弹性支承的汽车悬架轴承单元振动故障研究与试验验证

杨焕凤，袁华生

(1．同济大学 汽车学院，上海 201804；2.舍弗勒投资中国有限公司，上海 201804)

现代乘用车的前悬架设计多采用麦弗逊独立悬架,为保证车辆的精确转向，在麦弗逊独立前悬架中有一个重要部件，即悬架支承轴承单元。该单元分别通过弹性支承和减振器弹簧与车身和车轮相连，承受车辆的重量并为驾驶员提供舒适的转向体验。由于悬架系统运动及减振要求，支承为弹性元件[1];且由于车辆的轻量化要求，部分轴承做成薄壁无保持架结构,悬架轴承的转动频率不高于0.3 Hz，该类轴承在低速旋转时发生振动噪声故障，并通过方向盘传递至驾驶员。初期检查故障轴承，并无发现疲劳、强度损坏、油脂故障及机械干涉等现象。轴承单元的振动故障往往同时伴随着低速轴承力矩波动，在更换弹性支承后故障得到改善，故弹性支承下的轴承力矩是故障分析的重点。

目前针对弹性支承引起的轴承摩擦力矩的研究较少，文献[2]采用有限元法和Craig-Bampton固定界面模法研究了弹性支承对航空高速轴承动力学特性的影响，并未研究低速情况下的轴承性能；文献[3]采用解析法分析了弹性支承的载荷分布与疲劳寿命，但由于解析法的限制，对轴承的受力和周边条件进行了简化，无法满足复杂情况的计算；文献[4]推导了一种计算薄壁支座中轴承各钢球载荷的力学模型和计算方法；文献[5]采用有限元法分析薄壁深沟球轴承中的钢球数量、安装间隙对轴承载荷分布和寿命的影响。

针对某车型的悬架轴承系统故障问题，采用有限元法分析了弹性支承引起的弯曲变形对无保持架轴承的载荷、应力分布和钢球运动状况的影响，以找出引起轴承异常磨损和力矩波动的原因，并分别计算不同支承刚度下的轴承特性，最后通过试验验证，以寻找故障的解决方案。

1 轴承单元的有限元计算

1.1 建模

某车型的悬架轴承和弹性支承的结构如图1所示，轴承为无保持架结构。沟道材料为C75，球材料为100Cr6，凸缘材料为55#钢，弹性模量均为210 GPa，泊松比为0.3。由于成本和轻量化要求，轴承上下端盖为塑料件，弹性模量为7.5 GPa，泊松比为0.34。

1—弹性支承；2—上端盖；3—上沟道；4—球；5—下沟道；6—下端盖；7—凸缘

弹性支承是橡胶和金属组合件，其弹性模量、泊松比及等效模型尺寸通过计算求得，设定橡胶件的弹性模量为17 MPa，泊松比为0.3，再根据刚度等效计算出模型尺寸。轴承和弹性支承的模型如图2所示，弹性支承的弹性模量计算模型如图3所示，图中:D为外径；d为内孔径；L为弹性支承总高度；L1为径向刚度等效高度；Fa和Fr分别为轴向载荷和径向载荷；Aa为模型在yz平面的横截面积；Iy为模型在y方向的惯性矩。分别根据轴向刚度和径向刚度计算L和L1。

应力为

(1)

图2 轴承和弹性支承模型

式中：E为弹性模量；σ为压应力；ε为应变；ΔL为轴向变形量；Ka为弹性支承的轴向刚度。

由(1)式得

(2)

径向力变形为

(3)

式中：Kr为弹性支承的径向刚度。

由(3)式得

(4)

将实测轴向刚度5 000 N/mm和径向刚度1 000 N/mm代入(2)式和(4)式得L和L1，为保证模型在同一弹性模量和泊松比情况下，保证模型的轴向和径向刚度，必须对L与L1之间部分的模型进行额外约束，使其轴向可移动，径向不可移动。

1.2 网格单元及接触定义

弹性支承、沟道的形状较为规则，采用3D六面体实体单元，而对于轴承端盖和引导环这2个塑料件，由于存在加强筋，形状不规则，采用3D四面体实体单元，沟道等部位网格划分的密度较高，弹性支承网格密度相对稀疏，网格划分模型如图4所示。

