林軍濤,劉娟,李孟良,王桂峰,孔德利
(262200 山東省 濰坊市 諸城市義和車橋有限公司)
輪轂軸承作為承重和為輪轂高速轉(zhuǎn)動提供精確引導(dǎo)的關(guān)鍵零部件[1],其運(yùn)行情況直接影響整橋乃至整車性能,只有選擇合適的軸承才能滿足使用要求。在為主機(jī)廠開發(fā)新平臺前橋產(chǎn)品時,針對整車廠要求的軸承型號,運(yùn)用軸承壽命理論計(jì)算發(fā)現(xiàn),在承受額定載荷時,內(nèi)、外軸承壽命均較低。分析其他橋廠軸承故障模式,得到該類型前橋輪轂軸承故障率較高,集中于燒蝕問題,如圖1 所示。
圖1 軸承燒蝕圖片F(xiàn)ig.1 Picture of bearing ablation
本文以提升前橋輪轂軸承壽命為研究目的,通過優(yōu)化輪轂軸承型號、受力位置,對比側(cè)滑工況下輪轂軸承壽命理論分析,結(jié)合ANSYS Workbench有限元分析軟件對前輪轂進(jìn)行同步優(yōu)化,達(dá)到零部件協(xié)同壽命提升的目的,實(shí)現(xiàn)前橋產(chǎn)品高質(zhì)量開發(fā)。
目前,國內(nèi)商用車車橋輪端普遍采用非對稱式單列圓錐滾子軸承,即內(nèi)、外軸承規(guī)格不同,為綜合考量軸承壽命,大部分橋廠均采用“內(nèi)大外小”軸承布置模式,結(jié)構(gòu)如圖2 所示。
圖2 結(jié)構(gòu)型式Fig.2 Structural type
輪轂內(nèi)、外軸承采用背靠背方式壓裝在前輪轂上,通過鎖緊螺母、墊片與轉(zhuǎn)向節(jié)剛性連接,依靠輪轂螺栓、螺母使前輪轂、制動鼓、輪輞形成一個剛性連接體,再與輪胎有效配合,實(shí)現(xiàn)前輪轂承重以及繞轉(zhuǎn)向節(jié)軸旋轉(zhuǎn);剎車制動時,制動器與制動鼓產(chǎn)生的制動力矩使行車速度降低。
影響輪轂軸承壽命的因素有很多,可歸納為2個方面:一是系統(tǒng)外影響因素,如路況、駕駛操作等;二是系統(tǒng)內(nèi)影響因素,如載荷分布和輪轂軸承的具體布置等[2]。目前對車橋零部件主要分析沖擊、制動、側(cè)滑3 種工況。側(cè)滑工況最為惡劣,側(cè)滑工況下前橋受力情況如圖3 所示,當(dāng)汽車向右側(cè)滑時,前橋承受地面的支承反力ZL、ZR和側(cè)滑反力YL、YR,整橋的載重G 和側(cè)滑力Gφ。
圖3 前橋受力情況Fig.3 Force on front axle
平衡方程為
車輪的地面?zhèn)然戳?/p>
式中:G——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷,N;hg——汽車滿載時的質(zhì)心高度,m;φ——輪胎與地面間的側(cè)向附著系數(shù),一般取0.7;B——車輪的輪距,m。
因?yàn)槠囐|(zhì)心高度需要根據(jù)使用情況隨時變化,難以選取準(zhǔn)確、合理的數(shù)值,計(jì)算時可取汽車向右側(cè)傾翻的極限情況,此時左側(cè)車輪受力為0,可得[3]:
側(cè)滑時內(nèi)、外輪轂軸承對輪轂的徑向支承力可根據(jù)車輪的受力平衡求出[4],受力分析如圖4 所示。
圖4 輪轂軸承受力Fig.4 Force on hub bearing
圖4 中:r——輪胎滾動半徑;L1——輪輞偏距;L2——輪轂軸承孔間距;L3——輪轂大端面到內(nèi)軸承端面距離;S1R——內(nèi)軸承徑向力;F1R——內(nèi)軸承軸向力;S2R——外軸承徑向力;F2R——外軸承軸向力;Fa——軸向力;a——S1R至車輪中心線的距離;b——S2R至車輪中心線的距離。
依據(jù)力和力矩的平衡方程
求得內(nèi)、外軸承的支承力為
由于圓錐滾子軸承接觸角的存在,導(dǎo)致軸承派生出軸向力
式中:Y——軸向動載荷系數(shù)。
對成對安裝的角接觸軸承軸向載荷
對圓錐滾子軸承徑向當(dāng)量靜載荷
軸承壽命計(jì)算公式為
式中:L10——軸承壽命,km;D——輪胎直徑,mm;C——額定動載荷,kN;ε——滾子軸承壽命指數(shù),ε=10/3。
通過優(yōu)化輪轂軸承型號、更改輪轂軸承間距,對比分析改進(jìn)前、后輪轂軸承壽命,具體結(jié)果見表1—表3 所示。
表1 軸承參數(shù)對比Tab.1 Comparison of bearing parameters
表2 優(yōu)化參數(shù)對比Tab.2 Comparison of optimized parameters
表3 軸承壽命對比Tab.3 Comparison of bearing life
為保證前橋現(xiàn)有接口尺寸不變,在輪轂軸承采用加寬型號后,需將輪轂軸承孔間距L2、輪轂大端面到內(nèi)軸承端面距離L3相應(yīng)減?。ㄈ鐖D5 所示),運(yùn)用ANSYS Workbench 分析輪轂軸承壽命大幅提升條件下,前輪轂應(yīng)力是否滿足材料性能要求。
圖5 前輪轂優(yōu)化Fig.5 Front hub optimization
將三維模型導(dǎo)入ANSYS Workbench 靜力分析模塊Static Structural,設(shè)置QT500-7 材料特性,密度7 000 kg/m3,彈性模量162 GPa,泊松比0.293。同樣在極限側(cè)滑工況下模擬前輪轂受力[5-6],以輪輞安裝端面建立局部直角坐標(biāo)系,通過輪胎螺栓安裝孔進(jìn)行遠(yuǎn)程加力(同車輪受力,ZR=G,YR=Gφ),受力情況如圖6 所示。
圖6 受力情況Fig.6 Force condition
計(jì)算分析結(jié)果如圖7 所示。通過受力分析對比,兩者應(yīng)力趨勢一致,輪胎螺栓安裝孔附近為最大應(yīng)力點(diǎn),分別為515.6 MPa、332.2 MPa,優(yōu)化后應(yīng)力明顯降低,降幅達(dá)35.6%。
圖7 應(yīng)力情況Fig.7 Stress condition
本文對前橋輪轂軸承壽命進(jìn)行了理論分析和改進(jìn)研究,主要結(jié)論:(1)改變輪轂軸承型號、優(yōu)化軸承受力位置、加大額定動載荷C 與當(dāng)量動載荷P的比值,理論計(jì)算壽命提升1 倍以上,在滿足裝配工藝、保證軸承游隙的條件下,可有效降低輪轂軸承燒蝕故障;(2)前輪轂相應(yīng)更改軸承孔位置,受力位置的改變使最大應(yīng)力降低30%以上,延長了前輪轂使用壽命。(3)通過協(xié)同分析、改進(jìn),以期提升產(chǎn)品整體質(zhì)量水平,降低主機(jī)廠售后索賠費(fèi)用。