陳偉軍,汪 峰,郭 權(quán),許京亞,王青娣

(浙江萬向精工有限公司,浙江 杭州 311202)

0 引 言

汽車工業(yè)迄今為止已經(jīng)有100多年的發(fā)展歷程,而輪轂軸承作為汽車的部件之一也經(jīng)歷了不斷演變的過程,從最早的2個(gè)單列軸承到現(xiàn)在最為常見的第三代輪轂軸承單元。

蔣興奇等人[1]對第三代輪轂軸承單元的多種優(yōu)點(diǎn)進(jìn)行了闡述,其具有易安裝、低摩擦、高剛性等特點(diǎn),使其應(yīng)用越來越廣泛,經(jīng)過多年的發(fā)展,現(xiàn)在第三代輪轂單元在乘用車上的應(yīng)用已經(jīng)越來越普遍。袁騰飛等人[2]指出了輪轂軸承是汽車非常重要的零部件,其主要作用是承重,以及為輪轂轉(zhuǎn)動提供精確引導(dǎo),因其既承受軸向載荷又承受徑向載荷,所以是軸承中技術(shù)要求較高的一類;同時(shí),通過調(diào)研發(fā)現(xiàn),目前第三代輪轂單元已經(jīng)占據(jù)很高的市場份額。TANG Shi-xi等人[3]開展了輪轂單元振動特性的研究,通過對其振動信號進(jìn)行分析,可以預(yù)測輪轂單元的壽命。

而與振動直接關(guān)聯(lián)的噪音是目前顧客感知輪轂單元是否有異常的最普遍的方式。由于現(xiàn)代乘用車絕大部分大都使用承載式車身,故其配合異常會令客戶抱怨輪轂軸承存在異響。通過對近年來售后問題的分析,尤其在新能源乘用車逐漸普及的大背景下,低重心帶來的車輛操控性提升和車輛起步時(shí)的大扭矩驅(qū)動產(chǎn)生的慣性作用,使得第三代輪轂軸承單元內(nèi)圈與法蘭軸頸之間的相對蠕動問題更加凸顯。蠕動在其滑動瞬間就會產(chǎn)生異響,當(dāng)蠕動長期存在時(shí),若異響未被識別,內(nèi)圈和法蘭軸配合面會產(chǎn)生磨損,導(dǎo)致配合過盈量降低,軸承變得松曠,進(jìn)而出現(xiàn)行駛異響,嚴(yán)重的會產(chǎn)生法蘭盤斷裂的風(fēng)險(xiǎn)。為此,普通乘用車需要保證在0.7 g的側(cè)向加速度載荷下不蠕動,而高性能型汽車則會有更高的載荷要求[4]。

HARRIS T A等人[5]利用彈性壁厚理論,分析了過盈量對游隙的影響,通過配合關(guān)系計(jì)算了圓環(huán)的配合力、尺寸變化等;但是其理論研究主要集中在對游隙、接觸角等的影響方面,沒有涉及到對內(nèi)圈蠕動的分析。岡本純?nèi)齕6]闡述了過盈配合的目的是防止蠕變,并就如何計(jì)算配合的應(yīng)力、套圈直徑變化及產(chǎn)生的應(yīng)力展開了詳細(xì)分析;但該研究也未就如何防止蠕變發(fā)生給出計(jì)算方法。尤紹軍等人[7]通過公式推導(dǎo),給出了軸與內(nèi)圈過盈配合的摩擦力計(jì)算公式,并指出了帶動內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)的力矩就是軸承的摩擦力矩;采用這個(gè)方法來控制內(nèi)圈與軸的過盈量,其設(shè)計(jì)要求過低,軸承轉(zhuǎn)矩普遍都很小,通過設(shè)計(jì)過盈量來抵抗內(nèi)圈蠕動的力矩,肯定遠(yuǎn)大于軸承自身的轉(zhuǎn)矩,因此在實(shí)際應(yīng)用工況中,蠕動還是時(shí)有發(fā)生。劉曉初[8]基于彈性力學(xué)理論,提出了過盈配合產(chǎn)生的溝道變形計(jì)算方法,并引入當(dāng)量直徑的概念來估算變形;但是該研究主要針對的是過盈配合對軸承游隙的影響,并沒有對軸承使用過程中產(chǎn)生的相互作用帶來的影響開展研究。

