轮毂轴承范文（精选8篇）
轮毂轴承 第1篇
汽车轮毂轴承是轿车的重要组成部件。汽车轮毂轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷,既支撑着汽车的整体重量、又要承受车辆在各种行驶工况下的复合动载荷。轮毂轴承的性能和质量对轿车的性能和行驶安全起着关键的作用。
20世纪90年代中期以前,国内汽车大部分都是采用传统的两套单独的圆锥滚子轴承或者球轴承,如图1所示。这种结构是在汽车装配时进行调整游隙、预紧、添加润滑脂等,质量靠装配过程中诸多人为因素控制,装配难度较大,成本过高且可靠性较差。
近几年,随着前置前驱轿车的飞速发展,汽车轮毂轴承发生很大变化。因此开发了一种能解决上述问题的轴承单元,对其要求有以下几点[1]:
(1) 不需要调整轴承组装间隙(过去选择间隔形式或按照力矩调整间隙)。
(2) 轴承组装工艺合理化。
(3) 轻量化和小型化。
(4) 提高可靠性。
(5) 降低整体成本。
目前,国内已逐渐开发应用了第一代和第二代轮毂轴承(球轴承),第三代目前正处于研发试制阶段。对轮毂轴承用圆锥滚子轴承,国内也基本处于传统结构的应用阶段。而在国外,轮毂用球轴承的开发已进入第四代,轮毂用圆锥滚子轴承的第二代也早已进入批量应用阶段。
第一代是外圈整体型双列角接触球轴承、填入润滑脂、带密封的普通型轴承。第二代轮毂轴承单元与第一代轮毂轴承单元相比,就是为了有利于与相配合结构连接装配,将转向节或轮毂与轴承套圈制成一体,也就是带法兰盘的轴承单元。第三代轮毂轴承单元是把与轴承相配合的零件即轮毂、ABS传感器与轴承套圈制成整体化的型式[2]第二代又进一步发展的单元。典型结构就是大填球角、压配式内圈也带法兰盘:其两个套圈有一个法兰,外圈是一个刚性结构,因此可简化枢轴。第四代轮毂轴承单元的典型结构就是将等速万向节与轴承制成整体化,这种型式引人注目的是废除了轮毂花键轴,更加小型化以及使之安装更加合理的结构。目前第四代仅仅研制成功,实用化还有一些问题有待解决。
本文旨在对轮毂单元进行强度计算,获得轮毂单元的静应力分布,并对其进行优化设计。
1车轮毂轴承的受力分析及寿命计算
1.1轮胎载荷
轮毂轴承的受力分析比较复杂,因为驱动力的变化,制动以及加速等都可能影响它的受力模型,同时也就影响了轴承的寿命。主要以一代轮毂单元作为分析体,因为二代、三代的法兰盘受力相当复杂,但如以简化模型还是可以得出与一代轮毂轴承类似的模型。
一代汽车轮毂轴承单元为双列角接触球轴承。可直接安装,即长寿命润滑、密封和预调游隙。可以根据静载荷分析来计算轮毂单元的寿命。
如图2所示,通过前轴的自由简体图可以计算出轮胎在转弯过程中所受的径向和轴向载荷。在不考虑制动、加速、驱动力的前提下,并且将每个轮胎与路面间的摩擦系数看作常数,采用解平衡方程可以很容易得到作用在左、右轮上的载荷[3]。
式中,ag是转弯加速度,指转弯率;g是重力加速度;其余各参数见图2。
1.2轴承受力
由上面得到的轮胎载荷在静平衡状态下就是轴承的作用力,如图3所示。但这是一个静不定系统,因此该静平衡方程不能计算出轴承作用力。
外、内轴承的径向力Fr1和Fr2通过求解径向力和力矩平衡方程很容易计算出来:
Fa1-Fa2+FTa=0 (7)
δa1+δa2-δ0=0 (8)
在式(8)中,δa1和δa2分别表示内、外轴承的轴向位移,δ0表示轴向预载荷所产生的位移,然而,要得到轴向力的值,还必须有轴承平衡方程。
1.3轴承平衡方程
为满足图4所示双列接触球轴承的静平衡要求,作用于单个轴承的轴向力和径向力必须分别等于以接触角αq作用于每个滚动体的法向载荷Qq的轴向和径向分力之和如下。
式中, Fa1、Fa2、Fr1、Fr2分别是作用于外、内轴承上的轴向力和径向力,z是球数。
法向载荷Qq可由赫兹接触应力原理计算:Qq=Kqδ
式中Kq和δq分别表示第q球位置的有效刚度常数和有效变形,有效变形δq是球和每一滚道(δiq和δoq)的趋近量之和。
这样,通过应用Neuton-Raphson方法同时解6个方程式(7)—式(12),可以计算出外、内球轴承的轴向和径向位移(δa1、δa2、δa1、δa2)以及轴向力(Fa1、Fa2)。应用这一计算结果,可以得到每一球位置的法向载荷Qq和接触角αq的值,这是寿命计算所必需的。
2有限元分析
有限元分析最先应用于航空工程,现已迅速推广到机械、汽车、造船、建筑等各种工程技术领域。目前在汽车结构分析中有限元分析已成为一种被广泛采用的基本分析方法。具体体现在:一是在汽车的设计方而,对所有结构件及主要机械零件的强度、刚度和稳定性分析,有限元分析是一种不可替代的工具。二是在计算机辅助设计、优化设计方而,作为结构分析的工具已成为其主要组成部分之一。对于汽车上的轮毅轴承单元,它不仅要具有过去轴承的功能,还得保证结构强度的质量和新的功能。为了发现和解决试验中难以发现的问题,缩短产品开发周期,以低成本进行开发,运用有限元分析手段是非常必要的。木文就运用了有限元分析软件对汽车轮毅轴承单元进行结构强度分析。
3有限元分析的应用实例
通过前述轮毂轴承的受力分析及寿命计算,在轴承受力核算满足后,即可对轮毂轴承进行详细设计并建立数模[4],运用有限元软件进行应力核算,如图5所示。通过实际的计算过程,可以指导实际的产品开发工作。
