汽車輪轂軸承

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1、軸承應用研究課題 汽車輪轂軸承單元 汽車輪轂軸承 汽車輪轂軸承在現(xiàn)代汽車設計中一般劃歸為懸架系統(tǒng)或制動系統(tǒng)。因為從受力分析看，汽車輪轂軸承主要承受通過懸架系統(tǒng)傳遞而來的汽車的重量，但從裝配關系看，汽車輪轂軸承主要與制動系統(tǒng)連接裝配。同時，有些人也習慣將輪轂軸承劃歸傳動系，因為輪轂軸承的功能之一就是為輪轂的轉動提供精確的向導，尤其是第四代輪轂軸承開發(fā)成功以來，輪轂軸承

2、與等速萬向節(jié)構成一體，輪轂軸承與傳動系的關系更為緊密。由于汽車輪轂軸承與汽車的三個系統(tǒng)相關，本篇就不再特意介紹每個系統(tǒng)，因為無論這幾個系統(tǒng)有多少種類型，輪轂軸承都有其相對的獨立性，并不因懸架系統(tǒng)、制動系統(tǒng)或傳動系的類型的改變而結構改變，而且，輪轂軸承發(fā)展到今天，已經(jīng)發(fā)展為集成化、小型化、組裝工藝合理化及裝配簡便的輪轂軸承單元，其相對的獨立性也就更大。 一， 汽車輪轂軸承的發(fā)展 汽車輪轂軸承既承受徑向載荷又承受軸向載荷，是一個非常重要的安全件。90年代中期以前，國內汽車大部分都是采用傳統(tǒng)的兩套單獨的圓錐滾子軸承或者球軸承，如圖一所示，這種結構是在汽車裝配時進行調整游隙、預緊、添加潤滑脂等，

3、質量靠裝配過程中諸多人為因素控制，裝配難度較大，成本過高且可靠性較差，不利于當今激烈的市場競爭。近幾年，隨著前置前驅轎車的飛速發(fā)展，汽車輪轂軸承發(fā)生很大變化。因此開發(fā)了一種能解決上述問題的軸承單元，對其要求有以下幾點： ⑴不需要調整軸承組裝間隙（過去選擇間隔形式或按照力矩調整間隙）。 ⑵軸承組裝工藝合理化。 ⑶輕量化和小型化。 ⑷提高可靠性。 ⑸降低整體成本。 近幾年，國內已逐漸開發(fā)應用了第一代和第二代輪轂軸承（球軸承），第三代目前正處于研發(fā)試制階段。對輪轂軸承用圓錐滾子軸承，國內也基本處于傳統(tǒng)結構的應用階段。而在國外，輪轂用球軸承的開發(fā)已進入第四代，輪轂用圓錐滾子軸承的第二代也早

4、已進入批量應用階段。 第一代是外圈整體型雙列角接觸球軸承、填入潤滑脂、帶密封的普通型軸承，如圖二所示。這種結構的主要優(yōu)點就是可靠、有效載荷間距短、易安裝、無需調整、結構緊湊等。這種軸承單元在歐洲已達到相當?shù)膶嵱没A段，目前轎車轎車輪轂軸承一代單元的裝配量已達1600萬套。我國引進的車型大多采用這種結構的輪轂軸承。 第二代輪轂軸承單元與第一代輪轂軸承單元相比，就是為了有利于與相配合結構連接裝配，將轉向節(jié)或輪轂與軸承套圈制成一體，也就是帶法蘭盤的軸承單元，如圖三所示。目前，二代輪轂軸承單元的裝機量已達500萬套。 第三代輪轂

5、軸承單元（如圖四所示）是把與軸承相配合的零件即輪轂、ABS傳感器與軸承套圈制成整體化的型式，是繼第二代又進一步發(fā)展的單元。典型結構就是大填球角、壓配式內圈也帶法蘭盤：其兩個套圈有一個法蘭，外圈是一個剛性結構，因此可簡化樞軸。由于旋轉內圈的凸緣兼有輪轂的作用，因此取消了輪轂。對軸承用戶來說，這意味著簡化了軸承設計與安裝，并可以減小重量和外形尺寸。由于套圈的剛性較高，軸承的幾何形狀基本不會發(fā)生變化。第三代輪轂軸承單元的應用是輪轂軸承研制的一大進步。由于它集中了其他零件的功能，已不再僅是一種軸承；而且從安全的角度來看，它也是一個關鍵部件，一旦損壞會引起嚴重的后果。軸承的特性、預調游隙、潤滑脂和密封是

6、第三代軸承的共同問題，而且對設計人員來說也是一個技術難題。這是結構與功能的重新組合，需要進行專門的研究。某些技術條件是很難達到的，軸承的滾道應是“硬性的”但結構應是彈性的，這就是說，損壞的形式應是由接觸疲勞引起的一般剝落，而旋轉凸緣不會發(fā)生任何撓曲疲勞。第三代輪轂軸承單元的裝機量已達250萬套。 第四代輪轂軸承單元（如圖五所示）的典型結構就是將等速萬向節(jié)與軸承制成整體化，這種型式引人注目的是廢除了輪轂花鍵軸，更加小型化以及使之安裝更加合理的結構。目前第四代僅僅研制成功，實用化還有一些問題有待解決。 二，汽車輪轂軸承單元的裝配關系 汽車輪轂軸承單元的裝配關系主要是與制動系統(tǒng)以及轉向軸頸（或

7、后軸分頭）、輪轂等部件的裝配關系。由于輪轂軸承單元發(fā)展至今已有很多種不同的結構，每一代輪轂軸承單元有不同的裝配關系，而且驅動輪與非驅動輪的裝配關系也有所區(qū)別。 圖六所示為普遍用輪轂軸承的典型裝配關系圖。內、外輪轂軸承3外圈與制動鼓5為緊配合，內圈與轉向節(jié)軸頸（或后軸分頭）也為緊配合。輪轂螺栓2通過花鍵與制動鼓接合并將外面的輪輞與制動鼓裝配成一體。制動盤4與安裝于制動盤上制動片以及其他制動器零部件6通過螺栓與轉向軸頸（或后軸分頭）1連接。當汽車行駛時，輪轂軸承3外圈跟隨制動鼓5以及輪輞一起旋轉，而內圈、轉向軸頸（或后軸分頭）1以及裝配于之上的制動盤及其組件不旋轉，從而保證制動時需要的各種條件。

8、圖六所示為非驅動輪普遍用輪轂軸承的典型裝配關系圖，驅動輪的變化在于內外輪轂軸承通過外圈與輪轂接合，輪轂通過螺栓與制動鼓、輪輞連接，同時輪轂通過內花鍵與驅動軸轉向軸頸（或后軸分頭）的外花鍵接合。同樣，輪轂軸承的外圈與轉向節(jié)（或后軸分頭）連接，制動盤及其組件通過螺栓連接于轉向節(jié)（或后軸分頭）上。當汽車行駛時，驅動軸帶動輪轂、輪轂軸承內圈、制動鼓以及輪輞旋轉，而輪轂軸承外圈、轉向節(jié)（或后軸分頭）、制動盤及其組件保持靜止。其運動結構恰恰與非驅動輪相反。 圖六所示結構在現(xiàn)代汽車上一般應用于非驅動輪，而驅動輪則為圖七所示結構取代。 圖七所示為一代輪轂軸承單元在驅動輪結構中的裝配關系簡圖。一代輪轂軸承單

