輪轂軸承單元內圈蠕動特性的試驗研究*

陳偉軍,汪 峰,郭 權,許京亞,王青娣

(浙江萬向精工有限公司,浙江 杭州 311202)

0 引 言

汽車工業迄今為止已經有100多年的發展歷程,而輪轂軸承作為汽車的部件之一也經歷了不斷演變的過程,從最早的2個單列軸承到現在最為常見的第三代輪轂軸承單元。

蔣興奇等人[1]對第三代輪轂軸承單元的多種優點進行了闡述,其具有易安裝、低摩擦、高剛性等特點,使其應用越來越廣泛,經過多年的發展,現在第三代輪轂單元在乘用車上的應用已經越來越普遍。袁騰飛等人[2]指出了輪轂軸承是汽車非常重要的零部件,其主要作用是承重,以及為輪轂轉動提供精確引導,因其既承受軸向載荷又承受徑向載荷,所以是軸承中技術要求較高的一類;同時,通過調研發現,目前第三代輪轂單元已經占據很高的市場份額。TANG Shi-xi等人[3]開展了輪轂單元振動特性的研究,通過對其振動信號進行分析,可以預測輪轂單元的壽命。

而與振動直接關聯的噪音是目前顧客感知輪轂單元是否有異常的最普遍的方式。由于現代乘用車絕大部分大都使用承載式車身,故其配合異常會令客戶抱怨輪轂軸承存在異響。通過對近年來售后問題的分析,尤其在新能源乘用車逐漸普及的大背景下,低重心帶來的車輛操控性提升和車輛起步時的大扭矩驅動產生的慣性作用,使得第三代輪轂軸承單元內圈與法蘭軸頸之間的相對蠕動問題更加凸顯。蠕動在其滑動瞬間就會產生異響,當蠕動長期存在時,若異響未被識別,內圈和法蘭軸配合面會產生磨損,導致配合過盈量降低,軸承變得松曠,進而出現行駛異響,嚴重的會產生法蘭盤斷裂的風險。為此,普通乘用車需要保證在0.7 g的側向加速度載荷下不蠕動,而高性能型汽車則會有更高的載荷要求[4]。

HARRIS T A等人[5]利用彈性壁厚理論,分析了過盈量對游隙的影響,通過配合關系計算了圓環的配合力、尺寸變化等;但是其理論研究主要集中在對游隙、接觸角等的影響方面,沒有涉及到對內圈蠕動的分析。岡本純三[6]闡述了過盈配合的目的是防止蠕變,并就如何計算配合的應力、套圈直徑變化及產生的應力展開了詳細分析;但該研究也未就如何防止蠕變發生給出計算方法。尤紹軍等人[7]通過公式推導,給出了軸與內圈過盈配合的摩擦力計算公式,并指出了帶動內圈旋轉的力矩就是軸承的摩擦力矩;采用這個方法來控制內圈與軸的過盈量,其設計要求過低,軸承轉矩普遍都很小,通過設計過盈量來抵抗內圈蠕動的力矩,肯定遠大于軸承自身的轉矩,因此在實際應用工況中,蠕動還是時有發生。劉曉初[8]基于彈性力學理論,提出了過盈配合產生的溝道變形計算方法,并引入當量直徑的概念來估算變形;但是該研究主要針對的是過盈配合對軸承游隙的影響,并沒有對軸承使用過程中產生的相互作用帶來的影響開展研究。

熊偉等人[9]采用理論計算的方法,得到了最小和最大內圈及法蘭軸的過盈量,運用ABAQUS軟件對鉚壓成型工藝進行了分析,采用徑向過盈量增加方式修正內圈和法蘭軸的配合,并通過0.6 g側向加速度耐久試驗,驗證設計的合理性。該研究中雖然對內圈蠕動進行了確認,驗證了內圈最小過盈量設計的合理性,但并未對蠕動的原因進行詳細說明,且研究對象采用的是鉚壓輪轂單元結構,同時用于測試的側向加速度也偏小,還缺少鎖緊力帶來的防蠕動效果,也未提出應用臨界蠕動載荷來確定最佳過盈配合設計,故該研究不具有針對性和代表性。

