環境溫度對乘用車輪轂軸承摩擦能耗的影響試驗研究*

范圍廣,許林芳

(萬向錢潮股份公司 技術中心,浙江 杭州 311215)

0 引 言

隨著全球環境不斷惡化,能源的日趨短缺,為了實現“碳中和、碳達峰”的目標,降低汽車排放,減少無用的油耗或電耗是非常重要的。

輪轂軸承是汽車底盤重要的零部件,它作用于汽車車軸處,承擔汽車重量,并為車輪提供精確的引導,它不僅承受車重導致的徑向力,還承受汽車轉彎導致的側向力(軸向力)。目前市場上主流乘用車使用的輪轂軸承大都是第三代輪轂單元,其主要零部件有內外法蘭盤、內圈、保持架、鋼球、密封圈、ABS齒圈和輪速傳感器、潤滑脂等。

摩擦性能是輪轂軸承一項非常重要的性能指標。摩擦不僅會造成大量的能量損失,摩擦引起的磨損還會使軸承精度下降,使軸承產生過高的溫升,導致軸承工作表面燒傷或潤滑脂失效,從而導致軸承早期失效或損壞。在汽車行駛中,輪轂軸承摩擦阻力(力矩)所做的功為輪轂軸承摩擦能耗。減小輪轂軸承摩擦阻力,降低輪轂軸承摩擦能耗對汽車節能減排具有非?，F實的意義。輪轂軸承的摩擦力矩和能耗是一個十分復雜的問題,其與軸承結構、加工精度、裝配精度、材料性能、汽車工作載荷、潤滑脂性能和汽車行駛環境溫度等多種因素相關。

針對輪轂軸承摩擦力矩,很多學者進行了專門的研究。莫易敏等人[1-3]以輪轂軸承的結構為研究對象,從輪轂軸承密封圈、負游隙和潤滑脂3個方面分別探究,建立了相應的模型,試驗定量分析了各方面對軸承摩擦力矩的影響;其研究表明負游隙對摩擦力矩存在較明顯的影響,隨著負游隙絕對值的減小,摩擦力矩呈減小的趨勢;使用不同黏度潤滑脂、不同密封狀態的輪轂軸承,其摩擦力矩差異很大。張永等人[4]對滾動軸承密封件導致的摩擦力矩進行了研究,提出了預測模型,經過分析發現,預測值與原始數據非常接近,該模型預測精度高。徐偉等人[5]對前驅車型輪轂軸承的摩擦力矩的影響因素進行了研究,并提出了減少摩擦力矩的優化設計建議。徐榮瑜[6]對角接觸球軸承的摩擦力矩進行了理論分析與試驗驗證,得出了軸承摩擦力矩的計算方法。鄧四二等人[7]也對角接觸球軸承摩擦力矩特性進行了研究,重點從軸承不同轉速對摩擦力矩的影響進行了分析和試驗驗證。張奎等人[8]8對所有球軸承(包括輪轂軸承)摩擦力矩進行了理論上的分析計算,提出了3種計算方法,即一般計算方法、較準確的計算方法和能量轉換計算方法。朱愛華等人[9]重點介紹了SKF公司滾動軸承摩擦力矩的計算模型,并與一般計算方法進行了對比,且其計算方法可推廣至輪轂軸承。SNARE B等人[10-12]提出了不同軸承在一定條件下摩擦力矩的計算方法。王建華等人[13]分析了輪轂軸承摩擦的影響因素,研究了滾道預載荷、密封過盈量、密封潤滑脂、密封接觸表面粗糙度等因子對摩擦力矩的影響,給出了較為科學的摩擦力矩試驗方法。

以上學者大都基于輪轂軸承產品內在因素對摩擦力矩的影響進行了研究,但沒有從汽車行駛中實際工況、溫度環境條件等外在因素對輪轂軸承的摩擦力矩和摩擦能耗的影響進行研究。比如汽車行駛時,天氣對輪轂軸承摩擦力矩的影響有多大;在冬天和夏天時,輪轂軸承摩擦力矩有多大的差異;如何定量測量和評估輪轂軸承在冬天和夏天的單位里程摩擦能耗等方面,目前均無相關的研究。

