轮毂轴承单元内圈蠕动特性的试验研究*

陈伟军,汪 峰,郭 权,许京亚,王青娣

(浙江万向精工有限公司,浙江 杭州 311202)

汽车工业迄今为止已经有100多年的发展历程,而轮毂轴承作为汽车的部件之一也经历了不断演变的过程,从最早的2个单列轴承到现在最为常见的第三代轮毂轴承单元。

蒋兴奇等人[1]对第三代轮毂轴承单元的多种优点进行了阐述,其具有易安装、低摩擦、高刚性等特点,使其应用越来越广泛,经过多年的发展,现在第三代轮毂单元在乘用车上的应用已经越来越普遍。袁腾飞等人[2]指出了轮毂轴承是汽车非常重要的零部件,其主要作用是承重,以及为轮毂转动提供精确引导,因其既承受轴向载荷又承受径向载荷,所以是轴承中技术要求较高的一类;同时,通过调研发现,目前第三代轮毂单元已经占据很高的市场份额。TANG Shi-xi等人[3]开展了轮毂单元振动特性的研究,通过对其振动信号进行分析,可以预测轮毂单元的寿命。

而与振动直接关联的噪音是目前顾客感知轮毂单元是否有异常的最普遍的方式。由于现代乘用车绝大部分大都使用承载式车身,故其配合异常会令客户抱怨轮毂轴承存在异响。通过对近年来售后问题的分析,尤其在新能源乘用车逐渐普及的大背景下,低重心带来的车辆操控性提升和车辆起步时的大扭矩驱动产生的惯性作用,使得第三代轮毂轴承单元内圈与法兰轴颈之间的相对蠕动问题更加凸显。蠕动在其滑动瞬间就会产生异响,当蠕动长期存在时,若异响未被识别,内圈和法兰轴配合面会产生磨损,导致配合过盈量降低,轴承变得松旷,进而出现行驶异响,严重的会产生法兰盘断裂的风险。为此,普通乘用车需要保证在0.7 g的侧向加速度载荷下不蠕动,而高性能型汽车则会有更高的载荷要求[4]。

HARRIS T A等人[5]利用弹性壁厚理论,分析了过盈量对游隙的影响,通过配合关系计算了圆环的配合力、尺寸变化等;但是其理论研究主要集中在对游隙、接触角等的影响方面,没有涉及到对内圈蠕动的分析。冈本纯三[6]阐述了过盈配合的目的是防止蠕变,并就如何计算配合的应力、套圈直径变化及产生的应力展开了详细分析;但该研究也未就如何防止蠕变发生给出计算方法。尤绍军等人[7]通过公式推导,给出了轴与内圈过盈配合的摩擦力计算公式,并指出了带动内圈旋转的力矩就是轴承的摩擦力矩;采用这个方法来控制内圈与轴的过盈量,其设计要求过低,轴承转矩普遍都很小,通过设计过盈量来抵抗内圈蠕动的力矩,肯定远大于轴承自身的转矩,因此在实际应用工况中,蠕动还是时有发生。刘晓初[8]基于弹性力学理论,提出了过盈配合产生的沟道变形计算方法,并引入当量直径的概念来估算变形;但是该研究主要针对的是过盈配合对轴承游隙的影响,并没有对轴承使用过程中产生的相互作用带来的影响开展研究。

熊伟等人[9]采用理论计算的方法,得到了最小和最大内圈及法兰轴的过盈量,运用ABAQUS软件对铆压成型工艺进行了分析,采用径向过盈量增加方式修正内圈和法兰轴的配合,并通过0.6 g侧向加速度耐久试验,验证设计的合理性。该研究中虽然对内圈蠕动进行了确认,验证了内圈最小过盈量设计的合理性,但并未对蠕动的原因进行详细说明,且研究对象采用的是铆压轮毂单元结构,同时用于测试的侧向加速度也偏小,还缺少锁紧力带来的防蠕动效果,也未提出应用临界蠕动载荷来确定最佳过盈配合设计,故该研究不具有针对性和代表性。