9、元2內圈緊配合于輪轂6之上，輪轂6通過輪轂螺栓5與制動盤1（盤式制動器）輪輞連接。輪轂6通過花鍵與帶花鍵傳動軸的等速萬向節(jié)4相連，同時通過螺母7輪轂6通過花鍵與帶花鍵傳動軸的等速萬向節(jié)4在軸向得以固定。一代輪轂軸承單元2外圈通過轉向節(jié)（或后軸分頭）與懸架系統(tǒng)相連接。同圖六所示結構工作原理類似，在汽車行駛時，帶花鍵傳動軸的等速萬向節(jié)4帶動輪轂6、一代輪轂軸承單元2內圈、制動盤1以及輪輞旋轉，而一代輪轂軸承單元2外圈與轉向節(jié)通過懸架系統(tǒng)保持靜止。 圖七所示為一代輪轂軸承單元在驅動輪結構中的裝配關系簡圖，一代輪轂軸承單元在非驅動輪結構中的裝配關系如圖八所示。 一代輪轂軸承單元2外圈與輪轂4緊配合

10、，輪轂4通過輪轂螺栓5與制動鼓6、輪輞1接合在一起。一代輪轂軸承單元2內圈通過等速萬向節(jié)臺肩以及等速萬向節(jié)連接螺母3與等速萬向節(jié)8連接，等速萬向節(jié)再通過螺栓與制動盤及其制動器組件7連接在一起。當汽車行駛時，一代輪轂軸承單元2外圈、輪轂4、制動鼓6、輪輞被動旋轉，而一代輪轂軸承單元2內圈、等速萬向節(jié)8、制動盤及其制動器組件7保持靜止。 圖八所示一代輪轂軸承單元在非驅動輪中的應用結構為外圈旋轉，也有選擇內圈旋轉的，其結構大體類似，但在現(xiàn)代汽車中一般都采用外圈旋轉型結構，在接下來的二代，三代中都如此。 圖九所示為二代輪轂軸承單元在驅動輪應用中的裝配關系。其大體結構與圖七所示一代輪轂軸承單元在驅動

11、輪應用中類似，僅僅是軸承外圈6成為一個帶法蘭盤的變形外圈與轉向節(jié)(或后軸分頭)通過螺栓連接。 圖十所示為二代輪轂軸承單元在非驅動輪中外圈旋轉的應用結構。 圖十一和圖十二分別為三代輪轂軸承單元在驅動輪與非驅動輪中的應用結構。與二代輪轂軸承單元的最大區(qū)別在于三代輪轂軸承單元的內圈與輪轂合為一體與制動盤或制動鼓、輪輞接合，同時還有一個小內圈。 圖十三為四代輪轂軸承單元，與三代輪轂軸承單元的主要區(qū)別在于四代輪轂軸承單元將等速萬向節(jié)與輪轂軸承單元內圈接合成一體。目前，四代輪轂軸承單元還沒

12、有得到實際應用。 三，汽車輪轂軸承與制動系統(tǒng)的結合應用 就汽車輪轂軸承而言，在裝配關系上主要與制動系統(tǒng)連接，因此有時又將汽車輪轂軸承歸類于汽車制動系統(tǒng)。 汽車制動系統(tǒng)的功能是使行駛中的汽車減速甚至停止，使下坡行駛的汽車速度保持穩(wěn)定，以及使已停止行駛的汽車保持靜止不動。這三種功能分別對應為汽車行車制動系、輔助制動系以及駐車制動系，另外汽車還應有第二制動系，即在行車制動系失效的情況下，保證汽車仍能實現(xiàn)減速或停車的一套裝置。在現(xiàn)代汽車法規(guī)中，這四種汽車制動系都是必備的。 一， 汽車制動系的工作原理 一般制動系的工作原理可用圖十四所示的一種簡單的液壓制動系（鼓式制動器）示意圖來說明。一個以內

13、圓面為工作表面的金屬的制動鼓8固定在車輪輪轂上，隨車輪一同旋轉。在固定不動的制動底板11上，有兩個支承銷12，支承著兩個弧形制動蹄10的下端。制動蹄的外圓面上裝有摩擦片9。制動底板上還裝有液壓制動輪缸6，用油管5與裝在車架的液壓制動主缸4相連通。主缸活塞3可由駕駛員通過制動踏板機構來操縱。 制動系不工作時，制動鼓8的內圓面與制動蹄摩擦片9的外圓面之間保持一定間隙，使車輪和制動鼓可以自由旋轉。 要使行駛中的汽車減速，駕駛員應踏下制動踏板1，通過推桿2和主缸活塞3，使主缸內的油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩個輪缸活塞7使兩制動蹄繞支承銷轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內圓面上。

14、這樣，不旋轉的制動蹄就對旋轉著的制動鼓作用一個摩擦力矩Mu，其方向與車輪旋轉方向相反。制動鼓將該力矩Mu傳到車輪后，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的周緣力Fu,同時路面也對車輪作用著一個一個向后的反作用力，即制動力Fb。制動力Fb經(jīng)車橋和懸架傳給車架與車身，迫使整個汽車產(chǎn)生一定的減速度。制動力越大，則汽車減速度就越大。當放開制動踏板時，制動蹄回位彈簧即將制動蹄拉回原位，摩擦力矩Mu和制動力Fb消失，制動作用即行終止。 圖十四所示制動系中，主要由制動鼓8、帶摩擦片9的制動蹄10構成對車輪施加制動力矩（即摩擦力矩Mu）以阻礙其裝得的部件，稱為制動器。 由制動系的工作原理可以

15、得知，任何制動系都具有以下幾個基本部分： 1， 供能裝置——包括供給、調節(jié)制動所需能量以及改善傳能介質狀態(tài)的各種部件。其中，產(chǎn)生制動能源的部分稱為制動能源。， 2， 控制裝置——包括產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的各種部件。圖十四中的制動踏板機構是最簡單的一種控制裝置。 3， 傳動裝置——包括將制動能量傳輸?shù)街苿悠鞯母鱾€部件，如圖十四中的制動主缸4和制動輪缸6。 4， 制動器——產(chǎn)生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中包括輔助制動系中的緩速裝置。 較為完善的制動系還具有制動力調節(jié)裝置以及報警裝置、壓力保護裝置等附加裝置。 二，制動器 制動器是制動系中用以產(chǎn)生阻礙車輛的運

16、動或運動趨勢的力的部件。后一種指駐車制動系。除了競賽汽車才裝設的通過張開活動翼板以增加空氣阻力的空氣動力緩速裝置以外，一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉元件施加制動力矩，使后者的旋轉角度降低，同時依靠車輪與路面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力使汽車減速。 凡利用固定元件與旋轉元件工作表面的摩擦產(chǎn)生制動力矩的制動器，都稱為摩擦制動器。目前各種汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器的摩擦副的旋轉元件為制動鼓，工作表面為圓柱面；盤式制動器的旋轉元件則為圓盤狀的制動盤，其端面為工作面。 旋轉元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩直接分別作用兩側車輪的制動器稱為車輪制動器。旋轉元件

17、固裝在傳動系的傳動軸上，其制動力矩必須經(jīng)過驅動橋再分配到兩側車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用作行車制動，也有兼用于第二制動（應急制動）和駐車制動。中央制動器一般只用于駐車制動和緩速制動。本篇主要講用于行車制動的車輪制動器。 1， 鼓式制動器 鼓式制動器有內張型和外束型兩種。前者的制動鼓以內圓柱面為工作表面，在汽車上應用廣泛；后者制動鼓的工作表面則是外圓柱面，目前只有少數(shù)汽車用作駐車制動器。內張型制動器都采用帶摩擦片的制動蹄作為固定元件。位于制動鼓內部的制動蹄在一端承受促動力時，可繞其另一端的支點向外旋轉，壓靠在制動鼓內圓柱面上，產(chǎn)生摩擦力矩（制動力矩）。凡對蹄端加力使蹄轉

