王建華，黃德杰

(浙江萬向精工有限公司,浙江 杭州 311202)

0 引 言

摩擦是軸承的一項重要特性。隨著汽車低能耗要求的提出，其輪轂軸承的摩擦水平越來越受到各界的廣泛關(guān)注。

國際著名的軸承制造商也意識到了摩擦對軸承性能研究的重要性，如：日本的NSK與NTN均把摩擦學(xué)作為軸承研發(fā)的基礎(chǔ)理論學(xué)科；瑞典的SKF與NSK軸承型錄給出了滾動軸承滾道摩擦力矩計算方法，充分考慮了預(yù)載荷、潤滑、軸承結(jié)構(gòu)、工況特征等因素[1]。

在國內(nèi)，也有很多機構(gòu)從事軸承摩擦方面研究，如：洛陽軸研所的徐榮瑜[2]對角接觸球軸承的摩擦力矩進(jìn)行了理論分析與試驗驗證；洛陽工學(xué)院的周曉文[3]對角接觸球軸承的摩擦力矩進(jìn)行了試驗研究，建立了摩擦力矩的經(jīng)驗公式；杭州軸承試驗中心的李興林博士等[4]對影響角接觸軸承摩擦特性的各類因素作了相應(yīng)的理論分析。

目前，國內(nèi)外相關(guān)摩擦的研究主要集中于軸承的滾道摩擦，而對密封處摩擦的研究則相對較少。輪轂軸承密封處的摩擦占軸承的整體摩擦一般不低于30%,由于其結(jié)構(gòu)和應(yīng)用場合的特殊性，使得對輪轂軸承摩擦的研究需要兼顧滾道與密封處。由于密封橡膠摩擦處的力變形工況、溫度工況與潤滑工況的耦合作用，使得密封處摩擦規(guī)律相比滾道摩擦規(guī)律更加復(fù)雜，僅通過理論模擬分析很難獲得密封橡膠的摩擦規(guī)律。

本研究在分析輪轂軸承摩擦影響因素的基礎(chǔ)上，從試驗角度出發(fā)，分析滾道、密封處各因子對摩擦力矩的影響程度，以期為掌握輪轂軸承的摩擦特性，并進(jìn)行輪轂軸承的低摩擦設(shè)計提供指導(dǎo)。

1 摩擦力矩及其影響因素分析

輪轂軸承摩擦力矩可分為啟動摩擦力矩與動摩擦力矩。啟動摩擦力矩定義為輪轂軸承內(nèi)部相對運動零件從靜止到運動所克服的靜摩擦力與旋轉(zhuǎn)半徑的乘積。動摩擦力矩定義為在特定工況轉(zhuǎn)速下軸承內(nèi)部相對運動零件動摩擦力與旋轉(zhuǎn)半徑的乘積。

在一般場合，常把低轉(zhuǎn)速3 r/min～5 r/min下的摩擦力矩近似為啟動摩擦力矩，通過大量的測試也反映了兩者的近似性。

輪轂軸承為整車的傳動與承載部件，實際工況使得研究各種轉(zhuǎn)速工況下的動摩擦力矩將更有意義。

為了研究摩擦力矩的影響因素，筆者選擇當(dāng)前主流的第3代輪轂軸承的單元結(jié)構(gòu)作為研究對象。

第3代輪轂軸承總成件上各零件的配合關(guān)系如圖1所示。

圖1 輪轂軸承各零部件配合關(guān)系

依據(jù)圖1，可得到8類相對運動關(guān)系：

(1)內(nèi)密封圈與內(nèi)密封圈骨架之間的相對運動；

(2)鋼球與內(nèi)圈之間的相對運動；

(3)鋼球與法蘭盤之間的相對運動；

(4)鋼球與外圈之間的相對運動；

(5)鋼球與保持架之間的相對運動；

(6)外密封圈與法蘭盤之間的相對運動；

(7)為緩解金屬材料摩擦帶來的磨損，在滾道上填充潤滑脂，在潤滑脂與鋼球、保持架、內(nèi)圈、外圈、法蘭盤之間形成流體運動；

(8)為緩解橡膠材料摩擦帶來的磨損，在密封圈腔體內(nèi)填充潤滑脂，在潤滑脂與內(nèi)密封圈、內(nèi)密封圈骨架、外密封圈和法蘭盤之間形成流體運動。

基于以上這8類運動，仍可采用經(jīng)典摩擦學(xué)公式來描述其摩擦力矩，即：

(1)

