第三代轮毂轴承单元在整车疲劳试验中的强度问题分析

李凯，刘峰，黄德杰，姜金东，许京亚

(1.浙江万向精工有限公司，杭州 311202；2.长安马自达汽车有限公司，南京 211100)

汽车轮毂轴承在车辆行驶过程中起到引导车轮精确转动和承载的重要作用。随着汽车行业排放标准的日趋严格，目前市场上对紧凑化、轻量化和免维护的轮毂轴承需求日益增加，其中第三代轮毂轴承因其特殊的内、外侧双凸缘设计，可以直接通过紧固件与转向节和刹车盘连接，免去了繁琐的压装工序，使得第三代轮毂轴承成为市场上应用最广的主流产品[1-2]。

第三代轮毂轴承采用了单元化设计，在实际应用中，两侧凸缘均需要满足较高的疲劳强度。为保证终端客户产品使用的安全性，在第三代轮毂轴承批量化生产前，整车厂均需要在其试验平台上对整车进行疲劳试验以评定轮毂轴承单元的疲劳强度。对轮毂轴承制造商而言，为使其所设计的轮毂轴承单元能够顺利通过整车厂的疲劳试验，对轴承单元试验工况分析、试验载荷标定具有重要意义，能够为前端的CAE仿真设计提供重要支撑，进一步指导并优化产品设计。本文围绕初稿设计的产品在整车疲劳试验中出现的疲劳强度不足问题，联合整车厂开展了对试验载荷的标定分析，并进一步借助CAE仿真分析工具对原有的产品结构进行优化。

1 整车疲劳试验工况分析

某第三代非驱动轮毂轴承单元在汽车后制动总成中的安装特征如图1所示，其外侧凸缘与制动盘和轮辋通过车轮螺栓连接，内侧外圈与扭力梁通过内六角螺栓连接，内六角螺栓的安装方向与车轮螺栓的安装方向相反。轮毂轴承外圈在整车上的安装相位如图2所示。在整车疲劳试验中，以1 Hz频率对2只后车轮施加轴向载荷Fa±F1，如图3所示，达到75 000次循环后，要求车轮轴承不能发生断裂，其中F1=13.2 kN。结合整车疲劳强度试验加载模型(图3)，分解到单轮轴承的载荷为Fa±0.5F1，Fr=W(单轮轴荷)。

图1 非驱动轮毂轴承安装示意图

图2 轮毂轴承外圈整车安装相位

图3 整车疲劳强度试验加载示意图

2 理论计算与整车试验结果差异

通过将整车疲劳强度试验加载等效到轮毂轴承零件，可以从理论上分析轴承疲劳强度是否满足客户的需求，从而提高产品开发的成功率。

对轮毂轴承的疲劳强度进行CAE分析[3]，最薄弱部位的应力结果如图4所示。对CAE分析的拉、压应力结合对应材料的S-N寿命曲线进行计算[4]，最薄弱部位疲劳强度寿命为102 000次，远超过客户要求的75 000次，可以满足客户需求。

图4 轮毂轴承疲劳强度分析应力结果

在对应的整车疲劳强度试验中，试验至46 000次时，轮毂轴承外圈最下侧角部发生开裂，随后断裂(图5)，轮毂轴承的疲劳强度未达到客户对于整车疲劳强度试验的要求。理论分析结果与实际试验结果偏差高达54.9%。

图5 轮毂轴承外圈下侧角部断裂

3 整车疲劳强度试验载荷测试

对整车疲劳强度试验中轮毂轴承的断裂部位进行分析，轴承尺寸、表面状态、热处理质量以及材料非金属夹杂水平等均符合设计要求，可确定该疲劳断裂并非质量问题造成。从理论分析结果与实车试验结果的偏差程度来看，现有CAE分析并不能指导实际的疲劳强度设计。由于整车底盘结构的复杂性，底盘中的轮毂轴承单元受力属于超静定问题，采用理论力学对受力零件进行刚性化的处理已不再适用，即当两轮承受轴向载荷Fa时，单轮承载不能采用Fa/2的处理方法。为了更好地研究并获取在整车疲劳试验中作用于单轮的载荷，引入IMC载荷应变测试系统进行载荷的标定与测试。