熊偉等人[9]采用理論計(jì)算的方法,得到了最小和最大內(nèi)圈及法蘭軸的過盈量,運(yùn)用ABAQUS軟件對鉚壓成型工藝進(jìn)行了分析,采用徑向過盈量增加方式修正內(nèi)圈和法蘭軸的配合,并通過0.6 g側(cè)向加速度耐久試驗(yàn),驗(yàn)證設(shè)計(jì)的合理性。該研究中雖然對內(nèi)圈蠕動進(jìn)行了確認(rèn),驗(yàn)證了內(nèi)圈最小過盈量設(shè)計(jì)的合理性,但并未對蠕動的原因進(jìn)行詳細(xì)說明,且研究對象采用的是鉚壓輪轂單元結(jié)構(gòu),同時(shí)用于測試的側(cè)向加速度也偏小,還缺少鎖緊力帶來的防蠕動效果,也未提出應(yīng)用臨界蠕動載荷來確定最佳過盈配合設(shè)計(jì),故該研究不具有針對性和代表性。

由于內(nèi)圈防蠕動設(shè)計(jì)缺少有針對性的理論研究,筆者通過分析驅(qū)動型非卷邊輪轂單元的受力情況和重載條件下的內(nèi)圈變形現(xiàn)象,確認(rèn)內(nèi)圈蠕動發(fā)生的影響因素,通過設(shè)計(jì)軸向鎖緊力試驗(yàn),確定鎖緊力與鎖緊力矩的關(guān)系;設(shè)計(jì)靜態(tài)和動態(tài)極限蠕動試驗(yàn),來研究過盈量、鎖緊力矩與靜態(tài)驅(qū)動力矩、動態(tài)工作載荷之間的關(guān)系,為確定內(nèi)圈與法蘭軸的過盈配合及軸承軸向鎖緊設(shè)計(jì)提供參考。

1 內(nèi)圈蠕動影響因素分析

輪轂軸承單元內(nèi)圈裝配和受力圖如圖1所示。

圖1 輪轂軸承單元內(nèi)圈裝配和受力圖

圖1中:第三代驅(qū)動非鉚壓輪轂單元在實(shí)際使用中需要采用等速驅(qū)動軸連接,同時(shí)采用螺栓或螺母鎖緊。

通過對輪轂軸承單元鎖緊狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)特征進(jìn)行分析,可以發(fā)現(xiàn),輪轂軸承內(nèi)圈上分別存在內(nèi)圈大端面與驅(qū)動軸之間的軸向夾緊力Fa1,內(nèi)圈小端面與法蘭臺階面之間的軸向夾緊力Fa2,內(nèi)圈內(nèi)徑與法蘭軸外徑之間存在過盈引起的徑向夾緊力Fr,這些作用面上的載荷與作用面的摩擦系數(shù)共同作用,形成靜摩擦力。

由此可見,內(nèi)圈蠕動的發(fā)生與內(nèi)圈之間的靜態(tài)摩擦力存在正相關(guān)關(guān)系,一旦以上3個(gè)力過小甚至消失,內(nèi)圈在工作狀態(tài)下,滾道鋼球切向載荷作用將很輕易地發(fā)生周向滑動。

在對普通軸承進(jìn)行外圈蠕動的研究中,外圈蠕動的驅(qū)動力為滾動體引起的外圈局部應(yīng)變和波紋變形[10]。而輪轂軸承單元的內(nèi)圈通常因需要設(shè)計(jì)較好的內(nèi)側(cè)密封,所以內(nèi)圈普遍較厚。筆者采用ABAQUS軟件,在0.7 g條件下,分析某典型乘用車輪轂軸承滾動體對內(nèi)圈內(nèi)徑作用的局部應(yīng)變。

