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

(韶關東南軸承有限公司，廣東 韶關 512029)

符號說明

ag——側向加速度

B——軸承外徑面和轉向節座孔間的配合長度，mm

D——軸承外徑，mm

Dh——轉向節外徑，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——軸承承受的側向力，N

f——靜摩擦系數，f=0.125

Δf——過盈量(轉向節座孔和軸承外徑面之間或輪轂軸和軸承內徑面之間)，mm

g——重力加速度，m/s2

H——汽車質心高，mm

Pf——配合壓力

T——輪距，mm

W——滿載后前軸或后軸的質量，kg

1 第1代輪轂軸承單元結構

由于國內汽車行業起步較晚，第1代轎車輪轂軸承單元的應用仍然占有相當大的比重，其結構如圖1所示。

1—止動環；2—轉向節；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、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生的軸向力(靜摩擦力)小于轎車轉彎時所承受的側向力，軸承和轉向節之間就會產生相對位移。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就會產生異響。由此可知，為避免異響的產生，軸承外徑面和轉向節座孔之間的過盈量是關鍵。為此，本文對軸承外徑面和轉向節座孔之間的過盈量選取進行研究。

2 軸承外徑面與轉向節座孔間過盈量的計算

2.1 轎車行駛過程產生的側向力

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

(1)

2.2 軸承外徑面和轉向節座孔之間的配合壓力

轎車行駛中，軸承外圈和轉向節之間的靜摩擦力是由軸承外徑面和轉向節座孔之間過盈配合的配合壓力產生的，由靜摩擦力和靜摩擦系數之間的關系可得配合壓力為:

(2)

2.3 過盈量選取

根據文獻[2]，軸承外徑面與轉向節座孔之間因配合產生的壓力為:

(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生的側向力；由(2)式及(4)式可得軸承外徑面和轉向節座孔之間的過盈量，其計算結果見表1。

表1 側向力和過盈量計算結果

為保證轎車在較大的側向力情況下，軸承與轉向節之間不產生軸向位移，保證軸承正常工作，制動系不產生異響，這里取側向加速度為-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定一般為0.012 mm左右，而轉向節座孔一般采用車加工來完成，因此，轉向節座孔公差可在此基礎上適當減小，從而保證軸承和轉向節之間不產生軸向位移。

4 結束語

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向節座孔的過盈量，為產品開發節省寶貴時間，大大提高了設計效率。