第1代轎車輪轂軸承外徑面配合過盈量選取

賈紅玲，劉廣洋

(韶關(guān)東南軸承有限公司，廣東 韶關(guān) 512029)

符號說明

ag——側(cè)向加速度

B——軸承外徑面和轉(zhuǎn)向節(jié)座孔間的配合長度，mm

D——軸承外徑，mm

Dh——轉(zhuǎn)向節(jié)外徑，mm

E——外圈溝道直徑，mm

E1——彈性模量(對于軸承鋼，一般取E1=207 GPa)

F——靜摩擦力，N

Fy——軸承承受的側(cè)向力，N

f——靜摩擦系數(shù)，f=0.125

Δf——過盈量(轉(zhuǎn)向節(jié)座孔和軸承外徑面之間或輪轂軸和軸承內(nèi)徑面之間)，mm

g——重力加速度，m/s2

H——汽車質(zhì)心高，mm

Pf——配合壓力

T——輪距，mm

W——滿載后前軸或后軸的質(zhì)量，kg

1 第1代輪轂軸承單元結(jié)構(gòu)

由于國內(nèi)汽車行業(yè)起步較晚，第1代轎車輪轂軸承單元的應(yīng)用仍然占有相當大的比重，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

1—止動環(huán)；2—轉(zhuǎn)向節(jié)；3—第1代汽車輪轂軸承；4—輪轂軸；5—鎖緊螺母；6—軸或花鍵軸圖1 第1代輪轂軸承裝配圖

軸承內(nèi)、外徑面與其配合表面之間為了防止蠕變，往往采用過盈配合。如果軸承所承受的由過盈配合產(chǎn)生的軸向力(靜摩擦力)小于轎車轉(zhuǎn)彎時所承受的側(cè)向力，軸承和轉(zhuǎn)向節(jié)之間就會產(chǎn)生相對位移。但通常情況下，制動鉗和制動盤之間的間隙不大，所以在此種情況下制動系統(tǒng)就會產(chǎn)生異響。由此可知，為避免異響的產(chǎn)生，軸承外徑面和轉(zhuǎn)向節(jié)座孔之間的過盈量是關(guān)鍵。為此，本文對軸承外徑面和轉(zhuǎn)向節(jié)座孔之間的過盈量選取進行研究。

2 軸承外徑面與轉(zhuǎn)向節(jié)座孔間過盈量的計算

2.1 轎車行駛過程產(chǎn)生的側(cè)向力

對于普通的轎車，其側(cè)向加速度從-0.55g～0.55g服從正態(tài)分布，其中最大為0.55g。有研究認為轎車的側(cè)向加速度為5%的-0.25g(左轉(zhuǎn))，5%的0.25g(右轉(zhuǎn))以及90%的0g(直線行駛)分配。為了便于描述，以內(nèi)側(cè)車輪(駕駛員右方車輪)為例，根據(jù)文獻[1]，轎車在行駛過程中對軸承所產(chǎn)生的側(cè)向力為:

(1)

2.2 軸承外徑面和轉(zhuǎn)向節(jié)座孔之間的配合壓力

轎車行駛中，軸承外圈和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的靜摩擦力是由軸承外徑面和轉(zhuǎn)向節(jié)座孔之間過盈配合的配合壓力產(chǎn)生的，由靜摩擦力和靜摩擦系數(shù)之間的關(guān)系可得配合壓力為:

(2)

2.3 過盈量選取

根據(jù)文獻[2]，軸承外徑面與轉(zhuǎn)向節(jié)座孔之間因配合產(chǎn)生的壓力為:

(3)

則過盈量為:

(4)

3 實例計算

由(1)式可得轎車行駛過程對軸承產(chǎn)生的側(cè)向力；由(2)式及(4)式可得軸承外徑面和轉(zhuǎn)向節(jié)座孔之間的過盈量，其計算結(jié)果見表1。

表1 側(cè)向力和過盈量計算結(jié)果

為保證轎車在較大的側(cè)向力情況下，軸承與轉(zhuǎn)向節(jié)之間不產(chǎn)生軸向位移，保證軸承正常工作，制動系不產(chǎn)生異響，這里取側(cè)向加速度為-0.55g時的過盈量0.035 mm為參考。由于軸承的外徑面公差按照國家標準規(guī)定一般為0.012 mm左右，而轉(zhuǎn)向節(jié)座孔一般采用車加工來完成，因此，轉(zhuǎn)向節(jié)座孔公差可在此基礎(chǔ)上適當減小，從而保證軸承和轉(zhuǎn)向節(jié)之間不產(chǎn)生軸向位移。

4 結(jié)束語

本文介紹的方法可以比較準確而又快速地制定軸承外徑面和轉(zhuǎn)向節(jié)座孔的過盈量，為產(chǎn)品開發(fā)節(jié)省寶貴時間，大大提高了設(shè)計效率。