轿车二代轮毂轴承游隙与预紧力分析_刘佳

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上海汽车 2010.03
图 5 锁紧扭矩与轴承滚道变形量关系图
4 结语
轿车轮毂轴承游隙是决定轴承性能和寿命的
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重要因素 。 本文以轿车后轮二代 轴承为例 , 深入 剖析了轴承 游隙与预 紧力的 匹配原 则和设 计方 法 。并通过对该二代轴承游隙与预紧力优化设 计 , 提高了轴承的使用寿命 , 改善了整车行驶稳定 性和操控性 , 同时达到 了提高整车燃油经济性的 目的 。
1 游隙定义
轮毂轴承游隙 , 是指将轴承内圈固定后 , 轴承 外圈沿径向或轴向的最大活动量 。 为得到稳定的 测量值 , 一般给轴承施加一定的测试载荷 (通常为 ±100kN), 然后进行测量 。沿径向的最大活动量
图 1 二代轮毂轴承单元
叫径向游隙, 沿轴向的最大活动量叫轴向游隙。 一般来说 , 径向游隙越大 , 轴向游隙也越大 , 反之 亦然 。
收稿日期 :2009 -12 -25
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图 2 二代轮毂轴承装配图
2 轴承游隙和预紧力选择
在轴承设计阶段 , 需要进行 大量的配合试验 来帮助确定轴承的游隙 。图 3是经试验测绘的轮 毂轴承工作游隙 、预紧力 、轴承寿命三者之间的关 系图 。
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负游隙过大 , 运转过程 中会使轴承内部温度升高 且轴承内圈被挤压变形 , 造成轴承寿命急剧下降 。 由图 3可以得出这样的结论 , 在适当的负游隙状 态下工作的轴承具有最好的使用寿命 。
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窜动量 , 放大到轮胎外缘 , 即体现为轮胎的异常摆
动。
(1)整车验证
首先 , 使 用 200 ～ 220 Nm扭矩 锁紧轴 承 。 发
现后轮有晃动现象 。随后 , 将锁紧螺母扭矩增加
至 500 Nm左右 。 后轮无晃动现象 。
整车验证证明预紧力不足是造成后轮异常晃
动的原因 。
(2)计算分析
图 4 游隙 、摩擦力矩 、预紧力的关系
图 3 轮毂轴承工作游隙 、预紧力 、寿命关系图
图 3中纵坐标为 “平均运行距离 ” , 表示轴承 使用寿命 , 以行驶距离 为衡量指标 。 横坐标为轴 承工作游隙 , 其中 “0”值左侧为正游隙 , 即轴承不 受轴向载荷 ;“0”值右侧为负游隙 , 由施加轴向载 荷 (预紧力 )后得到 , 因为无法测得负游隙的实际 值 , 所以图中由对应的 预紧力值来表示 。 可以看 到 , 轴承的寿命随正游隙的增加而急剧下降 , 此种 状态下轴承外圈会产生轴向窜动 。 在一定的负游 隙 (极小的负值 )范围内 , 轴承使用寿命最高 , 但是
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轿车二代轮毂轴承游隙与预紧力分析
刘 佳 (上海汽车集团股份有限公司技术中心 , 上海 201804)
【摘要 】 对轴承游隙和预紧力的选择做了深入研究 , 详细分 析了游隙与 预紧力之 间的关系和 选取原则 ,
并以某国产 B级车型二代后轮毂轴承为 例 , 详细分析了其游 隙和预紧 力的优化过 程 , 并 最终提高了 该轴承的 寿 命和整车性能 。
(上接第 31页 ) 4.15%和 4.87% ～ 5.00%的升力系数变化平缓 , 升力 系数 最 大 差距 :阻塞 比 为 5%较 阻 塞 比为 1.04%高出近 192%。综上分析 , 阻塞比在 0.46% ～ 0.73%的气动参数变化较平缓 。
5 结论
(1)模型比例 :选取多个不超过 5%的阻塞比 进 行 仿 真 计 算 , 阻 塞 比 为 1.04% ～ 1.22%和 4.15% ～ 4.87%的气动参数变化较平缓 。 阻塞比 为 5%的阻力系数较阻塞比为 0.46%高出近 7%, 阻塞比为 0.73%的升力系数较阻塞比为 1.04%高 出约 27%, 可见阻塞比小于 5%的 气动参数相差 仍然很大 。
参考文献
1 张扬军 , 吕振华 , 徐石安 , 等 .汽车空气动力学数值仿 真研 究进展 [ J] .汽车工程 , 2001, 23(2):82 ～ 129.
