（机械工程专业论文）轿车轮毂轴承寿命计算及其耐久性试验研究.pdf

摘要 摘要 本课题为满足轿车主机市场开发和企业提升技术水平的需要，在继承、吸 收现有技术开发经验及国内外轿车厂的技术规范的基础上， 对轿车轮毅轴承的 寿命计算方法及台架试验开展了研究。 轿车轮毅轴承作为轿车承重和传导的非常重要的安全部件，正在向集成 化、高可靠性、高性能、低成本方向发展。对轴承规定的性能要求的最终确认 取决于台架及实车试验结果。 进行基于轿车行驶实况的寿命分析计算以及通过 台架试验对轮毅轴承的各种性能加以试验和评定， 最后取得 o e m 的批准认可 是主机配套市场开发过程中的一项非常重要工作。 轿车轮毅轴承的理论寿命计算建立在整车各种参数的基础上。 本文引入了 轿车侧向加速度，并基于此计算轿车轮胎载荷， 使轮胎载荷的计算更符合实车 行驶条件。其次，本文在轮毅轴承的零游隙状态下完成轴承的受力分析以及系 统寿命计算。同时，作为日后进一步深入研究之基础，本文亦对轮毅轴承在预 压 ( 负游隙)状态下的轴承载荷作了推导、分析，推导了用于求解轴承载荷的 非线性方程组。 本文还对轮毅轴承的耐久性( 台架) 试验设计思路和试验方案进行了研究。 在满足加速寿命试验准则并有效地缩短台架试验时间的前提下， 通过改变侧向 加速度的使用率但保持侧向加速度最大值不变设计台架试验载荷谱。 根据本文研究成果并结合工程实际，文中给出了应用实例。依据本文而完 成的产品开发文件获得了主机客户的认可。同时，台架试验方案也在企业得到 了推广应用。 关键词 轿车;轮毅轴承 :寿命 ;侧 向加速度 ;台架试验 ; 华南理工大学工程硕士学位论文 abs t r a c t t o f u l f i l l t h eou r a b i l i t y , t h e ser vi ce a u t o mo t i v e m a n u f a c t u r e r r e q u i r e me n t a n d p r o m o t e l i f e c a l c u l a t i o n a n d b e n c h t e s t r e s e a r c h we r e c a r r i e do u t , r l i f e ; t r a n s v e r s e a c c e l e r a t i o n ; be n c h t e s t : 华南理工大学 学位论文原创性声明 本人郑重声明:所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行 研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本 论文不包含任何其他个人或集体己经发表或撰写的成果作品。对本 文的研究做出重要贡献的个人和集体，均己在文中以明确方式标明。 本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作 者 签 名 : jl l ”件 日 期 : 升 “ 年 / 2 月7 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定， 同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子 版，允许论文被查阅和借阅。本人授权华南理工大学可以将本学位 论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、 缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 保密口，在年解密后适用本授权书。 本学位论文属于 不保密威 ( 请在以上相应方框内打 “jn ) 作 者 签 名 : - , , * i 导师签名 :杯多 日 期 : 年 “ 月 夕 日 日 期 a 0zf * j -2- y 尸 日 术语及符 号 术语及符号 含义 幸存概率或轴承两承载点的距离 ( 单位: mm) 接触椭圆长半轴 最大交变剪切应 力深度 次表面最大正交剪切应力 滚道接触长度或轿车行驶过程 中的轮胎有 效周长 转数/ 载荷周期数 单位 n/ 劝 ” 二 2 威 布 尔( w e i b u l l ， 指 数 ; 球 轴 承 取 。 一 % t o 的指数 s k f应力寿命系数 重力加速度 当量动载荷 疲劳载荷极限 污染系数 位移或接触变形 沟道曲率中心间的距离 轴承外载荷 轴向载荷积分函数 ， 滚 子 轴 承 取 “ 一 % 以sazo几in召c a 9 k f 9 .8 加/ s , gp几从占a 径 向载荷积分函数 载荷一位移常数;轴向载荷一位移常数或寿命加速等效系数 载荷一位移指数;对点接触n = 1 .5 ，对点接触n = 1 . 1 1 钢球和滚子载荷 f几去knq 沟道 曲率半径 内外圈沟道曲率中心位置之间的距离或轮毅中心对轴承中心的偏移 量，即轮毅偏移量。 “ 。初始接触角 r a d , 0 华南理工大学工程硕十学位论文 安装后 的接触角r a d , 0 mmrad，orad，o 位移或接触变形 载荷分布函数 位置角 方位角 nnnhr mmmm如mmmm 可靠度为 9 0 %的疲劳寿命 可靠性系数 材料系数 使用条件系数或称润滑系数 侧向加速度 ( 转弯加速度) ，右转弯为正值。 