轮毂轴承单元

轮毂轴承单元（精选8篇）

轮毂轴承单元 篇1

汽车轮毂轴承主要承受汽车的重量, 为轮毂的传动提供精确的向导, 同时担负着降低底盘运转时的摩擦阻力。对轮毂轴承的制造过程进行技术更新, 通过轮毂轴承摆辗轧制成形过程的三维有限元模拟, 确定合理的摆辗轧制参数, 是提高轮毂轴承工作性能的关键。

随着汽车技术的发展, 对汽车轴承类零件提出了更高的要求。为满足轻量化、结构紧凑、可靠性高和安装方便, 轮毂轴承、转向球销等与周围零部件一体化制造技术得到了快速的发展, 显著提高了汽车的能源效率和稳定性。近年来, 汽车制造商和相关供应商更加注重该类产品的安全性和对环境的影响, 采用了较先进的摆辗技术。

摆辗成形工艺是先进的少、无切削精锻工艺, 该工艺使部件内应力大大降低, 形成裂纹的可能性减少, 成形时需要的轴向载荷低 (可降低80%) , 使压力机的吨位、占用厂房面积及成本大大降低。由于低成形力, 模具寿命提高, 模具相对成本大大降低, 噪声小、振动少, 易于实现机械化、自动化, 具有节材、节能、高效和产品尺寸精度高、表面粗糙度值低等特点。摆辗成形应用范围比较广, 可用来成形大多数材料和几何形状。

汽车轮毂轴承、等速万向节等装置, 其传统工艺复杂, 装配质量不高, 产品精度低, 所需设备多, 投资大等, 有必要研究开发新的工艺。摆辗轧制技术由于具有省力、成本低等优点, 成为替代老工艺的首选技术。

轮毂轴承单元

汽车轮毂轴承是一个非常重要的安全件, 担负着降低底盘运转时的摩擦阻力, 维持汽车正常行驶的重任。轮毂轴承不但承受径向载荷, 还承受轴向载荷, 且瞬间载荷大。

传统轮毂轴承的基本结构是采用中间隔圈分开的两套轴承。隔圈的作用是用来调整预紧载荷。

轮毂轴承的开发已经历了三次重大设计改革, 现在正进入第四次重大设计改革。第四次改革将会使轮毂轴承的一体化、智能化程度明显提高。轮毂轴承单元结构复杂, 精度要求高, 加工难度大。国内通用的轴承加工设备往往不能满足加工要求, 因此, 能提供该类轴承的生产企业屈指可数。

第三代轮毂轴承单元内、外圈均带法兰盘, 设定载荷误差小、可靠性高、便于安装, 大大提高了轴承使用寿命;有的还集成A B S (防抱死制动系统) 传感器等, 大大提高了其智能化水平。但第三代轮毂轴承单元采用螺母锁紧方式, 装配工序多、难度大、成本高、可靠性差。

第四代轮毂轴承单元将等速万向节与轴承整体化, 其性能更优良、结构更紧凑、安装更合理。第三与第四代轮毂轴承单元见图1和图2。

1.带凸缘的外圈2.保持架3.单体内圈4.螺母5.带凸缘的内圈6.球

摆辗轧制成形

轮毂轴承单元的摆辗轧制技术原理如图3所示, 与轮毂轴夹角为3°～6°的摆头轴向运动使轮毂轴端材料径向外变形, 形成凸缘, 与轴承内圈相互卡紧, 其最终形状如图4所示。

在摆辗成形过程中, 轮毂轴变形分为三个阶段:摆头下降, 变形开始, 此时轴承内圈所受到的载荷小。当变形进一步扩展, 轮毂轴端部材料沿径向扩展, 与内圈上端面边缘接触, 内圈载荷迅速增大。直至铆合过程完成, 内圈所受载荷仍未消除, 其残余载荷形成铆紧力。

轮毂轴2.内圈3.摆头

通过调节摆辗成形装配过程中的铆紧力和内部残余应力可以控制轮毂轴承单元的性能, 轮毂轴凸缘的变形量决定了所使用铆紧力的大小, 所以一般在摆辗成形装配过程中, 通过控制轮毂轴端部凸缘的大小, 确定所需摆辗铆紧力, 如图4所示。

在摆辗轧制时, 摆头对轮毂轴的作用力只作用在轴端表面的一小部分, 摩擦力大大减少, 金属径向流动容易。

摆辗轧制时金属流动和模具应力主要受模具轴向进给速度、摆头或工件旋转速度、摆角以及润滑的影响。

一般塑性变形情况下, 随着轴向进给量的增加, 工件变形半径增加。另外, 摆角增加, 轴向力减少, 成形工件半径增加。

摆辗轧制时, 摆头的摆角呈θ角, 使加工载荷减小。但轧制过程中, 由于摆头对组件施加轴向和径向载荷的作用, 如果对摆辗工艺参数选择不合理, 也可能对轮毂轴承性能造成不利影响, 使滚珠、滚道变形或产生压痕。因此必须选择合理的工艺参数, 例如要严格控制摆头的成形压力, 精确控制摆头压力是稳定轮毂轴承性能的关键因素。

轮毂轴承单元摆辗轧制有限元分析

利用D E F O R M软件, 建立如图5所示的摆头与轮毂轴有限元模型。基本参数如下:设轮毂轴为塑性体, 划分成40 000个四面体单元网格。其流动应力为σ=7 8 00.1 3 8M P a。摆头和内圈设为刚性体, 剪切摩擦系数mf取0.15;摆头进给率设为0.002 5s/步。在计算机模拟成形操作后, 为预测内圈弹性应力分布, 将内圈设为弹性体。