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3 实例分析
下面以某国产 B级轿车后轮二代轮毂轴承为 例 , 对其游隙与预紧力进行优 化设计 。 该轴承轴 向游隙为 35 ～ 55 μm(测 量力 ±100 N)。 后轴承 锁 紧螺 母 为 M24 ×1.5, 8 级 , 装配 扭 矩 200 ～ 220 Nm。
该车在整车路试时发生后轮异常摆 动情况 。 初步判定 , 造成该问题的原因是轴承预紧力偏小 。 不足的预紧力使得轴承内 、外圈沿轴向有一定的
【主题词 】 行驶系 轮毂轴承 汽车
0 前言
轮毂轴承是汽车行驶系统中的重要零件 。目 前轿车用轮毂轴承通常为双列角接触球轴承 。轴 承的安装 、注脂 、密封以及游隙调整等每个环节都 会对轴承的性能产生重要影响 。 轴承游隙是影响 轴承性能的关键因素之一 。 轴承游隙和预紧力选 择不当 , 会影响轴承基本额定动载荷从而降低轴 承寿命 , 影响轴承的振动特性造成轴承异响 , 影响 轴承滚珠的正常运动造成轴承早期失效 。 本文主 要以轿车后轮 常用的二代轴承单元为例 (图 1), 分析研究轴承游隙与预紧力之间的关系 。
轴承在出厂时 , 内圈处于相对放松状态 , 此时 游隙为设计 (初始 )游隙 。轴承装配时需要通过安 装在轴端的螺母进行预紧 (图 2), 预紧后的游隙 为工作游隙 。 工作游隙过大会造成轴承内外圈之 间产生过大的相对运动 , 从而导致轴承异常震动 ; 工作游隙过小会造成轴承运转 时内部温度过高 , 引起咬粘 。
服 强 度 , 因 为 螺 母 为 8 级 , 此 处 采 用 σp0.2 =
640 N/mm2 。
将数据代入公式 (1), 可得 As =334.8 mm2 。 根据 As的计算值 , 查表获得相应的螺栓 (M22 ×1.5)直径为 d=22 mm, 以下为最大 、最小锁紧
扭矩公式 :
Tmax =0.58 ×K×σp0.2 ×As×d
【Abstract】 Thechoiceofwindageandpreloadingisdeeplyresearched, therelationshipbetweenwindageandpreloadinganditschoiceprincipleisanalyzed.Takingthesecond-generationrear wheelhubbearingofaB-Classvehicleasaexample, theoptimizationprocessofitswindageandpreloadingisdetailed, andthelife-spanandperformanceofthehubbearingisimprovedultimately.
确匹配 : (a)不改变锁紧扭矩 , 减小轴承游隙以配合较
小预紧力 。 这个改变 较容易实现 , 只需在轴 承加工时改
变加工公差即可 。 且较小的预紧力可降低摩擦力 矩 , 减小力矩消耗 。
(b)不改变轴承游隙 , 增加锁紧扭矩 , 保证轴 承预紧力 。
由于该轴 承游隙所需锁紧扭矩较大 , 需要采 用扭矩 +转角拧紧的方式来实现 。这种方式需添 置定转角扭矩扳手, 增加装配成本及装配工时。 另外 , 较大的预紧力增加了摩擦力矩 , 进而影响燃 油经济性 。
(2)风洞截面形状 :阻塞比小 , 对称切角矩形 和非对称切角矩形的气动参数较接近 ;阻塞比大 , 半圆形和非对称切角矩形的气动参数较接近 。
(3)选用阻塞比为 1.04%进行仿真计算 , 闭式 风洞的阻力系数比开式风洞高 1.8%;开式风洞的 升力系数比闭式风洞高 12.5%。
(4)三 种简 易 车模 的 仿 真分 析 :阻塞 比 为 1.22% ～ 1.84%的汽车最初设计模型气动参数变 化较平缓 ;阻塞比为 0.58% ～ 0.87%和 2.88% ～ 3.49%的含后视镜模型气 动参数变化较 平缓 ;阻 塞比为 0.46% ～ 0.73%的含车轮模型气动参数变 化较平缓 。
因此, 在该案例中 , 选择减小轴承游隙的方 法 , 对轴承设计进行优化 。
图 5 是 将 该轴 承 设 计 游 隙由 目 前 的 35 ～ 55 μm改为 0 ～ 20 μm后 , 锁紧扭矩 (横坐标 )与轴 承滚道变形量 (纵坐标 )之间的关系图 。 从图中可 以看到 , 锁紧扭矩增大 , 即预紧力增大时 , 滚道变 形量也随之增大 , 不利于保证轴承寿命 。因此 , 轴 承预紧力不易选用过大 。 选择适 当的预紧力 , 可 以有效减轻轴承运转过程中对 滚道的疲劳损伤 。 与此同时 , 保证轴承预 紧后其工作游隙达到合理 的负 值 区 间 。 经 计 算 , 当 锁 紧 扭 矩 在 180 ～ 200 Nm时 , 该轴承工作游隙为 -25 ～ +2 μm>0, 不适合 ;而当锁紧扭矩在 200 ～ 220 Nm时 , 该轴承 工作游隙为 -27 ～ 0 μm, 即极小的负值 , 此游隙范 围内轴承具有最佳的使用寿命和机械性能 。
参考文献
1 (日 )冈 本纯三 , 球轴承 的设计 计算 [ M] .北京 :机 械工 业 出版社 , 2003, (3):15-21.