轴承轴向载荷 轴承径向载荷 作用于轮胎的轴向载荷 ( 轴向的路面反作用力) 作用于轮胎的径向载荷 ( 径向的路面反作用力) 以小时数表示的可靠度为9 0 %的疲劳寿命 轮毅中心( 轮胎中心) 到外侧 ( 列) 轴承承载点的距离 轮毅中心( 轮胎中心) 到内侧 ( 列) 轴承承载点的距离 轴承钢球 中心之间的距离 车辆重心 质心)对地面的高度 受载后的轮胎半径 轮距 满载后前轴或后轴重量 侧 向坡道 角 转弯 半径 载荷系数 轴承 ( 径向)当量动载荷 轴承平均 径向)当量动载荷 径向载荷系数 轴 向载荷系数 钢球直径 轴承节圆直径 百万转 - i s x n ?尹编气气气raf，凡rz编b气h凡tw刀 r nm nn m m r，斤尸凡xy马心 术语及符号 nnn 叮 下标 沪 n 每列钢球数 ( 粒) 钢球列数( 本例 i = 2 ) 基本额定动载荷 单列轴承基本额定动载荷 基本额定静载荷 威布尔分布特征寿命 cqco 表示角位置 表示与法 向载荷相 同的方 向 表示外沟道 表示 内沟道或套圈角位置 外列轴承 内列轴承 表示轴 向 表示径 向 表示左 ( 轮) 表示右 ( 轮) .12口rlr 第一章绪论 1 1 项目来源 第一章绪论 轿车轮毂轴承( 图1 1 ) 是轿车极为关键的零部件之一。它影响整车可靠 性，有各种性能、检验项目，对轴承规定的性能要求的最终确认取决于台架 ( b e n c ht e s t ) 及实车( t e s to na c t u a lt r u c k ，国内称之为：路试) 试验结果。 因此，对轴承制造厂来说，完成基于轿车行驶实况的寿命分析计算以及通过台 架试验对轮毂轴承的各种性能加以试验和评定并取得o e m 的批准认可是主机配 套市场开发过程中的一项重要工作。 ( a ) 轿车轮毂轴承( b ) 驱动轮中的轮毂轴承( c ) 从动轮中的轮毂轴承 ( a ) a u t o m o t i v ew h e e lb e a r i n g s ( b ) f r o n t w h e e lb e a r i n g sl a y o u t ( c ) r e a r w h e e l b e a r i n g sl a y o u t 图1 - 1 轿车轮毂轴承 f i g 1 - 1a u t o m o t i v ew h e e lb e a r i n g s 轿车轮毂轴承的使用性能不仅取决于轴承本身的材料、加工和润滑脂、密 封装置的功能，还取决于其周围的部件和使用条件。后者包括：整车重量、载 荷、速度、温度及路况，也就是说，轴承在诸多参数条件下工作，而这些参数 是无法精确知道的。台架试验与设计、制造一起，都是轮毂轴承开发总体的一 部分。为了有效的降低开发风险并早期识别潜在的失效模式，需要在产品质量 先期策划( a d v a n c e dp r o d u c tq u a l i t yd e v e l o p m e n t ，a p o p ) 阶段特别是在样 件制造完毕后开展台架试验。 华南理工大学工程硕士学位论文 满足主机市场和企业发展的需要。作者所在的工作单位一韶关东南轴承有 限公司( 以下简称i b 公司) 是中国最大的轿车轮毂轴承制造商之一，但是到 目前为止，其主要市场仍然是售后维修市场及低档轿车主枫市场，产品主要通 过经销商到达最终用户手中。近年来i b 公司加快了开辟国内外主机( o e m 厂) 市场的步伐。国内、外主机厂无一例外将产品开发能力尤其是基于轿车行驶实 况的寿命计算、台架试验技术能力( 包括设计试验方案、试验数据处理等) 作 为选择、开发轮毂轴承供应商的先决条件。i b 公司在与主机厂合作开发的过程 中积累了一定的产品开发和台架试验的经验，同时也深亥4 的认识到：要成功地 进入中、高档轿车主机市场，必须高度重视产品开发过程中的台架试验工作， 并且要向顾客提供完备、全面的理论计算、试验数据和试验报告。没有完备的 台架试验报告就不可能获得顾客对我们的产品和质量保证能力的信任，主机配 套也就无从谈起。对此，i b 公司有过惨痛的教训，2 0 0 2 年与法国著名轿车底 盘制造商a c i ( a u t o c h a s s i s i n t e r n a t i o n a l ) 的项目开发过程中，因为不能够提 供完备的试验数据和轴承理论寿命计算结果而失去了为雷诺x 9 0 轿车( 注： x 9 0 轿车为中档轿车) 配套的宝贵机会。 轿车轮毂轴承的寿命分析必须建立在轿车行驶条件下的轮胎载荷准确计 算分析的基础上。此外，为了获得整体寿命最大化，轮毂轴承在使用前实施了 定位预紧，轴承在一定的预载荷( 负的轴向游隙) 条件下工作。预紧状态下的 轿车轮毂轴承为静不定系统，需要采用数值方法求解轴承载荷，计算比较复杂。 实际上，在零游隙状态下进行轴承受力并在此基础上计算轴承系统寿命具有相 当的准确性w ，便于工程应用。 本文在轮毂轴承的零游隙状态下完成系统寿命计算，并提出轮毂轴承的耐久性( 台 架) 试验方案。