由于內圈防蠕動設計缺少有針對性的理論研究,筆者通過分析驅動型非卷邊輪轂單元的受力情況和重載條件下的內圈變形現象,確認內圈蠕動發生的影響因素,通過設計軸向鎖緊力試驗,確定鎖緊力與鎖緊力矩的關系;設計靜態和動態極限蠕動試驗,來研究過盈量、鎖緊力矩與靜態驅動力矩、動態工作載荷之間的關系,為確定內圈與法蘭軸的過盈配合及軸承軸向鎖緊設計提供參考。

1 內圈蠕動影響因素分析

輪轂軸承單元內圈裝配和受力圖如圖1所示。

圖1 輪轂軸承單元內圈裝配和受力圖

圖1中:第三代驅動非鉚壓輪轂單元在實際使用中需要采用等速驅動軸連接,同時采用螺栓或螺母鎖緊。

通過對輪轂軸承單元鎖緊狀態下的結構特征進行分析,可以發現,輪轂軸承內圈上分別存在內圈大端面與驅動軸之間的軸向夾緊力Fa1,內圈小端面與法蘭臺階面之間的軸向夾緊力Fa2,內圈內徑與法蘭軸外徑之間存在過盈引起的徑向夾緊力Fr,這些作用面上的載荷與作用面的摩擦系數共同作用,形成靜摩擦力。

由此可見,內圈蠕動的發生與內圈之間的靜態摩擦力存在正相關關系,一旦以上3個力過小甚至消失,內圈在工作狀態下,滾道鋼球切向載荷作用將很輕易地發生周向滑動。

在對普通軸承進行外圈蠕動的研究中,外圈蠕動的驅動力為滾動體引起的外圈局部應變和波紋變形[10]。而輪轂軸承單元的內圈通常因需要設計較好的內側密封,所以內圈普遍較厚。筆者采用ABAQUS軟件,在0.7 g條件下,分析某典型乘用車輪轂軸承滾動體對內圈內徑作用的局部應變。

在重載工況下,內圈溝道和內徑的變形圖如圖2所示。

圖2 重載下內圈溝道和內徑的變形圖

從圖2可知:在0.7 g載荷下,鋼球作用在溝道上的應力產生的應變僅有0.035 mm,與之位置對應的內圈與軸配合部位的應變才0.001 8 mm,其他部位變形更小,故從變形圖可以確定,輪轂單元內圈蠕動發生的驅動力與普通軸承有較大的區別;

由于其結構與應用工況的復雜性,從理論角度出發研究其蠕動規律異常困難;但從輪轂軸承結構特征角度,可以對輪轂軸承內圈蠕動發生影響的因素進行定性分析。

2 內圈靜態蠕動試驗及分析

為研究內圈與法蘭軸的過盈量,以及軸向鎖緊狀態對輪轂軸承蠕動的影響規律,筆者選擇一款典型的三代驅動型非鉚壓結構輪轂軸承單元為研究對象;并設計兩組試驗,研究內圈的蠕動規律。兩組試驗如下:

(1)設計軸力試驗,在驅動軸與螺栓鎖緊下,研究輪轂軸承不同軸向鎖緊扭矩對軸力的影響規律;

(2)設計內圈靜態蠕動試驗,研究不同驅動扭矩對內圈蠕動發生的影響規律,分析內圈蠕動在不同邊界條件下的摩擦系數。

典型三代驅動型非鉚壓輪轂軸承單元結構參數如表1所示。

表1 典型三代驅動型非鉚壓輪轂軸承單元結構參數

2.1 軸向鎖緊力試驗

軸向夾緊力測試示意圖如圖3所示。

圖3 軸向夾緊力測試示意圖1—數顯扭力扳手;2—套筒;3—加載臂;4—加載鋼球;5—壓套;6—輪轂軸承內圈與法蘭軸組件;7—測量應變片;8—鎖緊螺栓;9—驅動軸;10—連接套;11—基座

圖3中:筆者在法蘭軸圓柱面上粘貼測量應變片,作為軸向夾緊力的感應單元,并采用拉壓力試驗機,先開展應變信號與軸力之間關系的標定,再采用數顯扭力扳手擰緊螺栓,獲取鎖緊力矩與應變信號的關系;通過應變信號的轉換,得到鎖緊力矩與軸向夾緊力的關系[11]。