进行计算机模拟, 可预测到不同行程下的变形情况, 如图6所示。预测到的最终凸缘直径如图6c所示。与实验测量结果相比较, 模拟结果中凸缘直径超过约1%, 成形力误差较大, 约超过15%。

通过对等效应力图7分析, 发现内圈承受拉应力作用, 且在内圈上部靠近轮毂轴凸起部位承受最大应力。

轴向进给率和摆角对轮毂轴承单元轧制过程的影响也大。选取几种不同进给率和摆角, 分别进行模拟后, 可以得到如下结论:

(1) 轴向进给率下降, 轴向成形力降低, 内圈残余应力低, 制件品质高。

(2) 低进给率时不但生产率低, 而且在低到一定程度时, 轮毂轴很难成形。

(3) 摆角增加, 成形力和内圈变形量降低。

轮毂轴承单元的摆辗轧制成形基本特征, 可同样应用到其他组件的轧制成形。

结语

利用摆碾技术成形轮毂轴承具有可靠性高、质量稳定、安装方便等优点, 但是由于成形过程受摆角、摆头、润滑等条件的限制, 还有很多工作需要开展, 很多工艺参数还需要通过实验进行进一步研究。

轮毂轴承单元 篇2

摘 要：本文重点对轮毂轴承基体硬度与抗冲击性能之间的关系进行研究，通过冲击与耐久试验验证，调整内法兰零部件基体硬度能提高轮毂轴承抗冲击性能。

关键词：轮毂轴承；游隙；屈服强度；异常冲击

轮毂轴承是汽车行驶系统中的重要零部件，目前家用汽车轮毂轴承绝大部分采用双列角接触轴承。第三代轮毂轴承使用摆碾技术对轴承总成游隙进行预紧使其形成负游隙，相比于一、二代轮毂轴承其优点在于使用过程中负游隙不受锁紧螺母影响，运转可靠且稳定寿命周期长。负游隙失效已成为三代轮毂轴承重要的失效模式，本文主要探讨轴承基体硬度、轴承受冲击与负游隙失效关系。

1 负游隙、游隙定义

1.1 游隙概念 轴承内部滚动体和滚道之间一般都有正的间隙称为游隙，汽车轮毂轴承使用过程中，这个游隙需要进行消除，否则会严重影响传动系统的运动精度，并引起轴承异响且影响轴承使用寿命，所以轮毂轴承实际使用过程中会保证其处于负游隙状态。实际生产中，通过滚动体与滚道之间的弹性变形消除滚动体与滚道之间的接触间隙。由于这个弹性变形相对于原来的正游隙来说是把滚动体与滚道之间的间隙从正值变成了负值，故也常称为负游隙（三代轮毂轴承游隙应介于-0.01—-0.05mm）。

1.2 游隙检测方式 对于负游隙的检测，一般方法为在外法兰上逐渐施加一个轴向压力（如图1所示），在该力的作用下，上侧钢球原始受压状态下的弹性变形逐渐减小，在施加压力的同时，采用拨叉在一定扭矩（10N·m）作用下去拨动钢球，如果刚好能拨动钢球，说明本侧钢球处于预紧与松弛的临界状态，此时记录下的轴向压力为上侧钢球的卸载力，即轴承卸载力。通过试验验证轴承卸载力与游隙存在线性关系，即极限卸载力对应相应的负游隙上下限。

2 失效模式及分析

某车型市场陆续反馈失效故障件，此故障发生里程分布在5000-50000公里，呈现随机分布且服务站分布全国无特定区域。对故障件检测分析发现其转动力矩均大幅降低（标准值为0.4-1.5N·m，故障件转动力矩均<0.1N·m），使用游隙检测设备对该批故障件负游隙进行检测，结果显示轴承卸载力均小于最小卸载力设定值，说明该批故障件负游隙已全部失效。对故障件拆解发现典型问题如下：①外法兰存在对称性点状压痕，且滚道检测呈现椭圆状；②内法兰主轴弯曲变形（主轴弯曲程度均值平均为0.28mm，标准要求≤0.05mm）。

根据以上分析轴承受到异常冲击，内法兰主轴变形导致小圈沿沟道αR（滚动体接触角）受力方向移动，导致轴承轴向负游隙失效。

轴承受异常冲击内法兰主轴发生弯曲变形是轴承负游隙失效导致轴承异响的根本原因，异常冲击发生于驾驶习惯不当、路况恶劣等不可控因素下，本课题主要研究从轴承方面提升抗冲击性能。由于内法兰材质的屈服强度直接影响其抵抗冲击变形能力，行业中内法兰材质通常采用55#钢，而通过试验测得热处理硬度与材质的屈服强度呈现线性关系（如表1所示），故可以通过提高内法兰材质基体硬度来提高轴承总成产品抗冲击性能。

3 试验验证

3.1 试验简介

本课题通过冲击+耐久试验来模拟整车受异常冲击实际工况，冲击试验模拟整车受异常冲击过程，耐久试验模拟整车受冲击后运转环境。最终通过轴承卸载力变化值大小来验证内法兰硬度提升的改善效果。

异常冲击试验（如图2所示），将三代轮毂轴承固定在台架试验机上，试验冲击端距离轮毂轴承固定端距离为轮胎半径用于模拟实车冲击状况。

重载耐久试验台架如图3所示，该试验通过对轴承施加径向载荷和轴向载荷，模拟整车在转弯过程中承受最苛刻载荷情况。

3.2 试验效果 调整热处理工艺，分别制作硬度范围为HB180-220与HB200-250内法兰样件2批，将上述批次内法兰分别组装轴承总成产品各3套，产品均通过冲击与重载耐久试验，试验前后分别检测其卸载力数据，试验后通过卸载力数据变化值来间接反馈轴承总成产品负游隙失效程度，试验结果显示硬度调整后产品抗冲击性能明显强于调整前产品，改善前卸载力变化量为11512N，改善后卸载力变化量为2450N。

4 结论

汽车三代轮毂轴承内法兰基体硬度高低是影响其抗冲击性能的关键因素，本文通过故障失效表现形式及整车模拟试验，验证内法兰基体硬度提升能提高三代轮毂轴承抗冲击性能，避免总成产品负游隙失效，提高了轴承使用寿命，对同类产品类似失效模式改进具有实际的借鉴意义。

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.