18、動的裝置，統(tǒng)稱為制動力促動裝置。 如圖十五所示的制動器以液壓制動輪缸作為制動蹄促動裝置，所以稱為輪缸式制動器。此外，還有用凸輪促動裝置的凸輪式制動器和用楔式促動裝置的楔式制動器。 圖十五所示為輪缸式領從蹄式制動器。作為旋轉元件的制動鼓12固裝在車輪輪轂的凸緣上。作為固定部分零件裝配基體的制動底板3，用螺栓與后驅動橋半軸套管上的凸緣連接（如果是獨立后懸架系統(tǒng)則與后軸分頭上的凸緣連接，而前輪制動器則與前橋轉向節(jié)的凸緣連接）。用鋼板料焊接成T形截面的前后制動蹄1和9，以其腹板下端的孔分別同兩支承銷11上的偏心軸頸作動配合。制動蹄的外圓面上，用埋頭鉚釘鉚接著一般用石棉纖維及其它物質混合壓制成的摩擦

19、片2（有些制動器摩擦片和制動蹄也用粘結的方法）。鉚釘頭頂端埋入深度約為新摩擦片厚度的一半。 屬于液壓傳動裝置的制動輪缸13直接作為制動蹄促動裝置，也用螺釘裝在制動底板上，因而在結構上它又成為制動器不可分割的一部分。制動蹄腹板的上端松嵌入壓合在制動輪缸活塞5上的頂塊6的直槽中。兩制動蹄由回位彈簧4和10拉攏。并以焊接在腹板上的鎖銷8緊靠著裝在制動底板上的調整凸輪7。制動蹄限位彈簧19使制動蹄腹板緊靠著限位桿17中部的臺肩，借以防止制動蹄的軸向竄動。 制動時，兩蹄在輪缸中液壓的作用下，各自繞其支承銷偏心軸頸的軸線向外旋轉，緊壓在制動鼓上。解除制動時，撤除液壓，兩蹄便在回位彈簧4和10地作用下回

20、位。 領從蹄式制動器制動蹄受力情況如圖十六所示。設汽車前進時制動鼓旋轉方向如圖中上端箭頭所示（這稱為制動鼓正向旋轉）。沿箭頭方向看，前制動蹄1支撐點在其前端，輪缸所施加的促動力作用于其后端，因而該制動蹄張開時的旋轉方向與制動鼓旋轉方向相同。具有這種屬性的制動蹄稱為領蹄。與此相反，后制動蹄4的支撐點在后端，促動力加于其前端，其張開時的旋轉方向與制動鼓相反。具有這種屬性的制動蹄稱為從蹄。當汽車倒向行駛時，制動蹄1變成從蹄，制動蹄4變?yōu)轭I蹄。這種在制動鼓正向與反響旋轉時都有一個領蹄和從蹄的制動器，即稱為領從蹄式制動器。 在圖十六與圖十五所示的結構中，輪缸中的兩個活塞都可在輪缸內軸向浮動，且兩者直

21、徑相同。因此，制動時兩個活塞對兩個制動蹄所施加的促動力永遠是相等的。凡兩蹄所受促動力相等的領從蹄式制動器，都可稱為等促動力制動器。 如圖十六所示，制動時，領蹄1和從蹄4在等促動力Fs的作用下，分別繞各自的支承點2和3旋轉到壓緊制動鼓5的位置。旋轉著的制動鼓即對兩蹄分別作用著微元法向反力的等效合力（以下簡稱法向反力）FN1和FN2，以及微元切向反力（即微元摩擦力）的等效合力（以下簡稱切向反力）FT1和FT2。為解釋方便起見，姑且假定這些力的作用點如圖十六所示。兩蹄上的這些力分別為各自支點2和3的支點反力FS1和FS2所平衡。由圖十六所示，領蹄上的切向合力FT1所造成的繞支點2的力矩與促動力Fs

22、所造成的繞同一支點的力矩是同向的。所以力FT1的作用結果是使領蹄一在制動鼓上壓得更緊，即力FN1變得更大。這表明領蹄具有“增勢”的作用。與此相反，切向合力FT2則使從蹄4具有放松制動鼓，即有使FN2和FT2本身減小的趨勢，故從蹄具有“減勢”作用。由此可見，雖然領蹄和從蹄所受促動力相等，但制動鼓所受法向反力FN1和FN2卻不相等，且FN1＞FN2，相應的FT1＞FT2，故兩制動蹄對制動鼓所施加的制動力矩不等。一般說來，領蹄制動力矩約為從蹄制動力矩的2～2.5倍。倒車制動時，雖然蹄4變?yōu)轭I蹄，蹄1變?yōu)閺奶?，但整個制動器的制動效能還是同前進制動時一樣。 顯然，由于領蹄與從蹄所受法向反力不等，在兩蹄

23、摩擦片工作面積相等的情況下，領蹄摩擦片上的單位壓力較大，因而磨損較為嚴重。為了使領蹄和從蹄的摩擦片壽命相近，有些領從蹄制動器的領蹄摩擦片周向尺寸設計得較大，但這樣使得兩摩擦片不能互換，從而增加了零件種數(shù)和成本。此外，領從蹄式制動器的制動鼓所受來自兩蹄的法向力FN1和FN2不相平衡，則此二法向力之和只能由車輪的輪轂軸承的反力來平衡。這對輪轂軸承造成了附加徑向載荷，使其壽命縮短。凡制動鼓所受來自兩蹄的法向力不能相互平衡的制動器，均屬于非平衡式制動器。 前面講過，在制動鼓正向與反響旋轉時都有一個領蹄和從蹄的制動器，即稱為領從蹄式制動器。同理，在制動鼓正向旋轉時，兩蹄均為領蹄，同時在制動鼓反向旋轉時

24、，兩蹄均為從蹄的制動器稱為雙領蹄式制動器。而在制動鼓正向與反向旋轉時，兩蹄都為領蹄的制動器稱為雙向雙領蹄式制動器。 由圖十七所示可知，領從蹄式制動器與雙領蹄式制動器在結構上的區(qū)別就是后者有兩個輪缸，每個輪缸只有一個活塞，而輪缸沒有活塞的一端分別為兩蹄的受力支點。而雙向雙領蹄式制動器同樣有兩個輪缸，但每個輪缸都有兩個活塞，而且每個輪缸的每個活塞都同時工作。單向自增力式制動器也只有一個輪缸，輪缸只有一個活塞，但活塞作用點不是制動蹄兩端的任一端，而是中間某點，而且作用在前蹄上。雙向自增力式制動器只有一個輪缸，但有兩個活塞，分別作用在兩個制動蹄上，作用點與單向自增力式制動器類似。 目前，由于領從蹄

25、式制動器發(fā)展較早，其效能及效能穩(wěn)定性都居中游，而且有結構簡單等優(yōu)點，因此在現(xiàn)代汽車上仍得到廣泛應用。 前面已講過，鼓式制動器除了上述所講的輪缸式制動器外，還有還有用凸輪促動裝置的凸輪式制動器和用楔式促動裝置的楔式制動器。目前，所有國產(chǎn)汽車和部分國外汽車的氣壓制動系中，都采用凸輪制動器，而且大部分設計成領從蹄式。凸輪促動的雙向自增力式制動器只用作中央制動器。本篇開篇所講的普遍用輪轂軸承結構（圖一）所用的制動器結構范例就是凸輪式制動器。制動時，制動調整臂8在制動氣室的推動下，帶動制動凸輪軸9轉動，推使兩制動蹄壓靠制動鼓6。由于凸輪輪廓的中心對稱性，以及兩蹄結構和安裝的軸對稱性，凸輪轉動所引起的兩