環境溫度導致汽車輪轂軸承摩擦力矩的變化,主要原因有2個:一是輪轂軸承潤滑脂受溫度變化后,其黏度等性能參數發生改變,導致軸承摩擦阻力產生變化;二是由于軸承各零件材料的熱膨脹系數不同,環境溫度變化后,在載荷作用下,各零件材料變形量和變形速度均不相同,導致軸承游隙發生變化,從而使軸承摩擦力矩發生變化。

基于前人研究的不足,筆者將著重對輪轂軸承實際工作時,不同環境溫度對輪轂軸承摩擦力矩和摩擦能耗的影響進行理論分析,并進行臺架試驗驗證和定量研究。

1 輪轂軸承摩擦力矩和摩擦能耗

1.1 輪轂軸承摩擦力矩計算

根據輪轂軸承組成結構和工作原理,并參考其他類型球軸承摩擦力矩計算公式,目前行業上比較規范和正式的輪轂軸承摩擦力矩理論計算公式有2種。

一般計算方法,只考慮力載荷和潤滑脂引起的摩擦力矩,該方法考慮因素不多,計算較簡單。計算公式[8]8如下:

M=M0+M1

(1)

(2)

M1=f1P1dm

(3)

式中:M為軸承總摩擦力矩,Nm;M0為與軸承類型、轉速和潤滑脂性質有關的摩擦力矩,它反映了潤滑脂流體動力損耗,Nm;M1為與軸承載荷有關的摩擦力矩,它反映了由載荷造成的各種摩擦能量損耗,Nm;ν0為潤滑脂的運動黏度;n為軸承轉速;f0為與軸承類型和潤滑方式有關的系數;f1為與軸承類型和載荷有關的系數;dm為軸承的節圓直徑;P1為確定軸承摩擦力矩的計算載荷。

另一種理論研究者認為,輪轂軸承內部至少存在3種摩擦:1)滾動體、滾道、潤滑脂三者之間的滾動摩擦;2)滾動體保持架、潤滑脂三者之間的滑動摩擦;3)密封、摩擦副表面、潤滑脂三者之間的滑動摩擦[14]。

根據軸承摩擦產生的機理,學者給出了另一種較準確的計算公式[8]9:

M=ME+MD+MS+MCB+MCR+MO

(4)

式中:M為軸承總摩擦力矩;ME為由于材料彈性滯后性質,鋼球在滾道上滾動時產生的滾動摩擦力矩;MD為差動滑動引起的摩擦力矩,由于鋼球與滾道接觸橢圓面上各點的線速度不同,產生了微觀的滑動,由此產生的摩擦力矩;MS為自旋滑動引起的摩擦力矩;MCB為保持架與球接觸產生的摩擦力矩;MCR為保持架與引導面接觸產生的摩擦力矩;MO為油膜黏性損失引起的摩擦力矩;以上單位均為Nm。

各摩擦力矩分項均有詳細的計算公式,且總的摩擦力矩M與輪轂軸承所承受載荷正相關,且受輪轂軸承游隙、結構尺寸等影響較大。

由于每個軸承工作環境和工作條件不同,以及軸承制造生產的差異性,理論計算僅作為參考,其與實際工況下軸承運行時產生的摩擦力矩差異還是很大的。特別是輪轂軸承,除了其本身的因素外,汽車行駛時路況條件對輪轂軸承摩擦力矩的影響是非常大的。

因此,要了解輪轂軸承實際摩擦力矩的大小,一般以輪轂軸承摩擦力矩試驗設備進行路況模擬試驗為主要測量手段。

1.2 輪轂軸承摩擦能耗評估計算

由于汽車實際行駛時,受到載荷、行駛速度、行駛路況、天氣等影響,導致輪轂軸承摩擦力矩是一個不斷變化的動態值。在實際臺架試驗時,筆者也是在模擬不同速度、不同溫度等路況下進行試驗,瞬時摩擦力矩也是一個動態值。

輪轂軸承摩擦能耗是輪轂軸承在運轉時其摩擦阻力所做的功。計算評估輪轂軸承摩擦能耗時,需先測量其運轉時動態的瞬時摩擦力矩值,再根據計算公式積分求出其摩擦能耗值。

輪轂軸承摩擦功率、摩擦能耗計算公式[15]如下:

摩擦功率PF為:

PF(t)=τF(t)×n(t)×2π

(5)

摩擦能耗WF為:

(6)