图6给出了力矩分别为500,1 000,1 500和2 000 N·m的载荷状态下轮毂凸缘相对倾斜角的FEM分析值和试验结果值。FEM分析结果和试验结果的对比可以看出:在试验的力矩范围内,两者的结果很接近,趋势一致。在各力矩载荷的分析点上,两者最大误差约为5%, FEM理论分析结果与试验值较为吻合。
4结论
本文对车轮毂轴承的受力分析进行了理论分析,同时采用有限元软件对轮毂轴承单元结构进行了分析,从而可以指导产品的设计开发工作。
参考文献
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轮毂轴承 第2篇
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：
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汽车轮毂轴承可靠性分析 第3篇
在可靠性设计方案的研究中, 常常依据系统和单元之间的可靠性功能关系, 计算所设想的系统可靠性指标。系统的可靠性计算的方法基本上有:串联系统的可靠度计算、并联系统的可靠度计算和串并联系统的可靠性计算。
1.串联系统的可靠度计算
如图1所示, 为串联系统的逻辑框图。
2.并联系统的可靠度计算
如图2所示, 为并联系统的逻辑框图。
3.串并联系统的可靠度计算
图3为串并联混合系统的逻辑框图。
二、基于威布尔分布的可靠性寿命试验模型建立
疲劳失效是机械零部件在变应力作用下的主要失效形式, 在零部件高应力区出现初始裂纹, 并在循环应力下扩展, 最终断裂。一般情况下, 轴承的失效形式为疲劳失效, 因此轴承寿命可靠性模型主要基于疲劳寿命模型建立。
威布尔分布模型是瑞典物理学家Waloddi Weibull在1951年研究球轴承的疲劳寿命分布时提出的。由于威布尔分布是基于最弱环节模型或串联模型得到的, 能够充分反映材料缺陷和应力集中源对材料疲劳寿命的影响, 而且具有递增的失效率, 所以将它作为材料或零件的寿命分布模型或给定寿命下的疲劳强度模型是适合的。
若将轮毂轴承作为一个由内圈、外圈、滚动体、保持架和润滑脂组成的系统, 由串联系统的可靠性模型, 轮毂轴承的可靠度函数可由式 (1) 表达, 用式 (2) 计算。
式中:i———角标, 1、2、3、4、5分别代表内圈、外圈、滚动体、保持架和润滑脂;
式中, ms———轴承寿命分布形状参数;
ηs———轴承寿命分布尺度参数。
式中的ms、ηs表示轴承的可靠性模型参数, 需要使用迭代法或图解法来求解。
三、轮毂轴承寿命试验
1.试验数据获取
(1) 试验设备
试验设备主机采用杭州轴承试验研究中心的ABLT-1A轴承寿命试验机, 本试验机主要用于滚动轴承疲劳寿命强化 (快速) 试验。主要由试验头、试验头座、传动系统、加载系统、润滑系统、计算机控制系统等部分组成。
(2) 试验轴承样件
轴承样件选用某公司生产的汽车轮毂用双列角接触球轴承。
(3) 试验条件
a) 加载:根据轮毂轴承在中型轿车上的平均使用工况对其进行加载。轴向加载19.2k N, 径向加载17.31k N, 基本额定动载荷50.3k N;
b) 转速:试验转速设定为轴承寿命试验 机最高转 速的一半 , 即5000r/min;
c) 温度:试验轴承温度一般不高于90℃, 试验机主轴轴承温度不超过120℃;
d) 润滑:采用普通N32# 机油润滑与冷却。
(4) 研究流程
ABLT-1A轴承寿命试验机———获得试验数据———威布尔参数估计———得到形 状参数和 尺度参数———两参数威布尔数学模型———轴承可靠度。
2.试验数据处理与分析
本文将轴承作为1个串联系统, 轴承的2个内圈, 1个外圈, 10个滚动体和1个保持架是该串联系统的元件。对数据进行分析时, 每个轴承的试验数据是一次定时截尾试验数据。试验类型为疲劳试验, 共计进行10个轴承的试验。当轴承中某一元件发生失效时试验截止, 并记录试验时间。如试验时间超过250h, 可截止实验, 并在“失效元件”一栏中记录“未失效”。试验结果如表1所示。
试验数据总结如表2所示。
由得到的试验数据, 使用数值计算软件, 得到轮毂轴承样件的可靠性模型估计参数值, 如表3所示。
根据表3所示数据, 可以得到不同时刻t对应的轴承可靠度Ri (t) , 根据估计值, 得到轴承各元件的可靠度曲线如图4所示。
由图4可知, 轮毂轴承中的滚动体的可靠度比较高, 因为轮毂轴承在制造时对滚动体做了相关的热处理, 增强了其使用性能。轮毂轴承的内圈是可靠度较差的一个元件, 轴承内圈受力较大, 这与轮毂轴承有限元分析的结果相同, 可以以此为依据, 在制造过程中考虑对轴承内圈进行特殊处理, 以延长轴承的使用寿命。
由串联系统可靠度的计算方法, 将数据 (t, Ri (t) ) (i=1、2、3、4) 进行最小二乘拟合。最小二乘拟合是一种数学上的近似和优化, 利用已知的数据得出一条直线或者曲线, 使之在坐标系上与已知数据之间的距离的平方和最小。通过最小二乘拟合, 可以得到轴承寿命的分布估计值为, 由此得到轴承的可靠度函数为
对应的可靠度曲线如图5所示。
由图5可知, 轮毂轴承在100~300h的时间段内, 可靠度迅速减小, 当轴承运行700h之后, 可靠度变得较小。此外, 由试验结果可知, 轮毂轴承系统中, 内圈是最容易损坏的, 是影响系统可靠性的主要因素, 若想提高系统的可靠度, 须优先从内圈考虑, 如使用强度和耐磨性更高的结构钢, 采用更先进的淬火工艺。从寿命计算中可知, 零件的表面粗糙度也会严重影响其使用寿命, 因此对轴承内圈采用更先进的抛光工艺也是提高其可靠性的有效手段。