[2]黎桂华.汽车轮毂轴承性能分析与实验研究[D].环南理工大学，2008.

[3]陈雪峰，卫瑞元.汽车轮毂轴承疲劳失效分析[J].轴承，2009（3）：30-32.

轮毂轴承单元 篇3

制动钳活塞缩回会在急转弯操作后增加制动踏板行程, 影响制动反应时间以及电子稳定性控制 (ESC) 系统的精确度。

当转向节、轮毂和制动钳总成发生偏转时就会出现这样的问题 (图1) 。作用在轮胎和道路接触面的巨大横向力会引起此类偏转。如果轮毂发生偏转, 则制动盘与制动钳活塞之间的相对运动会引起活塞位移。如果相对运动超过制动钳活塞密封件的反转极限, 活塞就会在活塞密封件上滑动, 并卡在后退的位置上。这就在制动盘与制动衬片之间产生过大的工作游隙。活塞保持在后退的位置 (缩回) 上, 直到施加下一次制动动作为止。这就是说, 随后施加制动, 要经过较长的制动踏板行程才能传递到啮合位置 (图2) 。

高性能制动

毫无疑问, 高性能汽车必须在各种驾驶情况下都能产生可预测的线性反应, 从而具有非凡的驾驶操控性和制动性。由于高性能汽车通常在其动态极限或接近动态极限的状态下行驶, 因此要达到车辆的能力, 能否绝对可靠地大转弯和制动就显得至关重要。

具有讽刺意味的是, 用于改善车辆平台以获得高性能的措施 (比如特殊的刹车和轮胎) 反而会带来增加缩回现象的负面影响。尤其严重的是, 轮毂轴承必须承受较大的作用力, 从而增加了轮毂的偏转, 而大直径制动盘则可能加大对轮毂轴承对外倾变型弯曲偏转的几何敏感性。过大的制动缩回也对E S C系统的有效性产生负面影响, 因为它会增加制动盘与制动衬片之间的工作游隙。工作游隙产生一种系统依从性, 必须被E S C克服后才能产生制动力, 这可能会延迟或降低E S C干预的有效性。

发现问题

在凯迪拉克 (Cadillac) STS-V车型的开发期间就曾出现过缩回问题。在找到解决方案前, S K F工程团队与通用汽车公司 (G M) 的工程师一起进行了系统研究。他们对汽车进行测试, 查明问题所在, 再采用实验室测试方法来重现问题。他们还确定了与改进轮毂设计相关的几个问题:

(1) 车辆底部结构可能会严重限制可以采取的轮毂弯曲刚度改善方案。

(2) 加宽轮胎通常会造成不甚理想的轮偏距, 从而对轴承位置产生负面影响。

(3) 加宽高性能轮胎可以改善附着力, 并产生较大的外倾负荷。

(4) 加大车轮通常会增加静载轮胎的半径, 从而增加给定接触压力的弯曲负荷。

(5) 增加制动盘的直径会加大制动钳活塞的轮毂外倾变形。

(6) 固定的对置活塞制动钳适应性差, 且对轮毂外倾变形的敏感性增大。

轮毂轴承单元研发要点

以往, 轮毂轴承单元的设计以其径向载荷与轴向载荷以及车轮和转向节之间的低摩擦相对运动为依据, 用来对制动盘和车轮提供支撑。就轴承单元本身而言, 需要考虑的参数包括轴承的承载能力、密封、结构法兰的强度及其固定或夹持机制等。此外, 考察轮毂轴承单元外部因素也颇有裨益, 需要考虑轮毂轴承单元对周围底盘和制动部件性能的影响。

由于车辆结构的限制, 工程人员需要尽量增加外倾刚度, 同时又要保持与现有车辆部件的对接。

有四个主要因素影响轮毂的刚度, 它们是轮毂的几何形状、轴承预负荷、轴承位置 (即由两列滚动体之间的距离、滚动体节圆直径和接触角所界定的轴承压力中心之间的距离) 。最后一个参数是轮毂法兰的弯曲点。工程团队认识到, 可以改变这些参数来改善刚度。他们增加法兰厚度, 把卡环的预负荷固定改为轨道成形, 增加列与列之间的距离, 增加外列节距圆的直径, 以便减少轮毂弯曲, 进一步增加轴承位置 (图3和图4) 。

这就确定了不对称轮毂轴承单元的概念。内列的节距直径较小, 适合现有车辆的几何形状;而外列的节距直径较大, 可容纳更多滚动体数量, 提高刚度。此外, 法兰厚度增加了3mm (图5) 。

该设计显著增加了外倾刚度, 同时又适合现有的车辆结构。测试表明, 缩回现象比原设计减小56%, 这样, 即使在苛刻的行驶条件下, 也能使车辆依然具有一致而可以预测的制动踏板反应以及精确的ESC (图6) , 这样便大幅度减少了制动钳活塞缩回的问题。到目前为止, SKF已经开发了三种X-Tracker:球轴承型 (图5) 、球和圆锥滚子轴承型 (图7) 以及圆锥滚子轴承型 (图8) 。