在重載工況下,內(nèi)圈溝道和內(nèi)徑的變形圖如圖2所示。

圖2 重載下內(nèi)圈溝道和內(nèi)徑的變形圖

從圖2可知:在0.7 g載荷下,鋼球作用在溝道上的應(yīng)力產(chǎn)生的應(yīng)變僅有0.035 mm,與之位置對應(yīng)的內(nèi)圈與軸配合部位的應(yīng)變才0.001 8 mm,其他部位變形更小,故從變形圖可以確定,輪轂單元內(nèi)圈蠕動發(fā)生的驅(qū)動力與普通軸承有較大的區(qū)別;

由于其結(jié)構(gòu)與應(yīng)用工況的復(fù)雜性,從理論角度出發(fā)研究其蠕動規(guī)律異常困難;但從輪轂軸承結(jié)構(gòu)特征角度,可以對輪轂軸承內(nèi)圈蠕動發(fā)生影響的因素進(jìn)行定性分析。

2 內(nèi)圈靜態(tài)蠕動試驗(yàn)及分析

為研究內(nèi)圈與法蘭軸的過盈量,以及軸向鎖緊狀態(tài)對輪轂軸承蠕動的影響規(guī)律,筆者選擇一款典型的三代驅(qū)動型非鉚壓結(jié)構(gòu)輪轂軸承單元為研究對象;并設(shè)計(jì)兩組試驗(yàn),研究內(nèi)圈的蠕動規(guī)律。兩組試驗(yàn)如下:

(1)設(shè)計(jì)軸力試驗(yàn),在驅(qū)動軸與螺栓鎖緊下,研究輪轂軸承不同軸向鎖緊扭矩對軸力的影響規(guī)律;

(2)設(shè)計(jì)內(nèi)圈靜態(tài)蠕動試驗(yàn),研究不同驅(qū)動扭矩對內(nèi)圈蠕動發(fā)生的影響規(guī)律,分析內(nèi)圈蠕動在不同邊界條件下的摩擦系數(shù)。

典型三代驅(qū)動型非鉚壓輪轂軸承單元結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 典型三代驅(qū)動型非鉚壓輪轂軸承單元結(jié)構(gòu)參數(shù)

2.1 軸向鎖緊力試驗(yàn)

軸向夾緊力測試示意圖如圖3所示。

圖3 軸向夾緊力測試示意圖1—數(shù)顯扭力扳手;2—套筒;3—加載臂;4—加載鋼球;5—壓套;6—輪轂軸承內(nèi)圈與法蘭軸組件;7—測量應(yīng)變片;8—鎖緊螺栓;9—驅(qū)動軸;10—連接套;11—基座

圖3中:筆者在法蘭軸圓柱面上粘貼測量應(yīng)變片,作為軸向夾緊力的感應(yīng)單元,并采用拉壓力試驗(yàn)機(jī),先開展應(yīng)變信號與軸力之間關(guān)系的標(biāo)定,再采用數(shù)顯扭力扳手?jǐn)Q緊螺栓,獲取鎖緊力矩與應(yīng)變信號的關(guān)系;通過應(yīng)變信號的轉(zhuǎn)換,得到鎖緊力矩與軸向夾緊力的關(guān)系[11]。

鎖緊力矩與軸向夾緊力Fa1的關(guān)系曲線如圖4所示。

圖4 鎖緊力矩與軸向夾緊力關(guān)系圖

由圖4可知:驅(qū)動軸鎖緊力矩與軸向夾緊力呈現(xiàn)較好的線性關(guān)系。

鎖緊力矩與軸向夾緊力之間的規(guī)律可用擬合公式表達(dá),即:

Fa1=0.428 8M-19.925

(1)

式中:M—鎖緊扭矩,N·m;Fa1—軸向夾緊力,kN。

2.2 內(nèi)圈靜態(tài)蠕動試驗(yàn)

