汽车轮毂轴承

轴承应用研究课 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 汽车轮毂轴承单元 汽车轮毂轴承 汽车轮毂轴承在现代汽车 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 中一般划归为悬架系统或制动系统。因为从受力分析看，汽车轮毂轴承主要承受通过悬架系统传递而来的汽车的重量，但从装配关系看，汽车轮毂轴承主要与制动系统连接装配。同时，有些人也习惯将轮毂轴承划归传动系，因为轮毂轴承的功能之一就是为轮毂的转动提供精确的向导，尤其是第四代轮毂轴承开发成功以来，轮毂轴承与等速万向节构成一体，轮毂轴承与传动系的关系更为紧密。由于汽车轮毂轴承与汽车的三个系统相关，本篇就不再特意介绍每个系统，因为无论这几个系统有多少种类型，轮毂轴承都有其相对的独立性，并不因悬架系统、制动系统或传动系的类型的改变而结构改变，而且，轮毂轴承发展到今天，已经发展为集成化、小型化、组装工艺合理化及装配简便的轮毂轴承单元，其相对的独立性也就更大。 一， 汽车轮毂轴承的发展 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。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，如图一所示，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，不利于当今激烈的市场竞争。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： ⑴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）。 ⑵轴承组装工艺合理化。 ⑶轻量化和小型化。 ⑷提高可靠性。 ⑸降低整体成本。 近几年，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，如图二所示。这种结构的主要优点就是可靠、有效载荷间距短、易安装、无需调整、结构紧凑等。这种轴承单元在欧洲已达到相当的实用化阶段，目前轿车轿车轮毂轴承一代单元的装配量已达1600万套。我国引进的车型大多采用这种结构的轮毂轴承。 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，如图三所示。目前，二代轮毂轴承单元的装机量已达500万套。 第三代轮毂轴承单元（如图四所示）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，是继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。由于旋转内圈的凸缘兼有轮毂的作用，因此取消了轮毂。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。由于套圈的刚性较高，轴承的几何形状基本不会发生变化。第三代轮毂轴承单元的应用是轮毂轴承研制的一大进步。由于它集中了其他零件的功能，已不再仅是一种轴承；而且从安全的角度来看，它也是一个关键部件，一旦损坏会引起严重的后果。轴承的特性、预调游隙、润滑脂和密封是第三代轴承的共同问题，而且对设计人员来说也是一个技术难题。这是结构与功能的重新组合，需要进行专门的研究。某些技术条件是很难达到的，轴承的滚道应是“硬性的”但结构应是弹性的，这就是说，损坏的形式应是由接触疲劳引起的一般剥落，而旋转凸缘不会发生任何挠曲疲劳。第三代轮毂轴承单元的装机量已达250万套。 第四代轮毂轴承单元（如图五所示）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。 二，汽车轮毂轴承单元的装配关系 汽车轮毂轴承单元的装配关系主要是与制动系统以及转向轴颈（或后轴分头）、轮毂等部件的装配关系。由于轮毂轴承单元发展至今已有很多种不同的结构，每一代轮毂轴承单元有不同的装配关系，而且驱动轮与非驱动轮的装配关系也有所区别。 图六所示为普遍用轮毂轴承的典型装配关系图。内、外轮毂轴承3外圈与制动鼓5为紧配合，内圈与转向节轴颈（或后轴分头）也为紧配合。轮毂螺栓2通过花键与制动鼓接合并将外面的轮辋与制动鼓装配成一体。制动盘4与安装于制动盘上制动片以及其他制动器零部件6通过螺栓与转向轴颈（或后轴分头）1连接。当汽车行驶时，轮毂轴承3外圈跟随制动鼓5以及轮辋一起旋转，而内圈、转向轴颈（或后轴分头）1以及装配于之上的制动盘及其组件不旋转，从而保证制动时需要的各种条件。