式中：μ—相對運動表面摩擦系數(shù)；F壓—相對運動表面正壓力；dm—旋轉(zhuǎn)直徑，針對滾道摩擦而言為節(jié)圓直徑，針對密封處摩擦而言為唇口接觸處的旋轉(zhuǎn)直徑。

輪轂軸承內(nèi)部的摩擦通常主要可歸結(jié)為兩類：第一類摩擦為滾道金屬表面的摩擦；第二類摩擦為密封處橡膠件與金屬表面摩擦。

結(jié)合式(1)可列出輪轂軸承摩擦影響因素，如表1所示[5-7]。

表1 兩類摩擦影響因素

針對第一類摩擦而言，降低摩擦的方向目的在于改善摩擦系數(shù)；為保證軸承擁有最佳壽命[8]，滾道預(yù)載被固化，工況載荷也為既定的客觀因素。

針對第二類摩擦而言，降低摩擦的方向可有利于摩擦系數(shù)與表面壓力的雙向改善；但降低第二類摩擦的前提是需要經(jīng)受耐受密封試驗的考驗。

基于上述對輪轂軸承摩擦來源與影響因素分析的前提下，可有針對性地進(jìn)行摩擦試驗方法的研究，以及試驗方案的制定與實施。

2 摩擦力矩試驗方法討論

目前，針對實車路況，大量OEM主機廠都進(jìn)行了載荷譜的采集，并采用統(tǒng)計學(xué)方法編制了輪轂軸承耐久性試驗載荷譜[9]。

通過對國內(nèi)、外輪轂軸承壽命校核載荷譜與耐久性試驗載荷譜的收集分析，筆者發(fā)現(xiàn)直線行駛工況占總載荷譜的比例達(dá)近95%[10]。因此，對輪轂軸承進(jìn)行摩擦力矩的臺架測試，并采用直線行駛狀態(tài)工況來模擬更具有實際的意義。

包括VW、GM等在內(nèi)的OEM主機廠的摩擦力矩測試規(guī)范均采用了直線行駛工況的模擬臺架，如表2所示(全程采用徑向加載為1/2軸重)。

表2 OEM主機廠的摩擦力矩試驗規(guī)范

通過對表2中OEM摩擦力矩試驗載荷譜進(jìn)行綜合分析，并充分考慮了采用較高轉(zhuǎn)速下的磨合效果，筆者進(jìn)行各種轉(zhuǎn)速下的測試。

以上測試對摩擦力矩的數(shù)據(jù)采集均在各種轉(zhuǎn)速狀態(tài)下的最后60 s內(nèi)進(jìn)行。因此，所采集的數(shù)據(jù)具有真實反映實車路況摩擦特征的意義。

筆者結(jié)合表2，并考慮以下3個因素：(1)把5 r/min作為啟動摩擦力矩參考；(2)采用1 000 r/min下3 600 s的磨合時間；(3)摒棄1 200 r/min以上轉(zhuǎn)速下摩擦力矩測試，從而形成了測試譜，如表3所示。

表3 摩擦測試譜

摩擦力矩的另外一種表現(xiàn)形式為能量耗費，可以用如下公式描述摩擦力矩所累積耗費的功[11]：

(2)

式中：E—摩擦耗能；M(t)—摩擦力矩；n(t)—轉(zhuǎn)速；t—時間。

把E指標(biāo)作為對摩擦所引起的能耗分析具有重要意義，因此，可把該指標(biāo)納入到摩擦試驗臺軟件的開發(fā)中。

3 摩擦力矩特性試驗研究

筆者選擇如圖1所示結(jié)構(gòu)的第3代輪轂軸承單元進(jìn)行摩擦力矩的測試，但在數(shù)據(jù)采集前，先按照第2節(jié)規(guī)范進(jìn)行3 600 s的磨合運行。

