三、轴承设计

三、轴承设计内容摘要：

C1=Dcpsin（ 90176。 /z） C、 C1 取值精度 ，允差 177。 11）、 保持架外球面过渡圆弧半径 rc 保持架兜孔之间的平面与球兜必须圆角相交，圆角 半径 rc 应尽可能大，但为了便于铆合保持架，在保持架铆钉大头的周围必须保证宽度不小于 面，因此圆角 rc 应满足： rc≤ Dcp*sin(90176。 /Z)(Dw/2+S)*cos arc sin [S/(+S)]Dm/ 其中 Dm 是铆钉头直径，浪形保持架用半圆头铆钉选取。 、 半圆头铆钉的设计 1）、 半圆头铆钉尺寸及公差按 《 GB 86786 半圆头铆钉 》 规定。 2)、 选取的铆钉应尽可能通用化。 、 零件重量计算 1）、 外、内圈的重量可通过作图算出。 2）、 浪形保持架重量 半保持架重量： *[Dcp+*(Rc+S/2)](DcDc1)S106 kg 3）、 钢球和铆钉重量可查通用化表。 、 图纸 标注规则 1） 、 外形尺寸公差、形位公差及旋转精度按 《 GB／ T 滚动轴承向心轴承公差 》 规定 2） 、 游隙 ， 径向游隙按 《 GBT46042020 滚动轴承 径向游隙 》 规定，不标即为 C0。 轮毂轴承 的 设计 现在汽车应用最广泛的是第三代轮毂轴承单元，因此本节主要讲解第三代轮毂轴承单元 双列角接触球轴承 的设计。 轮毂轴承的设计及检测与常规的双列角接触球轴承大不相同，轴承的设计既要符合常规轴承的设计原理与方法，又要考虑结构的特殊性。 、客户提供的车身外形尺寸 轮毂轴承的设计需先确定轮毂单元的结构，轮毂单元结构根据用户提供 车身外形尺寸，如表 21 所示。 8 表 21 提供的车身外形尺寸 序号 车身参数 1 满载重心高 2 前 /后 轮距 3 前 /后 满载轴重 4 前 /后 轮胎半径 5 轮胎中心与轴承中心的偏距。 轮胎位于轴承中心外侧为 +，反之为。 也可以提供到法兰盘或制动盘的距离，通过尺寸链计算得出。 6 前 /后 大螺母公称尺寸 7 前 /后 大螺母拧紧力矩 8 轴承与转向节或轮毂配合的外形尺寸及形状 、轴承的结构 根据车身外形尺寸和工况参照《 JBT102382020 轮毂轴承单元 .》 的 选取轮毂轴承单元的结构。 2轴承主要 参数设计 1） 、 接触角 a 角接触球轴承的接触角 一般为 15176。 40176。 ，承受轴向载荷大时， a 取大些， 使用在高速工况下 ， a 取 小 些。 接触角越大 ， 轴承滚道越深 ， 占据轴承的内部空间增大 ， 保持架及其他零件的容量就小。 根据轴承的载荷特点与装配性能要求 选取 ，最常用的是 30176。 2） 、 轴向游隙 角接触球轴承轴向游隙一般取为 0. 075～ 0. 10mm ， 轴向游隙可通过公差的分布来获得。 根据轴承的安装及所承受的载荷情况，按以往轴承的设计经验 选取游隙，检测游隙载荷 177。 200N。 3）、 钢球直径 Dw 根据轴承设计理论，钢球直径大小与所承受的额定载荷成正比关系，一般 Dw 取大些，根据轴承设计理论公式： 钢球直径 Dw=Kw（ Dd） ， 取值 的 精度 为。 Kw 取值见表 11。 为保证钢球不超出端面， 考虑轴承宽度 B， Dw≤。 轴承的基本尺寸 轴承公称内径 d、 轴承公称外径 D 按 《 JBT102382020 轮毂轴承 9 单元 .》 的 选取。 钢球直径 根据轴承结构除考虑径向尺寸外，还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装 ABS 空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。 4） 、 钢球中心圆直径 P 的确定 按轴承设计理论公式： 钢球中心圆直径 P=（ D+d） ， 取值 的 精度 为。 5）、 球数 Z Z=ψ/2*arc sin（ Dw/P） +1，取整。 式中 ψ 为填球角，计算时按表 12 取值。 6）、 径向加载作用中心位置 Pi的确定 径向加载作用中心位置的确定通常由整车数据确定或按提供的样件检测得。 7）、 内、外沟沟曲率 ri、 re 的确定 内沟曲率半径 ri ： ri≈（国外： ri≈ ） ， 外沟曲率半径 re ： re≈ （ 国外： re≈） ri、 re 取值精度 ，允差 见表 13。 