式中:PF為輪轂軸承摩擦功率,PF(t)為摩擦功率實時值,W;τF為摩擦力矩,τF(t)為實時值,Nm;n為轉速,n(t)為實時瞬時值,r/min;WF為輪轂軸承摩擦能耗,Wh;t為時間參數,s。

2 環境溫度對輪轂軸承摩擦能耗影響

2.1 對潤滑脂性能的影響

對于乘用車輪轂軸承而言,v0n≥2 000,從式(2)可以看出,潤滑脂的運動黏度v0對于整個輪轂軸承摩擦力矩值的大小有較大影響,而環境溫度參數是影響潤滑脂黏度主要因素之一。

潤滑脂的黏度,是指潤滑油脂稀稠的程度,潤滑脂流動時內摩擦力的量度。運動黏度,指潤滑脂在重力作用下內摩擦力的量度,其值為在相同溫度下其動力黏度與密度之比。在一定的溫度范圍內,溫度的高低對潤滑脂運動黏度影響很大,溫度高,潤滑脂的運動黏度降低;溫度低,潤滑脂的黏度升高。

目前行業中,乘用車輪轂軸承一般選用合成復合鋰基酯,以滿足其高溫、高速、抗磨損、安全等要求。在一般情況下乘用車行駛的環境溫度范圍內(-20 ℃～50 ℃),運動參數相同,環境溫度越高導致復合鋰基酯的運動黏度v0越小。

因此,環境溫度升高,運動黏度v0變小,輪轂軸承摩擦力矩減小;溫度降低,其摩擦力矩增大。

2.2 對輪轂軸承工作游隙的影響

汽車在-20 ℃～50 ℃的環境下行駛,當溫度發生變化時,由于輪轂軸承及配合各零部件材料的線膨脹系數不同,輪轂軸承的內圈法蘭、滾動體、保持架、外圈法蘭、配合安裝軸等零部件的尺寸變形量各不相同,導致輪轂軸承的游隙發生變化。

為了使輪轂軸承有更長的使用壽命,目前行業上普遍將第三代輪轂軸承設計為存在極小的負游隙的狀態。在軸承裝配時施加了一定的預載,采用預緊的方式消除滾動體與滾道的接觸間隙,從而形成了負游隙[16]。一般負游隙在0～-0.06 mm范圍內。根據黃其圣等人[17]研究結論,溫度升高,導致軸承游隙值變小。對于乘用車輪轂軸承工作時的負游隙而言,溫度升高,輪轂軸承負游隙的絕對值變小;當溫度降低時,輪轂軸承負游隙的絕對值變大。

根據輪轂軸承的游隙和相關尺寸計算接觸載荷,可知,隨著負游隙絕對值的增大,軸承內外滾道的接觸載荷呈逐漸增大的趨勢。利用式(4)推導,據莫易敏等人[1]19研究表明:輪轂軸承總的摩擦力矩M與輪轂軸承所承受載荷呈正相關。因此,負游隙絕對值的增大將導致軸承摩擦力矩的增大。

因此,在-20 ℃～50 ℃的溫度環境下,溫度越低,輪轂軸承摩擦力矩越大;溫度越高,軸承摩擦力矩越小。根據式(5)和式(6),摩擦力矩和摩擦能耗呈正相關,因此,環境溫度越高,汽車輪轂軸承摩擦能耗越小;環境溫度越低,汽車輪轂軸承摩擦能耗越大。

3 試驗驗證

3.1 試驗目的

筆者利用目前國際上最先進的輪轂軸承摩擦力矩和能耗專用試驗機,設計一個試驗程序,選取國內某品牌合資乘用車配套用第三代輪轂軸承為試驗樣品,測量該輪轂軸承在低溫和高溫環境條件下摩擦力矩和摩擦能耗情況,并對試驗數據進行分析總結,以驗證環境溫度對于摩擦力矩和摩擦能耗影響的理論分析結果。

3.2 試驗設備和原理

從德國進口的輪轂軸承摩擦力矩及能耗試驗機,如圖1圖示。

圖1 輪轂軸承摩擦力矩及能耗試驗機Fig.1 Wheel hub bearing friction torque and energy loss test machine

試驗機原理如圖2所示。

圖2 試驗機原理圖Fig.2 Schematic diagram of test machine ①旋轉驅動電機;②去耦合組件;③加載裝置;④和⑤工裝夾具;⑥輪轂軸承;⑦靜壓軸承;⑧扭矩傳感器;⑨徑向加載;⑩軸向加載;轉速傳感器;ET為輪轂軸承安裝偏距,mm。