3.1 滾道預(yù)載荷與摩擦力矩關(guān)系

在同一批次零件，筆者通過選配出不同的滾道預(yù)載荷軸承，在不安裝兩側(cè)密封圈的狀態(tài)下進(jìn)行摩擦力矩測試，測試結(jié)果如圖2所示。

圖2 滾道預(yù)載荷與摩擦力矩關(guān)系

圖2所示的測試結(jié)果表明：

(1)摩擦力矩隨轉(zhuǎn)速增加而增加。在軸承測試運行中，零件摩擦相對運動表面被潤滑脂基礎(chǔ)油浮動支撐而隔離，切向阻力特征符合流體力學(xué)中的粘性定律，切向阻力與運行轉(zhuǎn)速成正比。同時，需要指出的是，在運行中隨著軸承工作溫度的升高，潤滑脂基礎(chǔ)油的粘度下降，該變化因素對摩擦的貢獻(xiàn)是減小的，但是該減小量不足以抵消轉(zhuǎn)速帶來的摩擦增量，因此，整體摩擦仍表現(xiàn)為增加；

(2)摩擦力矩隨滾道預(yù)載荷增加而增加。從最小預(yù)載到最大預(yù)載，摩擦力矩增加比例約28%，但在整個變化過程中呈現(xiàn)非線性特征，小預(yù)載范圍摩擦力矩變化較大，大預(yù)載范圍摩擦力矩趨于接近。

3.2 唇口過盈量與摩擦力矩關(guān)系

筆者采用預(yù)載為3 000 N，同一個型號輪轂軸承產(chǎn)品，通過改變外密封唇口過盈量，來研究唇口過盈量與摩擦力矩的關(guān)系。

外密封圈過盈量自變量的控制如表4所示。

表4 過盈量試驗調(diào)整方案

過盈量的計算示意圖如圖3所示。

圖3 過盈量計算示意圖1-外圈；2-端面；3-側(cè)唇1；4-圓弧面；5-側(cè)唇2；6-法蘭盤；7-主唇；8-臺階面

參考圖3，并依據(jù)如下公式，可進(jìn)行主唇與側(cè)唇過盈量的計算：

(3)

△H=a-b-c

(4)

式中：△R—主唇過盈量；e—法蘭臺階直徑；f—密封主唇直徑；△H—側(cè)唇過盈量；a—側(cè)唇伸長；b—壓入深度；c—裝配間隙。

試驗樣品僅安裝外密封圈，其在不同過盈量下的試驗結(jié)果如圖4所示。

圖4 外密封唇口過盈量與摩擦力矩關(guān)系

圖4所示的測試結(jié)果表明：

(1)裝配有外密封的輪轂軸承摩擦力矩隨轉(zhuǎn)速增加而增加，也表現(xiàn)為潤滑脂粘度與粘滯阻力變化之間的平衡關(guān)系；

(2)摩擦力矩隨密封圈過盈量的增加而增加，但是增加比例非常小。從1#最小過盈量樣件到9#最大過盈量樣件，摩擦力矩增加比例約為8.5%。

3.3 密封處潤滑脂與摩擦力矩關(guān)系

一般而言，在潤滑脂的選用方面，滾道潤滑脂與密封處潤滑脂是同種類型，但在兩處潤滑脂滿足相容性條件下，可在密封處選用不同款潤滑脂，來達(dá)到降低摩擦力矩的效果。

筆者采用預(yù)載為3 000 N，同一個型號輪轂軸承產(chǎn)品，在外密封處分別涂覆I型潤滑脂(與滾道相同的潤滑脂)與II型潤滑脂(與滾道不同的更低粘度的潤滑脂)，分別進(jìn)行了摩擦試驗，其結(jié)果如圖5所示。