3.1 载荷台架标定

搭建的整车疲劳强度模拟台架试验如图6所示，图中Rw为车轮半径，在半径处加载恒定的单轮轴重W以及垂直车身的往复轴向载荷±Fa。在试验用轮毂轴承外径及断裂部位边缘贴应变片(图7)，并采用应变标定分析的方法获取试验过程中轮毂轴承表面的实时应变。经过应变标定系统调试及标定结果的分析，建立了轴向载荷Fa与实际应变之间的关系,如图8所示[5]。

图6 轮毂轴承整车疲劳强度模拟台架试验

图7 各应变片贴片方位

图8 轮毂轴承轴向力与应变之间的关系曲线

3.2 整车疲劳试验中载荷测试

将具有相同应变标定的轮毂轴承分别装入整车左右车轮中，左右两侧轴承呈面对面布置，此时的应变片分布方位如图9所示。将引线接入接收器，进行整车疲劳试验中的应变测试(图10)，获得左右轮毂轴承在整车疲劳强度试验中的实时应变数据。如图11所示:试验时左右轮毂轴承表面应变确有差异，右侧轮毂轴承应变幅值要高于左侧，且应变波峰与波谷不对称，右侧波形中心偏置为总幅值的-2.94%。可以推测，实际受力状况并非±Fa，而是约F谷=-1.125F峰。

图9 整车测试时轮毂轴承应变片分布方位

图10 整车中的轮毂轴承标定、试验模型

根据测试结果制作出失效部位附近应变片③的应变结果(表1)。根据表1与图8得到整车试验中车轮半径处的载荷见表2，则右侧轮毂轴承受力F峰=+9.47 kN=0.717F1，F谷=-10.37 kN=-0.786F1，较初始分析条件存在43.4%的增量[6]。

图11 轮毂轴承应变测试曲线

表1 应变片③的测试结果(右)

2)最大应变与最小应变的差值。

表2 相同应变下的轴向力对比(右)

4 产品设计优化与试验论证

将测试获取的实际受载F峰/F谷及W重新作为CAE分析的输入，对轮毂轴承薄弱部位的应力进行分析，结果如图12所示。对断裂部位的拉、压应力结合对应材料的S-N寿命曲线进行计算，得到该部位疲劳强度寿命为43 900次，与整车实际疲劳强度寿命的偏差为-4.78%，仿真分析准确性大幅提高。同时可以看出，理论分析薄弱部位与断裂起始位置A/B区(图13)吻合。

图12 更新CAE分析条件后的轮毂轴承疲劳强度分析

图13 轮毂轴承外圈裂纹起始位置(A/B区)

基于CAE分析，对轴承进行设计优化。首先针对A/B区进行优化，将薄弱部位的凹陷部分补平(图14)。采用修正后的CAE分析方法重新计算，得到轴承疲劳寿命为56 100次，提升了27.8%，但仍不能满足整车疲劳强度寿命要求。继续将薄弱部位的凸缘厚度由12 mm增加至14 mm，再次进行理论分析计算，得到轴承的疲劳寿命为82 100次，较初始状态提升87%，可满足整车疲劳强度试验的寿命需求。

图14 薄弱部位设计优化

由此，确定了设计优化方案，并将新状态的轮毂轴承再次装入后左右车轮，进行相同的整车疲劳强度试验，达到75 000次循环后试验正常停止，轮毂轴承未出现任何形式的失效。

4 结束语

轮毂轴承为整车中重要的安全部件，其疲劳强度关系到整车的疲劳强度性能，理论分析的准确性对高强度轮毂轴承的设计有着关键性影响。

在整车疲劳强度试验中，左右轮毂轴承所受的疲劳损伤并不相等，且在相同循环内受力的波峰与波谷的平均值并不为零。理论分析输入条件与实际受载条件的不一致，将使得理论分析结果与实际试验结果的误差变大。本文通过应变标定分析法获取整车试验中轮毂轴承的实时受载条件，并修正理论分析方法，使理论分析结果与实际试验结果的误差降低至-4.78%。疲劳强度分析准确性的提升，证明了应变标定分析法的有效性，为设计高强度轮毂轴承单元提供了一种新的方法与思路。