同时，作为日后进一步深入研究之基础，本文亦对轮毂轴承在预紧( 负 游隙) 状态下的轴承载荷作了推导、分析，推导了用于求解轴承受力的非线性方程组。 1 2 轿车轮毂轴承的发展历史及现状 轿车轮毂轴承的最早应用可追溯到1 9 3 6 年，即雪铁龙( c i t r s e n ) 轿车那 个时代。s k f 研制成功的四门轿车1 i c v 驱动前轮是目前轮毂轴承单元的始祖。 在那时，对于大多数驱动前轮来说，仍需常调整轴承的间隙。随着前置前驱动 ( f f 化) 轿车的飞速发展，轮毂轴承发生了很大的变化。以往每一个车轮都使 用两套圆锥滚子轴承或两套向心球轴承，现在则都单元化了，以整体组装形式 使用，并且轮毂轴承单元结构形式也向多样化发展( 见图卜2 轿车轮毂轴承的 结构演化) 。目前使用的轮毂轴承单元，根据其结构型式和变化分成三代，分 2 第一章绪论 别称为第1 代、第2 代、第3 代。 ( a ) 第一代轿车轮毂轴承( b ) 第二代轿车轮毂轴承( c ) 第三代轿车轮毂轴承 ( a ) g e ntw h e e lb e a r i n g s ( b ) g e n2w h e e lb e a r i n g s ( c ) g e n3w h e e lb e a r in g s 图卜2 轿车轮毂轴承的结构演化 f i g 1 - 2t h ee v o l u t i o no fa u t o m o t i v ew h e e lb e a r i n g s 第l 代轮毂轴承单元是外圈整体型双列轴承( 两个内圈) 、预填润滑脂、 带密封的普通型轴承。这种结构的主要特点是可靠、有效载荷间距短、易安装、 无需调整、结构紧凑等。第2 代轮毂轴承单元是将与轴承相配合的零件即轮毂 或转向节与轴承套圈制成一体的结构型式，比起第t 代则是更加轻量化、小型 化的单元。到上世纪8 0 年代，第1 、2 代轮毂轴承单元在欧洲、美国、日本已 经达到相当的实用化阶段。目前，我国引进车型大多采用上述两种轴承单元。 上世纪7 0 年代初期，欧洲轿车工业开始对结构更紧凑的轻型轿车感兴趣。为 了适应将来的要求，尤其是对驱动轮，第3 代轮毂轴承单元随即被研究开发出 来。第3 代轮毂轴承单元即是把与轴承相配合的零件即轮毂、转向节与轴承套 圈制成整体化的型式，是继第2 代又进一步发展的轴承单元，在轻量化、可靠 性、刚性以及安装使用方面比第1 、2 代轮毂轴承单元具有显著优越性。目前， 第3 代轮毂轴承单元在欧美也已经逐渐实用化，同时，它还可以应用于非驱动 轮。第4 代轮毂轴承单元是把等速万向节( c v j ) 与轴承做成整体化，这种型 式引人注目的是废除了轮毂花键轴，更加小型化以及使之安装更加合理的结 构。这样，轴承制造商可以把变速箱侧的等速万向节一起安装好供货，大大地 减少了装配工时。第4 代轮毂轴承单元距离实用化已经不远。 如前所述，轿车轮毂轴承作为轿车承重和传导的非常重要的安全部件，正 在向集成化、高可靠性、高性能、低成本方向发展。总体来说，对轿车轮毂轴 承的要求大致如下： 3 华南理工大学工程硕士学位论文 易于安装，不需要调整轴承组装间隙( 过去选择间隙形式或按照力矩调 整间隙) 。 高可靠性寿命，追求与整车等寿命，寿命目标要求在1 5 万公里以上( 9 0 的可靠性，下同) ，甚至要求达到3 0 万公里。 轻量化和小型化，而且轴承的载荷容量大。 预注高性能润滑脂，终生润滑，免维护。 减少零件数，降低整体成本。 当轮毂轴承轴向宽度与径向横截面高度安装空间比率小于2 5 时，几乎总 是选择双列角接触球轴承晴1 ，其优点如下： 在轴向上要求空间小，跨距大，因此，由于接触角大而具有高转矩载荷 能力 轴承的总重量小 适用于轴承单元集成化，与圆锥滚子轴承相比，其法兰可更容易集成化， 尤其是内圈。 1 3 研究现状 轿车轮毁轴承一般是一种双列角接触球轴承，一套轴承即可实现轮毂的双 向定位要求，且轴向径向刚度均较高，是一种技术含量高附加值高的轴承产品。 为了能实现对轿车轮毂捉供精确导向以及为了实现自身的高可靠性长寿命，这 种轴承除了要采用l u n d b e g p a l m g r e n 寿命理论进行轴承的额定动载荷、额定 静载荷设计外，在设计时还必须要确定出合适的轴向定位预紧，而且在工艺过 程中要采用相关技术措施，使轴承在装配完毕即实现了轴向定位预紧要求。 近年来，大容量高速的计算机的出现加速了分析技术的发展，其实用化使 数值分析成为设计者的有力工具。因为在静力学中引进了流体润滑理论( e h l ) ， 理论研究从静力学发展到动力学。通过摩擦力模型的分析，可以估算出各接触 部位的摩擦力，从而能对滚动体的自旋、滑动和保持架等进行运动分析及发热 计算。1 。数值优化技术在处理离散的设计变量、整体性能优化方面显示了极大 的优势，在国外已经得到了广泛的应用。用于预测滚动轴承性能的c a e ( 计算 机辅助工程) 技术得到不断的发展，出现了许多c a e 工具，如s h a b e r t h 、c o b r a 、 b r a i n 和a d o r e 。这些c a e 工具和许多固有的分析程序被设计者用来分析多种 不同的设计。作为分析轴承运动状态的典型程序一g u p t a 开发的a d o r e 程序， 可把运转中的轴承至于6 个自由度的系统中进行快速而详细的跟踪。