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载重汽车转向前轮载荷谱疲劳寿命的研究

 论文栏目:汽车工程发展论文     更新时间:2012-10-30 9:39:36   

本文作者:王国权 张红松 张良城 单位:北京信息科技大学机电工程学院 北京福田戴姆勒汽车有限公司 北汽福田汽车股份有限公司

前言

转向前桥是汽车重要的总成和主要承载件,由前轴、转向节、转向主销和转向节轴承等零部件组成,两端由车轮支撑,中间承受板簧的载荷。转向前桥的左、右转向节分别通过内、外两个圆锥滚子轴承支撑到轮毂上,内、外圈分别与转向节和轮毂过盈配合,通过轮毂内圈和转向节端面进行轴向定位,为轮毂的转动提供精确引导。汽车行驶过程中,转向前桥所处的工作环境恶劣,承受的载荷复杂,除主要承受弯曲应力外,还要承受转向制动的冲击负荷,汽车紧急制动时前轴负荷转移系数可达1.6,下坡紧急制动时前轴将承受汽车整车负荷的2/3。这些载荷都要传递到转向节轴承上,使转向节轴承承受着复杂的轴向载荷和径向载荷。轴承的强度、刚度和可靠性直接影响整车的使用性能和行车安全[1]。与世界领先品牌的商用车相比,国内重型载货汽车的整体品质还有很大差距。国外先进重型载货汽车前桥(包括转向节)的平均寿命(MTTF)一般在30万km以上,而国产同类汽车由于实际使用过程中严重超载,前桥总成系统的MTTF还不到10万km。统计表明,国产7.5t转向前桥的故障主要是制动鼓裂纹、失圆、轮毂轴承烧蚀、磨损、破裂、轴承油封老化、漏油和轮毂异常磨损等,它们都与轮毂轴承失效有关。但目前国内针对轮毂轴承疲劳损伤的理论分析不多,轮毂的设计和轴承的选择还是传统的经验方法。按照重型载货汽车销售的市场统计规律,产品寿命提高1/3,其利润可增加50%以上。因此利用有限元方法对轮毂轴承进行载荷分析和疲劳寿命计算,掌握在实际工况下的承载规律,对提高转向前桥的设计水平具有极为重要的意义。

1转向前桥轮毂轴承载荷谱分析

7.5t转向前桥主要用于总质量16t以上的重型载货汽车,如普通载货汽车、集装箱货车、自卸车、牵引车和混凝土搅拌车等工程车辆。普通载货汽车、集装箱货车和牵引车主要行驶在等级公路上,车桥载荷基本上是稳态的随机过程;自卸车、混凝土搅拌车常行驶在矿山、建筑工地等非等级路面上,路况条件恶劣,载荷更为复杂。因此载荷谱的确定应尽可能全面地考虑各种使用工况[2]。通过对国内该类汽车用户使用情况的调查并参照国外同类型车辆的设计道路载荷谱,前桥的载荷可按照等级路面连续行驶和特定路面一次性载荷输入两种类型来分析。等级路面选择国标GB/T7031—2005规定的B、C和D级3种路面行驶工况,特定路面输入选择过坑、制动和侧滑制动等工况[3]。表1为某重型汽车载荷工况,各工况载荷计算条件和额定行驶里程为10万km时车轮的转速参数。用动力学仿真软件ADAMS建立满载时前桥负荷为7.5t时的整车仿真模型,计算上述工况时转向节轮毂轴承中心部位的载荷,图1是汽车以30km/h的速度在D级路面行驶时的载荷曲线。

2轴承疲劳分析理论

轴承的寿命取决于其材料的强度特性、承载情况、零件的表面质量、装配情况、润滑条件和工作环境等。文献[4]中开发了轴承寿命计算的第一个理论模型,该模型可用一简单公式预估轴承的寿命:L10=(C/P)ε(1)式中:L10为一批轴承中90%可达到的疲劳寿命;C为轴承的额定动载荷;P为轴承的当量动载荷;ε为接触常数,对于点接触:ε=3,对于线接触:ε=10/3。进一步考虑轴承材料、零部件制造精度、接触表面微观几何形状、润滑剂的类型和运转温度等因素,文献[5]和文献[6]中对上述模型作了修正,得到Ioannidis-Harris轴承寿命模型。式中:LnM为可靠度等于(100-n)%修正基本额定寿命;A1为可靠度修正寿命系数;AISO为包含了材料、润滑、污染和运转温度等因素修正后的寿命系数;L10为一批轴承中90%可以达到的疲劳寿命。