8)、 内、外沟径 di、 de 内沟径 di=P2ri+(2riDw)cos a ， 外沟径 de=P+2re(2reDw)cos a 9）、 内圈大档边外径 d外圈中档边内径 D2 d2=+di ， D2= 10）、 外圈两滚道的中心距离 Pe 的确定 Pe= Pi2+ [Dpw(De2Re)] *tan a 外圈沟间距离不仅取决于轴承的轴向空间尺寸大小的要求 ， 同时还取决于轴承的结构型式、 保持架的结构及其加工工艺。 通常采用双列角接触球轴承 ， 双排交叉分布的整体保持架。 每列 Z 个钢球均布 ， 相邻钢球中心距离 C 为 C =（ d + D） /2 *sin（ 180176。 /Z）， 保持架梁宽 Bc1 = C Dw。 为了使保持架具有良好强度及加工工艺 ， 双列交叉分布列之间梁的宽度应大于或等于 Bc1 值 ， 由此可得双列钢球之间的距离 Bc2 ： 10 双沟道距离 L0。 双沟道加工一般采用成型砂轮 ， 为了保证通 用性 ， 双沟道之间的距离可规定为几组数据。 钢球中心实际轴向 距离 L1。 、基本额定动 、静 载荷的计算 1）、计算额定动负荷 当 Dw≤ ， Cr=bmfc (i cos α)， 当 Dw＞ ，Cr= (i cos α)， 额定动负荷是指轴承在承受该负荷、 90%的可靠性情况下，其基本额定寿命为 100 万转。 2）、计算额定静负荷 Cor=foiZDw2cosα， 额定静负荷是指承载最大的钢球与滚道之间产生塑性变形约为钢球直径的 倍时其应力为 4200MPa 来计算。 其中： i—滚动体列数 2； a—接触角 ； Z—滚动体个数 ； Dw—钢球直径 ； bm— 当代常用高质量淬硬轴承钢和良好加工方法的额定系数， 该值随轴承类型和设计不同而异 ，根据《 GB63912020 滚动轴承 额定动载荷和额定寿命 》选取； fc— 与轴承零件几何形状、 制造精度及材料有关的系数。 根据《 GB63912020 滚动轴承 额定动载荷和额定寿命 》选取。 、修正寿命 Lna 的计算 根据 Bundberg 和 Palmgren 的理论计算公式基本额定寿命 L10=(Cr/Pm)3 ， 修正寿命 Lna=a1a3 L10 其中： Lna—修正寿命 ； L10—基本额定寿命 ； Cr—基本额定动载荷 ； P —径向载荷 ； a1—可靠度修正系数 ，根据《 GB63912020 滚动轴承 额定动载荷和额定寿命 》选取。 a3—运转条件修正系数 ，根据《 GB63912020 滚动轴承 额定动载荷和额定寿命 》选取。 11 、轮毂轴承设计与通用轴承设计的 差异 1）、轮毂轴承的内外圈有带凸缘与通用轴承的结构不一样。 2）、轮毂轴承钢球利用通用轴承的设计原理设计，但 还要考虑轴承的轴 向尺寸、装配空间、装 ABS 空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。 3）、轮毂轴承 当量载荷的大小取决于路面条件、 交通状态和车辆行车路线等因素的影响 ， 难以精确计算 ， 通常可用满载转弯、 直行 、 轻载转弯、 直行等典型状态进行交变周期循环载荷进行 简化计算。 4）、轮毂轴承应具有耐高温高速性能。 5）、轮毂轴承应具有更强的承载能力。 6）、轮毂轴承设计应尽量避免应力集中。 离合器分离轴承的设计 传统的离合器分离轴承为径向位置固定的密封单列角接触球轴承。 这种轴承因不能自动补偿其旋转中心与离合器旋转中心的偏 心而造成离合器系统噪声增大、磨损加剧和寿命降低， 同时也降低了轴承本身的寿命。 为解决上述问题而对角接触球轴承进行的改进导致了自调心离合器分离轴承组件的出现。 这种组件中的角接触球轴承的外圈由一轴向弹簧夹持，角接触球轴承可在径向作整体运动。 借助于离合器膜片弹簧与轴承内圈的接触力产生的差动滑动，轴承中心向膜片弹簧的旋转中心运动，轴承最终与膜片弹簧同心旋转。 这一重要的结构与功能扩展不仅有效地降低了离合器系统的噪声和磨损，而且有效地提高了离合器系统和轴承的寿命。 离合器分离轴承的其它结构与功能扩展包括与滑套乃至整个 离合器分离系统的整 体化。 除此之外，与汽车双离合器、拉式离合器等系统的应用相适应而开发的离合器分离轴承组件还包括双离合器分离轴承、拉式离合器分离轴承等专用轴承组件。 、离合器分离轴承的设计要素 离合器 分离轴承 设计 主要要素是：整体结构设计、接触角设计、轴向 游隙 设计、沟曲率半径设计、保持架设计、防尘密封设计、自动调心设计、承载能力设计、高速高温性能设计。 、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异 1）、 离合器 分离轴承 结构从通用轴承结构向组件化、集成化、轻量化发展。