四、小结
第三代轮毂轴承游隙的分析与检测 第4篇
随着汽车制造业的快速发展,第三代轮毂轴承单元逐渐取代第一代和第二代而成为汽车上的承载和传动件。第三代轮毂轴承单元与第一、二代的一个重要区别在于装配件普遍采用了预紧而形成负游隙,该游隙的合理性直接影响到轮毂轴承的工作寿命。当负游隙不够时,轮毂轴承在受载状态下容易松旷而形成振动;当负游隙过量时,会造成滚道的接触应力过大而产生早期疲劳,两种状态对轴承的寿命均不利。目前,角接触球轴承的接触变形及游隙理论研究比较成熟,在滚动轴承应用手册等著作中都有论述[1,2],该理论为研究轮毂轴承这种非标准轴承的游隙奠定了基础。同时在工程应用研究方面,上海汽车的刘佳[3]通过试验研究了二代轮毂轴承游隙对其寿命和摩擦力矩的影响,发现预紧力在2 000 N左右时轴承的寿命较好,该结论与日本著名轴承公司NSK及NTN的研究结论基本一致[4]。比亚迪汽车的殷杰[5]通过试验,研究了三代轮毂轴承游隙的影响因素。
在已有的研究资料中,缺乏对三代轮毂轴承游隙直接获取途径的研究。本研究在角接触球轴承预载荷-位移理论的基础上,分析轮毂轴承的游隙及预紧力,以获取卸载力与预紧力的关系,并利用加载机构模拟锁紧力,设计一种通用的游隙检测方法。
1 第三代轮毂轴承游隙的间接测量
第三代轮毂轴承单元为双列角接触球轴承,外圈与悬架连接,法兰盘与制动盘及轮毂连接,分别对应于内侧(列)轴承和外侧(列)轴承,第三代驱动轮轮毂轴承单元装车状态下的示意图如图1所示。目前,学术界对第三代轮毂轴承单元普遍采用检测其卸载力的方式来间接反映负游隙。
检测原理为:对装配件在外圈上逐渐施加一个轴向压力,在该力的作用下,内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,拨模不断去拨内侧钢球,当拨模在一定的扭矩下刚好能够拨动钢球时,认为内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内侧钢球的卸载力,也即为装配件的卸载力。而对实际应用的轮毂轴承单元而言,获取到轴承装车状态下的游隙或预紧力,其意义更大。
2 第三代轮毂轴承负游隙的计算
为了验证设计游隙(卸载力)的合理性,本研究在已测量的实际卸载力的基础上对轮毂轴承的负游隙及预紧力进行理论分析和计算。
2.1 单列角接触球轴承载荷-位移关系
在施加轴向载荷Fa的情形下,角接触球轴承的位移和角度变化特征如图2所示。该状态下,内圈与外圈的相对位置将发生变化,产生的相对轴向位移为δa,接触角也将发生变化,由原始接触角αo变为α。
轮毂轴承在自身的预紧力Fa的作用下,满足如下方程[6]:
式中:z—钢球颗数;Kn—载荷-位移常数,根据赫兹接触变形关系推导而获取[7];B—总曲率,B=fi+fo-1;fi,fo—内、外圈沟曲率系数;D—钢球直径。
2.2 轮毂轴承游隙分析计算
对轮毂轴承而言,无论是装配件状态还是装车状态,两侧钢球受到相同预紧力作用形成负游隙,本研究设内列轴承在预紧力Fa作用下产生的轴向位移为δai,外列轴承在预紧力Fa作用下产生的轴向位移为δao,可知:
轮毂轴承的游隙可表示为:
由于是负游隙,书面上采用-δ来表示。
本研究采用当前检测设备对轮毂轴承的卸载力进行检测后,把卸载力Fy作为一个已知量来处理。内列钢球被卸载后,被认为处于零游隙状态,接触角由α还原为αo,内侧内圈相对外圈的轴向位移δai也被消除,内侧弹性变形得到回复,由此卸载而产生的弹性变形被完全施加于外列轴承上,外列钢球的弹性变形将加剧,外侧内圈相对外圈的总轴向位移为:
在该状态下,外列钢球受到的预紧力Fa′与卸载力Fy满足轴向平衡关系:Fa′=Fy。另外,外侧钢球的接触角α将变大为α′,对于外列轴承的新接触角α′和新的轴向位移δ′ao的计算方程如下:
结合方程(1~2,5~7),可以求解出α′、δ′ao、δa、α、Fa,从而根据卸载力可获得轮毂轴承的游隙。
2.3 三代轮毂轴承游隙算例
型号H-301轮毂轴承为第三代驱动轮轮毂轴承单元,非卷边、属非卡环、非预置螺母结构,通过花键螺母进行锁紧装车(如图1所示),应用于轿车的驱动轮上,从发动机的动力传输至轴承上而驱动轿车行驶,其结构参数如表1所示。
本研究对轮毂轴承采用设计值为300 N·m的锁紧力矩锁紧M16螺母,在装配线上进行卸载力的检测,检测的结果为10 300 N。
非线性方程(1,6)需要利用Newton-Raphson方法进行反复地迭代才能解出[8],人工计算工作量大,可采用Matlab 7.1的计算程序进行求解,式(1,6)的计算程序分别为[9]:
计算结果如下:
游隙δ=0.037 2 mm(取负);
新接触角α=36.704°;
预紧力Fa=3 414 N。
3 装配件与装车件游隙的关系分析
本研究设原始驱动轮轮毂轴承装配件根据检测卸载力而获取的游隙为δo,被锁紧后轮毂轴承的装车件根据检测卸载力而获取的游隙为δ1,则由于锁紧导致的轴向位移Δδ为:
本研究选择H-301型4套轮毂轴承进行M16螺栓300 N·m锁紧前、后卸载力的检测,检测结果如表2所示。