26、蹄上相應點的位移必然相等。而楔式制動器在國內汽車上基本沒用應用實例，就是在國外一般也僅是用在重型汽車上，在此就不作多講。 2， 盤式制動器 盤式制動器分為鉗盤式制動器和全盤式制動器。鉗盤式制動器指固定元件由面積不大的摩擦塊與其金屬背塊組成的制動塊以及金屬制動盤組成的制動器。全盤式制動器指制動盤的工作面積可同時與呈圓盤狀的摩擦塊接觸的盤式制動器。全盤式制動器只有少數(shù)汽車（主要是重型汽車）用作車輪制動器，個別情況還可以作為緩速器。這里主要講鉗盤式制動器。 鉗盤式制動器又可分為定鉗盤式和浮鉗盤式兩類。 定鉗盤式制動器的制動鉗固定安裝在車橋上，既不能旋轉，也不能沿制動盤軸向移動，因而必須在制動

27、盤兩側都裝設制動塊促動裝置，以便將兩側的制動塊壓向制動盤。因此，結構較為復雜，尺寸較大，熱負荷較大，制動液容易受熱汽化，而且若用于駐車制動，必須加裝一個機械促動的制動器。由于以上缺點，使得定鉗盤式制動器難以適應現(xiàn)代汽車的使用要求，自上世紀70年代，逐漸讓位于浮鉗盤式制動器。 浮鉗盤式制動器的制動鉗一般可設計得可以相對制動盤軸向滑動。其中，只在制動盤的內側設置液壓缸。浮鉗盤式制動器的工作原理如圖十八所示。制動鉗支架3固定在轉向節(jié)上（盤式制動器一般用于前輪，當用于后輪時，一般是高級轎車，則制動鉗支架就裝在后軸分頭上），制動鉗體1與支架3可沿導向銷2軸向滑動。制動時，活塞8在液壓力p1的作用下，將

28、活動制動塊6（帶摩擦塊磨損報警裝置）推向制動盤4。與此同時，作用在制動鉗體1的反作用力p2推動制動鉗體沿導向銷2向右移動，使固定在制動鉗體1上的固定制動塊5壓靠到制動盤上。于是，制動盤兩側的摩擦塊在p1和p2的作用下壓緊制動盤，使之在制動盤上產(chǎn)生與運動方向相反的制動力矩，促使汽車制動。 盤式制動器與鼓式制動器相比有以下優(yōu)點： ⑴一般無摩擦助勢作用，因而制動器效能受摩擦因素的影響較小，即效能較穩(wěn)定。 ⑵浸水后效能降低較少，而且只需經(jīng)一兩次制動即可恢復正常。 ⑶在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質量一般較小。 ⑷制動盤沿厚度方向的熱膨脹量較小，不會象制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加

29、而導致制動踏板行程過大。 ⑸較容易實現(xiàn)間隙自動調整，其他保養(yǎng)修理作業(yè)也比較簡單。 但盤式制動器也有明顯的不足之處： ⑴效能較低，故用于液壓制動系時所需的制動促動管路壓力較高，一般要伺服裝置。 ⑵兼用于駐車制動時，需要加裝的駐車制動傳動裝置較鼓式制動器復雜，因而在后輪上的應用受到限制。 目前，盤式制動器已廣泛應用于轎車，但除了在一些高性能轎車上用于全部車輪外，大都只用作前輪制動器，而與后輪的鼓式制動器配合，以獲得汽車在較高車速下制動時的方向穩(wěn)定性。在貨車上，盤式制動器目前也采用，但離普及還有相當?shù)木嚯x。 三，汽車輪轂軸承與汽車制動器的裝配關系 汽車輪轂軸承與汽車制動器的裝配關系可以

30、參見第二章汽車輪轂軸承單元的裝配關系。 四，具有ABS能力的汽車輪轂軸承單元 現(xiàn)代汽車中越來越多的轎車都配備了ABS，而中國自2003年10月開始，國家要求ABS成為轎車的一種標準配置。因此，以前作為賣點的ABS就被廠家從功能上下功夫：要求功能越來越強，即使在很低的車速下也能保持效能。而對于ABS零部件如機械脈沖論和傳感器則要求尺寸更小、重量更輕、耐磨性更好、成本更低。目前ABS中大多由電傳感器來掌握車速。該傳感器觸到一個齒輪式為主的車輪轉速脈沖還上。這樣的“齒輪”在驅動輪中壓套在等速萬向節(jié)的鐘形罩上，在從動輪則壓套在第二代輪轂軸承的法蘭外圈上。 一，ABS(Antilock Braki

31、ng System)的工作原理 當車輪抱死滑移時，車輪與路面的側向附著力將完全消失。如果是前輪（轉向輪）制動到抱死滑移而后輪還在滾動，汽車將失去轉向能力（跑偏）。如果是后輪制動到抱死滑移而前輪還在滾動，即使受到不大的側向力干擾，汽車也將產(chǎn)生側滑（甩尾）現(xiàn)象。這些都極易造成嚴重的交通事故。因此。汽車在制動時不希望車輪制動到抱死滑移，而是希望車輪制動到邊滾變滑的滑動狀態(tài)。 1， ABS的組成 ABS一般由輪速傳感器、電子控制器和液壓調節(jié)器組成，其組成和布置如圖十九所示。 輪速傳感器的功能是通過磁極將車輪轉速轉化為感應電壓，并將該交流電壓信號輸送給電子控制器。 電子控制器（EDU）具有運算

32、功能。它接收輪速傳感器的交流電壓信號后，計算出車輪速度，并與參考車速比較，得出滑移率s及加、減速度；對這些信號進行分析，向液壓調節(jié)器發(fā)出控制指令。此外，電子控制器對其他部件還具有監(jiān)控功能。當這些部件發(fā)生異常時，由指示燈或蜂鳴器發(fā)出警報信號。 液壓調節(jié)器接收電子控制器的指令，由電磁閥、液壓泵和驅動電機直接或間接控制制動輪缸油壓的增減。 2， ABS的工作原理 四個輪速傳感器分別將各車輪的信號傳給電子控制器，經(jīng)電子控制器運算得出各車輪的滑移率，并根據(jù)滑移率控制各輪缸油壓。當滑移率在8％～35％（不同的車有不同的范圍）時，車輛的縱向附著力和側向附著力都較高。將這一附著區(qū)域內汽車制動的有關參數(shù)預

33、先輸入到制動防抱死裝置（ABS）的控制系統(tǒng)，控制器可隨機根據(jù)實際工況進行判斷，給執(zhí)行機構發(fā)出動作指令，使車輪的滑移率控制在這一最佳范圍內，即各車輪制動到不抱死的極限狀態(tài)。 二，ABS與汽車輪缸軸承單元的結合應用 圖二十所示的是設置有例如所謂1A代非對稱輪轂軸承的脈沖論和傳感器目前流行的標準配置情況。 目前，ABS傳感器用的主動傳感器及其目前的發(fā)展大多用霍爾差分集成電路（Hall-Differenz-IC’S）工作。在該集成電路的輸出處有一直至似乎零的具有與轉速無關之振幅的穩(wěn)定的輸出信號備用。因為按照這種原理工作的傳感器所需要的磁通量變化大大小于老式線圈傳感器的磁通量變化，從而為“脈沖論”

