蔡鵬飛,趙旭恒,張緒文,縣鵬宇

(1.甘肅海林中科科技股份有限公司,甘肅 天水 741000;2.甘肅省軸承工程技術研究中心,甘肅 天水 741000)

1 概述

輪轂軸承單元是卡車傳動系統(tǒng)的關鍵部件,多以2套圓錐滾子軸承組配使用,圓錐滾子軸承游隙是輪轂軸承單元使用過程中的一項重要指標[1]。

關于輪轂軸承單元游隙的研究有:文獻[2]重點分析了轎車輪轂軸承單元游隙與預緊力的線性關系,通過試驗驗證扭矩與游隙的變化值;文獻[3]分析了轎車輪轂軸承單元游隙的影響因素,并給出了游隙的設計方法。上述文獻根據(jù)軸承實際安裝條件,利用傳統(tǒng)理論進行游隙的計算和設計。

以某驅動橋輪轂軸承單元為研究對象, 通過Romax仿真軟件分析得到某輪轂軸承單元壽命隨軸向游隙的變化曲線如圖1所示:游隙為+0.002 mm時,輪轂軸承單元整體壽命最大,由于在實際測量中負游隙無法精確檢測,設計時取系統(tǒng)壽命滿足100萬公里的正游隙范圍,取值為0～+0.10 mm。

圖1 輪轂軸承單元整體壽命隨軸承軸向游隙的變化曲線

Romax仿真結果與根據(jù)傳統(tǒng)理論計算的結果誤差較大。因此,本文在上述研究的基礎上,通過對比分析傳統(tǒng)理論、Romax仿真、實際測量游隙計算結果,驗證Romax仿真的正確性,以期為該類軸承游隙的選取提供參考。

2 卡車輪轂軸承單元結構

輪轂軸承單元安裝位置如圖2所示,軸承外圈與輪轂殼體為過盈配合,軸承內圈與軸頭為間隙配合。2套圓錐滾子軸承結構如圖3所示,圖中:d為軸承內徑;De為軸承外滾道直徑;D為軸承外徑;α為軸承外滾道角度;T為軸承外圈大端面到內圈小端面的距離;下標1,2分別表示軸承1和軸承2。輪轂殼體結構如圖4所示,圖中:Df為軸承1側輪轂殼體外徑;Dh1為軸承1側輪轂殼體內徑;Dh為軸承2側輪轂殼體外徑;Dh2為軸承2側輪轂殼體內徑;S為輪轂殼體臺間距。輪轂殼體和軸承部分參數(shù)見表1,軸承套圈、滾子材料為GCr15,輪轂殼體材料為QT450-10,材料參數(shù)見表2。軸頭螺母規(guī)格為M100×1.5。

表1 輪轂殼體和軸承部分參數(shù)

表2 輪轂殼體和軸承材料參數(shù)

圖4 輪轂殼體結構圖

3 卡車輪轂軸承單元游隙計算

3.1 軸承游隙理論計算公式

輪轂軸承單元游隙理論計算公式為

G=T1+T2-S+ΔH-ΔL,

(1)

式中:ΔH為2套軸承外圈在過盈配合下裝配高的變化量;ΔL為在軸頭螺母力矩作用下內圈的軸向變形量。

根據(jù)軸承設計方法[4-5],裝配高的變化量ΔH可表示為

(2)

式中:δ為外滾道直徑變化量。

軸承外圈過盈配合后外滾道直徑的變化量為[6]

δ1=

(3)

δ2=

(4)

式中:Δf為外圈配合過盈量;Eb為外圈材料彈性模量;Eh為輪轂殼體材料彈性模量;νb為外圈材料泊松比;νh為輪轂殼體材料泊松比。

3.2 基于測量數(shù)據(jù)的軸承游隙計算(傳統(tǒng)方法)