內(nèi)圈靜態(tài)蠕動試驗(yàn)示意圖如圖5所示。

圖5 內(nèi)圈靜態(tài)蠕動試驗(yàn)示意圖

為了測試發(fā)生內(nèi)圈蠕動所需的臨界驅(qū)動力矩,筆者在內(nèi)圈滾道上方的擋邊處加工出方槽,并配以相適配的內(nèi)圈適配器(內(nèi)花瓣槽)連接內(nèi)圈方槽,再安裝一個(gè)轉(zhuǎn)接環(huán)加以固定(以防止試驗(yàn)時(shí)內(nèi)圈適配器滑落),再通過一個(gè)套筒與扭力扳手鏈接,用數(shù)顯扭力扳手?jǐn)Q緊,用以驅(qū)動內(nèi)圈;當(dāng)擰緊的力矩足以克服內(nèi)圈配合面上的最大靜摩擦力時(shí),可測得內(nèi)圈臨界滑動力矩;通過分組試驗(yàn),可獲得不同鎖緊力矩和過盈量下的內(nèi)圈滑動力矩。

筆者選擇5組不同內(nèi)圈與法蘭軸過盈量的組件,在不同鎖緊扭矩下,分別開展驅(qū)動軸的內(nèi)圈周向滑動測試。其中,試驗(yàn)組件Fr對應(yīng)的周向滑動半徑為20 mm,Fa1與Fa2綜合周向滑動半徑分別為23 mm和25 mm。

內(nèi)圈靜態(tài)滑動測試結(jié)果如表2所示。

表2 內(nèi)圈靜態(tài)滑動測試結(jié)果

分析表2的測試結(jié)果,可以得出以下結(jié)果:

(1)同一扭矩條件下,過盈量越大,內(nèi)圈周向滑動所需要的驅(qū)動扭矩也越大,但當(dāng)過盈量達(dá)到0.06 mm的水平時(shí),過盈量對驅(qū)動扭矩的影響不再敏感。顯然,當(dāng)過盈量大到一定程度時(shí),對內(nèi)圈的漲大變形不再是彈性變形,而會出現(xiàn)塑性變形,金屬材料的塑性階段不再對Fr有增大的貢獻(xiàn);

(2)同一過盈量條件下,鎖緊扭矩/對應(yīng)的軸力越大,內(nèi)圈周向滑動所需要的驅(qū)動扭矩也越大。鎖緊扭矩增大了端面之間的軸向壓力,提升了最大靜摩擦力所需要的壓力條件;

(3)在未鎖緊條件下,內(nèi)圈大小端面的軸向壓力Fa1與Fa2均為0,周向滑動的條件取決于Fr與表面沿周向的滑動摩擦系數(shù)。通過對不同過盈量下法蘭軸與內(nèi)圈配合面的接觸應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算[12],可獲得不同過盈量條件下其表面的接觸壓力Fr,進(jìn)而依據(jù)以上滑動扭矩和內(nèi)圈與法蘭軸的配合直徑,計(jì)算出圓周面的摩擦系數(shù)μc=0.158。

顯然,該摩擦系數(shù)是基于所選典型軸承的配合條件下所得計(jì)算結(jié)果,受接觸表面的粗糙度、圓度、錐度等形位公差的影響,不同類型的產(chǎn)品,通過以上試驗(yàn)都可以較好地確定圓周面的摩擦系數(shù)μc。

2.3 端面摩擦系數(shù)分析

針對以上帶驅(qū)動軸鎖緊的靜態(tài)滑動試驗(yàn),可近似地看作受扭矩作用的內(nèi)圈克服端面和內(nèi)徑最大靜摩擦力的結(jié)果。對抵抗滑動的扭矩可分解為兩部分:(1)克服圓周的最大靜摩擦力;(2)克服內(nèi)圈端面摩擦力。