图4 网格划分

凸缘与下端盖、下端盖与下沟道、沟道与球、球与上沟道、上沟道与上端盖均采用面-面接触。

1.3 边界条件及载荷施加

弹性支承的上端面为固定端，进行全约束。弹性支承的上半部分在径向不能移动，约束其径向自由度。

轴向载荷为5 000 N，非均匀分布在轴承的凸缘上，载荷分布由弹簧厂商提供，一周上有36个力，其载荷分布见表1，径向载荷为1 500 N，其分布如图5所示。

表1 轴向载荷分布

图5 径向载荷分布

1.4 应力计算

通过ABAQUS可以计算各节点的应力和应变，沟道上的应力分布需要借助ABAQUS插件计算,根据 Hertz接触理论[6]，接触应力为

(5)

a=0.023 6a*(Q/∑ρ)1/3，

b=0.023 6b*(Q/∑ρ)1/3，

式中：σ为钢球与沟道的接触应力；Q为钢球所受载荷；x和y为应力点到椭圆中心的距离；a和b为Hertz接触椭圆的长半轴和短半轴；a*和b*为量纲一的接触椭圆的长半轴和短半轴，可查表得到；∑ρ为沟道与钢球的曲率之和。

角接触轴承正常沟道的接触示意图如图6所示，应力分布如图7所示，沟道左极限和右极限分别对应图6上的圆弧沟道起始角和沟道终止角，起始角和终止角夹角之外的沟道为平面。理想情况下，钢球与沟道的接触点和沟道最大应力值在沟道的左右极限角的中心位置，应力椭圆沿沟道中心两侧成对称分布。轴承在运转过程中，钢球可能会偏离沟道中心，但接触椭圆不应超过沟道左右极限，否则意味着接触椭圆畸变或被截断。在载荷不变的情况下，接触应力急剧增大。

图6 正常沟道接触区域

图7 应力分布

通过有限元法可求解每个节点的位移和应力，并通过求和得到钢球所受载荷。ABAQUS提供了用户二次开发入口，通过插件对沟道半径、沟道节圆直径、接触角进行设定，通过计算求得钢球受力分布。

2 计算结果分析

轴向刚度为5 000 N/mm时的沟道位移云图如图8所示，由图可知，轴承上下沟道相对原来位置产生1.806 mm位移。在该工况下上沟道载荷分布如图9所示，钢球的应力分布如图10所示。

图8 实际弹性支承下沟道位移云图

图9 实际弹性支承下的上沟道载荷分布图

图10 实际弹性支承下钢球的应力分布

由图10可知，有8个钢球脱离正常沟道，当钢球在非正常沟道运动时，会产生异常摩擦，摩擦力矩增大，引起振动噪声。这一结果也说明在变形较大的前提下，会出现钢球脱离正常沟道的现象。而减小变形的方法就是提高轴承零件及支承的刚性。

3 改进方案

由于整车NVH和减振器运动要求，减振器上必须安装弹性支承，但该支承的刚度有公差范围，可以在公差范围内提高制造刚度。在弹性支承的刚度范围内，提高轴向和径向刚度，重新计算。轴向刚度分别取5 500，6 000 和6 500 N/mm及公差范围内的上限7 000 N/mm,径向刚度提高至上限1 250 N/mm，进行有限元计算。轴承上下沟道相对原来位置的位移随弹性支承刚度的变化如图11所示，随弹性刚度增加，位移减小。支承刚度为7 000 N/mm时的沟道位移云图和上沟道载荷分布如图12和图13所示。异常运行钢球的数量变化如图14所示，支承刚度为7 000 N/mm时钢球所受的应力分布如图15所示。

图11 位移随弹性支承刚度的变化

图12 支承刚度上限时的沟道位移图

图13 支承刚度上限时上沟道的载荷分布图

图14 异常运行钢球数量随弹性支承刚度的变化

图15 支承刚度上限时钢球的应力分布图

由图13可知，弹性支承刚度提高后钢球载荷有所提高，由图15可知，最大应力值低于2 500 MPa,远低于轴承钢的许用接触应力4 000 MPa[7]，故轴承在该载荷下安全。由图11和图14可知，随弹性支承刚度的增加，轴承位移减少。由于位移的减少，在非正常沟道区域运动的钢球的数量从8个减少到3个，异常摩擦减小，摩擦扭矩减少，轴承性能会得到改善。