由此,本研究可根据检测结果,并利用前文的计算方法,对轮毂轴承的游隙、预紧力及锁紧导致的轴向位移进行计算,所得到的结果如表3所示。
通过对该轮毂轴承锁紧前、后游隙计算,研究者能够发现螺母锁紧所产生的轴向位移均值为0.028 5 mm,由此根据被检测出的卸载力,能够预估出被锁紧后的装车件游隙。本研究通过计算发现,卸载力与预紧力之间有一定的线性关系,卸载力约为预紧力的2.7~3倍,不仅针对H-301,在其他轮毂轴承上的计算分析也表现出这种关系。
4 游隙检测方法的探索
当前第三代轮毂轴承单元的装配线对驱动轮轮毂轴承仅能进行装配件的游隙间接测量,本研究在此基础上提出一种设计方法来模拟轮毂轴承在锁紧状态下的轴向力,从而使得装配线不仅能够进行装配件的卸载力测量,也能模拟装车件的卸载力测量,进而可以反推出轮毂轴承的负游隙及预紧力。
4.1 螺栓锁紧力的计算
第三代驱动轮轮毂轴承单元一般是通过螺母锁紧来达到预紧的效果,当锁紧螺母的扭矩为M(单位:N·m)时,在螺母贴合的面上会产生一个轴向锁紧力Fo,由于轮毂轴承的特殊性,该力并非直接作用于轮毂轴承的钢球上,而是被分配成3部分:法兰盘台阶面的推力、法兰盘与小内圈配合处的静摩擦力、钢球上的接触压力,其中接触压力就是轮毂轴承的预紧力Fa,可参考图1进行理解。锁紧力Fo的计算方法如下[10]:
式中:K—扭矩系数,d—螺纹公称直径。
扭矩系数K采用如下公式来确定:
式中:d2—螺纹中径,φ—螺纹升角,ρv—螺纹当量摩擦角,fv—螺纹当量摩擦系数。
Dw与do的取值如图3所示。
于是,研究者根据对螺栓的拧紧力矩能够推算出轴向锁紧力。
4.2 第三代驱动轮轮毂轴承游隙检测方法
第三代驱动轮轮毂轴承游隙测量是在充分考虑测量三代轮毂轴承单元游隙通用性的基础上提出的。
测量过程为:轮毂轴承法兰盘与底座配合,在小内圈端面用内圈加载头施加与螺母拧紧相当的锁紧力,然后对外圈端面用加载头施加卸载力,当所施加的力刚好使得拨模在一定的扭矩下能拨动内侧钢球,记录下此时卸载力,即为装车件的卸载力,接下来可以通过程序设计计算出轮毂轴承游隙和预紧力。对于非驱动轮轮毂轴承,由于存在事先的预紧,游隙检测时,小内圈处不施加载荷。
5 结束语
本研究在当前检测条件下,研究获取了轮毂轴承卸载力与预紧力之间存在的线性关系,探索了一种通用性的三代轮毂轴承单元游隙间接检测方法。该计算和检测方法也能应用于一、二代轮毂轴承装车状态下负游隙的分析、计算和检测,能够对游隙的设计给出合理的评价,进而优化轮毂轴承的设计,具有较大的实际意义和应用价值。
摘要：为解决第三代轮毂轴承负游隙难以直接获取的问题,将第三代轮毂轴承游隙的间接测量方法与角接触球轴承轴向载荷-位移关系相结合,开展了轮毂轴承游隙与预紧力的分析,建立了卸载力与预紧力之间的关系,提出了装配件和装车件状态下轮毂轴承游隙的计算方法;在利用加载机构模拟锁紧力的基础上,设计了一种能应用于三代驱动和非驱动轮毂轴承的游隙检测方法以获取轮毂轴承游隙。研究结果表明,第三代轮毂轴承的卸载力与预紧力之间存在线性关系,不同初始游隙的轴承在相同锁紧力矩下导致的轴向位移趋于一致。
关键词：第三代轮毂轴承,轴承游隙检测,卸载力,预紧力
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轮毂轴承 第5篇
轮毂轴承单元主要用于承受通过悬架系统传递而来的汽车重量以及为轮毂的转动提供精确引导, 是汽车载重和转动的重要组成部分, 下文对轮毂轴承单元的应用、常见故障进行阐述。
1 发展概况
20世纪50年代, 汽车前轮、后轮轴承采用的分别是两套角接触球轴承和一套单列向心球轴承, 到60年代, 前轮、后轮轴承采用的分别是两套圆锥滚子轴承和圆柱滚子轴承, 60年代后期随着汽车出现前轮驱动, 因驱动轴加粗需加大轴承孔径, 同时轴向空间受限, 需减少轴承宽度, 开始研制出带有组合密封的双列轴承, 70年代开始研发轿车用双列轴承单元, 90年代中期后, 轮毂轴承单元开始广泛应用在各种汽车上, 向集成化、轻量化、装配简便化方向发展。
2 轮毂轴承单元的类型
轮毂轴承单元具有组装性能好、免调整游隙、免维护、重量轻、结构紧凑、载荷容量大的性能, 已广泛应用于各类轿车及载重汽车, 目前在广泛使用的轮毂轴承单元有第一代、第二代、第三代, 处于研发试制阶段的有第四代。
第一代轮毂轴承单元如图1所示, 是外圈整体型双列轴承, 出厂前预先设定好最佳工作游隙, 使用安装时无需调整, 并采用多唇迷宫式密封结构, 一次性专业润滑, 安装方便、结构紧凑、性能可靠。
第二代轮毂轴承单元如图2所示, 是将轮毂轴承外圈与相配合的安装凸缘制成一体的结构, 除具有第一代的全部优点外, 由于其外圈与安装凸缘整合为一体, 因此刚性好, 可靠性高。
第三代轮毂轴承单元如图3所示, 是将轮毂轴承与联接轮毂的安装凸缘、联接万向节的凸缘芯轴以及传感器集成为一个总成部件, 对轴承用户来说, 这意味着简化了轴承设计与安装, 并可以减小重量和外形尺寸, 其中内置轮速传感器已成为发展趋势, 实现了机电一体化发展, 与第二代轮毂轴承单元相比, 其整体刚性更好、承载能力更强可靠性更高。