图六所示为非驱动轮普遍用轮毂轴承的典型装配关系图，驱动轮的变化在于内外轮毂轴承通过外圈与轮毂接合，轮毂通过螺栓与制动鼓、轮辋连接，同时轮毂通过内花键与驱动轴转向轴颈（或后轴分头）的外花键接合。同样，轮毂轴承的外圈与转向节（或后轴分头）连接，制动盘及其组件通过螺栓连接于转向节（或后轴分头）上。当汽车行驶时，驱动轴带动轮毂、轮毂轴承内圈、制动鼓以及轮辋旋转，而轮毂轴承外圈、转向节（或后轴分头）、制动盘及其组件保持静止。其运动结构恰恰与非驱动轮相反。 图六所示结构在现代汽车上一般应用于非驱动轮，而驱动轮则为图七所示结构取代。 图七所示为一代轮毂轴承单元在驱动轮结构中的装配关系简图。一代轮毂轴承单元2内圈紧配合于轮毂6之上，轮毂6通过轮毂螺栓5与制动盘1（盘式制动器）轮辋连接。轮毂6通过花键与带花键传动轴的等速万向节4相连，同时通过螺母7轮毂6通过花键与带花键传动轴的等速万向节4在轴向得以固定。一代轮毂轴承单元2外圈通过转向节（或后轴分头）与悬架系统相连接。同图六所示结构工作原理类似，在汽车行驶时，带花键传动轴的等速万向节4带动轮毂6、一代轮毂轴承单元2内圈、制动盘1以及轮辋旋转，而一代轮毂轴承单元2外圈与转向节通过悬架系统保持静止。 图七所示为一代轮毂轴承单元在驱动轮结构中的装配关系简图，一代轮毂轴承单元在非驱动轮结构中的装配关系如图八所示。 一代轮毂轴承单元2外圈与轮毂4紧配合，轮毂4通过轮毂螺栓5与制动鼓6、轮辋1接合在一起。一代轮毂轴承单元2内圈通过等速万向节台肩以及等速万向节连接螺母3与等速万向节8连接，等速万向节再通过螺栓与制动盘及其制动器组件7连接在一起。当汽车行驶时，一代轮毂轴承单元2外圈、轮毂4、制动鼓6、轮辋被动旋转，而一代轮毂轴承单元2内圈、等速万向节8、制动盘及其制动器组件7保持静止。 图八所示一代轮毂轴承单元在非驱动轮中的应用结构为外圈旋转，也有选择内圈旋转的，其结构大体类似，但在现代汽车中一般都采用外圈旋转型结构，在接下来的二代，三代中都如此。 图九所示为二代轮毂轴承单元在驱动轮应用中的装配关系。其大体结构与图七所示一代轮毂轴承单元在驱动轮应用中类似，仅仅是轴承外圈6成为一个带法兰盘的变形外圈与转向节(或后轴分头)通过螺栓连接。 图十所示为二代轮毂轴承单元在非驱动轮中外圈旋转的应用结构。 图十一和图十二分别为三代轮毂轴承单元在驱动轮与非驱动轮中的应用结构。与二代轮毂轴承单元的最大区别在于三代轮毂轴承单元的内圈与轮毂合为一体与制动盘或制动鼓、轮辋接合，同时还有一个小内圈。 图十三为四代轮毂轴承单元，与三代轮毂轴承单元的主要区别在于四代轮毂轴承单元将等速万向节与轮毂轴承单元内圈接合成一体。目前，四代轮毂轴承单元还没有得到实际应用。 三，汽车轮毂轴承与制动系统的结合应用 就汽车轮毂轴承而言，在装配关系上主要与制动系统连接，因此有时又将汽车轮毂轴承归类于汽车制动系统。 汽车制动系统的功能是使行驶中的汽车减速甚至停止，使下坡行驶的汽车速度保持稳定，以及使已停止行驶的汽车保持静止不动。这三种功能分别对应为汽车行车制动系、辅助制动系以及驻车制动系，另外汽车还应有第二制动系，即在行车制动系失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。在现代汽车法规中，这四种汽车制动系都是必备的。 一， 汽车制动系的工作原理 一般制动系的工作原理可用图十四所示的一种简单的液压制动系（鼓式制动器）示意图来说明。一个以内圆面为工作 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 面的金属的制动鼓8固定在车轮轮毂上，随车轮一同旋转。在固定不动的制动底板11上，有两个支承销12，支承着两个弧形制动蹄10的下端。制动蹄的外圆面上装有摩擦片9。制动底板上还装有液压制动轮缸6，用油管5与装在车架的液压制动主缸4相连通。主缸活塞3可由驾驶员通过制动踏板机构来操纵。 制动系不工作时，制动鼓8的内圆面与制动蹄摩擦片9的外圆面之间保持一定间隙，使车轮和制动鼓可以自由旋转。 要使行驶中的汽车减速，驾驶员应踏下制动踏板1，通过推杆2和主缸活塞3，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞7使两制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对旋转着的制动鼓作用一个摩擦力矩Mu，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩Mu传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周缘力Fu,同时路面也对车轮作用着一个一个向后的反作用力，即制动力Fb。