34、開辟了新的解決途徑。以下就第一、二和三代輪轂軸承單元作具體結構說明。 因為主動傳感器實際上直至速度為零時都能發(fā)揮作用，所以這種信號此外不僅能用于ABS調節(jié)，而且也能用于諸如防滑調節(jié)和計數(shù)器顯示等其他用途。 1， 第一代輪轂軸承單元解決方法：脈沖離心圈。 大多數(shù)1代和1A代（非對稱）的輪轂軸承目前都裝有密封圈和離心圈，該離心圈隨內圈旋轉。它由一個加固的薄金屬襯片和包在外面的橡膠層構成。這樣襯片就有“終生”防銹性能，如果在硫化膠合前在襯片中沖出一定數(shù)量的窗孔，與具有效率的主動傳感器接合下就可以產(chǎn)生與速度成正比的信號。這樣就把ABS脈沖發(fā)生器集成到輪轂軸承單元中。從而使軸承具有信號功能及ABS

35、功能。圖二十一為1A代輪轂軸承具有這種裝置的正視圖與側視圖。 圖二十二所示為ABS所裝備的非對稱輪轂軸承。不動的主動傳感器固定在羊角叉（轉向節(jié)）上，它觸及旋轉的離心圈，也稱為脈沖離心圈。燒結的脈沖論及其在等速萬向節(jié)上的配合面等都可以省略。這種結構眾所周知的優(yōu)點是車輪外側的泥污侵襲大大地減小了。因此可如圖二十二所示那樣在安軸承一側放棄離心圈。當然目前必須從側向安裝軸承；但通過非對稱設計也就排除了混淆。靠萬向節(jié)一側的內圈內徑小2mm。此外它還比較寬且非常結實地壓配在輪轂上。這樣也就減輕軸向力和由內圈引起的傾覆力矩對加長螺栓的負擔。該加長螺栓具有眾所周知的重要任務，它使通過鐘形罩與輪轂并緊的兩個內

36、圈一直保持無間隙地壓緊在一起。由圖二十二可見，外圈軸向只有一端貼合在車輪羊角叉上。之所以能夠如此，系因厚臂外圈以重壓配合安裝，因此所引起的摩擦力足以在相反方向上作軸向固定。 2， 第二代輪轂軸承單元解決方法：脈沖密封圈。 圖二十三所示為非驅動輪2代輪轂軸承單元。類似驅動輪的是靜止不動的被動傳感器觸及脈沖論的齒。在這里也要求有防銹性能、最小徑跳和小的游隙范圍。這是傳統(tǒng)的二代輪轂軸承與ABS接合的結構。 現(xiàn)代汽車一般采用帶集成ABS脈沖發(fā)生器——脈沖密封圈的第二代輪轂軸承。如圖二十四所示。 在圖二十四所示的非驅動輪二代輪轂軸承單元結構中，汽車內側的密封圈隨法蘭外圈旋轉，該外圈同時還作為輪

37、轂用。與一代輪轂軸承單元中的“脈沖離心圈”的情況類似，密封圈中的金屬薄片也設有窗孔，并因此成為“脈沖密封圈”。 第二代輪轂軸承單元同時也有一個集成ABS脈沖發(fā)生器。所以該軸承具有信號功能及ABS功能。圖二十四所示為二代輪轂軸承脈沖密封圈結構的正視圖與側視圖。圖二十五所示為上述結構在車輪中的裝配設置。前提條件是在“脈沖密封圈”中使用主動傳感器。在圖二十三中所示的脈沖論配合面的加固以及脈沖論在這里均省掉了。與燒結脈沖論相比，使用脈沖密封圈可使重量減輕150g左右。密封圈上全面上膠能長期防止銹蝕。 3， 第三代輪轂軸承單元：帶集成傳感器＋脈沖保持架 在帶轉動法蘭外圈的第三代輪轂軸承單元中，在軸

38、向結構空間不增大的情況下，可以在軸承內部設置一個專門開發(fā)的主動或被動傳感器，如圖二十六所示。 圖二十六所示第三代輪轂軸承單元結構中，ABS傳感器設置在車輪外側的里面。傳感器在這里徑向觸及一個與滾子軸承保持架類似的“脈沖保持架”，如圖二十七所示為“脈沖保持架”的截面。帶法蘭的內圈有一個孔，通過該孔可以引入集成傳感器所用的電纜線。這種集成方式解決方法的優(yōu)點是： ⑴， 電磁屏蔽空間， ⑵， 封閉的防蝕設施， ⑶， 軸向空間結構小， ⑷， 在相應的插頭式結構中能整套安裝。 五，汽車輪轂軸承的受力分析及壽命計算 輪轂軸承的受力分析比較復雜，因為驅動力的變化，制動以及加速等都可能影響它的受力

39、模型，同時也就影響了軸承的壽命。在本章主要以一代輪轂單元作為分析體，因為二代、三代的法蘭盤受力相當復雜，但如以簡化模型還是可以得出與一代輪轂軸承類似的模型。 一代汽車輪轂軸承單元為雙列角接觸球軸承。如圖二所示，可直接安裝，即長壽命潤滑、密封和預調游隙。根據(jù)靜載荷分析來計算輪轂單元的壽命。 一， 輪胎載荷 如圖二十八所示，通過前軸的自由簡體圖可以計算出輪胎在轉彎過程中所受的徑向和軸向載荷。在不考慮制動、加速、驅動力的前提下，并且將每個輪胎與路面間的摩擦系數(shù)看作常數(shù)，采用解平衡方程可以很容易得到作用在左、右輪上的載荷： FTrR＝Waxle/2－Hcg/ST·ag/g·Waxle

40、 ⑴ FTaR＝－ag/g·Waxle/2＋Hcg/ST·（ag/g）·Waxle ⑵ FTrL＝Waxle/2＋Hcg/ST·ag/g·Waxle ⑶ FTaL＝－ag/g·Waxle/2－Hcg/ST·（ag/g）·Waxle ⑷ 式中，ag是轉彎加速度，指轉彎率；g是重力加速度；其余各參數(shù)見圖二十八。 二，軸承受力 由上面得到的輪胎載荷在靜平衡狀態(tài)下就是軸承的作用力，如圖二十九所示。但這是一個靜不定系統(tǒng)，因此該靜平衡方程不能計算出軸承作用力。 外、內軸承的徑向力Fr1和Fr2通過求解徑

41、向力和力矩平衡方程很容易計算出來： Fr1＝FTr(S－LLP)/S－FTa·RT/S ⑸ Fr1＝FTr·LLP/S＋FTa·RT/S ⑹ Fa1－Fa1＋FTa＝0 ⑺ δa1＋δa2－δ0＝0 ⑻ 在式⑻中，δa1和δa2分別表示內、外軸承的軸向位移，δ0表示軸向預載荷所產(chǎn)生的位移，然而，要得到軸向力的值，還必須有軸承平衡方程。 三，軸承平衡方程 為滿足圖三十所示雙列接觸球軸承德靜平衡要求，作用于單個軸承的軸向力和

42、徑向力必須分別等于以接觸角αq作用于每個滾動體的法向載荷Qq的軸向和徑向分力之和，如下： Fa1－q,1·sinαq,1＝0 ⑼ Fa2－q,2·sinαq,2＝0 ⑽ Fr1－q,1·cosαq,1·cosφq＝0 ⑾ Fr2－q,2·cosαq,2·cosφq＝0 ⑿ 式中, Fa1、Fa2、Fr1、Fr2分別是作用于外、內軸承上的軸向力和徑向力，Z是球數(shù)。法向載荷Qq可由赫茲接觸應力原理計算：Qq＝Kq·δ ⒀ 式中Kq 和δq分別表示第q球位置的有效剛度常