由于内圈防蠕动设计缺少有针对性的理论研究,笔者通过分析驱动型非卷边轮毂单元的受力情况和重载条件下的内圈变形现象,确认内圈蠕动发生的影响因素,通过设计轴向锁紧力试验,确定锁紧力与锁紧力矩的关系;设计静态和动态极限蠕动试验,来研究过盈量、锁紧力矩与静态驱动力矩、动态工作载荷之间的关系,为确定内圈与法兰轴的过盈配合及轴承轴向锁紧设计提供参考。

轮毂轴承单元内圈装配和受力图如图1所示。

图1 轮毂轴承单元内圈装配和受力图

图1中:第三代驱动非铆压轮毂单元在实际使用中需要采用等速驱动轴连接,同时采用螺栓或螺母锁紧。

通过对轮毂轴承单元锁紧状态下的结构特征进行分析,可以发现,轮毂轴承内圈上分别存在内圈大端面与驱动轴之间的轴向夹紧力Fa1,内圈小端面与法兰台阶面之间的轴向夹紧力Fa2,内圈内径与法兰轴外径之间存在过盈引起的径向夹紧力Fr,这些作用面上的载荷与作用面的摩擦系数共同作用,形成静摩擦力。

由此可见,内圈蠕动的发生与内圈之间的静态摩擦力存在正相关关系,一旦以上3个力过小甚至消失,内圈在工作状态下,滚道钢球切向载荷作用将很轻易地发生周向滑动。

在对普通轴承进行外圈蠕动的研究中,外圈蠕动的驱动力为滚动体引起的外圈局部应变和波纹变形[10]。而轮毂轴承单元的内圈通常因需要设计较好的内侧密封,所以内圈普遍较厚。笔者采用ABAQUS软件,在0.7 g条件下,分析某典型乘用车轮毂轴承滚动体对内圈内径作用的局部应变。

在重载工况下,内圈沟道和内径的变形图如图2所示。

图2 重载下内圈沟道和内径的变形图

从图2可知:在0.7 g载荷下,钢球作用在沟道上的应力产生的应变仅有0.035 mm,与之位置对应的内圈与轴配合部位的应变才0.001 8 mm,其他部位变形更小,故从变形图可以确定,轮毂单元内圈蠕动发生的驱动力与普通轴承有较大的区别;

由于其结构与应用工况的复杂性,从理论角度出发研究其蠕动规律异常困难;但从轮毂轴承结构特征角度,可以对轮毂轴承内圈蠕动发生影响的因素进行定性分析。

为研究内圈与法兰轴的过盈量,以及轴向锁紧状态对轮毂轴承蠕动的影响规律,笔者选择一款典型的三代驱动型非铆压结构轮毂轴承单元为研究对象;并设计两组试验,研究内圈的蠕动规律。两组试验如下:

(1)设计轴力试验,在驱动轴与螺栓锁紧下,研究轮毂轴承不同轴向锁紧扭矩对轴力的影响规律;

(2)设计内圈静态蠕动试验,研究不同驱动扭矩对内圈蠕动发生的影响规律,分析内圈蠕动在不同边界条件下的摩擦系数。

典型三代驱动型非铆压轮毂轴承单元结构参数如表1所示。

表1 典型三代驱动型非铆压轮毂轴承单元结构参数

2.1 轴向锁紧力试验

轴向夹紧力测试示意图如图3所示。

图3 轴向夹紧力测试示意图1—数显扭力扳手;2—套筒;3—加载臂;4—加载钢球;5—压套;6—轮毂轴承内圈与法兰轴组件;7—测量应变片;8—锁紧螺栓;9—驱动轴;10—连接套;11—基座

图3中:笔者在法兰轴圆柱面上粘贴测量应变片,作为轴向夹紧力的感应单元,并采用拉压力试验机,先开展应变信号与轴力之间关系的标定,再采用数显扭力扳手拧紧螺栓,获取锁紧力矩与应变信号的关系;通过应变信号的转换,得到锁紧力矩与轴向夹紧力的关系[11]。