制动力Fb经车桥和悬架传给车架与车身，迫使整个汽车产生一定的减速度。制动力越大，则汽车减速度就越大。当放开制动踏板时，制动蹄回位弹簧即将制动蹄拉回原位，摩擦力矩Mu和制动力Fb消失，制动作用即行终止。 图十四所示制动系中，主要由制动鼓8、带摩擦片9的制动蹄10构成对车轮施加制动力矩（即摩擦力矩Mu）以阻碍其装得的部件，称为制动器。 由制动系的工作原理可以得知，任何制动系都具有以下几个基本部分： 1， 供能装置——包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的各种部件。其中，产生制动能源的部分称为制动能源。， 2， 控制装置——包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。图十四中的制动踏板机构是最简单的一种控制装置。 3， 传动装置——包括将制动能量传输到制动器的各个部件，如图十四中的制动主缸4和制动轮缸6。 4， 制动器——产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力（制动力）的部件，其中包括辅助制动系中的缓速装置。 较为完善的制动系还具有制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。 二，制动器 制动器是制动系中用以产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件。后一种指驻车制动系。除了竞赛汽车才装设的通过张开活动翼板以增加空气阻力的空气动力缓速装置以外，一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角度降低，同时依靠车轮与路面的附着作用，产生路面对车轮的制动力使汽车减速。 凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦产生制动力矩的制动器，都称为摩擦制动器。目前各种汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器的摩擦副的旋转元件为制动鼓，工作表面为圆柱面；盘式制动器的旋转元件则为圆盘状的制动盘，其端面为工作面。 旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩直接分别作用两侧车轮的制动器称为车轮制动器。旋转元件固装在传动系的传动轴上，其制动力矩必须经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器，则称为中央制动器。车轮制动器一般用作行车制动，也有兼用于第二制动（应急制动）和驻车制动。中央制动器一般只用于驻车制动和缓速制动。本篇主要讲用于行车制动的车轮制动器。 1， 鼓式制动器 鼓式制动器有内张型和外束型两种。前者的制动鼓以内圆柱面为工作表面，在汽车上应用广泛；后者制动鼓的工作表面则是外圆柱面，目前只有少数汽车用作驻车制动器。内张型制动器都采用带摩擦片的制动蹄作为固定元件。位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时，可绕其另一端的支点向外旋转，压靠在制动鼓内圆柱面上，产生摩擦力矩（制动力矩）。凡对蹄端加力使蹄转动的装置，统称为制动力促动装置。 如图十五所示的制动器以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置，所以称为轮缸式制动器。此外，还有用凸轮促动装置的凸轮式制动器和用楔式促动装置的楔式制动器。 图十五所示为轮缸式领从蹄式制动器。作为旋转元件的制动鼓12固装在车轮轮毂的凸缘上。作为固定部分零件装配基体的制动底板3，用螺栓与后驱动桥半轴套管上的凸缘连接（如果是独立后悬架系统则与后轴分头上的凸缘连接，而前轮制动器则与前桥转向节的凸缘连接）。用钢板料焊接成T形截面的前后制动蹄1和9，以其腹板下端的孔分别同两支承销11上的偏心轴颈作动配合。制动蹄的外圆面上，用埋头铆钉铆接着一般用石棉纤维及其它物质混合压制成的摩擦片2（有些制动器摩擦片和制动蹄也用粘结的方法）。铆钉头顶端埋入深度约为新摩擦片厚度的一半。 属于液压传动装置的制动轮缸13直接作为制动蹄促动装置，也用螺钉装在制动底板上，因而在结构上它又成为制动器不可分割的一部分。