国外轴承 制造商在产品开发研究中较多地应用了有限元分析、数值计算、计算机模拟仿 真等技术，同时采用了动态试验技术。 4 华南理工大学工程硕士学位论文 易于安装，不需要调整轴承组装间隙 ( 过去选择间隙形式或按照力矩调 整 间隙 ) 。 高可靠性寿命， 追求与整车等寿命， 寿命目标要求在 1 5 万公里以上( 9 0 % 的可靠性，下同) ，甚至要求达到 3 0万公里。 轻量化和小型化，而且轴承的载荷容量大。 预注高性能润滑脂，终生润滑，免维护。 减少零件数，降低整体成本。 当轮毅轴承轴向宽度与径向横截面高度安装空间比率小于2 . 5 时， 几乎总 是选择双列角接触球轴承l 幻 ， 其优点如下: 在轴向上要求空间小，跨距大，因此，由于接触角大而具有高转矩载荷 能力 轴承的总重量小 适用于轴承单元集成化， 与圆锥滚子轴承相比， 其法兰可更容易集成化， 尤其是内圈。 1 . 3研究现状 轿车轮毅轴承一般是一种双列角接触球轴承，一套轴承即可实现轮毅的双 向定位要求， 且轴向径向刚度均较高， 是一种技术含量高附加值高的轴承产品。 为了能实现对轿车轮毅捉供精确导向以及为了实现自身的高可靠性长寿命， 这 种轴承除了要采用 l u n d b e g - p a l m g r e n寿命理论进行轴承的额定动载荷、额定 静载荷设计外，在设计时还必须要确定出合适的轴向定位预紧，而且在工艺过 程中要采用相关技术措施，使轴承在装配完毕即实现了轴向定位预紧要求。 近年来，大容量高速的计算机的出现加速了分析技术的发展， 其实用化使 数值分析成为设计者的有力工具。 因为在静力学中引进了流体润滑理论( e h l ) , 理论研究从静力学发展到动力学。通过摩擦力模型的分析，可以估算出各接触 部位的摩擦力，从而能对滚动体的自旋、 滑动和保持架等进行运动分析及发热 计算 。 ， 。数值优化技术在处理离散的设计变量、整体性能优化方面显示了极大 的优势，在国外己经得到了广泛的应用。用于预测滚动轴承性能的c a e( 计算 机辅助工程) 技术得到不断的发展、 出现了许多c a e 工具， 如 s h a b e r t h , c o b r a , b r a i n 和a d o r e 。这些c a e 工具和许多固有的分析程序被设计者用来分析多种 不同的设计。作为分析轴承运动状态的典型程序一g u p t a 开发的a d o r e 程序， 可把运转中的轴承至于 6个自由度的系统中进行快速而详细的跟踪。 国外轴承 制造商在产品开发研究中较多地应用了有限元分析、数值计算、计算机模拟仿 真等技术 ，同时采用 了动态试验技术 。 第一章 绪论 韩国的d o n g - n o o n c h o i 等人提出了用遗传算法确定第 1 代轿车轮毅轴承 单元离散设计变量的一种设计方法。在不增大安装空间、满足各种特性要求和 几何设计约束的条件下，求解离散优化问题以使系统寿命达到最长。这种方法 确立了基于遗传算法的计算过程自动搜寻 7 个设计变量 ( 球数、初始接触角、 标准球径、节圆直径、预载荷、球中心距和轮偏移量 ) 。同时，开发了实现这 一计算过程的计算机程序 o s k f 公司、 n t n 公司、 s n r 公司等著名轴承制造商 对轮毅轴承的系统寿命进行了系统的研究，分析了预紧载荷、偏心距、轴承轴 向间隙、 紧固螺母力矩等诸多变量对轴承系统寿命的影响。国外n s k 公司一直 应用有限元分析技术进行轴承设计开发。 为了进一步减少第 3 代轮毅轴承单元 的重量和尺寸，并且提高其可靠性，n s k公司开发了端部旋压成形的第 3 代轮 毅轴承 。 轮毅轴承的计算、试验是建立在轿车工业所提供的整车状况、载荷谱和轿 车轮毅轴承制造商自己独立研究制订的试验技术标准、程序的基础上。s k f公 司一直积极地致力于先进的轿车轮毅轴承单元的开发， 通过对轿车轮毅轴承结 构和扭矩传送功能方面的改进，使轮毅轴承的单元化的趋势越来越明显。 在荷 兰的s k f公司工程与研究中心 ( e r c )的s k f 性能试验设备，由于其规模大以 及采用了先进的技术，在轴承行业中是独一无二的。这些装备配备了具有广泛 适应性的测量仪器和先进的失效分析装置。s k f的 e r c的试验采用静力学或动 力学的试验台，在模拟工作环境重要参数的条件下进行试验研究，试验研究可 从比较简单的程序试验或单参数试验直到复杂的、全动力学模拟。为了保证轮 毅轴承有足够的使用寿命和在所有峰值载荷条件下发挥其应有功能，s k f开发 了在轿车轮毅轴承单元的研制阶段就能确定其性能的先进测试技术。 这种先进 的测试技术提供了能准确模拟轮毅轴承实际运行状况的动态模拟试验 ( d y a n a ) 方法，以便真实地评估新单元的性能并提供预期使用寿命的准确信息。d y a n a 动态模拟试验系统把作用于轮毅轴承和等速万向节组件上的6 种最重要的载荷 和方位参数施加到轴承、轮毅、等速万向节、驱动轴和插接连接件组成的4 个 试 件 上 6 。 在轿车轮毅轴承理论研究方面，国外的水平要远远领先于我国。目前，我 国关键重要的轿车零部件主要依赖进口， 轿车零部件的制造仍然很大程度上停 留在低级仿制阶段，缺少自主知识产权。