第四代轮毂轴承单元如图4所示, 是把万向节与轮毂轴承单元做成整体, 有效减小了万向节的轴向尺寸, 其结构更紧凑、零件功能集成度更高, 在保证轴承可靠性的同时, 还可使得整个系统更进一步地小型化、轻量化。轻量化设计能节省原材料成本, 降低车辆的能耗, 具有很强的应用价值, 成为轮毂轴承单元发展的一个重要方向, 通过提高一体化程度来减轻整个车轴的重量, 同时也便于维护与安装, 在保证足够强度的前提下, 针对载荷小的部位进行结构优化、去除多余材料减轻轮毂轴承单元重量, 具有重要的意义, 该型轮毂轴承单元目前尚处于研发试制阶段, 未形成规模化生产。
3 轮毂轴承单元安装注意事项
第一代轮毂轴承单元没有安装法兰盘, 其与转向节和法兰盘均是通过过盈配合来连接, 因此要将他们压合在一起。第二代轮毂轴承单元有一个安装法兰盘, 因此只需一次压入操作即可。第三代轮毂轴承单元完全通过螺栓连接, 无需压入, 安装便捷。轮毂轴承单元正确安装与否, 直接影响到轴承能否正常工作以及使用寿命, 需注意以下事项:
(1) 轴承在安装时应遵循不能将压力传递到钢球上的原则, 否则容易导致钢球产生压痕而早期失效; (2) 工作场所必须保持尽可能的清洁, 即使是一颗非常细小的粉尘颗粒进入轴承, 也会对轴承内部造成损伤, 从而不可避免地缩短轴承的使用寿命; (3) 不允许使用榔头敲击轴承, 合适的工具能确保工作质量又快又好; (4) 轴承不要跌落到地上, 否则容易导致零件产生位移, 如内圈脱落、密封组件脱离等; (5) 装有磁性编码器的轴承在安装前从包装盒中取出时, 要让它们远离磁场; (6) 在安装过程中, 如果内圈和轴之间产生安装误差, 轴承和周围部件将会发生塑性变形, 从而影响轴承的工作环境, 在后续阶段会产生噪声和剥落现象; (7) 轴承各装配配合尺寸和安装锁紧螺母时的扭矩要合适, 过大的负载将迫使滚动体处于非理想工作状态, 使滚道表面工作状态恶化, 在后续工作阶段会发生剥落现象。过低的负载会引起轴承在过大的轴向游隙下工作, 降低了抗冲击载荷的能力, 增加了轴承噪音。
4 轮毂轴承单元常见故障
轮毂轴承单元的常见故障现象一般有两种, 包括轴承在运转过程中温度过高、有异响。
4.1 轴承温度过高
工作状态中的轴承, 允许有一定的温度, 用手抚摸轴承安装部位的外壳, 如不感觉烫手则为正常, 反之则表明轴承的温度过高。
轴承温度过高常见的原因有:润滑脂质量不符合要求;润滑脂占轴承内部空间的比例过高, 摩擦力矩大[1]。
4.2 轴承异响
轴承在工作中允许有轻微的运转声音, 但如果声音过大或有不正常的异响, 则表明轴承有故障。
轴承产生异响的原因比较复杂, 如轴承内、外圈装配配合尺寸超出规范要求, 破坏了轴承与壳体、轴承与轴的配合关系, 导致轴线偏离了正确的位置, 在高速运动时产生异响;其次, 当轴承滚道产生疲劳剥落、磨损、腐蚀、胶合、振纹、粗糙度过大时, 也会使轴承产生异响;此外, 轴承润滑不足形成的干摩擦、轴向游隙过大[2], 以及滚动体碎裂、保持架损坏等都会产生异响。
通过阐述轮毂轴承单元从第一代到第四代的结构性能、安装时必须注意的事项, 以及对常见故障的解析, 为轴承用户正确使用提供了借鉴。
参考文献
[1]郭宝霞.滚动轴承知识问答[M].北京:中国标准出版社, 2012.
碳素轮毂轴承用钢G55的开发 第6篇
江阴兴澄特种钢铁有限公司 (以下简称“兴澄特钢”) 采用电炉-炉外精炼-VD真空脱气-连铸-连轧的生产工艺路线, 开发、生产G55碳素轮毂轴承用钢。轮毂轴承的主要作用是承重以及为轮毂的转动提供精确引导, 它既承受轴向载荷又承受径向载荷, 是一个非常重要的零部件, 因此对制作轮毂轴承的原材料———轮毂轴承用钢也有着严格的要求。
钢材的纯净度和均匀性是影响轴承使用寿命的主要因素。钢中非金属夹杂物破坏了金属的连续性和均匀性。根据轴承的使用条件, 在交变应力的作用下, 非金属夹杂物易于引起应力集中, 成为疲劳裂纹源, 降低轴承的疲劳寿命。特别是对于硬脆性夹杂物, 由于其不具有塑性, 在加工和使用过程中难以变形, 构成应力集中, 使疲劳裂纹萌生期缩短, 影响了疲劳性能的提高[1]。此外, 高端轮毂轴承钢对组织均匀性、成分偏析是十分敏感的, 特别是中心碳的偏析, 它会导致轴承组织的不均匀, 严重影响产品的性能[2]。
针对上述情况, 兴澄特钢根据企业实际情况, 大胆创新, 在新工艺和新技术方面有所突破, 提高G55碳素轮毂轴承用钢的质量水平, 以满足客户高层次的需求。
1 工艺流程及技术要求
1.1 工艺流程
兴澄特钢采用100t电炉初炼→100tLF钢包炉精炼→VD炉真空脱气→大方坯连铸机浇注→连铸坯热送→轧钢分厂加热、轧制成材→锯切→棒材堆冷→后续精整→打件、入库的生产流程。
1.2 技术要求
1.2.1 化学成分设计
G55钢对成分要求严格, 不仅要求同批次成分均匀、不同批次成分稳定, 而且要求钢中有害元素 (主要是氧和钛) 含量低。钢中的氧和钛会影响成品轴承的使用寿命:钛对轴承的危害方式是以氮化钛、碳氮化钛夹杂物的形式残留于钢材中, 这种夹杂物坚硬、呈棱角状, 严重影响轴承的疲劳寿命;通过大量试验证明, 氧含量的降低对提高轴承疲劳寿命显著有利[3]。根据现有的国家标准GB/T 28417-2012, 结合用户的实际要求, 制定了相应的化学成分控制值, 具体如表1所示。
1.2.2 钢材洁净度控制
钢材内部的宏观缺陷严重危害材料的性能, 极大地降低成品轴承的使用寿命, 必须对钢中的宏观缺陷做出严格限制。因此, 规定对G55钢材进行探伤抽检, 采用SEP 1927 (锻轧钢棒纯净度超声水浸测定方法) 进行检验, 要求缺陷指数不允许超过5mm/dm3。