制动蹄腹板的上端松嵌入压合在制动轮缸活塞5上的顶块6的直槽中。两制动蹄由回位弹簧4和10拉拢。并以焊接在腹板上的锁销8紧靠着装在制动底板上的调整凸轮7。制动蹄限位弹簧19使制动蹄腹板紧靠着限位杆17中部的台肩，借以防止制动蹄的轴向窜动。 制动时，两蹄在轮缸中液压的作用下，各自绕其支承销偏心轴颈的轴线向外旋转，紧压在制动鼓上。解除制动时，撤除液压，两蹄便在回位弹簧4和10地作用下回位。 领从蹄式制动器制动蹄受力情况如图十六所示。设汽车前进时制动鼓旋转方向如图中上端箭头所示（这称为制动鼓正向旋转）。沿箭头方向看，前制动蹄1支撑点在其前端，轮缸所施加的促动力作用于其后端，因而该制动蹄张开时的旋转方向与制动鼓旋转方向相同。具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与此相反，后制动蹄4的支撑点在后端，促动力加于其前端，其张开时的旋转方向与制动鼓相反。具有这种属性的制动蹄称为从蹄。当汽车倒向行驶时，制动蹄1变成从蹄，制动蹄4变为领蹄。这种在制动鼓正向与反响旋转时都有一个领蹄和从蹄的制动器，即称为领从蹄式制动器。 在图十六与图十五所示的结构中，轮缸中的两个活塞都可在轮缸内轴向浮动，且两者直径相同。因此，制动时两个活塞对两个制动蹄所施加的促动力永远是相等的。凡两蹄所受促动力相等的领从蹄式制动器，都可称为等促动力制动器。 如图十六所示，制动时，领蹄1和从蹄4在等促动力Fs的作用下，分别绕各自的支承点2和3旋转到压紧制动鼓5的位置。旋转着的制动鼓即对两蹄分别作用着微元法向反力的等效合力（以下简称法向反力）FN1和FN2，以及微元切向反力（即微元摩擦力）的等效合力（以下简称切向反力）FT1和FT2。为解释方便起见，姑且假定这些力的作用点如图十六所示。两蹄上的这些力分别为各自支点2和3的支点反力FS1和FS2所平衡。由图十六所示，领蹄上的切向合力FT1所造成的绕支点2的力矩与促动力Fs所造成的绕同一支点的力矩是同向的。所以力FT1的作用结果是使领蹄一在制动鼓上压得更紧，即力FN1变得更大。这表明领蹄具有“增势”的作用。与此相反，切向合力FT2则使从蹄4具有放松制动鼓，即有使FN2和FT2本身减小的趋势，故从蹄具有“减势”作用。由此可见，虽然领蹄和从蹄所受促动力相等，但制动鼓所受法向反力FN1和FN2却不相等，且FN1＞FN2，相应的FT1＞FT2，故两制动蹄对制动鼓所施加的制动力矩不等。一般说来，领蹄制动力矩约为从蹄制动力矩的2～2.5倍。倒车制动时，虽然蹄4变为领蹄，蹄1变为从蹄，但整个制动器的制动效能还是同前进制动时一样。 显然，由于领蹄与从蹄所受法向反力不等，在两蹄摩擦片工作面积相等的情况下，领蹄摩擦片上的单位压力较大，因而磨损较为严重。为了使领蹄和从蹄的摩擦片寿命相近，有些领从蹄制动器的领蹄摩擦片周向尺寸设计得较大，但这样使得两摩擦片不能互换，从而增加了零件种数和成本。此外，领从蹄式制动器的制动鼓所受来自两蹄的法向力FN1和FN2不相平衡，则此二法向力之和只能由车轮的轮毂轴承的反力来平衡。这对轮毂轴承造成了附加径向载荷，使其寿命缩短。凡制动鼓所受来自两蹄的法向力不能相互平衡的制动器，均属于非平衡式制动器。 前面讲过，在制动鼓正向与反响旋转时都有一个领蹄和从蹄的制动器，即称为领从蹄式制动器。同理，在制动鼓正向旋转时，两蹄均为领蹄，同时在制动鼓反向旋转时，两蹄均为从蹄的制动器称为双领蹄式制动器。而在制动鼓正向与反向旋转时，两蹄都为领蹄的制动器称为双向双领蹄式制动器。 由图十七所示可知，领从蹄式制动器与双领蹄式制动器在结构上的区别就是后者有两个轮缸，每个轮缸只有一个活塞，而轮缸没有活塞的一端分别为两蹄的受力支点。而双向双领蹄式制动器同样有两个轮缸，但每个轮缸都有两个活塞，而且每个轮缸的每个活塞都同时工作。单向自增力式制动器也只有一个轮缸，轮缸只有一个活塞，但活塞作用点不是制动蹄两端的任一端，而是中间某点，而且作用在前蹄上。双向自增力式制动器只有一个轮缸，但有两个活塞，分别作用在两个制动蹄上，作用点与单向自增力式制动器类似。 目前，由于领从蹄式制动器发展较早，其效能及效能稳定性都居中游，而且有结构简单等优点，因此在现代汽车上仍得到广泛应用。 前面已讲过，鼓式制动器除了上述所讲的轮缸式制动器外，还有还有用凸轮促动装置的凸轮式制动器和用楔式促动装置的楔式制动器。目前，所有国产汽车和部分国外汽车的气压制动系中，都采用凸轮制动器，而且大部分设计成领从蹄式。凸轮促动的双向自增力式制动器只用作中央制动器。本篇开篇所讲的普遍用轮毂轴承结构（图一）所用的制动器结构范例就是凸轮式制动器。