3转向前桥轮毂轴承疲劳寿命分析

7.5t转向前桥轮毂轴承有内、外两种:外轴承用32310,内圈安装在转向节的小端,配合公差为50+0-0.016,外圈安装在轮毂轴承座中,配合公差为110-0.048-0.078;内轴承用32314,内圈安装在转向节的大端,配合公差为110-0.048-0.078,外圈安装在轮毂轴承座中,配合公差为150-0.077-0.170。因该车设计的最高车速为90km/h,故前桥轮毂轴承的转速低于450r/min,属于低速轴承;汽车行驶时,轴承承受的轴向载荷和径向载荷较小,不会引起明显的永久变形;有轴向预紧,使所有滚子都承受载荷,安装后的内部游隙基本为零;具有良好的润滑,轴承的损伤是疲劳损伤。因此,可用轴承分析软件Romax的ISO281轴承疲劳寿命预测方法和RomaxAdjusted(修正ISO281)方法来分析轮毂轴承内、外圈和滚子的承载与疲劳情况[8]。Romax软件要求采用恒定的载荷进行疲劳寿命计算,这里采用求载荷均方值的方法:Xrms=,将轴承的动态载荷进行等效转换,得到汽车在各种行驶工况下的载荷数据,如表2和表3所示。根据转向前桥总成的CAD模型,用HyperMesh软件对其进行网格划分,然后将其导入Romax软件中,两端轮毂轴承按表2和表3的数据施加载荷,板簧座的支撑根据钢板弹簧的刚度采用6向刚性支撑,用ISOVG6800作为润滑条件,建立转向前桥轮毂轴承的Romax的仿真模型,如图2所示。

4轮毂轴承疲劳寿命的仿真计算

用Romax软件计算得到额定载荷时轮毂轴承在不同工况下的疲劳损伤和寿命,如图3和图4所示。图中L表示左侧轴承,R表示右侧轴承。从图3和图4可知,在90%可靠度条件下,额定载荷时轮毂内侧轴承的损伤普遍较小,能满足疲劳寿命的要求。但外侧轴承的损伤较大,按照10万km的行驶里程的要求,损伤已超过100%,不能满足设计要求。图5为右侧外轴承各种承载工况的疲劳损伤情况。可见,C级和D级路面对轴承损伤更为严重。表4列举了D级路面时轴承的内外圈的错位量,轴承内圈与轮毂轴在x方向错位量为11.821×10-3rad,由于错位导致了滚子承载不均匀。图6是轴承中内外滚道间17个滚子载荷P分布的雷达图,图上标记点分别为各个滚子所承受的径向载荷,单位为N。对于每个滚子来说,它承受的内、外滚道载荷大小基本一样,故两种标记基本重合。17个滚子承受的具体载荷数值见表5,汽车在D级路面行驶时,滚子与内、外滚道之间的最大的接触载荷为18kN,最小为287.1N。轴承内圈挡肩上的最大轴向载荷为1169.7N,最小为18.7N,其合力方向与旋转轴线存在偏心距,产生的弯曲力矩导致轴承内圈倾斜,轴承旋转过程中,内圈产生微幅振动,致使滚子的承载条件进一步恶化。图7和图8表示了各滚子与轴承内圈、外圈的接触应力分布情况。由图可见,额定载荷下,右侧轮毂外轴承内、外滚道上的最大接触应力分别为2188和1903MPa。沿滚子长度方向,轴承内、外滚道上的接触应力分布不均匀,在内、外滚道上皆出现明显的接触应力为0的区域。图9和图10分别为轴承内、外圈接触应力分布云图。由图可见,内、外滚道上的最大接触应力分别为2188和1903MPa(与滚子的最大接触应力对应),但轴承内、外圈上有1/3部位的应力为零。这表明右侧轮毂轴承实际工作中不是17个滚子都在承受载荷,部分滚子工作状况恶劣,部分滚子承载为零。轴承内外圈的接触区域存在严重的偏载现象,从而使内外圈产生严重的应力集中。

5结论

确定了某重型载货汽车转向前桥轮毂轴承的载荷谱。用Romax软件建立了轮毂轴承疲劳强度仿真模型,分别按ISO281和修正的ISO281计算了7.5t转向前桥额定载荷下轮毂轴承疲劳损伤和疲劳寿命。发现该转向前桥的两个内轮毂轴承满足设计要求,但两个外轮毂轴承均不能满足要求:汽车在低等级路面行驶时,轴承内外圈有明显的错位,各滚子承载不均匀,部分滚子承载为零,轴承内圈挡肩承受偏载,内、外圈存在严重的应力集中,恶化了滚子的承载条件。应确定合理的预紧力,以保证所有圆锥滚子均匀承载,从而减小内外圈的应力集中。


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