对于钢材中的微观非金属夹杂物, 特别是硬脆性夹杂物, 比如沿轧制方向排列成串状或点链状的Al2O3夹杂 (B类) , 不变形的点状或球状夹杂 (D类) 以及大颗粒点状或球状夹杂 (DS类) , 因其不具有塑性, 在轴承使用中容易萌生裂纹。因此也必须对G55钢材的微观非金属夹杂物的含量及形态进行严格控制, 具体级别值如表2所示, 按GB/T10561-2005中的A法进行检测。
1.2.3 钢材均匀性控制
钢材原材料若偏析严重, 会导致成品轴承的组织不均匀, 严重降低轴承的使用寿命。因此, 对G55产品的低倍组织也提出严格要求, 按ASTM E381-01 (2012) (钢棒、方钢坯、大钢坯和钢锻件宏观浸蚀测试方法) 判定, C, R, S值均要求≤1.5级。
1.3 主要工序的工艺特点
1.3.1 电炉
对电炉冶炼的要求是控制出钢终点碳、磷含量及温度至规定范围, 并防止出钢过程下氧化渣。具体操作时通过稳定铁水量来控制配碳量和残余元素成分, 同时优化烧嘴参数、控制电炉吹氧量, 最终形成良好的出钢条件, 在电炉出钢过程中加入脱氧剂, 利用钢水中的良好的动力学条件, 进行集中提前脱氧。
1.3.2 精炼及真空脱气
钢包到精炼工位后, 接通氩气, 采用扩散脱氧造白渣, 并进行钢水脱氧、脱硫, 同时调整合金含量、化学成分达到判钢标准。该过程应选用优质合金、原辅料, 减少外来夹杂, 同时通过全过程氩气流量控制和脱氧炉渣发泡技术, 实现炉渣对非金属夹杂物的较好吸附和隔绝空气, 减少钢水的二次氧化。待成分及温度等满足工艺规定要求后, 将钢包运送至VD炉进行真空脱气。
VD真空处理过程中, 根据真空度, 对应调节钢渣搅拌参数, 在实现快速脱氢的同时, 减缓钢渣对钢包耐火材料的冲刷和侵蚀, 避免钢水被耐火材料污染而形成难以去除的非金属夹杂物。VD破空后, 进行软吹氩、弱搅拌, 保证钢包中非金属夹杂物快速上浮的同时, 均匀钢水温度。待钢包温度合适后吊包连铸。
1.3.3 连铸
连铸浇注过程中, 从大包到中间包再到结晶器, 均严格采用密封保护浇注, 杜绝钢水与空气接触, 控制钢水二次氧化;中间包采用经过多次数模和水模优化后的内部流场结构, 减少中间包死区面积, 缩小中间包内钢水紊流区域, 充分发挥中间包的冶金作用, 提高钢水洁净度。
浇注时采用低过热度浇注, 采用连续测温并根据温度进行拉速调整, 结晶器液面自动控制, 使用结晶器电磁搅拌和末端电磁搅拌;二次冷却采用强冷。同时, 为摸索最佳的连铸工艺参数, 生产技术室按期以炉号为主线, 对重要的连铸参数建立数据库 (如拉速、过热度、比水量、连铸流速、电磁搅拌) , 同时根据相关炉号的实际检测结果, 结合实际生产工艺参数, 不断优化、摸索出质量最优的连铸工艺参数。
1.3.4 轧钢
轧钢采用高温扩散加热, 进一步降低钢材的中心偏析。此外, 由于客户对材料的表面质量等提出较高要求, 为保证产品的出厂质量, 轧钢分厂对钢材100%进行超声波探伤和涡流、漏磁或红外探伤, 以保证出厂钢材零缺陷。
2 开发结果
2.1 化学成分
从已有的生产数据看, G55钢材的各元素指标均满足用户技术要求。通过制定严格的内控标准和规范的操作要点, 将主要元素的波动进行了有目的的控制:如C波动控制在0.03%以内, Mn波动控制在0.04%以内, 保持了批量生产的稳定性, 减少了对钢材加工性能的影响;同时将有害元素氧和钛控制在较低范围内, 图1为生产100炉G55钢的氧、钛含量分布直方图。
2.2 钢材洁净度
按照GB/T 10561-2005的A法对G55钢材的非金属夹杂物评级, 完全满足标准要求。采用AS-PEX的电子扫描显微镜对6支试样进行非金属夹杂物面扫, 重点检验、分析了对轴承使用寿命影响较大的Al-Mg夹杂和氧化物夹杂的直径分布情况, 检测结果如表3所示, 均未出现直径超过20μm的大颗粒夹杂。
此外, 按SEP 1927法对生产的G55钢材进行水浸高频超声波探伤检测, 完全满足标准要求。
2.3 钢材均匀性
按ASTM E381-01 (2012) 标准对生产的G55钢材进行低倍组织检验, 结果完全满足标准要求, 其中C, R, S值均≤1.0级的比例在90%以上, 部分低倍实物照片如图2所示。
为更加直观地反映G55钢材的偏析状况, 抽取部分G55成品钢材进行实验室原位分析检验, 主要分析C, Cr元素的偏析状况, 具体结果如图3所示。从原位分析结果看, G55材料的偏析良好, 组织均匀。
3 用户使用情况
通过分析, 当前研制的G55碳素轮毂轴承用钢成分、性能稳定, 组织均匀性好, 非金属夹杂物的数量与形态能得到有效控制, 随着市场的逐步开发, 目前已有多家用户使用该工艺所生产的G55碳素轮毂轴承用钢, 用户对钢材实物质量反映良好。
4 结束语
兴澄特钢研发试制的G55碳素轮毂轴承用钢化学成分与工艺路线的选择可行;钢中的氧、钛含量控制达到先进水平, 钢材中大颗粒夹杂物及材料偏析的控制同样达到先进水平;实践证明, 当前该生产工艺稳定可行, 生产的产品实物质量得到下游用户的认可。
参考文献
[1]龚伟, 姜周华, 王博, 等.精炼渣对轴承钢氧含量和夹杂物的影响[C].全国轴承钢第七届学术会议.昆明, 1996:257—262.
