輪轂軸承外圈軸向受力分析研究

摘要：輪轂軸承外圈大多數情況是分體單獨壓裝，它和軸承內圈配合成整套軸承，負責實現汽車輪轂與軸之間的承載和運動配合，為輪轂的轉動提供精確引導，從而保證汽車的正常行駛。它們既要承受軸向載荷又要承受徑向載荷，因此被視為一個關鍵性的輪端總成零部件。此外，輪轂軸承還有助于保持車輛的穩定性，并通過其潤滑特性減少摩擦力矩，提高運行效率。在汽車的生產線上，軸承的安裝、注油、密封以及游隙的調整都是必要的工序。因此，輪轂軸承外圈在運動過程中的軸向受力分析研究顯得尤為重要。它可以給產品設計人員提供壓裝間隙的依據，也可以讓裝配生產企業知道壓裝不到位的潛在風險，避免汽車在行駛過程的軸承“跑外圈”風險。

關鍵詞：輪轂；軸承外圈；軸向受力；壓裝間隙

輪轂軸承的外部載荷復雜多變，在實際行駛當中，路況、行車速度、轉彎半徑和輪胎特性等都顯著影響著輪轂軸承的壽命與性能。輪轂軸承的外部載荷通過輪胎施加在輪轂軸承上，即在汽車的實際行駛過程中，路面對輪胎的徑向、軸向載荷等間接作用在了輪轂軸承上。根據力的傳遞特性，可認為輪轂軸承外部載荷等價于輪胎的外部載荷。

研究表明，汽車在轉彎時輪胎受到的軸向力最大。因此，這時輪轂軸承受到的軸向力最大，此時的軸向力就是軸承外圈可以承受的最大力。本次計劃以駐馬店中集華駿鑄造有限公司K輪轂總成作為研究對象，通過精確的理論計算，確定如果輪轂軸承外圈沒有壓裝到位，在汽車行駛過程中受到的軸向力是否能使其發生軸向移動。

理論計算

K輪轂總成設計采用的是圓錐滾子軸承，而滾動軸承想要充分發揮它的功能，就必須得到適宜的配合。通常內圈（軸圈）采用過盈配合，外圈（座圈）采用間隙配合。在某種使用條件下，當過盈量不足或者軸承外圈壓裝不到位的時候，會造成軸承外圈松動、蠕變、微動磨損及發熱等現象。如果過盈量太大或者軸承外圈壓裝傾斜，可能會造成軸承外圈開裂。

要想了解壓裝配合面的面壓與應力，可以按照承受均勻內壓或外壓的壁厚圓環進行計算。由以上內容可知，本次研究的是采用過盈配合將軸承外圈壓裝在軸承臺階上時，可使用厚壁圓筒理論計算所需壓入力。而壓入力取決于配合面的接觸區域面積、表面壓力和摩擦系數。

因此，壓入力K 計算

K=μPmπDB （1）

式中 μ——摩擦系數，μ=0.10（壓入），防銹油潤滑；

Pm——接觸面的壓強，單位為MPa；

D——輪轂軸承孔內徑，單位為mm；

B——軸承外圈寬度，單位為mm。

（2）

式中 ?D——有效過盈量，?D=[D/（D+3）]×?Da，

單位為mm；

?Da——名義過盈量，取決于軸承外圈和軸承孔

內徑的過盈量，單位為mm；

Ee——軸承外圈的彈性模量，為208 000MPa；

Eh——軸承座即輪轂的彈性模量，查表為

173 000 MPa；

me——軸承外圈的泊松比，為0.33；

mh——軸承座即輪轂的泊松比，查表為0.3。

h=De/D， h0=D/D0

式中 De——軸承外圈平均直徑，De=（7D+3d）/10，

單位為mm。

計算模擬

1.基礎數據統計

表1為軸承總成基礎數據，從中可以看出，總成跳動受輪轂外徑和制動鼓內徑裝配間隙、各自裝配面的跳動以及制動鼓的剎車面跳動影響。如何找到這幾個數值之間的關聯至關重要，下面將對裝配過程進行研究，對其中的微小變形進行分析。