综上可知，提高弹性支承的刚度可减小轴承位移，并改善钢球在沟道上的运行状况，从而减少摩擦，这为解决轴承的故障提供了一个可行的解决方案。

4 试验验证

4.1 悬架系统疲劳试验台

为验证改进方案的正确性，构建轴承系统的性能和疲劳特性试验台。在试验台上，必须对悬架安装参数(主销倾度和弹簧偏置等)进行模拟。根据图16取得实车的安装参数[8-9]，并在试验台上模拟，且弹簧、弹簧座及弹性支承均安装在试验台(图17)上，以最大程度的模拟轴承单元在实车情况下的受力和运动。

1—控制臂节点；2—转动轴线；3—轴承和弹性支承单元；4—弹簧偏置L；5—主销倾角θ

1—转动轴线；2—弹性支承；3—轴承；4—主销倾角θ；5—弹簧偏置L

试验台主要由基座、驱动摆动电动机、加力装置、主销、弹簧偏置工装、传感器、采集设备等几部分组成。试验台上安装力传感器和力矩传感器，用以测量轴承单元所受的轴向力和轴承的摩擦力矩。轴向力量程为10 kN，精度为0.5%，力矩传感器量程为20 N·m，精度为0.5%。该试验台可以对轴承单元的摩擦力矩进行测量并对轴承单元的疲劳进行测试。在完成一定次数后的运转后，对轴承单元的摩擦力矩再次测量，以判断轴承的磨损。

4.2 试验结果

分别把支承刚度为5 000，7 000 N/mm的轴承单元安装在试验台上，进行力矩测量和疲劳试验。轴向载荷为5 000 N，对系统进行±40°的往复循环疲劳试验，试验总次数为100万次， 2种支承下的轴承单元各3套，每隔5万次对轴承力矩进行检测。

初始状态时，2种状态下的轴承单元力矩并无明显差异。实际支承刚度的轴承单元在20万次时，有2套出现轻微振动，摩擦力矩呈现小幅波动，40万次时，2套轴承单元振动加剧，1套出现轻微振动，力矩曲线如图18所示，40万次时2套轴承的力矩曲线波动明显与其振动现象相吻合。而支承刚度上限的单元在40万次时表现平稳，机械系统无振动出现，至100万次时，2套轴承表现仍平稳，1套出现轻微振动，力矩曲线如图19所示，曲线无明显波动，与振动现象相吻合。

图18 实际刚度支承时轴承摩擦力矩曲线

试验过程中和结束后对轴承沟道进行了复测，支承刚度上限的钢球在正常的沟道底部运动。而实际刚度支承的轴承油脂发黑，有金属磨屑，沟道磨损宽度较宽，部分钢球在沟道的底部及两侧位置运动。选取不同支承刚度的轴承各一套，沟道磨损痕迹如图20所示。对于实际支承刚度的轴承，其沟道的磨损宽度在20万次试验后达到2 mm，在40万次时达到2.5 mm；而支承刚度上限的轴承，沟道的磨损宽度40万次时只有0.93 mm，100万次时也只有1.2 mm左右。分析结果与第3节的计算结果一致，并通过图18对比可知，结果一致。弹性支承由于刚性小导致轴承沟道发生较大位移，导致钢球在沟道的运动范围变大，磨损宽度增大，磨损加剧，力矩变大，从而引起整个减振器的振动噪声。增大弹性支承的刚度，磨损宽度变小，摩擦力矩也变小。

图19 支承刚度上限时的摩擦力矩曲线

(a)实际刚度支承

(b)支承刚度上限

5 结论

针对满装无保持架悬架轴承的振动问题，分析了弹性支承下轴承的弯曲变形对轴承单元性能的影响。通过有限元法计算了不同支承刚度轴承的载荷分布、轴承变形及应力分布，并通过试验验证，得出以下结论：

1)随支承刚度增加，轴承变形减小，变形量与刚度成比例关系；

2)随支承刚度增加，在非正常沟道上运行的钢球的数量减少。当刚度增加至极限时，异常运行的钢球数量明显下降；

3)随支承刚度增加，轴承载荷的最大值增加，但即使刚度达到极限，其对应的最大应力值仍小于钢的许用应力值4 000 MPa；

4) 通过试验对比，支承刚度高的轴承沟道磨损痕迹明显小于支承刚度低的轴承，与有限元分析一致，且轴承的摩擦力矩也比支承刚度低的轴承小；

针对薄壁无保持架的轴承结构，弹性支承的刚性对轴承的性能有很大影响，在弹性支承刚度的公差范围内，增加弹性支承的刚度，能减小摩擦力矩，有效改善轴承的运行状况。