駛路況分配系數(shù)為A1前、A2前、A3前、A4前、A5前、A6前，則結合不同行駛路況，采用加權平均方法計算前輪轂軸承平均當量等效載荷Pm前為

 （7）

 

 

前輪轂軸承載荷分析路況見表2，其中各系數(shù)值依據實際研發(fā)經驗確定。

 

表2 前軸承載荷分析路況

 

計算后輪轂軸承當量等效載荷，則

Pi后=Ei后Ff i=1,2,3,4 （8）

式中：Pi后為后輪轂軸承當量等效載荷；Ei后為后輪轂軸承各路況的上下沖擊附加系數(shù)。

后輪轂軸承在P1后、P2后、P3后、P4后4種路況載荷作用下，對應的行駛路況分配系數(shù)為A1后、A2后、A3后、A4后，則結合不同行駛路況，采用加權平均方法計算后輪轂軸承平均當量等效載荷Pm后為

 （9）

 

 

后輪轂軸承載荷分析路況見表3，其中各系數(shù)值依據實際研發(fā)經驗確定。

 

表3 后軸承載荷分析路況

 

2.4 疲勞壽命計算

通過前面的分析計算，汽車軸承的額定壽命計算公式為

（10）

 

 

式中：L10為可靠性為90%的基本額定疲勞壽命；Pm為平均當量等效載荷。軸承結構中的潤滑系統(tǒng)、密封系統(tǒng)等結構都會影響軸承壽命，使用修正系數(shù)進行修正，則軸承壽命為

L=a1a2a3L10 （11）

式中：L為修正后的疲勞耐久壽命；a1為可靠性系數(shù)，具體參見表4；a2為軸承特性系數(shù)；a3為工況系數(shù)。

 

表4 可靠性系數(shù)a1

 

在常規(guī)潤滑條件下，a2a3=1。

 

3 輪轂軸承疲勞耐久試驗

在理論計算基礎上，通過實際的臺架試驗測試汽車輪轂軸承的疲勞耐久性十分關鍵。疲勞耐久試驗系統(tǒng)如圖4所示。

 

圖4 疲勞耐久試驗臺

 

疲勞耐久試驗儀主要包括驅動電機、傳動皮帶輪、滾動法蘭、輪轂軸承以及模擬實車裝載狀態(tài)下的彈簧、減振器以及轉向節(jié)等結構。

軸承的疲勞耐久試驗主要包括：滾道疲勞耐久試驗、法蘭盤疲勞耐久試驗和高速耐久試驗。

滾道疲勞耐久試驗：按照實車條件進行安裝，施加車輛橫向加速度a=0.6 g時的垂直載荷和橫向載荷，轉速達到1 000 r/min，循環(huán)次數(shù)為2.6´106次。

法蘭盤疲勞耐久試驗：按照實車條件進行安裝，施加a=0.8 g時的垂直載荷和橫向載荷，轉速達到300 r/min，循環(huán)次數(shù)為2.0´106次。

高速耐久試驗：按照實車條件進行安裝，施加整備質量下軸承所受載荷，轉速達到2 000 r/min，試驗時間30 h。

 

4 輪轂軸承壽命計算實例與影響因素分析

4.1 壽命計算實例

以某系列A、B兩種車型后輪轂軸承為研究對象，如圖5所示，對其疲勞壽命進行理論計算，相關參數(shù)見表5。

 

圖5 A、B車型后輪轂軸承實物圖

 

表5 后輪轂軸承壽命計算相關參數(shù)及結果

 

將表5中后輪轂軸承結構參數(shù)和搭載車輛參數(shù)代入式（3）、式（9），得到額定許用載荷Cr和當量等效載荷Pm，將Cr、Pm代入式（10）、式（11）計算得到A車型和B車型后輪轂軸承的疲勞壽命。

 

4.2 輪轂軸承疲勞壽命計算方法驗證

A車型、B車型后輪轂軸承的理論計算壽命與臺架疲勞耐久試驗結果對比見表6。

 

表6 后輪轂軸承壽命對比 萬km

 

注：。

 

 

由表6可知，理論計算值與臺架試驗的誤差在7%以內，所建立的理論模型可以較準確地測算輪轂軸承的疲勞壽命。

 

4.3 質量因素對汽車輪轂軸承疲勞壽命的影響

整車質量工況見表7，利用理論計算模型，計算4個整車質量工況下的輪轂軸承壽命，研究質量因素對汽車輪轂軸承疲勞壽命的影響，如圖6所示。

 

表7 整車質量工況 kg

 

圖6 整車質量對輪轂軸承壽命的影響

 

由圖6可知，隨著整車質量增加，輪轂軸承的壽命呈減小趨勢，而且當質量增加到一定程度時，軸承壽命的衰減速率會下降。

 

5 結束語

通過建立前后軸荷理論模型，得到輪轂軸承的前后軸荷，進一步推導出軸承的額定許用載荷和當量等效載荷，通過比值和修正計算，得出汽車軸承的疲勞耐久理論計算方法。

利用輪轂軸承疲勞耐久試驗臺，對輪轂軸承的滾道和安裝法蘭的疲勞耐久性進行試驗研究，從試驗分析的角度得到輪轂軸承的疲勞壽命數(shù)據。

采用試驗研究與理論計算相結合的方法，驗證了輪轂軸承疲勞壽命估算的過程及方法的正確性，并以此方法為依據，得出輪轂軸承疲勞壽命隨承載質量的增加而減少。

 

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