入世后，轿车零部件企业将面临巨大 的压力和挑战。以主机市场为导向，发展拥有自主知识产权的产品，变被动开 发为主动开发，将成为轿车零部件制造商的当务之急。我国众多的轿车轴承制 造厂家在轿车轴承方面缺乏系统、 深入研究，因而也就不具备真正的开发创新 能力。轿车轮毅轴承设计开发往往采取是依据 国外样品测绘结果确定产品图 样，对产品的具体使用工况和安装配合要求研究、分析不足，更谈不上对产品 华南理工大学工程硕士学位论文 的系统寿命及其影响因素做出分析和评定了。同时，受技术开发能力、制造水 平和质量保证能力的制约， 国内的轿车轮毅轴承制造商市场主要定位在售后维 修市场及低档轿车市场。因为没有直接面对中高档轿车主机的更严格的要求， 这一市场定位状况反过来也制约着我国轮毅轴承研究开发技术水平的提高。 轿 车制造厂公开要求包括轴承在内的各种零件，至少要有数年的无条件保用期， 因此，这等于要求轴承有更高的可靠性。目前，我国轮毅轴承的实际寿命大约 在 1 0 万公里左右， 汽车行业要求轮毅轴承等重要部件的质量保证期为 3 年或 6 万公里的保修期。国外的轿车主机制造商则往往要求在 1 5万公里的行车里程 里不更换轮毅轴承 ( 日本的通用标准为 巧 万公里) ，欧洲有些轿车制造商甚至 要求 3 0万公里以上。例如，雷诺公司要求为新推出的 x 9 0车配套的轮毅轴承 3 0 万公里的寿命目标。 因为我国的轿车工业落后、轿车轴承开发和制造起步晚 ( 自上世纪9 0 年 代中期)以及缺少主机配套 ( 尤其是与国外主机配套)经验等原因，众多轿车 轮毅轴承制造厂尚未掌握实车行驶状态下的轮毅轴承寿命分析方法。 开展台架 试验的重要性在近两年才逐步被众多轿车轴承厂家所认识和接受， 国内轿车轮 毅轴承制造厂尚未掌握系统、 成熟的台架试验技术，目前仅仅能够依据顾客提 供的试验规范开展试验。由于不能向顾客提供准确的理论寿命计算和分析数 据，其试验报告的说服力大打折扣，甚至不被 o e m认可。杭州轴承试验研究中 心参照德国大众轿车有限公司p v w - 2 0 0 6 标准对桑塔纳及桑塔纳2 0 0 0 轿车前轮 毅轴承进行疲劳寿命加速试验研究， 应用完全加速试验规范进行额定动载荷承 载能力寿命试验对比分析，试验结果符合 l u n d b e r g - p a l m g r e n 寿命理论，并用 德国大众轿车有限公司的评价标准 p v w - 2 0 0 6 对试验数据做出了正确的评价， 评价结果得到上海大众轿车有限公司和上海汇众轿车制造有限公司的认可 创 。 个别厂家 ( 如浙江万向汽车轴承公司)在与国外底盘制造商合作，按照国外合 作伙伴提供的技术方案开展试验。 自2 0 0 1年起，i b公司陆续购置了轿车轮毅轴承系列台架试验机，并利用 该试验机按照顾客提供的试验规范开展了的一般耐久性、高温耐久性试验、弯 曲疲劳、密封性能试验等项目。同时，i b 公司在近几年主机项目开发经验的基 础上，运用汽车构造及汽车动力学理论、滚动轴承寿命理论、强化 ( 加速)试 验、概率论等知识，对轿车轮毅轴承的寿命计算方法、台架试验方法开展了研 究，完成了轮胎载荷分析、轴承载荷分析、理论寿命 ( 台架和实车)计算、载 荷谱设计等关键部分工作。 第一章 绪论 1 . 4应用价值 本课题研究结果可直接作为进行轿车轮毅轴承寿命计算的参考， 使企业初 步具备自主开发能力，为企业进入中高档轿车主机市场创造条件。对比国内目 前技术现状，国内在寿命计算方面尚未能建立基于整车实况的计算方法，尤其 在轮胎载荷和轮毅轴承载荷分析确定的关键问题上采用了经验系数的简化方 法，因而由此推导的试验方案与实车行驶条件相符性差。 有助于建立轿车轮毅轴承疲劳寿命 ( 或称 “ 耐久性 ” )试验标准，提高企 业的质量保证能力。 台架试验是批量生产前有效评价轮毅轴承性能和降低开发 风险、提高主机市场开发成功率的一种产品开发技术，而且还是国际轿车业界 公认的有效质量保证方式。它可以避免由开发失误导致的重大损失，同时帮助 识别产品的潜在失效模式，帮助寻找改进产品性能的方法。在轴承耐久性试验 中， 模仿轿车真实情况下高的、交变的转向力 ( 相当于 0 . 5 5 g或更高的侧向加 速度) 施加到轮毅轴承上，综合考核轮毅轴承的设计、材料、工艺、热处理等， 最终完成轮毅轴承的疲劳寿命的评定。 华南理工大学工程硕士学位论文 第二章 滚动轴承的疲劳寿命和载荷分布 2 . 1滚动轴承的疲劳寿命 2 . 1 . 1 l u n d b e r g - p a l m g r e n 寿命理论 疲劳寿命是滚动轴承最重要的性能。目前计算轴承寿命的标准是 1 9 4 7 年 由s k f的g u s t a f l u n d b e r g 和a v i d p a l m g r e n 两人共同编制的。轴承的设计和 应用都需要分析计算评论寿命。 对给定的轴承尺寸和使用工况追求最长的疲劳 寿命是一般轴承设计的目标。在滚动轴承发展的初期，设计和性能评价是以经 验为依据的， 直到 l u n d b e r g 和 p a l m g r e n 发表滚动轴承的寿命理论才结束了滚 动轴承的经验时代。 能够预计轴承寿命并合理地选择适合于特殊应有场合的具 体轴承，在工程设计上堪称一个突破。