1.比利时圆石路面2.行驶和操控3.“8”字形行驶

缩回现象是X-Tracker所能解决的问题之一。该解决方案与制动系统和一般汽车设计有关的更详细优点如下表所示。

结语

汽车轮毂轴承延寿技术浅析 篇4

1 影响汽车轮毂轴承寿命的因素

1.1 安装和调整

如果安装技术掌握不好会使轴承的受力状态受到影响, 导致其在运行过程中无法处于正常情况, 尤其是轴承游隙的调整是否得当将关系到汽车轴承的使用寿命, 表现在大幅度转弯、侧斜等非平稳状态下轴承轴向荷载和径向荷载过大, 如果游隙调整不合格就会使轴承出现严重的早期疲劳而降低轴承使用寿命。

1.2 密封与润滑脂

汽车轮毂轴承内的润滑脂如果洁净度不够, 在长期的轴承旋转过程中会逐渐析出硬粒状物质, 另外如果轴承的密封性不强, 外界的灰尘、沙粒等会不断进入到轴承的滚道内部, 尤其是在恶劣路况环境下这种影响尤为明显。这些异物会显著增加外圈滚道、内圈滚道与轴承滚珠之间的摩擦力, 在轴承高速旋转过程中就会产生大量的热, 导致轴承的局部烧损, 对汽车轮毂轴承的使用寿命造成极大影响。

1.3 轴承本身材质

轴承本身的材质好坏直接影响轴承的使用寿命, 由于制造轴承的钢材内可能存在一些非金属氧化物类的夹杂物, 物质由于不具备金属的性质, 使得其在轧制加工过程中不与金属一起被延展, 由此与金属基体之间产生空隙等质量缺陷。这些缺陷作为应力集中之处, 并成为轴承整体质量的薄弱环节, 因此在长期的应力作用下就会加速轴承的疲劳破坏而缩短使用寿命。

1.4 轴承热处理质量

轴承的制造过程中要经过热处理以改善钢材料内部组织的微观结构, 以提高轴承的硬度和耐磨性能, 从而提高轴承的抗疲劳能力, 然而在经过淬火等热处理后, 轴承也可能会出现热处理变形、过热、欠热、淬火裂纹等质量缺陷, 反而会导致轴承的硬度、耐磨性、抗冲击性能变差, 因此降低轴承的使用寿命。

1.5 表面层质量

轮毂轴承的磨损主要发生在表面层, 包括内圈、外圈滚道的表面以及滚动体外表面, 因此这些表面层的质量直接关乎整个轴承的使用寿命, 表面层的质量包括表面粗糙度、表面波纹度等, 以轴承的滚道表面层为例, 要想使轴承能够达到设计使用寿命, 必须保证表面粗糙度Ra在0.05mm以下。

2 延长汽车轮毂轴承寿命的途径

2.1 把握好轴承的润滑、安装和密封技术

首先, 在对轴承添加润滑脂时要充分计算好油脂添加量, 避免过多或过少, 并保证润滑脂本身的质量过关以及润滑脂内部无异物。

其次, 要做好轴承安装工作, 尤其是对轴承游隙的调整, 应当由轴承制造厂在出厂之前对游隙预先设定, 以避免后续安装过程中对游隙的调整不当。

再次, 为避免外界环境中的杂质进入到轴承内部造成摩擦力过大, 应当采取科学有效的密封措施, 一般情况下是采用安装密封圈的方式, 要求轴承密封圈材料除了要严格密封外, 还必须要具备足够的耐热性能, 轴承密封圈的安装最好应当在出厂前预先安装好。

2.2 轴承材料洁净冶炼技术

针对上文提到的制造轴承的钢材内部可能产生质量缺陷的问题, 可通过洁净冶炼技术来提高钢材的性能。主要包括以下两个方面的内容:

第一, 通过采用先进的冶炼技术, 例如钢包精炼、真空脱气等, 以提高钢材本身纯度, 并降低杂质和氧的含量, 减少应力集中现象, 以使钢材本身的抗摩擦、抗疲劳、抗冲击性能得到提高。

第二, 在冶炼过程中向钢材中添加合金成分, 如铬、镍等, 以强化材料基体的硬度和稳定性, 经试验表明, 添加合金成分后的轴承抗疲劳性能可提高6倍以上。

2.3 轴承表面改性技术

由于轴承的表面层是决定其使用寿命的关键因素之一, 因此可通过对轴承表面改性的方式来提高轴承滚动部件与内、外滚道的耐磨损和抗疲劳性能, 以此延长轴承的使用寿命。具体来说可有以下几个方面的措施:

第一, 可对轴承表面层进行渗碳处理。即将轴承部件置于活性渗碳介质中, 并在高温下保持足够的时间, 以使表面达到高碳的状态而不改变内在结构, 通过渗碳处理后轴承内部表现为韧性而表面表现为硬性, 因此轴承的抗磨损、抗疲劳以及抗冲击性能都能得到不同程度的提高。

第二, 可采用先进的激光表面改性方法对轴承表面层进行改性, 以获得更高的表面硬度、强度、耐磨性能、耐腐蚀性能、合适的表面粗糙度, 并进而获得较长的使用寿命。

第三, 利用离子注入技术使高能量的离子束注入到轴承材料表面层内部, 随着离子束能量的逐渐失去, 使之停留在材料内部, 从而引起轴承表面材料成分的改变, 优化表面的性能。有研究表明, 通过离子注入技术可以显著提高轴承各个接触面的耐磨性。

3 结语

综上所述, 汽车轮毂轴承的寿命是提高整车安全运行并降低运行成本的关键所在, 在实际工作中可通过对轴承进行润滑、密封、合理安装、提高制作钢材质量以及对轴承表面改性等技术延长汽车轮毂轴承的寿命。除此之外, 随着科技的发展, 相信还会有更加先进的技术出现, 这需要相关工作者去不断发现。