[2]钟顺思, 王昌生.轴承钢[M].北京:冶金工业出版社, 2000.
轮毂轴承 第7篇
圆锥滚子轴承主要由内圈、外圈、滚子以及保持架组成, 几何形状见图1。圆锥滚子轴承有以下特点。
内、外轮毂轴承分别安装在后轮鼓内腔, 见图2装配位置示意图。通过锁紧螺母将两轴承的预紧达到一个理想的间隙。轴承的预紧对轴承本身的失效起着至关重要的作用。如何合理的装配和零件质量的提高对轴承失效的控制很重要。
汽车轮毂轴承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。国内大部分客车都是采用传统的两套单独的圆锥滚子轴承, 如图2所示, 内、外轮毂轴承分别安装在后轮鼓内腔, 通过锁紧螺母将两轴承的预紧达到一个理想的间隙。如何合理的装配和零件质量的提高对轴承失效的控制很重要。这种结构是在汽车装配时需要进行调整游隙、预紧、添加润滑脂等, 质量靠装配过程中诸多人为因素控制。
2 售后数据的分析
根据售后服务的数据分析, 共有33起轴承失效故障, 频次分别为开裂、破损、断裂的情况57%;噪音大故障为19%;磨损 (使用后松旷, 松脱) 故障为19%;烧蚀、烧损故障为5%;轴承失效原因分类见图3。从数据上分析排除批量性的问题, 是偶发性的故障。批量性的故障重点从材质、产品设计、产品选型等问题去考虑分析, 偶发性从装配情况, 热处理等情况去分析考虑。0~2000 km无失效故障说明整车出厂前没有失效故障;到2500 km后陆续出现开裂、断裂等故障, 失效件有部分出现在客车公司强制保养的过程后出现故障。由于客车公司要求在2000~3000 km数强制保养, 很大一部分轴承失效是保养过程中没有将轴承的轴向间隙调整到合理的间隙范围, 造成轴承失效。初步推断出失效原因可能为轴承轴向间隙过大或过小、轴承套圈硬度偏高、配合过盈量等原因。轴承失效故障件行驶里程 (公里) 见图4排列图。
3 通过鱼刺图对汽车轮毂轴承失效故障的分析
我们对造成轮毂轴承故障的现状进行了分析, 组织小组成员运用头脑风暴法, 结合目前现有的统计数据, 从人 (人的要求) 、机 (工装、设备、量检具等) 、料 (零部件、实物等) 、法 (标准、产品文件、工艺文件等) 、环 (环境因素等) 和测六方面进行分析, 绘制了导致轮毂轴承失效的鱼刺图, 见图5。
结合对人、机、料、法、环和测6个方面描绘出的轮毂轴承失效的鱼刺图以及从返回的售后失效件来看, 初步推断出失效原因可能为轴承轴向间隙过大或过小、轴承套圈硬度偏高、配合过盈量等原因。综合分析, 原因如下:
(1) 在2000~3000 km数强制保养, 保养过程中没有将轴承的轴向间隙调整到合理的间隙范围。
(2) 工艺要求打紧螺母后退回1/8~1/4圈, 装配工所测的8~15 Nm轴承预紧力矩是假象, 并不是真实的数值了 (此时油封座圈和轴承是否已经到了合适的位置) 。
(3) 轴承套圈硬度偏高, 小挡边易掉块, 以至于使得开裂、破裂等失效。
(4) 配合过盈量小 (轴承的内径或外径超差未能及时检验出造成套圈打滑烧损) 导致轴承套圈打滑产生热裂纹。
(5) 轴承保持架窜动量大, 导致噪音大。
(6) 在生产包装前, 有异物、粉尘、油污等进入轴承, 轴承没有清洗干净造成磨损, 使用后松旷, 松脱。
4 纠正和改进措施的制定
轮毂轴承故障失效原因分析清楚后, 组织相关职能人员对分析的问题逐项进行解决:
(1) 起草指导文件说明在2000~3000 km数强制保养过程中装配轴承的轴向间隙的注意事项, 并通过客车企业的售后部门传达至维修站。
(2) 装配工艺作相关调整:敲入轮毂外轴承内圈, 然后装上轮毂轴承调整螺母, 将轮毂轴承调整螺母拧紧, 拧紧力矩为500~550 Nm, 然后松开螺母, 用手转动制动鼓2~3圈确定轴承正确就位, 再拧紧到5 0 0~550 Nm, 然后用手转动制动鼓应感到沉重以确定轴承预紧, 然后退回1/8~1/4圈。这样反复的打紧松开目的为了消除轴承之间, 以及油封座圈假象的位置, 确保所测的8~15 Nm预紧力矩为真实的。
(3) 要求轴承制造厂家:热处理严格控制零件淬火硬度并增加回火工艺, 将硬度控制在标准中的下限HRC60-63。对每批轴承零件热处理硬度抽检检验, 发现硬度高于HRC63的零件, 立即通知热处理按200℃高温回火处理。
(4) 轴承生产过程中:对零件内径及外径百分百检验后, 增加由终检验收, 按抽样方案标准GB2828-87《逐批检查计数抽样程序及抽样表》检验合格后, 再进入装配。
(5) 更改轴承保持架装配检查工艺, 对成品轴承保持架收缩量的检验由抽检改为全检, 达到0.1~0.5 mm工艺范围。
(6) 更改成品轴承清洗、涂油包装工艺规程:对轴承包装前的清洗油和防锈油由一个月更换一次, 改为半个月更换一次, 保证轴承清洁度。
5 改进效果及结论