同時(shí),基于大量的鎖緊試驗(yàn)可以發(fā)現(xiàn):針對原始游隙為負(fù)游隙狀態(tài)的輪轂軸承單元,大端面的軸向壓力Fa1通過內(nèi)圈壁厚的傳遞,大約95%被傳遞至小端面,從而形成Fa2,其余5%轉(zhuǎn)移至軸承滾道的滾動體上。

據(jù)此,可近似對端面的阻力矩采用如下公式表達(dá):

Mez=Fa1μe1R1+0.95Fa1μe2R2

(2)

式中:Mez—端面阻力矩,等于端面驅(qū)動力矩;Fa1—內(nèi)圈大端面的軸力;R1—小端面上旋轉(zhuǎn)半徑;R2—大端面旋轉(zhuǎn)半徑;μe1，μe2—內(nèi)圈大、小端面摩擦系數(shù)。

由于內(nèi)圈、法蘭軸、驅(qū)動軸承等端面均采用了端面磨削工藝,可近似認(rèn)為滿足下式:

μe1=μe2=μe

(3)

由此式(2)可變化為下式:

Mez=(R1+0.95R2)Fa1μe

(4)

未鎖緊時(shí)的驅(qū)動力矩等于內(nèi)圈與法蘭軸之間因過盈量引起的摩擦阻力矩。設(shè)該阻力矩為Mr,故在過盈量與軸向鎖緊條件下,綜合力矩Ma可表達(dá)為下式:

Ma=Mr+Mez

(5)

結(jié)合式(2～5),筆者通過對表2試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析和計(jì)算,可以獲得不同鎖緊扭矩和不同過盈量下的摩擦系數(shù)。

端面摩擦系數(shù)分析圖如圖6所示。

圖6 端面摩擦系數(shù)分析圖

由圖6可知:

(1)在0.045 mm以內(nèi)相同過盈量的條件下,中心螺桿鎖緊采用不同扭矩,端面摩擦系數(shù)的變化較小,不超過0.015;當(dāng)過盈量超過0.06 mm時(shí),中心螺桿鎖緊采用不同扭矩,端面摩擦系數(shù)呈現(xiàn)出較大的起伏,變化超過0.035。同時(shí),過盈量超過0.06 mm后的條件下,摩擦系數(shù)的規(guī)律性很差;

(2)對端面摩擦系數(shù)μe的選取,可以參考圖6進(jìn)行插值選取;橫坐標(biāo)中心螺桿的鎖緊扭矩可根據(jù)式(1)換算為軸力,確定在不同過盈量和不同軸力條件下的端面摩擦系數(shù),可得到更準(zhǔn)確的抗滑動力矩結(jié)果。

2.4 內(nèi)圈配合分析

通過對以上試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析可知,內(nèi)圈的過盈量在一定范圍內(nèi)的增加,不僅具有增加法蘭軸與內(nèi)圈之間的接觸壓力Fr作用,同時(shí),也使得端面摩擦系數(shù)μe得到顯著增加。但是,當(dāng)內(nèi)圈過盈量增大到0.06 mm以上的時(shí),摩擦系數(shù)呈現(xiàn)出無規(guī)律性。

因此,過大的內(nèi)圈與法蘭軸過盈量也是不可取的,其原因在于:(1)會增加特定工況下的內(nèi)圈配合區(qū)域的不穩(wěn)定性;(2)在大過盈量配合的情況下,內(nèi)圈壓入法蘭軸的過程中,會引起配合區(qū)域的塑性變形,降低配合的可靠性;(3)因?yàn)閴喝肓^大,導(dǎo)致內(nèi)圈有無法壓到位的風(fēng)險(xiǎn),影響輪轂單元總成的游隙檢測準(zhǔn)確性;(4)因內(nèi)圈張應(yīng)力過大而出現(xiàn)開裂的風(fēng)險(xiǎn)。

為此,筆者提出驅(qū)動型非卷邊輪轂軸承內(nèi)圈與法蘭軸設(shè)計(jì)過盈量的范圍為0.045 mm～0.060 mm。

而針對輪轂單元法蘭軸和內(nèi)圈端面的鎖緊設(shè)計(jì),筆者以不把內(nèi)圈壓潰(小于內(nèi)圈軸承鋼或法蘭盤軸材料的屈服極限)為原則,盡可能大地增加軸向夾緊力,這樣會產(chǎn)生較好的抗蠕動效果。