l u n d b e r g - p a l m g r e n 的寿命理论是在 h e r t z 接触理论、 w e i b u l l 材料强度统计理论和大量实验的基础上建立起来的。 这个理论解决了滚动轴承的承载能力和疲劳寿命的计算问题， 先后为世界各国 所承认，并作为 i s o 标准，沿用至今。近几十年有了许多新的研究， 但尚未改 变这种计算方法，只是作了一些修正和补充。 疲劳寿命模式是所有轴承寿命预测的核心。 传统的裂纹产生或累积损坏模 型引用了应力幂定律来说明裂纹产生所消耗掉的寿命， 该定律对滚动接触的全 部寿命起决定性作用。 l u n d b e r g - p a l m g r e n ( 1 9 4 7 ) 应用t w e i b u l l ( 1 9 3 9 ) 金属 疲劳概率分布来建立滚动轴承寿命的随机分布基本理论， 采用下面的指数型方 程 描 述 滚 动 接 触 疲劳 寿命( s 为 幸 存 概 率 或使 用 概 率 ) 7: in 生 一 n s 十 a z o l z o ( 2 一 1 ) 上式中的应力循环次数n等于u l ，其中“ 表示每一转的应力循环次数，l 表示以转数为单位的寿命。对于特定载荷下的给定轴承，式 ( 2 - 1 )可以进一 步简化为: ( 2 - 2 ) e l n l , + i n a( 2 一 3 ) . 1一5 n ，.且 n .孟 式 ( 2 - 3 )定义了所谓的滚动轴承疲劳寿命的威布尔 ( w e i b u l l )分布。指 华南理工大学工程硕士学位论文 第二章 滚动轴承的疲劳寿命和载荷分布 2 . 1滚动轴承的疲劳寿命 2 . 1 . 1 l u n d b e r g - p a l m g r e n 寿命理论 疲劳寿命是滚动轴承最重要的性能。目前计算轴承寿命的标准是 1 9 4 7 年 由s k f的g u s t a f l u n d b e r g 和a v i d p a l m g r e n 两人共同编制的。轴承的设计和 应用都需要分析计算评论寿命。 对给定的轴承尺寸和使用工况追求最长的疲劳 寿命是一般轴承设计的目标。在滚动轴承发展的初期，设计和性能评价是以经 验为依据的， 直到 l u n d b e r g 和 p a l m g r e n 发表滚动轴承的寿命理论才结束了滚 动轴承的经验时代。 能够预计轴承寿命并合理地选择适合于特殊应有场合的具 体轴承，在工程设计上堪称一个突破。l u n d b e r g - p a l m g r e n 的寿命理论是在 h e r t z 接触理论、 w e i b u l l 材料强度统计理论和大量实验的基础上建立起来的。 这个理论解决了滚动轴承的承载能力和疲劳寿命的计算问题， 先后为世界各国 所承认，并作为 i s o 标准，沿用至今。近几十年有了许多新的研究， 但尚未改 变这种计算方法，只是作了一些修正和补充。 疲劳寿命模式是所有轴承寿命预测的核心。 传统的裂纹产生或累积损坏模 型引用了应力幂定律来说明裂纹产生所消耗掉的寿命， 该定律对滚动接触的全 部寿命起决定性作用。 l u n d b e r g - p a l m g r e n ( 1 9 4 7 ) 应用t w e i b u l l ( 1 9 3 9 ) 金属 疲劳概率分布来建立滚动轴承寿命的随机分布基本理论， 采用下面的指数型方 程 描 述 滚 动 接 触 疲劳 寿命( s 为 幸 存 概 率 或使 用 概 率 ) 7: in 生 一 n s 十 a z o l z o ( 2 一 1 ) 上式中的应力循环次数n等于u l ，其中“ 表示每一转的应力循环次数，l 表示以转数为单位的寿命。对于特定载荷下的给定轴承，式 ( 2 - 1 )可以进一 步简化为: ( 2 - 2 ) e l n l , + i n a( 2 一 3 ) . 1一5 n ，.且 n .孟 式 ( 2 - 3 )定义了所谓的滚动轴承疲劳寿命的威布尔 ( w e i b u l l )分布。指 第二章 滚动轴承的疲劳寿命和载荷分布 数e 称为w e i b u l l 斜率， 其反映轴承疲劳寿命的离散程度。 根据 l u n d b e r g 等人 的 研 究 ， 对 球 轴 承 。 一 %， 对 滚 子 轴 承 。 一 % 进一步通过替换赫兹点接触参数 ( 根据所应用的载荷和接触几何条件 ) ， 得到了滚动轴承的载荷一 寿命关系式 。 f ci l 1。 一 lp ( 2 - 4 ) 式 ( 2 - 4 )中，c代表轴承的基本额定动载荷，是取决于轴承几何条件的 个参数，p代表当量动载荷。指数 对球轴承取 3 ， 对滚子轴承取为 1 0 / 3 。在推 荐的 8 2 8 1 - ( 1 9 6 2 ) 中 i s o采用t等式( 2 - 4 ) 0 1 9 9 7 年， 来说明不同等级的可靠、材料疲劳特性和润滑状况， 准，即 i s 0 2 8 1 : 1 9 9 0 : 引入了调整系数a l , a l l a 3 从而形成 了当今使用 的标 一cp i ( 2 - 5 ) 上式，a l , a 2 , a 3 分别为可靠性系数、材料系数、使用条件系数或称润滑系 数 。 