目前軸承外圈壓裝形式（上下同時壓裝）如圖1所示。

因此，在計算壓裝力時應考慮上下壓入力的較大值，作為壓力機需要的壓力。

２.輪轂軸承外圈壓裝力計算

由上面公式計算可知，內側軸承外圈的壓裝力F（壓內側）=147.98N，外側軸承外圈的壓裝力F（壓外側）=159.95N。

輪轂軸承在行駛過程中受到軸向力計算

1.車型確定

K輪轂總成使用在載貨汽車上，涉及車型有24t和30t兩種型號，具體車型及車橋負重參數見表2。

2.轉彎時受到軸向力計算

載貨汽車每根前軸有兩個輪轂，每個輪轂安裝一個輪胎，每根軸共有兩個輪胎。如果考慮到路況、力傳遞損失等各種因素，軸向受力分析將會非常復雜。經和軸承公司公司售后工程師溝通，決定采用簡化算法來分析。此方法可用來對各種軸承實際使用問題的分析，計算誤差精度在10%以內，足以適用于本研究。

由表2可知，24t和30t車型的前橋負重有6300kg和7100kg兩種規格，本文以6300kg為研究對象，進行計算分析。

因為前軸的承重是6300kg/根，所以每個輪胎所受徑向載荷M=6300/2=3150kg。

汽車轉彎輪胎受力如圖2所示。一般汽車的轉彎向心加速度a=0.1～0.2g，重力加速度g=9.8N/kg。本次a選取最小值0.1g，則在輪胎半徑位置上受到的軸向力F=Ma=3150kg×0.1×9.8N/kg=3087N。

查載貨汽車資料得，輪胎型號有295/80R22.5、11R22.5和12R22.5三種，本文選取最小輪胎型號295/80R22.5。其中295表示橫截面寬度為295mm，80表示高寬比為80%，R表示子午線輪胎結構，22.5表示輪輞直徑為22.5英寸（1in=25.4mm）。則輪胎直徑D=295mm×80%×2+25.4in×22.5mm/in=1043.5mm，輪胎半徑R=521.75 mm。

輪胎在轉彎時所受力矩M輪胎=FL=FR=3087N×0.52175m≈1610.6 N·m。

根據力的傳遞特性，可認為輪轂軸承外部載荷等價于輪胎的外部載荷，則M輪胎= M軸承外圈，其中軸承內圈對外圈的力傳遞損失在這里可忽略不計。由于汽車轉彎方向不同時，每個輪轂只有一個軸承外圈受到內圈對它的軸向力，需要如下分別計算。

軸承外圈（內側）半徑R1=61 mm， 軸承外圈（外側）半徑R2=46.6 mm。則

M輪胎= M內側軸承外圈= F內側R1，則F軸內側=26403.3 N

M輪胎= M外側軸承外圈= F內側R2，則F軸外側=34562.2 N

3.輪轂軸承受到軸向力和壓裝力比較

F壓內側=14798N，F軸內側=26403.3 N，F軸內側＞F壓內側

F壓外側=15995N，F軸外側=34562.2 N，F軸外側＞F壓外側

結語

經過本次研究，對軸承外圈壓入力的計算過程進行了學習，對相關影響因子也有了相對全面的認識。經過上述計算分析，K輪轂不管是內側還是外側的軸承外圈在汽車轉彎過程中，受到的軸向力都大于其初始壓裝力。因此，如果輪轂軸承外圈前期沒有壓裝到位，和輪轂軸承臺階保持1mm以上的間隙，在汽車行駛過程中受到的軸向力能使其發生較大的軸向移動，會出現軸承“跑外圈”的風險。

因此，需要對軸承外圈壓裝過程進行嚴格控制，避免出現質量隱患。必須保證軸承外圈和輪轂軸承孔臺階面完全貼合，增加端面的摩擦力來防止軸承外圈軸向移動。同時，軸承內圈和軸承外圈的游隙也需要控制在合理的范圍內，這樣就限制了軸承外圈的可移動范圍。即便隨著汽車行駛里程的增加，由于振動磨損等因素導致軸承外圈的最大靜摩擦力在逐漸減小，最終軸承外圈發生了微小的軸向位移，也不會影響使用效果和使用壽命。