ZK6110H客车轮毂轴承的故障失效攻关项目在6月底已完成了相关改进措施并加以实施, 由公司售后人员进行的跟踪及信息反馈 (截止十二月底) 表明:从2010年1月至9月份轮毂轴承失效共1件, 同期比较有了很大的改善, 达到了预期制定的攻关目标。
轮毂轴承 第8篇
轮毂是保证车辆制动安全性和可靠性的重要零件, 为确保制动盘和摩擦片总成之间的合理间隙以及行星轮与内齿轮和太阳轮之间的啮合间隙, 对轮毂两轴承位的同轴度提出了较高的要求。生产企业一般采用三坐标或者专用工装[1]来检测轮毂两轴承位的同轴度。检测成本高、检测周期长或通用性不强, 还只是采取抽样检测的形式。不能有效控制批量装配时所有轮毂同轴度的合格率。因此找到一种能在装配现场使用通用量具在线100%快速全检的方法, 成为各生产企业急需解决的问题, 本文针对该问题提出了自己解决方法。
1 轮毂同轴度的检测现状
轮毂支承轮胎的重力和整个车身的负荷, 还起到散热等作用。轮毂质量的好坏直接影响工程车辆行驶时的安全性和平稳性。图1为轮毂零件示意图, d1和d2为轮毂两轴承孔尺寸。轮毂图纸上标注的关键质量控制尺寸为两轴承孔尺寸d1和d2以及d1相对于d2的同轴度, d1和d2尺寸可用内径百分表进行全部检测, 而d1相对于d2的同轴度, 目前大多数厂家一般采用三坐标测量机或专用工装进行测量。即将当天需要装配的轮毂随机抽取几件 (为节约检测成本和检测资源等, 一般抽取的数量不多于5件) , 清洗干净后送往三坐标测量机恒温一段时间 (一般为2 h) 后再进行测量或使用专用工装进行检测。装配车间的技术人员根据三坐标或专用工装测量结果的合格与否, 判定本批装配的轮毂同轴度的整体质量状况。这种控制手段和检测方法要么浪费三坐标测量机的检测资源, 要么因轮毂型号的经常更换, 导致专用工装无法使用。故无法保证批量装配时, 装配到桥总成上的所有轮毂的同轴度合格与否。进而无法保证桥总成在行车制动过程中的安全性和可靠性。
2 批量检测轮毂同轴度的解决方案
众所周知, 轮毂在加工完两轴承孔直径d1和d2后, d1孔的实际轴线与d2孔的实际轴线并不是重合的。为限定这一误差, 图纸规定了以d2轴线为基准轴线, 直径值为2t的圆柱面所限定的区域, 即d1孔相对于d2孔的同轴度, 见图2。
在装配现场实际装配轮毂时, 其生产节拍比较快, 百分之百对轮毂两轴承孔同轴度进行全检, 用三坐标测量机或专用工装进行检测显然无法满足生产节拍的要求。笔者提出了以下方法来经济、快速、有效地控制轮毂两轴承孔同轴度。
根据相似三角形原理, 两轴承位之间的理论轴线和实际轴线将构成ΔABC, 其中AC段为两轴承孔间的理论轴线, AB段为同轴度为2t时两轴承孔间的实际轴线, BC=t (两轴承位同轴度值2t的一半) 。将轮毂装在桥总成上后, 用内径百分表检测d1相对于d2的同轴度的打表点为E点, DE为内径百分表的示值。百分表检测示值DE和实际轴承AB将构成ΔBDE, BE=BC+CE=t+CE。见图3。根据相似三角形原理, ΔABC与ΔBDE相似, 即BC/AC=DE/BE, 则:DE=BC×BE/AC=t× (t+CE) /AC=d临界值。
AC值和CE值可在图纸中测量获得, 故DE值为确定值。该值是d1相对于d2的同轴度等于2t时的临界值。即百分表所测得的实测值DE大于该临界值d临界值时, 则表明两轴承孔间的同轴度不合格;实测值DE小于等于临界值d临界值时, 则表明两轴承孔间的同轴度合格。
在现场实际装配时, 先将轮毂总成装在桥总成上之后, 装配操作者在零件上的E点附近打百分表, 然后用手将轮毂旋转一圈, 记录百分表指针所指示的最大读数。若所测得的最大读数不大于d临界值, 则该轮毂两轴承位的同轴度合格;若大于d临界值值, 则该轮毂两轴承位的同轴度不合格, 可进行拆卸并将其隔离。
为了使现场操作者在实际操作时, 快速准确地确定打表的E点位置。E点位置要在零件上便于打表, 同时也便于确保CE值误差最小。根据零件的实际特点, 确定E点位置。本方法确定的E点为 (见图4) 轮毂上O型圈槽边宽度为7.8 mm的中间位置, 该位置一侧为O型圈槽, 另一侧为轮毂内腔, 宽度仅为7.8 mm, 所确定的CE值误差较小。将E点定于这个位置便于现场操作人员快速定位打表位置。
3 结语
轮毂零件两轴承孔同轴度的检测, 一般使用三坐标或专用工装进行检测, 本文指出用该检测方法的不足之处, 并提出了一种适用于现场快速经济地控制同轴度的检测方法, 提高了轮毂的装配合格率。
参考文献
[1]柏青.基于轮毂零件形位误差检测的综合检具的研究[J].机械工程师, 2010 (2) :123-124.
[2]傅成昌, 傅晓燕.形位公差应用技术问答[M].北京:机械工业出版社, 2009.
[3]赵妙霞.机械精度设计与质量控制[M].兰州:兰州大学出版社, 2004.
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