圖5 潤滑脂類型與摩擦力矩關(guān)系

從圖5所示的測試結(jié)果可知：

在密封處采用II型潤滑脂比采用I型潤滑脂，軸承的整體摩擦可下降14%。由此可見，在密封處有針對性地選用低摩擦低粘度潤滑脂對降低摩擦有較好的應(yīng)用效果。

3.4 密封處粗糙度與摩擦力矩關(guān)系

參考圖3，與外密封唇口貼合的法蘭盤表面有3處：臺階面、圓弧面與端面，它們分別與主唇、側(cè)唇2、側(cè)唇1形成3處摩擦副。

筆者選擇同批次的6套樣品，分別對法蘭盤表面(臺階面、圓弧面與端面)進(jìn)行不同粗糙度的加工，加工結(jié)果如表5所示。

表5 與外密封唇接觸的法蘭表面粗糙度

筆者對1#～6#樣品進(jìn)行摩擦試驗，結(jié)果如圖6所示。

圖6 法蘭粗糙度對摩擦力矩影響

圖6所示的結(jié)果表明：

密封橡膠接觸處的粗糙度越小，摩擦力矩越??；當(dāng)Ra大于0.4時，橡膠貼合面粗糙度對摩擦力矩的影響非常顯著，Ra每增加0.1，摩擦力矩增加0.11 N·m。

由此可見，在密封設(shè)計時，可考慮把密封貼合處的粗糙度Ra設(shè)計為0.4以下。

4 低摩擦輪轂軸承開發(fā)方向

通過以上研究，對于低摩擦輪轂今后的開發(fā)方向，筆者歸納為以下4點：

(1)滾道適當(dāng)預(yù)載荷能夠保持軸承有較好的工作壽命，通過以上摩擦試驗表現(xiàn)出滾道預(yù)載荷越低，摩擦力矩越小，在兼顧保證輪轂軸承最佳工作壽命的條件下，適當(dāng)降低滾道預(yù)載荷，并壓縮產(chǎn)品預(yù)載荷的控制公差范圍，對降低批量產(chǎn)品摩擦有一定的效果，并能夠保持摩擦力矩穩(wěn)定在更小的公差范圍；

(2)通過減小密封唇口過盈量來降低接觸壓力，對降低摩擦力矩的貢獻(xiàn)非常小，但通過改善密封處潤滑脂與表面接觸粗糙度來改變摩擦系數(shù)，對降低摩擦力矩具有顯著的效果；

(3)通過研究輪轂軸承滾道粗糙度、滾道潤滑脂、保持架表面粗糙度與摩擦力矩的關(guān)系也是有意義的，值得進(jìn)一步的研究，可認(rèn)為是降低輪轂軸承整體摩擦力矩的另外一條有效的途徑；

(4)通過對密封的改進(jìn)或優(yōu)化而開發(fā)低摩擦輪轂軸承，往往會犧牲密封性能，因此，需要做好低摩擦與密封兩方面之間的性能平衡，并根據(jù)客戶的使用工況要求，而有所側(cè)重。

5 結(jié)束語

針對當(dāng)前汽車行業(yè)輪轂軸承摩擦能耗問題，筆者分析了輪轂軸承的摩擦來源及其影響因素，給出了科學(xué)的輪轂軸承摩擦試驗方法，并進(jìn)行了滾道預(yù)載、密封過盈量、密封潤滑脂、接觸表面粗糙度等因子的摩擦試驗。

研究結(jié)果表明：在輪轂軸承預(yù)載荷設(shè)計公差范圍內(nèi)，最大預(yù)載荷比最小預(yù)載荷樣品的摩擦力矩提高了28%；外密封唇口過盈量對摩擦力矩影響不顯著；在密封處采用更低粘度潤滑脂，使得摩擦力矩下降了14%；控制密封接觸面粗糙度Ra在0.4以下時，對降低摩擦力矩有較好效果。

最后，基于本研究的結(jié)論，筆者指出了低摩擦輪轂軸承今后的開發(fā)方向。