摘要：汽车轮毂轴承的质量对于整个汽车而言是极为重要的, 随着社会的发展和科技的进步, 人们对汽车使用过程中的安全性、操作性以及寿命等指标都提出了更高的要求, 因此就要求在现有的基础上不断提高轮毂轴承的使用寿命。本研究首先介绍了影响汽车轮毂轴承使用寿命的若干因素, 然后从这些影响因素出发, 探讨延长汽车轮毂轴承使用寿命的技术途径。

关键词：汽车,轮毂轴承,寿命,延寿技术,改进途径

参考文献

轮毂轴承安装螺栓力矩衰减研究 篇5

在汽车设计上, 螺栓拧紧力矩设计是比较复杂的问题。螺栓选用及拧紧力矩施加是为了使被连接件之间产生足够的夹紧力, 避免零件之间在受载过程中发生相对运动从而产生异响及零件在循环应力作用下发生疲劳断裂。现某车型后制动器采用的是三代轮毂轴承, 铝制转向节, 轮毂轴承的安装螺栓为M12×1.25-10.9。该制动器螺栓拧紧工艺采用力矩法, 安装轮毂轴承的螺栓拧紧力矩为 (145±5) N·m。螺栓在拧紧后, 依据JB/T 6040-2011《工程机械螺栓拧紧力矩的检验方法》, 应用力矩扳手采用直接检验方法, 复检结果显示:10min内, 螺栓力矩衰减到120~130N·m。复检力矩超出设计力矩范围, 产品不合格。图1为力矩衰减处理流程, 图2为轮毂轴承安装结构剖面图。

过程调查

拧紧设备为电动拧紧设备, 利用该设备将螺栓直接拧紧在轮毂轴承上, 螺栓复检力矩不衰减, 说明拧紧设备力矩合格。以制动器总成的形式进行装配, 将螺栓用力矩扳手拧紧至145N·m, 复检力矩不衰减。设备初始拧紧参数见表1。

结构调查

此处有三个被连接件, 属于刚软中间体连接。轮毂轴承底座为淬火合金钢;转向节抗拉强度≥290MPa, 屈服强度≥220MPa;罩壳板厚1 m m, 屈服强度195M P a。其中轮毂轴承、转向节各安装面为机械加工面, 表面平行度及平面度均能得到保证;制动盘罩壳为冲压板材, 此种结构广泛运用在制动器总成中, 故可以排除力矩衰减为罩壳平面度引起。

拧紧理论调查

在电动设备拧紧过程中, 存在动态力矩向静态力矩转化的现象。设备拧紧力矩为动态力矩, 复检力矩为产品静态力矩, 在转化过程中, 对于软体连接、刚软中间体连接, 会出现力矩衰减现象, 且设备拧紧越快, 力矩衰减越大。

设备调整及工艺验证

根据第3节, 对拧紧设备拧紧阶段做出以下调整, 见表2。

此制动器总成, 转向节供应商为A、B两家, 螺栓供应商为C、D两家, 轮毂轴承及制动盘罩壳均只有一家供应商。为了确定设备及产品的工艺能力, 将转向节及螺栓进行四种组合, 测量不同状态下, 螺栓复检力矩范围, 每种组合样本容量为40, 结果见表3。

从表3的数据可以看出, 螺栓复检力矩得到提高, 但仍有螺栓的复检力矩不合格。为了保证螺栓的轴向夹紧力, 可以进一步提高设备的拧紧力矩, 以提高螺栓的复检力矩。同时复检力矩也有超出150N·m, 因此需要测量产品的屈服力矩。为了确定四种组合中产品的屈服力矩, 将表1中第四阶段拧紧力矩设置为200N·m, 测试制动器实际屈服力矩, 结果见表4。

其中旋转角度为设备达到实际拧紧力矩后, 附加转动角度, 以保证力矩施加到位。

表4中, 使用C螺栓的制动器, 螺栓力矩均达到了200N·m, 产品设计富余量充足;使用D螺栓, 制动器总成屈服力矩未达200N·m, 设备在拧紧过程中出现了打滑现象, 最小屈服力矩为166.6N·m, 强度富余量较小。如果继续提高拧紧力矩, 需要校核连接结构。

轮毂轴承安装螺栓力矩校核

该车型满载单边后轮荷为M=5 3 4.0 8 k g, 车轮滚动半径为370.55mm, 车轮中心线到轮毂轴承安装面的距离为30mm, 螺栓的相对刚度系数为0.2, 螺栓法兰面面积为:242.66mm2, 螺栓的摩擦系数为:0.1~0.16, 轮毂轴承底座与制动盘罩壳的摩擦系数取0.12。设计满足要求。

1.L1为车轮中心到轮毂轴承安装面距离2.L2为车轮半径3.L3为轮毂轴承安装孔分度圆半径

(1) 车轮承受3g垂向力, 在此工况下, 要求轮毂轴承与转向节之间不发生相对移动, 螺栓预紧力满足条件:3Mg→F1≥33 380.3N。

(2) 车轮承受0.6g侧向力和1g垂向力工况, 螺栓不发生屈服及转向节与轮毂轴承不发生相对移动。

要求轮毂轴承与转向节之间不发生垂向相对移动, 预紧力要求满足:

螺栓法兰面处的转向节不出现压溃, 螺栓预紧力F要求满足:

由力矩平衡可得螺栓的负载F':

螺栓可以承受的最大法兰面压强为:242.66×300=71 461.1N

考虑扭转切应力, M12×1.25-10.9螺栓最大允许轴向力:

由以上分析, 螺栓的夹紧力需满足:33380.3N≤≤66 528.4N

根据公式:

当摩擦系数为0.1时:当轴力为66 528.4时, 摩擦力矩为117.4N·m。

当摩擦系数为0.16时:当轴力为33 380.3时, 摩擦力矩达到90.3N·m。

因此, 螺栓的力矩可以设置在90.3N·m≤M≤117.4N·m。

考虑实际螺栓力矩复检范围及产品力矩要求, 最终确定将螺栓的力矩设置为 (105±10) N·m。经过试验验证, 产品复检力矩合格。

结语

轮毂轴承单元 篇6

轮毂轴承是汽车上的重要基础件,它的作用主要是作为承重件和为轮毂的传动提供精确引导,既承受径向载荷又承受轴向载荷;零件形状复杂,尺寸精度和形位公差要求高,锻造工艺性差。目前,国内外各主要轴承企业主要采用开式模锻工艺进行生产,锻件成形质量较差,材料利用率较低[1,2]。

闭式无飞边锻造工艺是一种先进的锻造工艺,如图1所示。与开式模锻相比,无飞边锻造工艺中锻件在封闭的模膛内成形,不产生飞边,材料利用率高,成形精度高,可实现锻件的近净成形或净成形[3]。

本文运用Deform-3D对轮毂轴承套圈的闭式精锻成形过程进行了三维数值模拟,并对模拟结果进行了分析。为轮毂轴承套圈精锻成形工艺研究和模具设计提供了理论依据。

2 零件及工艺分析

2.1 工艺方案

轮毂轴承的外圈带有反挤压结构和外法兰盘,其锻件(图2)形状比普通直接锻造成形的轴承锻件复杂[4]。

通过对零件结构的技术工艺分析,采用闭式精锻成形工艺,工艺流程见图3所示。

2.2 毛坯预锻造

由剪床精密下料,坯料尺寸准52mm×80mm。先对工件进行镦粗预成形,其作用主要有:(1)通过预成形,实现毛坯在精锻成形模具中有效定位;(2)通过镦粗变形去除毛坯表面氧化皮;(3)合理分配金属坯料的材料流动,确保产品终成形的质量[5]。

锻件预成形形状为一回转体,通过自由镦粗变形能够满足预成形的要求,因此,预成形采用自由镦粗方式。镦粗过程中,零件将出现鼓形形状。考虑到工艺系统的不稳定性,取最大直径为φ70.4mm,由体积不变条件,镦粗高度为50mm,预镦粗尺寸为φ70.4mm×50mm(图4),镦粗比为1.6。

3 终锻成形过程数值模拟分析

3.1 建立刚粘塑性有限元模型

(1)轴承套圈材料GCr15,模拟中采用美国牌号AISI52100,加热温度1150℃,模具预热温度300℃。

(2)锻件结构对称,选形体1/4作为研究对象,采用四面体单元,划分初始网格30000个。

(3)边界条件:采用剪切摩擦模型,摩擦因子取0.3[6]。

有限元模型如图5所示。

3.2 数值模拟结果分析

运用Deform-3D对轮毂轴承套圈终锻成形过程进行了数值模拟,零件终成形时的等效应力如图6所示。等效应力的最大值出现在零件的纵向飞刺处,飞刺越高,应力越大,因而阻止了材料的流动,促使金属充满模具型腔。

成形过程的负载曲线如图7所示。曲线大致分为两个阶段:第一阶段,鼓形坯料的镦粗,变形量较小,成形阻力较小,载荷变化不大。第二阶段,成形终了阶段,行程小,变形抗力增加迅速,此阶段形成零件的最终形状和尺寸。

4 结论

本文对轮毂轴承套圈成形工艺进行了分析,设计了闭式精锻成形工艺方案。并采用刚粘塑性有限元理论,利用有限元分析软件Deform对轮毂轴承套圈的闭式锻造成形进行了数值模拟。模拟结果表明,在该工艺方案及成形参数设置下,能够实现轮毂轴承套圈的精锻成形,成形效果良好。可为实际生产过程工艺参数和模具设计提供理论指导。

参考文献

[1]周菊秋,沈样烽.轿车轮毂轴承毛坯塔锻工艺[J].锻压装备与制造技术,2004,39(2):70-71.

[2]洛阳轴承研究所,韶关东南轴承有限公司,襄阳汽车轴承股份有限公司.JB/T10238-2001汽车轮毂轴承单元[S].行业标准-机械(CSIC-JB),2001.

[3]谷志飞,吴伯杰.滑动叉无飞边锻造工艺研究[J].锻压技术,2005,(5):12-14.

[4]余挺,王俊发,顾力强.轴承套圈锻造数值模拟[J].轴承,2005,(7):10-13.

[5]胡建军,夏华,金艳,许洪斌.摩托车档位齿轮精锻成形工艺优化[J].热加工工艺(铸锻版),2006,(4):48-50.

某轻型客车轮毂轴承的匹配计算 篇7

某厂家新开发的轻型客车在试验场出现了两起前轮毂轴承烧蚀的问题,对故障件回收分析,并对其他试验车排查分析,可能原因有四种:①轴承负载不够;②轴承装配锁紧螺母力矩过大:③转向节轴颈、或者轮毂内腔尺寸超差;④轴承的自身质量问题。其中,②、③、④属于装配、制造问题,本文仅针对原因①进行分析处理。

1、结构分析

该轻型客车前轮毂总成中,使用两个单列圆锥滚子轴承支撑,基本结构如图1所示:

轴承的受力一般受到三种力的影响,一是由静载荷产生的力F1;二是车辆转弯时产生的侧向力F2;三是车辆制动时出现的轴荷转移△F。所以,计算轴承所受到的力也应该考虑到这三种的因素。

两个圆锥滚子轴承的相关参数如下:

2、理论计算

简化轮毂轴承静载荷下的受力图(图2),并整理计算用整车参数:

设定内轴承因静载荷所受到的力为Fi,外轴承为Fo,根据力平衡和力矩平衡:

Fil:内轴承承受的静载荷;

Fo1:外轴承承受的静载荷;

计算得出:Fi1=4377N,Fo1=3326N。

车辆在整车的转弯过程中,设定侧向加速为0.1g,画出此时轴承的受力图,由于两个轴承对顶装配(图3),再受到方向向里的力时,外轴承内圈与外圈有分离的趋势,不受轴向力,内轴承承受全部的轴向力,列出力与力矩的平衡图(设定正常转弯时侧向加速度为0.1g):

Fi2:由于侧向力而产生的内轴承受力;

Fo2:由于侧向力而产生的外轴承受力;

F2:车辆转弯时产生的侧向力;

F1:静载荷的单边轮荷;

L3:内轴承到旋转中心的距离,为124.5mm

L4:外轴承到旋转中心的距离,为75mm;

R:轮胎半径,为327mm;

Y0:轴承的计算系数,当前轴承为0.7;

计算得出:Fi1=1078N,Fo1=1567N

计算轴荷转移影响(图5),根据公式:

△F:轴荷转移;

m;整车最大总质量;

a:制动减速度,取0.3g;

h;车辆满载重心高度;

L;轴距;

计算得出,ΔF=298kg。

根据静载荷下轴承受力的计算方法:

Fi3:轴荷转移时,内轴承承受的载荷;

Fo3:轴荷转移时,外轴承承受的载荷;

计算得出:Fi3=849N;Fo3=645N

由上可知,在只考虑静载荷影响的时候,轮毂内轴承总的受力;轮毂外轴承总的受力。

根据整车参数、轴承参数,设定车速为50km/h,计算轴承寿命:

考虑三种力的影响,此时轮毂内轴承总的受力轮毂外轴承总的受力。

同样的速度条件,根据上述公式计算:

通过计算,车辆外轴承的使用寿命为8.2万-45.8万公里,内轴承使用寿命为23.6万—80.8万公里。

该公司对整车寿命要求为25万公里,轴承应该满足整车寿命的要求,根据理论计算结果和实际的使用情况,应对内、外轴承进行加强。

要满足上述的轴承加强目的,必须充分考虑现有的转向节、轮毂、制动盘等机构布置,同时提高轴承额定动载荷,我们查找了所有国标轴承和英制轴承,并和配套厂家一起做了很多方案,通过分析,内轴承重新选择型号LM29749轴承,外轴承重新选择M12649,调查发现,轴承厂家不同,同一型号轴承的参数也不同,下表所示:内轴承LM29749

外轴承M12649

重新计算各厂家型号轴承的使用寿命(在三种力的共同影响下):

计算表明,永安轴承在该承载条件下,外轴承使用寿命为30.5万公里,内轴承使用寿命27.8公里,表现最好。按该轴承重新设计轮毂、转向节等相关零件,使用cae分析软件进行强度分析;

并进行轴承的台架试验和试验车的实车验证。

3、验证

按照国家标准GB/T24607-2009和GB/T6391-2010,轴承可靠度大于95%;

可靠性路试进行了两台车,分别编号为1#、2#。

按照汽车厂家要求,路试车辆强化路能够满足12000km,即认定为合格。

4、结论

目前,国内汽车开发一般选择进行对标设计,但装出来的实车与车辆的实际工况又与标杆车不同,这会导致一些问题。

对标设计会让新产品开发少走一些弯路,但是,一定要根据实际使用情况对设计再进行确认,以满足国内市场。本文仅针对轮毂轴承的受力情况进行分析和计算,希望对其他产品开发有所启示。

参考文献

[1]李驻国.轿车前轮毂轴承早期失效与配合精度的相关性分析.轴承.2000.No.2.

[2]濮良贵,纪名刚.机械设计.北京:高等教育出版社.2003.

[3]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社.2000.

创新的轮毂轴承伺服旋铆机的设计 篇8

本伺服旋铆机是针对C305汽车轮毂开发研制的专机, 采取手工上料, 自动定位压紧铆接测量。生产节拍为15s/件, 铆接精度为0.01mm。

汽车轮毂轴承的作用主要是承受汽车的重量及为轮毂的传动提供精确的向导, 它既承受径向载荷又承受轴向载荷, 是一个非常重要的安全件。随着前置驱动轿车的飞速发展, 轮毂轴承也发生了很大变化, 新一代的轮毂轴承采用轴端的铆压成形, 轴向力使带凸缘的内圈产生塑性变形, 与小内圈压紧, 从而去掉了联接螺母, 有助于减小轮毂单元的重量和尺寸, 提高可靠性。

与传统铆接机的比较

传统铆接机采用气动进给, 无法控制进给速度, 进给深度靠固定挡铁控制, 铆接质量在铆接过程中得不到实时检测和控制, 不能满足轮毂轴承大批量稳定生产的需要。轮毂轴承伺服旋铆专机是根据轮毂轴承生产铆接的需要而专门设计的, 主要由旋铆单元、轮毂铆接伺服进给装置、轮毂轴承定位夹具、控制系统、轮毂轴承生产批号打印系统、上位计算机管理系统及机械结构框架等组成。轮毂轴承铆接进给采用伺服控制系统, 可以根据铆接工艺的需要实现铆接速度的控制, 铆接采用径向铆接方法, 铆接力和位移可以通过位移传感器和力传感器实现实时监控。它完全克服了传统铆接机在过程中质量得不到检测和控制的缺点。

轮毂轴承工艺

轮毂轴承在铆接成形过程中, 轮毂变形分为三个阶段:第一阶段, 伺服压机带动轮毂轴上升, 铆头与轮毂轴接触, 变形开始;第二阶段, 变形进一步扩展, 轮毂轴沿径向扩展, 与内圈倒角接触;第三阶段, 铆接过程完成。