鎖緊力矩與軸向夾緊力Fa1的關系曲線如圖4所示。

圖4 鎖緊力矩與軸向夾緊力關系圖

由圖4可知:驅動軸鎖緊力矩與軸向夾緊力呈現較好的線性關系。

鎖緊力矩與軸向夾緊力之間的規律可用擬合公式表達,即:

Fa1=0.428 8M-19.925

(1)

式中:M—鎖緊扭矩,N·m;Fa1—軸向夾緊力,kN。

2.2 內圈靜態蠕動試驗

內圈靜態蠕動試驗示意圖如圖5所示。

圖5 內圈靜態蠕動試驗示意圖

為了測試發生內圈蠕動所需的臨界驅動力矩,筆者在內圈滾道上方的擋邊處加工出方槽,并配以相適配的內圈適配器(內花瓣槽)連接內圈方槽,再安裝一個轉接環加以固定(以防止試驗時內圈適配器滑落),再通過一個套筒與扭力扳手鏈接,用數顯扭力扳手擰緊,用以驅動內圈;當擰緊的力矩足以克服內圈配合面上的最大靜摩擦力時,可測得內圈臨界滑動力矩;通過分組試驗,可獲得不同鎖緊力矩和過盈量下的內圈滑動力矩。

筆者選擇5組不同內圈與法蘭軸過盈量的組件,在不同鎖緊扭矩下,分別開展驅動軸的內圈周向滑動測試。其中,試驗組件Fr對應的周向滑動半徑為20 mm,Fa1與Fa2綜合周向滑動半徑分別為23 mm和25 mm。

內圈靜態滑動測試結果如表2所示。

表2 內圈靜態滑動測試結果

分析表2的測試結果,可以得出以下結果:

(1)同一扭矩條件下,過盈量越大,內圈周向滑動所需要的驅動扭矩也越大,但當過盈量達到0.06 mm的水平時,過盈量對驅動扭矩的影響不再敏感。顯然,當過盈量大到一定程度時,對內圈的漲大變形不再是彈性變形,而會出現塑性變形,金屬材料的塑性階段不再對Fr有增大的貢獻;

(2)同一過盈量條件下,鎖緊扭矩/對應的軸力越大,內圈周向滑動所需要的驅動扭矩也越大。鎖緊扭矩增大了端面之間的軸向壓力,提升了最大靜摩擦力所需要的壓力條件;

(3)在未鎖緊條件下,內圈大小端面的軸向壓力Fa1與Fa2均為0,周向滑動的條件取決于Fr與表面沿周向的滑動摩擦系數。通過對不同過盈量下法蘭軸與內圈配合面的接觸應力進行計算[12],可獲得不同過盈量條件下其表面的接觸壓力Fr,進而依據以上滑動扭矩和內圈與法蘭軸的配合直徑,計算出圓周面的摩擦系數μc=0.158。

顯然,該摩擦系數是基于所選典型軸承的配合條件下所得計算結果,受接觸表面的粗糙度、圓度、錐度等形位公差的影響,不同類型的產品,通過以上試驗都可以較好地確定圓周面的摩擦系數μc。

2.3 端面摩擦系數分析

針對以上帶驅動軸鎖緊的靜態滑動試驗,可近似地看作受扭矩作用的內圈克服端面和內徑最大靜摩擦力的結果。對抵抗滑動的扭矩可分解為兩部分:(1)克服圓周的最大靜摩擦力;(2)克服內圈端面摩擦力。

同時,基于大量的鎖緊試驗可以發現:針對原始游隙為負游隙狀態的輪轂軸承單元,大端面的軸向壓力Fa1通過內圈壁厚的傳遞,大約95%被傳遞至小端面,從而形成Fa2,其余5%轉移至軸承滾道的滾動體上。

據此,可近似對端面的阻力矩采用如下公式表達:

Mez=Fa1μe1R1+0.95Fa1μe2R2

(2)

式中:Mez—端面阻力矩,等于端面驅動力矩;Fa1—內圈大端面的軸力;R1—小端面上旋轉半徑;R2—大端面旋轉半徑;μe1，μe2—內圈大、小端面摩擦系數。

由于內圈、法蘭軸、驅動軸承等端面均采用了端面磨削工藝,可近似認為滿足下式:

μe1=μe2=μe

(3)

由此式(2)可變化為下式:

Mez=(R1+0.95R2)Fa1μe

(4)

未鎖緊時的驅動力矩等于內圈與法蘭軸之間因過盈量引起的摩擦阻力矩。設該阻力矩為Mr,故在過盈量與軸向鎖緊條件下,綜合力矩Ma可表達為下式:

Ma=Mr+Mez

(5)

結合式(2～5),筆者通過對表2試驗結果進行分析和計算,可以獲得不同鎖緊扭矩和不同過盈量下的摩擦系數。

端面摩擦系數分析圖如圖6所示。

圖6 端面摩擦系數分析圖

由圖6可知:

(1)在0.045 mm以內相同過盈量的條件下,中心螺桿鎖緊采用不同扭矩,端面摩擦系數的變化較小,不超過0.015;當過盈量超過0.06 mm時,中心螺桿鎖緊采用不同扭矩,端面摩擦系數呈現出較大的起伏,變化超過0.035。同時,過盈量超過0.06 mm后的條件下,摩擦系數的規律性很差;

(2)對端面摩擦系數μe的選取,可以參考圖6進行插值選取;橫坐標中心螺桿的鎖緊扭矩可根據式(1)換算為軸力,確定在不同過盈量和不同軸力條件下的端面摩擦系數,可得到更準確的抗滑動力矩結果。

2.4 內圈配合分析

通過對以上試驗結果進行分析可知,內圈的過盈量在一定范圍內的增加,不僅具有增加法蘭軸與內圈之間的接觸壓力Fr作用,同時,也使得端面摩擦系數μe得到顯著增加。但是,當內圈過盈量增大到0.06 mm以上的時,摩擦系數呈現出無規律性。

因此,過大的內圈與法蘭軸過盈量也是不可取的,其原因在于:(1)會增加特定工況下的內圈配合區域的不穩定性;(2)在大過盈量配合的情況下,內圈壓入法蘭軸的過程中,會引起配合區域的塑性變形,降低配合的可靠性;(3)因為壓入力過大,導致內圈有無法壓到位的風險,影響輪轂單元總成的游隙檢測準確性;(4)因內圈張應力過大而出現開裂的風險。

為此,筆者提出驅動型非卷邊輪轂軸承內圈與法蘭軸設計過盈量的范圍為0.045 mm～0.060 mm。

而針對輪轂單元法蘭軸和內圈端面的鎖緊設計,筆者以不把內圈壓潰(小于內圈軸承鋼或法蘭盤軸材料的屈服極限)為原則,盡可能大地增加軸向夾緊力,這樣會產生較好的抗蠕動效果。

而增加軸向夾緊力,也對驅動軸與中心螺桿或螺母的性能提出了更高的要求,需要其具有較好的材料力學性能。

過大的軸力反作用于中心螺栓或驅動軸的外螺紋,也有一定的強度風險,需要對鎖緊部件開展相應的軸向鎖緊力試驗,以確認螺母或螺栓鎖緊的極限水平。

通常采用螺栓鎖緊的場合,螺栓材料需要有較長的屈服階段以保證螺栓鎖緊力的穩定,且不會發生斷裂;采用螺母鎖緊的場合,需要設計合理的螺紋尺寸和材料的熱處理方式,使其鎖緊力和強度都能夠得到很好的保證。

3 內圈動態蠕動試驗及分析

基于以上的靜態蠕動試驗研究,筆者得到了靜態條件下內圈發生蠕動的規律,重新規定了內圈與法蘭盤的過盈量和鎖緊力;生產出的極限樣品在600 r/min的工作轉速下,施加0.6 g～0.8 g側向加速度載荷,開展動態蠕動試驗,試驗時長為10 min。

內圈動態蠕動測試結果如表3所示。

表3 內圈動態蠕動測試結果

從表3可得:

(1)當內圈過盈量設計合理時,如果軸承內圈的軸力不存在或較小,在0.5 g～0.8 g范圍內的任何一個載荷條件下,內圈均會發生蠕動?？梢?僅靠內圈與法蘭軸的過盈配合和較小的軸向夾緊力是無法保證內圈不發生蠕動的。