43、數(shù)和有效變形，有效變形δq是球和每一滾道（δiq和δoq）的趨近量之和，如圖十三所示。 這樣，通過應用Neuton-Raphson方法同時解6個方程⑺～⑿，可以計算出外、內球軸承的軸向和徑向位移（δa1、δa2、δa1、δa2）以及軸向力（Fa1、Fa2）。應用這一計算結果，可以得到每一球位置的法向載荷Qq和接觸角αq的值，這是壽命計算所必需的。 三，系統(tǒng)壽命 通常，汽車輪轂軸承單元的主要失效形式是接觸疲勞，因而該壽命是重要的性能指標之一。一般來說，汽車輪轂軸承單元的系統(tǒng)壽命根據(jù)5％左轉、5％右轉（各有0.25g側向加速度）和90％沒有側向加速度的向前驅動的載荷譜進行計算。這一載荷譜與有

44、代表性的駕駛員所測得的載荷譜以及普通轎車的驅動形式非常接近?？捎上率接嬎阍谏鲜鲚d荷譜下輪轂軸承單元的合成額定壽命（L）： L＝1/{(0.05/ L10.-0.25g)＋（0.90/ L10.0g）＋(0.05/ L10.0.5g)} ⒁ 式⒁右邊的每一額定疲勞壽命分別是每種驅動形式下的壽命。該壽命可以采用Lundberg—Palmgren理論進行計算，這一計算需要用到法向載荷Qq和接觸角αq的值。那么，輪轂軸承單元的系統(tǒng)壽命L10.system可由下式計算： L10.system＝（L＋L） ⒂

45、 式中L和L分別表示外、內軸承的合成額定疲勞壽命。 六，汽車輪轂軸承的技術條件與密封 多年來，汽車輪轂軸承已從傳統(tǒng)的分離式軸承發(fā)展到軸承單元。這些輪轂單元易于安裝，有效解決了調整難的問題，減輕了非懸掛系統(tǒng)重量，節(jié)省了相關零件費用。如前面所講，輪轂單元已開發(fā)到第四代，趨勢是輪轂軸承單元將具備更多的功能。由于采用整體密封和一次性潤滑，輪轂單元是免維護的，這是各代單元的共同點。然而實現(xiàn)額外的功能、設計緊湊、可靠和更少的保證聲明等方面所做出的努力已使密封系統(tǒng)成為關鍵。從試驗看來，輪轂單元因密封失效所造成的輪轂單元失效比疲勞失效頻率更多。 一，輪轂軸承單元的使用失效模式 開始密封的研制前，首先

46、要確定失效模式。為了更好的了解使用中失效的情況，最好對分散的汽車修理廠進行隨機收集取樣，結果發(fā)現(xiàn)許多軸承的返修多是出于同樣的原因和來自相同的車型。調查中發(fā)現(xiàn)，軸承失效的發(fā)生率與密封污染的失效，和潤滑脂變質，或疲勞有關聯(lián)。結論是： 1，密封 主要失效形式是來自內部水和污染物的侵入使界面腐蝕，進而加速了密封磨損。 2，潤滑劑 潤滑脂的變質源于老化、水滲入或基油損耗。長距離運行的失效輪轂單元，顯示出軸承的鋼球退色，而密封沒有失效。這種情況下，老化的潤滑脂變得更硬、潤滑性能減弱，可引起噪聲更大，滾道表面形狀改變，出現(xiàn)打滑或鋼球脫色，而且還可能在部分表面出現(xiàn)初始疲勞。 3，軸承 主要失效模式

47、是次表面疲勞失效。大多數(shù)失效套圈上可見次表面裂紋擴展，而幾乎沒有剝落的顆粒。剝落擴展非常緩慢。另外一些失效模式是在接觸滾道內部，或在鋼球與滾道的間隙處出現(xiàn)腐蝕。最終導致點蝕和表面初始疲勞。 概括起來，輪轂軸承單元壽命由以下幾方面限制： 1， 配合面腐蝕、密封失效、污染物侵入及輪轂單元的潤滑不暢； 2， 由疲勞引起的軸承失效，或裝配誤差造成跳動增大，以及最終的密封失效。 輪轂單元密封試驗方法的研究針對的是第一種主要失效機理。 二，試驗方法的發(fā)展 汽車輪轂單元試驗方法多種多樣，某些主要制造商采用“室內”試驗方法，并與間歇式轉彎試驗相接合。密封承受的污染程度每個汽車制造商都不相同。有些轎

48、車制造商很少或根本都不相信實驗室密封試驗，而只信賴汽車道路試驗。所有的轎車制造商都要進行整車道路試驗，包括急轉彎、急剎車、最大加速、穿越（鹽）水浴路和在多塵埃的砂石路上行駛。有時要進行長距離的耐銹蝕結論性試驗。對輪轂單元整體，包括對二級防護體系進行最終的評估。評估值應在一定的標準內，雖然這一標準各個廠家也不盡相同。 對各種不同的試驗方法進行評估時，人們就不會對輪轂軸承單元的密封設計多樣性感到驚訝了。每種試驗方法，不管是現(xiàn)實的，還是不現(xiàn)實的，都會產(chǎn)生通過試驗的“最佳密封設計”。而該設計是否能使軸承單元達到最佳使用壽命，往往并不知道。人們期望開發(fā)一種與實際使用條件聯(lián)系密切的、成功的實驗室用的密封

49、試驗機，排除任何為縮短試驗時間而進行的人為加速。因為如果引入不同的失效機理，就將導致錯誤的結論。 失效檢測：對輪轂軸承單元密封試驗的調查表明密封失效的檢測方法還相當落后。當軸承由于污染侵入、磨損和疲勞等受到嚴重損傷時才最終發(fā)現(xiàn)，當時離污染最初侵入軸承單元已有相當長一段時間。因此要求一種在線密封檢測裝置。試驗焦點是在進入軸承單元的標準塵埃和水的檢測?，F(xiàn)有的檢測技術評估包括：⑴定期潤滑脂檢測，⑵噪聲記錄，⑶目測，⑷標準水量檢測方法。用這些方法進行的試驗往往不盡人意，塵埃和水的微量進入通常在記錄中沒有反應。 目前，較好的是SKF研制的一種叫LUBCHECK的裝置，可測量軸承內潤滑油膜的狀況，電容

50、監(jiān)測系統(tǒng)可檢測滾道和滾動體間金屬與金屬接觸的程度，可以肯定滾動體間塵粒的進入對軸承內的潤滑油膜的影響。 塵粒試驗：當僅有0.05g重的標準亞利桑那（細小級）塵粒進入未密封的軸承中時，加速度僅出現(xiàn)一個小峰值。整體水平?jīng)]有變化。軸承金屬粗糙表面的接觸時間百分率（PCT）變化的時間較長。由于滾道表面粗糙度增大，軸承的測量電容一直受到干擾，并不再復原。 進水試驗：軸承中油膜厚度受載荷、轉速和潤滑劑粘度的影響，進水會直接影響潤滑劑的粘度，進而影響潤滑膜。當進水量為0.05g時，加速計上沒有讀出任何變化信息，然而對潤滑膜的影響雖是瞬間的但時間較長。當滾道里的水最終被潤滑劑替換時，潤滑膜才復原。 關于