l u n d b e r g 和 p a l m g r e n 用概率统计方法处理疲劳寿命时是以下面的一些假 说为基础的: ( 1 ) 材料内部存在强度弱点， 例如非金属夹杂物和金属组织缺陷等。在交变 应力的反复作用下，这些弱点的领域出现应力集中和塑性变形， 最后形成微观 裂纹，裂纹尺寸渐渐增大并向表面扩展，最终发生疲劳剥落。 ( 2 ) 表面下z u 深度最大动态剪应力z 。 的反复作用引起了疲劳裂纹的产生和 扩展， t o 越大，破化概率越大。 ( 3 ) 、的深度z o 越大， 裂纹扩展到表面的过程愈长，破坏概率愈小。 ( 4 ) 交变应力的循环次数 n愈大，破坏概率愈大。 ( 5 ) 受应力作用的材料体积愈大，其内包含的强度弱点数目愈多，因此破坏 概 率 愈 大 的 。 2 . 1 . 2轴承疲劳寿命的简化计算方法 轴承制造商通常采用 “ 额定寿命”作为特定载荷条件下给定的轴承运转的 疲劳耐久性的度量手段。l u n d b e r g 和p a l m g r e n 的寿命计算方法可以分为两种 j清况，一种是根据轴承中的实际载荷分布，首先分别计算内外圈的寿命，再计 算整套轴承的寿命。这种方法比较精确，但也很复杂，适合于柔性支承轴承和 高速轴承等载荷分布比较特殊的情况。 对于具有刚性支承和在适当转速下工作 第二章 滚动轴承的疲劳寿命和载荷分布 数e 称为w e i b u l l 斜率， 其反映轴承疲劳寿命的离散程度。 根据 l u n d b e r g 等人 的 研 究 ， 对 球 轴 承 。 一 %， 对 滚 子 轴 承 。 一 % 进一步通过替换赫兹点接触参数 ( 根据所应用的载荷和接触几何条件 ) ， 得到了滚动轴承的载荷一 寿命关系式 。 f ci l 1。 一 lp ( 2 - 4 ) 式 ( 2 - 4 )中，c代表轴承的基本额定动载荷，是取决于轴承几何条件的 个参数，p代表当量动载荷。指数 对球轴承取 3 ， 对滚子轴承取为 1 0 / 3 。在推 荐的 8 2 8 1 - ( 1 9 6 2 ) 中 i s o采用t等式( 2 - 4 ) 0 1 9 9 7 年， 来说明不同等级的可靠、材料疲劳特性和润滑状况， 准，即 i s 0 2 8 1 : 1 9 9 0 : 引入了调整系数a l , a l l a 3 从而形成 了当今使用 的标 一cp i ( 2 - 5 ) 上式，a l , a 2 , a 3 分别为可靠性系数、材料系数、使用条件系数或称润滑系 数 。 l u n d b e r g 和 p a l m g r e n 用概率统计方法处理疲劳寿命时是以下面的一些假 说为基础的: ( 1 ) 材料内部存在强度弱点， 例如非金属夹杂物和金属组织缺陷等。在交变 应力的反复作用下，这些弱点的领域出现应力集中和塑性变形， 最后形成微观 裂纹，裂纹尺寸渐渐增大并向表面扩展，最终发生疲劳剥落。 ( 2 ) 表面下z u 深度最大动态剪应力z 。 的反复作用引起了疲劳裂纹的产生和 扩展， t o 越大，破化概率越大。 ( 3 ) 、的深度z o 越大， 裂纹扩展到表面的过程愈长，破坏概率愈小。 ( 4 ) 交变应力的循环次数 n愈大，破坏概率愈大。 ( 5 ) 受应力作用的材料体积愈大，其内包含的强度弱点数目愈多，因此破坏 概 率 愈 大 的 。 2 . 1 . 2轴承疲劳寿命的简化计算方法 轴承制造商通常采用 “ 额定寿命”作为特定载荷条件下给定的轴承运转的 疲劳耐久性的度量手段。l u n d b e r g 和p a l m g r e n 的寿命计算方法可以分为两种 j清况，一种是根据轴承中的实际载荷分布，首先分别计算内外圈的寿命，再计 算整套轴承的寿命。这种方法比较精确，但也很复杂，适合于柔性支承轴承和 高速轴承等载荷分布比较特殊的情况。 对于具有刚性支承和在适当转速下工作 华南理工大学s程硕士学位论文 的轴承，l u n d b e r g 和p a l m g r e n 给出了另一种较为近似的简化的计算方法，即 直接计算整套轴承的额定动载荷、当量动载荷和疲劳寿命，以代替第一种比较 精确但很复杂的计算方法。 滚动轴承额定寿命简化计算的基本公式即上面( 2 - 4 ) 式。 采用额定动载荷公式 ( 见3 . 1 .6 . 1 )和系数计算滚动轴承寿命( 见3 . 1 .6 ) 时， 必须满足下列限制条件: ( 1 ) 额定载荷仅适用于由淬火优质钢制造的轴承: ( 2 ) 额定寿命的计算是假定轴承的内、外圈为刚性支承; ( 3 ) 额定寿命的计算是假定轴承的内、外圈轴线相互平行; ( 4 ) 额定寿命的计算是假定运转过程中的轴承具有正常游隙值; ( 5 ) 球轴承的沟道半径应在 0 . 5 2 r / d 0 . 5 3 之间; ( 6 ) 对滚子轴承而言，额定载荷仅适用于具有最佳接触状态的轴承。 ( 7 ) 不论球轴承还是滚子轴承，在载荷作用下不会出现应力集中。在球轴承 中这种现象是指如果推力载荷很大使沟道接触区超过沟道边缘。 2 . 1 . 3 l u n d b e r g - p a l m g r e n 寿命理论及其应用的发展 滚动轴承的设计已因材料技术的改进而受益， 尤其是钢的清洁度和对摩擦 物理条件的进一步认识，这些都将有助于延长轴承的工作寿命。