未蠕動與蠕動內圈對比如圖7所示。

圖7 未蠕動與蠕動內圈對比

由圖7可看出:在0.5 g載荷條件下,僅10 min后,蠕動樣品的蠕動行程即達到了1/3的配合圓周長。若長時間在這樣的工況下運行,內圈就會產生松曠,引起異響;

(2)當內圈軸力大于66 kN時,在小過盈量下,其在任何載荷條件下均會發生蠕動;而通過加大內圈過盈量,可有效提升其抗蠕動能力(在該例中,當過盈量達到0.06 mm時,同時滿足內圈軸力大于66 kN的條件下,其可有效抵抗0.7 g側向加速度下的蠕動);

(3)通過增加軸力,即使在小過盈量下,也能夠達到較好的抗蠕動效果?？梢?增加軸力是較好的解決蠕動問題的方法;

(4)通過分析上述典型輪轂軸承可知,在0.7 g載荷條件下,內圈不發生蠕動的兩種臨界條件中,只須滿足其中任何一種即可(第一種邊界條件:內圈過盈量達到0.06 mm,軸力不小于66 kN;第二種邊界條件:內圈過盈量達到0.03 mm,軸力不小于152 kN);

(5)動態蠕動與靜態蠕動,對軸承配合的邊界條件需求是一致的,良好的過盈量與軸向鎖緊力是抗蠕動的前提。

4 軸承抗蠕動設計原則

通過以上的試驗,筆者歸納出輪轂軸承抗蠕動設計的原則,即以0.7 g側向加速度工作載荷下的工況為極限蠕動工況,軸承要滿足對該工況的抗蠕動承受能力,需要同時在內圈與法蘭軸配合、驅動軸對軸承軸向鎖緊方面做好設計。

該設計的兩個方面主要思路如下:

針對內圈與法蘭軸的配合設計,在滿足基本的尺寸與形位公差設計的條件下,對其過盈量設計控制在0.045 mm～0.060 mm范圍是較好的選擇;

在驅動軸對軸承軸向鎖緊方面,建議以不低于100 kN的軸力作為設計目標。在該目標下,借助于上述軸向鎖緊力試驗,以此來確定緊固件對應的鎖緊扭矩要求。

圍繞預緊要求,開展緊固件的力學性能評估,確定其對100 kN靜態載荷承受能力與動態疲勞壽命非常必要,從而可以科學地選擇合理的緊固件材料與結構形式。

就目前而言,在輪轂軸承的應用上,大量的歐洲主機廠(如寶馬、奔馳、大眾、奧迪)對于驅動型輪轂軸承選擇均偏向于中心螺桿結構形式,其在產生大軸力以及軸力動態保持上均表現出力優異的性能;而美系、日系與國內的主機廠偏向于選擇中心螺母結構形式[13-15],其在低工況載荷下,能夠滿足正常使用,而當工況載荷變得惡劣時,其軸力保持效果略差,蠕動發生較為頻繁[16]。

5 結束語

筆者圍繞著輪轂軸承內圈與法蘭軸在實際應用工況中頻發的蠕動問題,分析了輪轂軸承內圈蠕動發生的影響因素,開展了試驗,研究了各因素的影響規律。研究結論如下:

(1)內圈與法蘭軸之間的過盈量在0.06 mm以內時,過盈量越大,其抗蠕動能力越好;當過盈量超出0.06 mm之后,其抗蠕動能力提升不明顯,反而會造成配合不可靠?；谝陨显囼炑芯?筆者建議過盈量控制在0.045 mm～0.060 mm范圍內較佳;

(2)在內圈、法蘭軸、驅動軸以及中心螺栓屈服極限以內,通過不斷增加軸力,可不斷提升其抗蠕動能力;在內圈過盈量滿足0.045 mm～0.060 mm時,達到66 kN以上的軸力,可達成當前乘用車的0.7 g載荷工況下的動態抗蠕動能力要求。

在國內外主機廠重型、中型、微型乘用車輪轂軸承上,筆者對以上研究結論進行了試驗驗證(經歷了臺架試驗、道路試驗與實際終端客戶路況的考驗),結果表明,其抗蠕動效果非常顯著,且具有普遍的適用性。

后續,筆者將針對新能源電驅動下,高響應變載工況帶來的蠕動影響規律進行研究,并基于CAE工具構建其模擬算法。