锁紧力矩与轴向夹紧力Fa1的关系曲线如图4所示。

图4 锁紧力矩与轴向夹紧力关系图

由图4可知:驱动轴锁紧力矩与轴向夹紧力呈现较好的线性关系。

锁紧力矩与轴向夹紧力之间的规律可用拟合公式表达,即:

Fa1=0.428 8M-19.925

(1)

式中:M—锁紧扭矩,N·m;Fa1—轴向夹紧力,kN。

2.2 内圈静态蠕动试验

内圈静态蠕动试验示意图如图5所示。

图5 内圈静态蠕动试验示意图

为了测试发生内圈蠕动所需的临界驱动力矩,笔者在内圈滚道上方的挡边处加工出方槽,并配以相适配的内圈适配器(内花瓣槽)连接内圈方槽,再安装一个转接环加以固定(以防止试验时内圈适配器滑落),再通过一个套筒与扭力扳手链接,用数显扭力扳手拧紧,用以驱动内圈;当拧紧的力矩足以克服内圈配合面上的最大静摩擦力时,可测得内圈临界滑动力矩;通过分组试验,可获得不同锁紧力矩和过盈量下的内圈滑动力矩。

笔者选择5组不同内圈与法兰轴过盈量的组件,在不同锁紧扭矩下,分别开展驱动轴的内圈周向滑动测试。其中,试验组件Fr对应的周向滑动半径为20 mm,Fa1与Fa2综合周向滑动半径分别为23 mm和25 mm。

内圈静态滑动测试结果如表2所示。

表2 内圈静态滑动测试结果

分析表2的测试结果,可以得出以下结果:

(1)同一扭矩条件下,过盈量越大,内圈周向滑动所需要的驱动扭矩也越大,但当过盈量达到0.06 mm的水平时,过盈量对驱动扭矩的影响不再敏感。显然,当过盈量大到一定程度时,对内圈的涨大变形不再是弹性变形,而会出现塑性变形,金属材料的塑性阶段不再对Fr有增大的贡献;

(2)同一过盈量条件下,锁紧扭矩/对应的轴力越大,内圈周向滑动所需要的驱动扭矩也越大。锁紧扭矩增大了端面之间的轴向压力,提升了最大静摩擦力所需要的压力条件;

(3)在未锁紧条件下,内圈大小端面的轴向压力Fa1与Fa2均为0,周向滑动的条件取决于Fr与表面沿周向的滑动摩擦系数。通过对不同过盈量下法兰轴与内圈配合面的接触应力进行计算[12],可获得不同过盈量条件下其表面的接触压力Fr,进而依据以上滑动扭矩和内圈与法兰轴的配合直径,计算出圆周面的摩擦系数μc=0.158。

显然,该摩擦系数是基于所选典型轴承的配合条件下所得计算结果,受接触表面的粗糙度、圆度、锥度等形位公差的影响,不同类型的产品,通过以上试验都可以较好地确定圆周面的摩擦系数μc。

2.3 端面摩擦系数分析

针对以上带驱动轴锁紧的静态滑动试验,可近似地看作受扭矩作用的内圈克服端面和内径最大静摩擦力的结果。对抵抗滑动的扭矩可分解为两部分:(1)克服圆周的最大静摩擦力;(2)克服内圈端面摩擦力。

同时,基于大量的锁紧试验可以发现:针对原始游隙为负游隙状态的轮毂轴承单元,大端面的轴向压力Fa1通过内圈壁厚的传递,大约95%被传递至小端面,从而形成Fa2,其余5%转移至轴承滚道的滚动体上。

据此,可近似对端面的阻力矩采用如下公式表达:

Mez=Fa1μe1R1+0.95Fa1μe2R2

(2)

式中:Mez—端面阻力矩,等于端面驱动力矩;Fa1—内圈大端面的轴力;R1—小端面上旋转半径;R2—大端面旋转半径;μe1，μe2—内圈大、小端面摩擦系数。

由于内圈、法兰轴、驱动轴承等端面均采用了端面磨削工艺,可近似认为满足下式:

μe1=μe2=μe

(3)