51、密封失效的檢測，選擇LUBCHECK方法是因為該方法可以在軸承失效之前對整個單元（除外殼）作失效檢查、連續(xù)的監(jiān)視和密封失效檢查。 三，試驗思路 雖然對提高密封壽命的概念容易定義，可是檢測卻很難。目前的市場或試驗數(shù)據(jù)十分混亂，或者根據(jù)試驗得出數(shù)據(jù)，而試驗往往不能全部代表真實的情況。所以，必須定義特殊條件以達到最終長壽命的要求，其關系圖如圖三十一所示： 圖三十一中的“因果”圖說明軸承失效是所有因素的最終結果。每種因素都會導致失效，因此在初期試驗中將分別評估各個因素。所有這些不同因素之間的相互影響，連同典型的轎車應用影響都將在模擬試驗中進行評估。 四，初期試驗 研發(fā)的試驗程序分為兩步：

52、1，初期試驗；2，最終的整體試驗。在第一步試驗中，要檢測重要的密封參數(shù)，并對其優(yōu)化。第二步是評估整個系統(tǒng)。 1， 計量 對重要的密封參數(shù)的一般檢測程序。如：密封唇厚度、長度、過盈、材料、配合面粗糙度等，都是產(chǎn)品特性的組成部分。每個試驗件都要經(jīng)過這些檢測以證明產(chǎn)品是否在技術要求規(guī)定之內。 2， 潤滑劑滯留 無論是軸承，還是密封的壽命都與潤滑條件緊密聯(lián)系。顯然，潤滑劑在軸承單元中滯留時間越長，其工作壽命也越長。另一重要目標是潤滑劑的零泄露，因為軸承靠近剎車系統(tǒng)，因此不允許潤滑劑泄露。 軸承以1500r/min運轉48小時的固定期限對潤滑劑的滯留做出評估，并檢測軸承外圈溫度和潤滑脂損耗狀況

53、。通過旋轉外圈內的密封并同時測量所需力矩可以檢測外圈內密封的貼緊程度。 人們期望輪轂單元在靜態(tài)條件下完全密封，測量的方法是將壓縮空氣排入軸承下面的封閉小室，若壓力迅速減小，表面密封唇、配合面或外圈等潤滑劑滯留區(qū)存在嚴重缺陷。 3， 隔污和磨損 外來微粒進入軸承，將引發(fā)滾動軸承通常情況下不會發(fā)生的磨損機理。因此應該在任何時候都避免外物進入。塵粒達到0.1～0.3um時，就會影響下面的潤滑膜，將加速密封磨損。新研發(fā)的獨立試驗可評估密封件的塵粒阻隔參數(shù)和它的耐磨性。圖三十二所示是主試驗結構。軸承試驗機里面安裝著密封的軸承，而且有一面是朝向試驗塵粒，以中等速度進行長時間的耐久試驗。試驗塵粒采用標

54、準的（GM）空氣吸塵器塵粒（細小級），整個試驗過程采用LUBCHECK設備監(jiān)測，以發(fā)現(xiàn)任何進入軸承滾道的塵粒。 4， 摩擦力 高摩擦和其內部溫升對所有軸承組件潤滑脂、密封件、（塑料）保持架以及軸承整體都是不利的。密封材料會老化，發(fā)生永久性變形，加劇了磨損，最終失去密封能力。 整體單元的摩擦力矩測量是在空氣靜壓軸承上進行的。該試驗是將軸承加溫，而后逐漸冷卻至穩(wěn)定的靜止溫度。接著在“重新開始”（加溫）時再次測量摩擦力矩，即測量軸承的通風量。完成這樣一個加溫周期后，密封的軸承不應被“鎖定”。然而，在這一試驗中密封的摩擦力與軸承摩擦力和潤滑脂的摩擦力混為一體。因此，還要進行單獨的密封摩擦力矩測量

55、。 5，溫度 熱循環(huán)：采用下坡的形式進行試驗，使軸承達到高溫峰值，檢驗其對密封壽命的影響，大多數(shù)汽車制造商都喜歡在試驗項目中包含下坡試驗。在歐洲，一般在Cross Golckner北部做下坡試驗：一條14km的路，平均坡度斜率為10％，分“慢速”、“緩行”和“高速”的三個級別。慢速下坡時，速度為12km/h，空檔，遇到危急情況只用腳剎?？梢栽试S密封唇老化和變形，條件是軸承能繼續(xù)良好運轉。緩行時速度為34km/h，險情較少，使用二檔和三檔及腳剎以保持緩行速度，試驗后不希望出現(xiàn)密封失效或變形造成的壽命縮短。關于這方面，新開發(fā)了實驗室模擬緩行下坡試驗。試驗軸承升溫達150℃，轉速達350r/mi

56、n。 冷卻循環(huán)：軸承單元可能會長期處于極低溫度環(huán)境中，這會影響密封材料的特性。根據(jù)IP186設計的一種方法可進行這方面的試驗。這是一項輪轂軸承單元用潤滑脂在－30℃低溫下的力矩試驗。將輪轂軸承單元裝入試驗機，進行完全低溫試驗，先間歇進行短期試驗，隨后進入穩(wěn)定靜止試驗階段。整個試驗持續(xù)48小時，以目測和SEM顯微鏡對密封唇的觀察結束該試驗。 五，最終的整體試驗：實況模擬試驗機進行綜合試驗 在初期試驗中，對影響密封壽命的各個密封參數(shù)進行評估并優(yōu)化。雖然是同一種輪轂軸承單元，但在不同車輛上性能表現(xiàn)卻各不相同，這主要是不同懸掛系統(tǒng)的影響。輪轂單元周圍安裝著輔助防護系統(tǒng)，如：延伸板、拋油環(huán)、剎車盤

57、、外延輪罩等，所以需要對相關的懸掛部件進行直接評估，研制出一套實況模擬試驗程序以直接評估惡劣條件實驗室中輪轂軸承單元的壽命，再現(xiàn)實況失效模式。 從概念上講，實況模擬試驗機是以實況應用為目的，輪轂軸承裝在典型懸掛系統(tǒng)上，附帶有延伸板、拋油環(huán)、剎車盤、等速萬向節(jié)、外延保護輪罩等裝置。氣動壓力產(chǎn)生0.3g交變轉彎橫向載荷并通過與合適輪胎半徑等長的載荷臂傳遞給試驗軸承。 當軸承以1000r/min運轉（相當于100km/h）時，輪轂軸承單元周圍交替往復出現(xiàn)干的和濕的雜質。然后經(jīng)過有規(guī)律，使軸承冷卻。該試驗采用突然死亡壽命試驗。當一個密封失效時，兩套軸承都中斷試驗。通過監(jiān)測軸承潤滑膜來判斷軸承失效。

58、需進行24小時“跑合”運轉，以確保在每個試驗起始階段，軸承擁有完整的潤滑膜，接著進行跑合期的后半部分12小時泥漿試驗。泥漿試驗后是12小時穩(wěn)定靜止期。輪轂軸承周圍環(huán)境污染嚴重，全部零件都浸過水，溫度升高，泥漿箱的溫度上升，使得試驗溫度逐漸升高。為了結束泥漿試驗移走泥漿箱打開驅動器和風扇45分鐘以吹干試驗機，然后再裝上泥漿箱，頭幾個小時泥漿試驗給出了有關密封特性的有價值的信息。即使?jié)櫥け唤氲乃茐?，也能迅速恢復繼續(xù)試驗，但是，如果潤滑膜不能恢復，可假定密封嚴重損壞，必須終止試驗。 六，結論 如圖三十三所示，A圖是傳統(tǒng)的輪轂軸承雙唇式密封圈，但通過上述試驗，人們研制出如圖B所示的外側裝上離