2 刘泽九 , 贺士荃 , 刘晖 , 滚动 轴承应用 [ M] 北京 :机械工 业 出版社 , 2007, (3):413-421.
3 濮良贵 , 纪 名 刚 , 机 械 设计 [ M] 北京 :高 等教 育出 版 社 , 2001, (6):60-83.
(2)
Tmin =0.42 ×K×σp0.2 ×As ×d
(3)
(2)、(3)式中 K是扭矩系数 , 取值 0.25。
把以上计算得到的数据代入 (2)、(3)式中得
到:
Tmax =0.58 ×K×σp0.2 ×As×d2 =0.58 ×0.25 ×640 ×334.8 ×22 =683.5 Nm
Tmin =0.42 ×K×σp0.2 ×As ×d2 =0.42 ×0.25 ×640 ×334.8 ×22 =495.0 Nm
从以上计算结果可以看出 , 为了达到 150 kN
的预紧力 , 锁紧扭矩必须达到 Tmin =495.0 Nm至 Tmax =683.5 Nm的理论范围内 。而实际使用的锁 紧扭矩为 200 ～ 220 Nm。 该扭矩是无法达到预紧
力要求的 。 即目前的螺母安装扭矩不能满足轴承
预紧力要求 。
(3)解决措施 理论上有如下两种方法使得游隙与预紧力正
该轴承设计游隙 为 35 ～ 55 μm, 对 该轴承进
行配合试验 , 测得当预紧力 为 150 kN时轴承达到
最大寿命 。
根椐轴承 150 kN预紧力的要求 , 计算用扭矩
法拧紧螺栓需要的最大 、最小锁紧扭矩 :
从公式 F =0.7σp0.2 ×As
可求得 As =0.7Fσp0.2
(1)
式中 , As是公称应力截面积 (mm2 );σp0.2为屈
综合考虑后认为 , 保持装配扭矩 200 ～ 220 Nm, 将轴承初始游隙设定为 0 ～ 20 μm时 , 轴承处于最 佳使用工况 , 有最佳使用寿命和机械性能 。
(4)优化结果验证 将初始游 隙为 0 ～ 20 μm的后轴承安装于整 车上 , 螺母锁紧力矩达到 200 ～ 220Nm后 , 轿车后 轮无异常晃动情况出现 。 验证结 果证明 , 此时轴 承游隙与预紧力达到完美的平衡 , 该轴承设计得 到合理优化 , 有效解决了后轮摆动问题 。
工作游隙为极小的负值时 , 轴承寿命最佳。 合理的工作游隙则需要由设计游隙和预紧力共同 保证 。 图 4是在满足轴承最佳使用寿命情况下的 设计游 隙 、所 需预紧力 及摩擦力 矩之间的 关系 。 可以看到设计游隙与预紧力 、摩擦力矩与预紧力 皆成正比 。 即设计游隙越大 , 需要的预紧力也越 大 ;预紧力越大 , 使得轴承内部的摩擦力矩同时增 大 。轴承设计的一个基本原则是有尽可能小的摩 擦力矩, 以减少输出力矩的损耗, 降低整车油耗。 这就要求施加越小的预紧力越好 , 因此要求轴承 的设计游隙也越小越好 。 但是随着轴承设计游隙 的减小 , 对轴承生产的工艺要求也就越高 , 成本随 之增加 。考虑到供应商的加工 能力及生产成本 , 需要平衡这两者之间的关系 , 采用相对较合理的 设计游隙和预紧力 。