由此式(2)可变化为下式:

Mez=(R1+0.95R2)Fa1μe

(4)

未锁紧时的驱动力矩等于内圈与法兰轴之间因过盈量引起的摩擦阻力矩。设该阻力矩为Mr,故在过盈量与轴向锁紧条件下,综合力矩Ma可表达为下式:

Ma=Mr+Mez

(5)

结合式(2～5),笔者通过对表2试验结果进行分析和计算,可以获得不同锁紧扭矩和不同过盈量下的摩擦系数。

端面摩擦系数分析图如图6所示。

图6 端面摩擦系数分析图

由图6可知:

(1)在0.045 mm以内相同过盈量的条件下,中心螺杆锁紧采用不同扭矩,端面摩擦系数的变化较小,不超过0.015;当过盈量超过0.06 mm时,中心螺杆锁紧采用不同扭矩,端面摩擦系数呈现出较大的起伏,变化超过0.035。同时,过盈量超过0.06 mm后的条件下,摩擦系数的规律性很差;

(2)对端面摩擦系数μe的选取,可以参考图6进行插值选取;横坐标中心螺杆的锁紧扭矩可根据式(1)换算为轴力,确定在不同过盈量和不同轴力条件下的端面摩擦系数,可得到更准确的抗滑动力矩结果。

2.4 内圈配合分析

通过对以上试验结果进行分析可知,内圈的过盈量在一定范围内的增加,不仅具有增加法兰轴与内圈之间的接触压力Fr作用,同时,也使得端面摩擦系数μe得到显著增加。但是,当内圈过盈量增大到0.06 mm以上的时,摩擦系数呈现出无规律性。

因此,过大的内圈与法兰轴过盈量也是不可取的,其原因在于:(1)会增加特定工况下的内圈配合区域的不稳定性;(2)在大过盈量配合的情况下,内圈压入法兰轴的过程中,会引起配合区域的塑性变形,降低配合的可靠性;(3)因为压入力过大,导致内圈有无法压到位的风险,影响轮毂单元总成的游隙检测准确性;(4)因内圈张应力过大而出现开裂的风险。

为此,笔者提出驱动型非卷边轮毂轴承内圈与法兰轴设计过盈量的范围为0.045 mm～0.060 mm。

而针对轮毂单元法兰轴和内圈端面的锁紧设计,笔者以不把内圈压溃(小于内圈轴承钢或法兰盘轴材料的屈服极限)为原则,尽可能大地增加轴向夹紧力,这样会产生较好的抗蠕动效果。

而增加轴向夹紧力,也对驱动轴与中心螺杆或螺母的性能提出了更高的要求,需要其具有较好的材料力学性能。

过大的轴力反作用于中心螺栓或驱动轴的外螺纹,也有一定的强度风险,需要对锁紧部件开展相应的轴向锁紧力试验,以确认螺母或螺栓锁紧的极限水平。

通常采用螺栓锁紧的场合,螺栓材料需要有较长的屈服阶段以保证螺栓锁紧力的稳定,且不会发生断裂;采用螺母锁紧的场合,需要设计合理的螺纹尺寸和材料的热处理方式,使其锁紧力和强度都能够得到很好的保证。

基于以上的静态蠕动试验研究,笔者得到了静态条件下内圈发生蠕动的规律,重新规定了内圈与法兰盘的过盈量和锁紧力;生产出的极限样品在600 r/min的工作转速下,施加0.6 g～0.8 g侧向加速度载荷,开展动态蠕动试验,试验时长为10 min。

内圈动态蠕动测试结果如表3所示。

表3 内圈动态蠕动测试结果

从表3可得:

(1)当内圈过盈量设计合理时,如果轴承内圈的轴力不存在或较小,在0.5 g～0.8 g范围内的任何一个载荷条件下,内圈均会发生蠕动。可见,仅靠内圈与法兰轴的过盈配合和较小的轴向夹紧力是无法保证内圈不发生蠕动的。