59、心擋圈的單唇式密封圈，節(jié)省了位置以利于擴大雙列角接觸球軸承的支承面積和提高承載能力。在進行試驗時用的是和圖A所示結構試驗相同的各種尺寸的輪轂軸承單元，試驗240～550小時后裝有圖B所示結構的密封圈的輪轂軸承仍未有軸承失效。這表面，離心式擋圈密封唇對所有試驗軸承都能可靠的阻止污染物進入軸承內部。 后來，為了使軸承內孔和軸之間不致有濕氣進入軸承內部，研究人員又在離心擋圈上設置了一個附加密封唇，如圖三十三中的圖B所示，這種結構在試驗臺上取得良好的試驗結果，在汽車實地試驗中也得到了驗證，所達到的壽命是以前的密封雙列輪轂軸承單元從未達到過的運轉時間。在這種輪轂軸承被大批的應用的同時，它也被預定作下一

60、步的發(fā)展方向。 目前，日本精工（NSK）又通過試驗研制出如圖三十三中圖D所示的高性能不可拆卸式密封圈，其優(yōu)越的性能超過以前的一切密封結構，因此在輪轂軸承上已得到相當廣泛的應用。 七，輪轂軸承單元的性能試驗 在最近幾十年，各大軸承公司一直致力于先進的汽車輪轂軸承單元的開發(fā)，以便輪轂軸承單元能囊括更多的功能。由于零部件的集成化，汽車輪轂軸承單元變得越來越復雜。因此需要開發(fā)能準確模擬輪轂軸承單元實際運行狀況的試驗方法，以便真實的評估新單元的功能。在試驗車不足或者對汽車與試驗臺在簡化負荷的相互關系不明確的情況下，道路模擬實驗室被認為是唯一合理的試驗方法。然而，道路模擬試驗要求取得有代表性的汽

61、車在實際道路條件下實際使用時的準確可靠的道路記錄數(shù)據(jù)。這些記錄也可用于有限元（FEM）設計和疲勞壽命計算。 一， 汽車輪轂軸承單元的性能要求 對汽車輪轂軸承單元的要求是有足夠的使用壽命和在所有峰值載荷條件下保證其功能。輪轂軸承單元必須滿足在不安全失效模式（如法蘭斷裂）發(fā)生以前產(chǎn)生一個安全失效模式（如由于滾動接觸疲勞而引起的滾道剝落和點蝕）。重量和性能之間需要達到平衡以使輪轂軸承單元的壽命能與汽車的壽命一致。就是說不應采取過分保險的設計尺寸，因為這種設計會增加成本和重量負擔，對車輛整體性能有影響。 輪轂軸承單元的使用條件為：徑向載荷：25KN

62、 密封：高性能不可拆卸式密封圈（如前章所述） 側向載荷：25KN（作用半徑為當量輪胎半徑） 壽命：輕型貨車與轎車30萬km，貨車與大客車25萬km 溫度：－30～150℃ 噪聲：低于50～60 dB 極限轉速：2000r/min 傾覆力矩：2500N

63、m 二，輪轂軸承單元性能試驗系統(tǒng)設計思想 輪轂軸承單元性能試驗系統(tǒng)應滿足下列試驗要求： 1， 通過產(chǎn)生疲勞和磨損破壞研究輪轂軸承單元的典型失效方式。 2， 對使用壽命作精確的統(tǒng)計評估。 3， 由試驗期間的特定響應數(shù)據(jù)研究長期性能。 系統(tǒng)設計的基本思想是基于“封閉”電液試驗臺的設計原則?！胺忾]”試驗臺常用于傳動系試驗，以減小功率損耗。對四個等負荷試樣可采用常用于滾動軸承疲勞試驗的“四元組突然失效”的試驗方法，從而大大減少獲得給定的統(tǒng)計量信度對壽命結果所需的應用時間。但是，這種方法要求所有四個試樣的負荷在大小和方向上都相等，而輪轂軸承單元各代在使用條件上并不一定有負荷對稱性，也不能保證

64、試驗臺上四個試樣的傳動軸力矩和旋轉方向正確，在實際試驗中應區(qū)別折中考慮。 與輪轂軸承單元同步開發(fā)的是針對輪轂軸承單元各性能的試驗方法，包括軸承壽命、法蘭疲勞、應力、密封和潤滑脂性能。因此，輪轂軸承單元試驗系統(tǒng)要求可產(chǎn)生作用于輪轂——軸承——傳動關節(jié)整個單元的各種重要的負荷與姿態(tài)參數(shù)，即軸承的垂直負荷和側向負荷，傳動軸力矩、垂直懸掛運動、在水平面上的轉向運動以及傳動軸的轉速，具體各參數(shù)定義以及各參數(shù)的性能要求分別參見表1、表2。 對于安裝在試驗臺上的每一試樣，要利用在汽車上取得的道路記錄在大小和相位上都正確再現(xiàn)六個參數(shù)的負荷歷程顯然是比困難。直到最近，負荷歷程再現(xiàn)（特別是高頻上相位的再現(xiàn)）誤

65、差仍然較大；此外，也不能證明試驗機的試驗安裝正確。因此，為保證試驗的完整性，有必要采用驅動系統(tǒng)的計算機控制系統(tǒng)（如參數(shù)遙控系統(tǒng)或補償負荷參數(shù)交叉耦合效應與試驗系統(tǒng)控制誤差的迭代傳遞函數(shù)補償系統(tǒng)）。根據(jù)各試驗單元上每一負荷通道的要求負荷歷程與相應負荷歷程（即試驗單元上的實際負荷與姿態(tài)）之間的誤差，可確定在計算機控制運行下的模擬精度：在任一10秒周期內，誤差信號的均方根（rms）值必須小于要求的負荷歷程的均方根值得4％。 在輪轂軸承單元試驗機的初步設計階段，特別強調了數(shù)據(jù)分析和試驗監(jiān)視。道路記錄的分析除對試驗本身有用外，還可為設計者和其他有關人員提供有用的數(shù)據(jù)，要求能利用計算機軟件包進行廣泛的性

66、能分析。輪轂軸承試驗機上的試驗監(jiān)視比普通“封閉”試驗臺要完備得多：其上有32位數(shù)據(jù)通道可以利用，采用幾種類型的傳感器（見表3）監(jiān)視每一試樣的運轉性能，而不僅僅是獲取壽命信息。 三，輪轂軸承單元試驗機的機械系統(tǒng)和數(shù)字系統(tǒng) 1， 機械系統(tǒng) 在輪轂軸承單元試驗機的機械系統(tǒng)中（圖略，因二維圖很難表示），四套試驗單元每兩套一組裝在中心顛簸裝置中。顛簸裝置由一直線執(zhí)行器在垂直屏幕內驅動。顛簸裝置中有被試輪轂單元負荷的反作用支承，垂直和側向負荷執(zhí)行器配有測力計、聯(lián)結器及軸承監(jiān)視傳感器。輪轂單元與真實的汽車傳動軸和插入式聯(lián)軸器聯(lián)結。上下兩對試樣通過兩個帶齒的皮帶連到一起，從而形成封閉的扭矩回路，如真實的汽車一樣。扭矩回路的速度由兩套直流電機控制（每一皮帶傳動有一臺直流電機）。皮帶傳動軸可繞垂直軸線旋轉，以模擬向右或向左的轉向運動。 每組輪轂單元（2套）的軸承側向力由一單一的雙端執(zhí)行器提供。每根執(zhí)行器桿都經(jīng)一柔性套筒和一測力計與“banjo”負荷臂連接。套筒裝在負荷鏈上是為了減少輪轂單元因跳動而需要的力的調整（外置測力計用于控制需要保持的輪轂單元的負荷，特別在使用RP