試驗機除了上述主要機械部分外,還包括高低溫環境箱,以及用來測量溫度、轉速、力和摩擦力矩的傳感器。

試驗機驅動電機主軸軟連接驅動輪轂軸承旋轉,加載裝置通過支撐軸承對輪轂軸承施加徑向力和軸向力。輪轂軸承法蘭通過夾具與靜壓軸承相連,筆者在靜壓軸承尾端安裝扭矩傳感器,扭矩傳感器測量輪轂軸承實時摩擦力矩值。靜壓軸承起到支撐及傳遞扭矩的作用。

試驗時,輪轂軸承的初始溫度及環境溫度有特殊要求,因此輪轂軸承試樣及部分夾具被包裹在高低溫環境箱內。輪轂軸承按照一定工況路譜進行試驗時,筆者測量其瞬時動態的摩擦力矩值,然后根據式(5)和式(6)計算評估該輪轂軸承在規定路譜下的摩擦功率、摩擦能耗。

輪轂軸承試樣安裝如圖3所示。

圖3 輪轂軸承試樣安裝圖Fig.3 Installation of the wheel hub bearing test sample

3.3 試驗程序

筆者試驗過程中施加徑向載荷和軸向載荷,徑向載荷4 500 N,軸向載荷225 N,2個載荷貫穿于整個試驗過程中,并保持不變[18]。

試驗機轉速和環境溫度要求如表1所示。

表1 試驗路譜程序

筆者根據試驗路譜程序要求進行設置,該程序主要目的:在恒定轉速下的試驗為磨合試驗,測量輪轂軸承穩定的摩擦力矩值;在變速的路譜工況下測量輪轂軸承摩擦能耗。

該樣品車輪滾動動態半徑為362 mm,試驗機轉速和車速之間可根據車輪動態滾動半徑互相轉化計算。輪轂軸承試樣順時針和逆時針旋轉各一次,順時針旋轉和逆時針旋轉分別對應汽車的前進和后退。

CLTC-P是在中國交通環境下描述乘用車行駛特征所使用的時間-速度曲線,是我國工信部要求的乘用車能耗及續航里程測量標準路譜程序。其包括慢速、中速和快速駕駛三個階段,測試過程持續30 min,汽車總行駛里程約14.5 km,模擬汽車走走停停、堵車環境、加減速頻繁等行駛特點。

CLTC-P工況曲線如圖4所示。

圖4 CLTC-P工況路譜Fig.4 CLTC-P load spectrum

NEDC是最新歐洲駕駛循環周期程序,它包括4個市區道路駕駛循環和1個市郊道路駕駛循環。市區道路行駛車速較低,郊區車速較高,整個循環時間共計約20 min,測試總里程為10.93 km。

NEDC工況曲線如圖5所示。

圖5 NEDC工況路譜Fig.5 NEDC load spectrum

3.4 試驗結果與分析

筆者利用圖1試驗機,根據表1程序進行試驗,試驗過程曲線如圖6所示。

圖6 試驗過程曲線Fig.6 The curve of test process

圖6試驗過程曲線包括試驗轉速曲線、輪轂軸承摩擦力矩和摩擦功率曲線、以及試驗過程中的溫度曲線。試驗記錄時長為15 000 s,試驗過程中為達到目標溫度而等待的時間不計入試驗總時間。

從過程曲線可以看出:每個階段(5個不同的溫度階段)的轉速都是一致的,且環境溫度越高,摩擦功率越趨于穩定;在低溫情況下,軸承溫度和環境溫度保持高度一致還存在一定的難度。

恒定車速(100 km/h)、不同溫度下,輪轂軸承的摩擦力矩試驗數據如表2所示。

表2 不同溫度下摩擦力矩值

摩擦力矩變化趨勢圖如圖7所示。

圖7 不同溫度下摩擦力矩趨勢圖Fig.7 The curve of friction torque in different temperature

從表2數據及圖7可以看出:汽車在100 km/h恒定車速下行駛,同一旋轉方向情況下,輪轂軸承隨著環境溫度升高其摩擦力矩變小。以順時針旋轉為例,40 ℃高溫下的摩擦力矩比-20 ℃低溫下摩擦力矩降低了約50%。