而增加軸向夾緊力,也對驅(qū)動軸與中心螺桿或螺母的性能提出了更高的要求,需要其具有較好的材料力學(xué)性能。

過大的軸力反作用于中心螺栓或驅(qū)動軸的外螺紋,也有一定的強(qiáng)度風(fēng)險(xiǎn),需要對鎖緊部件開展相應(yīng)的軸向鎖緊力試驗(yàn),以確認(rèn)螺母或螺栓鎖緊的極限水平。

通常采用螺栓鎖緊的場合,螺栓材料需要有較長的屈服階段以保證螺栓鎖緊力的穩(wěn)定,且不會發(fā)生斷裂;采用螺母鎖緊的場合,需要設(shè)計(jì)合理的螺紋尺寸和材料的熱處理方式,使其鎖緊力和強(qiáng)度都能夠得到很好的保證。

3 內(nèi)圈動態(tài)蠕動試驗(yàn)及分析

基于以上的靜態(tài)蠕動試驗(yàn)研究,筆者得到了靜態(tài)條件下內(nèi)圈發(fā)生蠕動的規(guī)律,重新規(guī)定了內(nèi)圈與法蘭盤的過盈量和鎖緊力;生產(chǎn)出的極限樣品在600 r/min的工作轉(zhuǎn)速下,施加0.6 g～0.8 g側(cè)向加速度載荷,開展動態(tài)蠕動試驗(yàn),試驗(yàn)時(shí)長為10 min。

內(nèi)圈動態(tài)蠕動測試結(jié)果如表3所示。

表3 內(nèi)圈動態(tài)蠕動測試結(jié)果

從表3可得:

(1)當(dāng)內(nèi)圈過盈量設(shè)計(jì)合理時(shí),如果軸承內(nèi)圈的軸力不存在或較小,在0.5 g～0.8 g范圍內(nèi)的任何一個(gè)載荷條件下,內(nèi)圈均會發(fā)生蠕動?？梢?僅靠內(nèi)圈與法蘭軸的過盈配合和較小的軸向夾緊力是無法保證內(nèi)圈不發(fā)生蠕動的。

未蠕動與蠕動內(nèi)圈對比如圖7所示。

圖7 未蠕動與蠕動內(nèi)圈對比

由圖7可看出:在0.5 g載荷條件下,僅10 min后,蠕動樣品的蠕動行程即達(dá)到了1/3的配合圓周長。若長時(shí)間在這樣的工況下運(yùn)行,內(nèi)圈就會產(chǎn)生松曠,引起異響;

(2)當(dāng)內(nèi)圈軸力大于66 kN時(shí),在小過盈量下,其在任何載荷條件下均會發(fā)生蠕動;而通過加大內(nèi)圈過盈量,可有效提升其抗蠕動能力(在該例中,當(dāng)過盈量達(dá)到0.06 mm時(shí),同時(shí)滿足內(nèi)圈軸力大于66 kN的條件下,其可有效抵抗0.7 g側(cè)向加速度下的蠕動);

(3)通過增加軸力,即使在小過盈量下,也能夠達(dá)到較好的抗蠕動效果?？梢?增加軸力是較好的解決蠕動問題的方法;

(4)通過分析上述典型輪轂軸承可知,在0.7 g載荷條件下,內(nèi)圈不發(fā)生蠕動的兩種臨界條件中,只須滿足其中任何一種即可(第一種邊界條件:內(nèi)圈過盈量達(dá)到0.06 mm,軸力不小于66 kN;第二種邊界條件:內(nèi)圈過盈量達(dá)到0.03 mm,軸力不小于152 kN);