未蠕动与蠕动内圈对比如图7所示。

图7 未蠕动与蠕动内圈对比

由图7可看出:在0.5 g载荷条件下,仅10 min后,蠕动样品的蠕动行程即达到了1/3的配合圆周长。若长时间在这样的工况下运行,内圈就会产生松旷,引起异响;

(2)当内圈轴力大于66 kN时,在小过盈量下,其在任何载荷条件下均会发生蠕动;而通过加大内圈过盈量,可有效提升其抗蠕动能力(在该例中,当过盈量达到0.06 mm时,同时满足内圈轴力大于66 kN的条件下,其可有效抵抗0.7 g侧向加速度下的蠕动);

(3)通过增加轴力,即使在小过盈量下,也能够达到较好的抗蠕动效果。可见,增加轴力是较好的解决蠕动问题的方法;

(4)通过分析上述典型轮毂轴承可知,在0.7 g载荷条件下,内圈不发生蠕动的两种临界条件中,只须满足其中任何一种即可(第一种边界条件:内圈过盈量达到0.06 mm,轴力不小于66 kN;第二种边界条件:内圈过盈量达到0.03 mm,轴力不小于152 kN);

(5)动态蠕动与静态蠕动,对轴承配合的边界条件需求是一致的,良好的过盈量与轴向锁紧力是抗蠕动的前提。

通过以上的试验,笔者归纳出轮毂轴承抗蠕动设计的原则,即以0.7 g侧向加速度工作载荷下的工况为极限蠕动工况,轴承要满足对该工况的抗蠕动承受能力,需要同时在内圈与法兰轴配合、驱动轴对轴承轴向锁紧方面做好设计。

该设计的两个方面主要思路如下:

针对内圈与法兰轴的配合设计,在满足基本的尺寸与形位公差设计的条件下,对其过盈量设计控制在0.045 mm～0.060 mm范围是较好的选择;

在驱动轴对轴承轴向锁紧方面,建议以不低于100 kN的轴力作为设计目标。在该目标下,借助于上述轴向锁紧力试验,以此来确定紧固件对应的锁紧扭矩要求。

围绕预紧要求,开展紧固件的力学性能评估,确定其对100 kN静态载荷承受能力与动态疲劳寿命非常必要,从而可以科学地选择合理的紧固件材料与结构形式。

就目前而言,在轮毂轴承的应用上,大量的欧洲主机厂(如宝马、奔驰、大众、奥迪)对于驱动型轮毂轴承选择均偏向于中心螺杆结构形式,其在产生大轴力以及轴力动态保持上均表现出力优异的性能;而美系、日系与国内的主机厂偏向于选择中心螺母结构形式[13-15],其在低工况载荷下,能够满足正常使用,而当工况载荷变得恶劣时,其轴力保持效果略差,蠕动发生较为频繁[16]。

笔者围绕着轮毂轴承内圈与法兰轴在实际应用工况中频发的蠕动问题,分析了轮毂轴承内圈蠕动发生的影响因素,开展了试验,研究了各因素的影响规律。研究结论如下:

(1)内圈与法兰轴之间的过盈量在0.06 mm以内时,过盈量越大,其抗蠕动能力越好;当过盈量超出0.06 mm之后,其抗蠕动能力提升不明显,反而会造成配合不可靠。基于以上试验研究,笔者建议过盈量控制在0.045 mm～0.060 mm范围内较佳;

(2)在内圈、法兰轴、驱动轴以及中心螺栓屈服极限以内,通过不断增加轴力,可不断提升其抗蠕动能力;在内圈过盈量满足0.045 mm～0.060 mm时,达到66 kN以上的轴力,可达成当前乘用车的0.7 g载荷工况下的动态抗蠕动能力要求。

在国内外主机厂重型、中型、微型乘用车轮毂轴承上,笔者对以上研究结论进行了试验验证(经历了台架试验、道路试验与实际终端客户路况的考验),结果表明,其抗蠕动效果非常显著,且具有普遍的适用性。

后续,笔者将针对新能源电驱动下,高响应变载工况带来的蠕动影响规律进行研究,并基于CAE工具构建其模拟算法。