在第一阶段, 几乎所有的铆头压力都用于轮毂轴的最初成形, 内圈载荷很小且恒定。进入第二阶段, 铆头压力传递到内圈, 内圈载荷迅速增大。在第三阶段, 由于铆头压力使内圈载荷逐渐增大直至饱和, 铆压结束后, 甚至铆头已抬起, 内圈载荷仍未消除, 仍保留某些载荷, 可以认为残余载荷形成了卡紧力。

从上述工艺分析中可以看出, 采用伺服进给可以实时精确地控制和监控铆接过程中加载的压力, 这种铆接工艺用于轴承的装配铆接十分适合, 可以对内圈进行精密的预紧, 并且在铆接的过程中可以通过“力-行程”监控技术来避免破裂、褶皱等装配缺陷发生。对于材料的缺陷也可以及早发现, 杜绝不合格品流出工厂, 确保装车后的安全。

伺服旋铆机设计方案

1. 被压装零件固定方式

如图1所示, 轮毂轴承采用发蓝端面和轴向定位方式, 上面用铆前预压紧。

2. 铆接机设计方案

根据铆接设备的功能要求, 该设备必须具备下列运动:

(1) 工件夹紧定位。

(2) 工件向上运动, 包括工进和快进。

(3) 铆接头旋转铆接运动。

根据上述分析, 确定铆接机主要由三大功能部件组成 (如图2所示) :工件铆接定位夹紧夹具、工件向上举升机构和工件铆接机。

3. 铆接机机械结构设计

铆接机机械结构主要包括工件铆接定位夹紧夹具、工件向上举升机构、旋铆头和框架。

工件铆接定位夹紧夹具主要用来实现工件的准确定位和铆接时的夹紧。采用气动三爪自定心夹盘夹紧定位, 夹具设计要求定位准确, 夹紧迅速、可靠, 夹具定位装置表面镀铬。工件向上举升机构用来实现定位夹具及被夹紧工件快速进给和工进铆接。工件向上举升机构采用伺服电动机驱动, 考虑设备空间有限, 没有采取直联的结构, 通过齿形带传动机构将伺服电动机与丝杠连接起来, 在丝杠端部安装有码盘和压力传感器, 可以实时检测铆接力和轴向位移。旋铆头采用径向铆接方式, 铆接力小, 铆接成形时金属纤维流动方向合理, 不损坏金属纤维, 采用此种铆接方式铆接的工件强度要比传统的压铆和碾铆铆接的工件强度高。旋铆机旋铆采用普通减速电动机驱动——SEW减速电动机。

4. 铆接机控制管理系统设计

该设备具有检测、储存相关压力、位移、压装时间等数据功能, 并能实时显示、打印出位移压力曲线图形, 并能在图形上按要求显示设定点处的压力、位移值, 且能储存、查询该点压力、位移值 (历史数据) , 能打印批号。经简单调整后, 也应能适用于其他类似产品轮毂轴承的压装。设备具有安全保护功能, 处于自动工作状态时, 操作者身体任何部位不能进入工作区, 压装力、压装速度、行程超出设定值或无零件时设备应报警并停止工作返回初始状态。设备具有两种状态:自动和手动工作状态。一切设备的调整工作均在设备手动工作状态下进行。设备压装零件的速度 (指压头接触零件时开始到压装到位的速度) 为3～10mm/s之间可调, 且空行程速度可达50mm/s以上, 可根据需要调整。

在设备上能设置不同产品 (至少10个) 的压装力、保压力、压装速度 (压头接触工件后的速度) 、位移参数、按工艺要求设定检测点的压力范围值, 调试好设备后, 铆接不同产品时直接调用产品型号。

如图3所示, 控制管理系统主要由压力传感器、位移传感器、西门子PLC (S7系列) 、显示屏、打印机、伺服控制器、转换器、电器控制柜、工业计算机及现场总线等组成。

控制管理系统采用上位机 (工业计算机, 操作系统Windows NT或Windows 2000) 、下位机 (西门子PLC S7系列) 联合管理模式, 上位机控制下位机, 并对不同产品检测数据集中管理, 具有对检测数据采集分析处理和自动存储 (可存储到硬盘或光盘上) 、数据检索、图形建立 (能够生成力、位移控制图、P图、n P图、X-R图、X-M S、CP K值统计图等) 、打印、故障的自诊断、显示等功能;但工控机不能直接对工艺参数和检测数据进行修改。在上位机关闭或损坏的情况下, 下位机 (PLC) 能够单独控制设备的正常压装运行, 不同产品 (至少10个) 的压装力、保压力、压装速度 (压头接触工件后的速度) 、空行程速度、位移参数、按工艺要求设定检测点的压力范围值的设置及报警均由PLC来完成, 应有参数设置、调试、操作员使用权限等。工业计算机管理界面应设置有:产品型号选择, 不同产品历史数据、图形查询, 不同产品从第二个阶段过渡到第三个阶段 (如图4所示) , 压力、位移历史数据查询等。

设备设置调试、操作员使用权限等。压装完成后, 如零件合格设备自动打印批号, 零件型号、零件号、批号与检测此零件的数据必须一一对应, 设备如图5所示。

结语

本铆接机铆接进给采用伺服控制, 具有目标压力停止功能, 目标位移停止功能, 目标压力保持和时间停止功能, 目标位移保持和时间停止功能, 位移、压力、时间和压速控制功能等是本项目的创新点。

根据轮毂轴承铆接工艺和实际生产需要, 设计的伺服驱动进给的旋铆机及其控制管理系统, 满足了实际生产的需要。试验结果表明:通过伺服系统控制的铆接机极大地改进了产品质量, 延长了产品的寿命, 从而提高了产品的可靠性。