(5)動態(tài)蠕動與靜態(tài)蠕動,對軸承配合的邊界條件需求是一致的,良好的過盈量與軸向鎖緊力是抗蠕動的前提。

4 軸承抗蠕動設(shè)計(jì)原則

通過以上的試驗(yàn),筆者歸納出輪轂軸承抗蠕動設(shè)計(jì)的原則,即以0.7 g側(cè)向加速度工作載荷下的工況為極限蠕動工況,軸承要滿足對該工況的抗蠕動承受能力,需要同時(shí)在內(nèi)圈與法蘭軸配合、驅(qū)動軸對軸承軸向鎖緊方面做好設(shè)計(jì)。

該設(shè)計(jì)的兩個(gè)方面主要思路如下:

針對內(nèi)圈與法蘭軸的配合設(shè)計(jì),在滿足基本的尺寸與形位公差設(shè)計(jì)的條件下,對其過盈量設(shè)計(jì)控制在0.045 mm～0.060 mm范圍是較好的選擇;

在驅(qū)動軸對軸承軸向鎖緊方面,建議以不低于100 kN的軸力作為設(shè)計(jì)目標(biāo)。在該目標(biāo)下,借助于上述軸向鎖緊力試驗(yàn),以此來確定緊固件對應(yīng)的鎖緊扭矩要求。

圍繞預(yù)緊要求,開展緊固件的力學(xué)性能評估,確定其對100 kN靜態(tài)載荷承受能力與動態(tài)疲勞壽命非常必要,從而可以科學(xué)地選擇合理的緊固件材料與結(jié)構(gòu)形式。

就目前而言,在輪轂軸承的應(yīng)用上,大量的歐洲主機(jī)廠(如寶馬、奔馳、大眾、奧迪)對于驅(qū)動型輪轂軸承選擇均偏向于中心螺桿結(jié)構(gòu)形式,其在產(chǎn)生大軸力以及軸力動態(tài)保持上均表現(xiàn)出力優(yōu)異的性能;而美系、日系與國內(nèi)的主機(jī)廠偏向于選擇中心螺母結(jié)構(gòu)形式[13-15],其在低工況載荷下,能夠滿足正常使用,而當(dāng)工況載荷變得惡劣時(shí),其軸力保持效果略差,蠕動發(fā)生較為頻繁[16]。

5 結(jié)束語

筆者圍繞著輪轂軸承內(nèi)圈與法蘭軸在實(shí)際應(yīng)用工況中頻發(fā)的蠕動問題,分析了輪轂軸承內(nèi)圈蠕動發(fā)生的影響因素,開展了試驗(yàn),研究了各因素的影響規(guī)律。研究結(jié)論如下:

(1)內(nèi)圈與法蘭軸之間的過盈量在0.06 mm以內(nèi)時(shí),過盈量越大,其抗蠕動能力越好;當(dāng)過盈量超出0.06 mm之后,其抗蠕動能力提升不明顯,反而會造成配合不可靠。基于以上試驗(yàn)研究,筆者建議過盈量控制在0.045 mm～0.060 mm范圍內(nèi)較佳;

(2)在內(nèi)圈、法蘭軸、驅(qū)動軸以及中心螺栓屈服極限以內(nèi),通過不斷增加軸力,可不斷提升其抗蠕動能力;在內(nèi)圈過盈量滿足0.045 mm～0.060 mm時(shí),達(dá)到66 kN以上的軸力,可達(dá)成當(dāng)前乘用車的0.7 g載荷工況下的動態(tài)抗蠕動能力要求。

在國內(nèi)外主機(jī)廠重型、中型、微型乘用車輪轂軸承上,筆者對以上研究結(jié)論進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證(經(jīng)歷了臺架試驗(yàn)、道路試驗(yàn)與實(shí)際終端客戶路況的考驗(yàn)),結(jié)果表明,其抗蠕動效果非常顯著,且具有普遍的適用性。

后續(xù),筆者將針對新能源電驅(qū)動下,高響應(yīng)變載工況帶來的蠕動影響規(guī)律進(jìn)行研究,并基于CAE工具構(gòu)建其模擬算法。