不同溫度下CLTC-P路譜輪轂軸承摩擦能耗試驗數據如表3所示。

摩擦能耗變化趨勢如圖8所示。

從表3數據和圖8可以看出:汽車按照CLTC-P路譜在不同的環境溫度下行駛,溫度越高輪轂軸承的摩擦能耗越小。以順時針旋轉為例,40 ℃高溫下的摩擦能耗比-20 ℃低溫下的摩擦能耗降低了約60%。以20 ℃順時針旋轉為例,運行一個CLTC-P循環,一個輪轂軸承摩擦能耗為15.95 Wh,一輛乘用車四個輪轂軸承,共計摩擦能耗約64 Wh,一個CLTC-P循環行駛14.5 km;若行駛100 km,一輛乘用車四個輪轂軸承總摩擦能耗約為441 Wh,計0.441 kWh。若以特斯拉Model S車型汽車為例,官方數據為行駛100 km耗電約18 kWh,則輪轂軸承摩擦阻力產生的能耗約占其2.5%。

表3 不同溫度下CLTC-P路譜摩擦能耗

圖8 不同溫度下摩擦能耗趨勢圖(CLTC-P)Fig.8 The curve of friction energy loss in different temperature(CLTC-P)

不同溫度下的NEDC路譜輪轂軸承摩擦能耗試驗數據如表4所示。

表4 不同溫度下NEDC路譜摩擦能耗

摩擦能耗變化趨勢如圖9所示。

圖9 不同溫度下摩擦能耗趨勢圖(NEDC)Fig.9 The curve of friction energy loss in different temperature(NEDC)

從表4數據和圖9可以看出:汽車按照NEDC路譜在不同的環境溫度下行駛,溫度越高輪轂軸承的摩擦能耗越小。以順時針旋轉為例,40 ℃高溫下的摩擦能耗比-20 ℃低溫下的摩擦能耗降低了約60%。同理,以20 ℃為例,在NEDC路譜下一個循環,四個輪轂軸承摩擦能耗約44 Wh,100 km共計能耗403 Wh,計0.403 kWh。

同樣以特斯拉Model S汽車為例,100 km里程下,輪轂軸承摩擦能耗占總能耗的2.2%。

4 結束語

筆者針對乘用車在行駛過程中不同的環境溫度對輪轂軸承摩擦力矩及摩擦能耗的影響進行了分析研究。首先。從理論上進行分析總結;然后,采用目前國際最先進的臺架試驗設備,設計了特殊的路譜試驗程序,進行了輪轂單元摩擦力矩和摩擦能耗的試驗驗證。

研究結論如下:

1)汽車在恒定車速、不同溫度下行駛,輪轂軸承隨著環境溫度升高,其摩擦力矩變小。以100 km/h恒定車速行駛為例,汽車前進方向,40 ℃高溫下的輪轂軸承摩擦力矩比-20 ℃低溫下的摩擦力矩降低了約50%;

2)汽車在相同路譜工況、不同溫度下行駛,高溫下輪轂軸承摩擦能耗比低溫下要小。無論在中國路譜CLTC-P還是歐洲路譜NEDC下行駛,汽車前進方向,40 ℃高溫下輪轂軸承摩擦能耗比-20 ℃摩擦能耗降低了約60%。這也是汽車在冬天時單位里程油耗或電耗比夏天高的主要原因之一;

3)汽車在中國路譜CLTC-P下行駛,其輪轂軸承摩擦能耗比在歐洲路譜NEDC下行駛要大,以20 ℃順時針旋轉為例,一個CLTC-P路譜能耗為15.95 Wh,一個NEDC路譜能耗為10.82 Wh,CLTC-P路譜比NEDC路譜增加了47%;行駛相同里程100 km,一輛車四個輪轂軸承一個CLTC-P路譜能耗為441 Wh,NEDC路譜為403 Wh,CLTC-P能耗比NEDC能耗增加了9.4%。這也說明測量汽車能耗,中國路譜標準CLTC-P比歐洲標準NEDC要嚴苛。

后續,筆者將利用先進的臺架試驗設備不斷開展試驗工作,從輪轂軸承結構設計、工作環境等方面對摩擦力矩和摩擦能耗的影響進行試驗驗證,從而為設計開發出低扭矩低能耗的輪轂軸承做出貢獻。