取10套輪轂軸承單元測量相關尺寸,結果見表3—表5。

表3 輪轂殼體相關尺寸測量值

表4 軸承1相關尺寸測量值

表5 軸承2相關尺寸測量值

由于在實際設計時,輪轂軸承單元游隙均為正游隙,在軸頭螺母1 000 N·m力矩作用下,2套軸承內圈受軸向壓力,滾子和外圈未受力。內圈的軸向變形量測量結構如圖5所示: 先對軸頭螺母施加100 N·m預緊力矩(在該力矩下2套軸承內圈小端面完全貼合,但理論上不會發(fā)生塑性變形),利用三坐標測量L值,然后在不松動軸頭螺母的情況下對軸頭螺母施加1 000 N·m預緊力矩,再次測量L值,2次L值的變化量即為ΔL,結果見表6。

表6 內圈的軸向變形量ΔL值

1—試驗芯軸;2—軸承1內圈;3—軸承2內圈;4—軸頭螺母。

結合表1—表6中的數(shù)據(jù),通過(1)—(4)式可得輪轂軸承單元游隙G1,結果見表7。

表7 輪轂軸承單元游隙計算結果

3.3 基于Romax仿真數(shù)據(jù)的軸承游隙計算

結合表3—表5的數(shù)據(jù),在Romax軟件中輸入軸承外徑測量值D1,D2和輪轂單元殼體內徑Dh1,Dh2,得到每組軸承的配合過盈量,如圖6所示。輸入配合過盈量,通過Romax計算得到2套軸承裝配高的變化量ΔH,如圖7所示,ΔH計算結果見表8。

表8 軸承1與軸承2裝配高變化量ΔH及內圈變形量ΔL

圖6 軸承配合過盈量

圖7 軸承裝配高的變化量

擰緊力矩(軸向預緊力)為[7]

(5)

式中:T為軸頭螺母施加的力矩,取1 000 N·m;K為預緊力矩系數(shù),取0.182;d為螺紋公稱直徑,取100 mm。

通過(5)式可得在1 000 N·m的預緊力矩作用下軸承內圈承受的軸向預緊力F0為55 kN。利用Romax 軟件分析得到內圈的變形云圖如圖8所示,最大變形量為13.97 μm。

圖8 軸承內圈變形云圖

結合表3—表5、表8的數(shù)據(jù),通過(1)式可得輪轂軸承單元游隙G2,結果見表7。

3.4 輪轂軸承單元游隙測量

輪轂軸承單元游隙測量原理如圖9所示,下底座與設備固定板連接,上壓板與設備氣缸1連接,上壓板施加軸向壓力(壓力大于上壓頭和下壓頭施加的壓力),使輪轂軸承單元固定在設備上,上壓頭和下壓頭沿軸線旋轉,帶動軸承旋轉。先給上壓頭施加6 kN軸向力,下壓頭施加4 kN軸向力,記錄位移傳感器數(shù)值,然后給上壓頭施加4 kN軸向力,下壓頭施加6 kN軸向力,再次記錄位移傳感器數(shù)值,2次位移傳感器的差值為測量游隙G3,結果見表7。

1—下底座;2—下壓頭;3—軸承1;4—輪轂殼體;5—軸承2;6—上壓頭;7—上壓座;8—位移傳感器。

3.5 小結

由表7可知:基于測量數(shù)據(jù)的輪轂軸承單元游隙計算值與實際測量值平均誤差為0.031 8 mm,誤差較大,無法精準計算軸承游隙,本文基于Romax仿真數(shù)據(jù)的輪轂軸承單元游隙計算值與實際測量值平均誤差為0.008 5 mm,誤差較小,可滿足設計要求。

4 結束語

游隙是卡車輪轂軸承單元的關鍵參數(shù),本文通過傳統(tǒng)理論、Romax仿真和實際測量對比,發(fā)現(xiàn)通過Romax仿真得到的游隙值更接近實際測量值,說明可以通過Romax仿真進行該類軸承的游隙計算。分析結果可為卡車輪轂軸承單元游隙計算和設計提供參考。