自1 9 8 9 年以 来，s k f公司将下式 ( 称为:s k f寿命公式)用于滚动轴承的寿命计算。 ho. ( k,r7 p 0)p e ( 2 - 6 ) s k f的寿命公式可以很好解释轴承在特定的润滑和污染条件下， 以及在载 荷小、清洁和润滑良好的情况下的轴承寿命。它要说明的是复杂的摩擦系统， 在该系统中，轴承利用几个关键参数来运转。该模型的一个重要特点是，它侧 重于几个重要因素的作用， 因为这些因素对轴承的寿命有显著影响。 而且， s k f 寿命公式表明， 由这些因素引发的疲劳并不是由单个应力元件导致的风险线性 叠加。 该公式根据那些能说明该系统摩擦物理状态的相关系数而代入一个多维 系数，即a s x f - f (k ，二 肠 。 试 验 结 果 的 良 好 吻 合 性 以 及 由 “ s k f 寿 命 公 式 ” 带来的更高的精确性， 证明使用该公式来计算新式滚动轴承的预期寿命是行之 有 效 的 。 。 a s me则将轴承设计、轴承钢冶炼工艺 ( 如真空感应冶炼工艺v i m， 真空 电弧重熔 v a r等) 、 润滑状况、 转速影响以及安装轴线偏斜等因素分别用( d) . ( e ) . ( f ) . ( g ) , ( h ) 系数表示，即用下式i o l , 华南理工大学s程硕士学位论文 的轴承，l u n d b e r g 和p a l m g r e n 给出了另一种较为近似的简化的计算方法，即 直接计算整套轴承的额定动载荷、当量动载荷和疲劳寿命，以代替第一种比较 精确但很复杂的计算方法。 滚动轴承额定寿命简化计算的基本公式即上面( 2 - 4 ) 式。 采用额定动载荷公式 ( 见3 . 1 .6 . 1 )和系数计算滚动轴承寿命( 见3 . 1 .6 ) 时， 必须满足下列限制条件: ( 1 ) 额定载荷仅适用于由淬火优质钢制造的轴承: ( 2 ) 额定寿命的计算是假定轴承的内、外圈为刚性支承; ( 3 ) 额定寿命的计算是假定轴承的内、外圈轴线相互平行; ( 4 ) 额定寿命的计算是假定运转过程中的轴承具有正常游隙值; ( 5 ) 球轴承的沟道半径应在 0 . 5 2 r / d 0 . 5 3 之间; ( 6 ) 对滚子轴承而言，额定载荷仅适用于具有最佳接触状态的轴承。 ( 7 ) 不论球轴承还是滚子轴承，在载荷作用下不会出现应力集中。在球轴承 中这种现象是指如果推力载荷很大使沟道接触区超过沟道边缘。 2 . 1 . 3 l u n d b e r g - p a l m g r e n 寿命理论及其应用的发展 滚动轴承的设计已因材料技术的改进而受益， 尤其是钢的清洁度和对摩擦 物理条件的进一步认识，这些都将有助于延长轴承的工作寿命。自1 9 8 9 年以 来，s k f公司将下式 ( 称为:s k f寿命公式)用于滚动轴承的寿命计算。 ho. ( k,r7 p 0)p e ( 2 - 6 ) s k f的寿命公式可以很好解释轴承在特定的润滑和污染条件下， 以及在载 荷小、清洁和润滑良好的情况下的轴承寿命。它要说明的是复杂的摩擦系统， 在该系统中，轴承利用几个关键参数来运转。该模型的一个重要特点是，它侧 重于几个重要因素的作用， 因为这些因素对轴承的寿命有显著影响。 而且， s k f 寿命公式表明， 由这些因素引发的疲劳并不是由单个应力元件导致的风险线性 叠加。 该公式根据那些能说明该系统摩擦物理状态的相关系数而代入一个多维 系数，即a s x f - f (k ，二 肠 。 试 验 结 果 的 良 好 吻 合 性 以 及 由 “ s k f 寿 命 公 式 ” 带来的更高的精确性， 证明使用该公式来计算新式滚动轴承的预期寿命是行之 有 效 的 。 。 a s me则将轴承设计、轴承钢冶炼工艺 ( 如真空感应冶炼工艺v i m， 真空 电弧重熔 v a r等) 、 润滑状况、 转速影响以及安装轴线偏斜等因素分别用( d) . ( e ) . ( f ) . ( g ) , ( h ) 系数表示，即用下式i o l , 第二章 滚动轴承的 疲劳寿命和载荷分布 _ 、 _ 、 _ 、_ 、 _ _ 、 _ 、 _ 、 _ 、 _ _ _ 、 r c、 l ,t 一 tu ) tlb )(p )t(j )(h )1 t， 一 lv )tc ) tr x u )(h ) p j 关于( 2 - 5 ) 式的 系数a 2 , a 3 ， 日 本工业标准j i s b 1 5 1 8 - 1 9 9 2 么值没有做出明确规定，i s o标准对此也没有明确规定， ( 2 - 7 ) 对在什么条件下取什 因此有著作 1 1 】 认为这 些系数尚未达到可以用来计算寿命的阶段。我国标准 滚动轴承一额定动载荷 和额定寿命g b 6 3 9 1 - 1 9 9 5 ( i d t i s 0 2 8 1 : 1 9 9 0 ) 对a 2 , a 3 的使用亦没有给出明 确规定， 结合我国目 前的钢材冶炼工艺状况， 本文采用式( 2 - 4 ) 进行轴承寿命计 算分析 。 2 . 2轴承的载荷分布 1 2 - 1 6 1 2 . 2 . 1 轴承载荷分布的静态分析概述 滚动体与滚道之间的法向接触力 ( 滚动体载荷)是滚动体受的主要