制动时，制动调整臂8在制动气室的推动下，带动制动凸轮轴9转动，推使两制动蹄压靠制动鼓6。由于凸轮轮廓的中心对称性，以及两蹄结构和安装的轴对称性，凸轮转动所引起的两蹄上相应点的位移必然相等。而楔式制动器在国内汽车上基本没用应用实例，就是在国外一般也仅是用在重型汽车上，在此就不作多讲。 2， 盘式制动器 盘式制动器分为钳盘式制动器和全盘式制动器。钳盘式制动器指固定元件由面积不大的摩擦块与其金属背块组成的制动块以及金属制动盘组成的制动器。全盘式制动器指制动盘的工作面积可同时与呈圆盘状的摩擦块接触的盘式制动器。全盘式制动器只有少数汽车（主要是重型汽车）用作车轮制动器，个别情况还可以作为缓速器。这里主要讲钳盘式制动器。 钳盘式制动器又可分为定钳盘式和浮钳盘式两类。 定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴向移动，因而必须在制动盘两侧都装设制动块促动装置，以便将两侧的制动块压向制动盘。因此，结构较为复杂，尺寸较大，热负荷较大，制动液容易受热汽化，而且若用于驻车制动，必须加装一个机械促动的制动器。由于以上缺点，使得定钳盘式制动器难以适应现代汽车的使用要求，自上世纪70年代，逐渐让位于浮钳盘式制动器。 浮钳盘式制动器的制动钳一般可设计得可以相对制动盘轴向滑动。其中，只在制动盘的内侧设置液压缸。浮钳盘式制动器的工作原理如图十八所示。制动钳支架3固定在转向节上（盘式制动器一般用于前轮，当用于后轮时，一般是高级轿车，则制动钳支架就装在后轴分头上），制动钳体1与支架3可沿导向销2轴向滑动。制动时，活塞8在液压力p1的作用下，将活动制动块6（带摩擦块磨损报警装置）推向制动盘4。与此同时，作用在制动钳体1的反作用力p2推动制动钳体沿导向销2向右移动，使固定在制动钳体1上的固定制动块5压靠到制动盘上。于是，制动盘两侧的摩擦块在p1和p2的作用下压紧制动盘，使之在制动盘上产生与运动方向相反的制动力矩，促使汽车制动。 盘式制动器与鼓式制动器相比有以下优点： ⑴一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦因素的影响较小，即效能较稳定。 ⑵浸水后效能降低较少，而且只需经一两次制动即可恢复正常。 ⑶在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小。 ⑷制动盘沿厚度方向的热膨胀量较小，不会象制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大。 ⑸较容易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也比较简单。 但盘式制动器也有明显的不足之处： ⑴效能较低，故用于液压制动系时所需的制动促动管路压力较高，一般要伺服装置。 ⑵兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂，因而在后轮上的应用受到限制。 目前，盘式制动器已广泛应用于轿车，但除了在一些高性能轿车上用于全部车轮外，大都只用作前轮制动器，而与后轮的鼓式制动器配合，以获得汽车在较高车速下制动时的方向稳定性。在货车上，盘式制动器目前也采用，但离普及还有相当的距离。 三，汽车轮毂轴承与汽车制动器的装配关系 汽车轮毂轴承与汽车制动器的装配关系可以参见第二章汽车轮毂轴承单元的装配关系。 四，具有ABS能力的汽车轮毂轴承单元 现代汽车中越来越多的轿车都配备了ABS，而中国自2003年10月开始，国家要求ABS成为轿车的一种 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 配置。因此，以前作为卖点的ABS就被厂家从功能上下功夫：要求功能越来越强，即使在很低的车速下也能保持效能。而对于ABS零部件如机械脉冲论和传感器则要求尺寸更小、重量更轻、耐磨性更好、成本更低。目前ABS中大多由电传感器来掌握车速。该传感器触到一个齿轮式为主的车轮转速脉冲还上。这样的“齿轮”在驱动轮中压套在等速万向节的钟形罩上，在从动轮则压套在第二代轮毂轴承的法兰外圈上。 一，ABS(Antilock Braking System)的工作原理 当车轮抱死滑移时，车轮与路面的侧向附着力将完全消失。如果是前轮（转向轮）制动到抱死滑移而后轮还在滚动，汽车将失去转向能力（跑偏）。如果是后轮制动到抱死滑移而前轮还在滚动，即使受到不大的侧向力干扰，汽车也将产生侧滑（甩尾）现象。这些都极易造成严重的交通事故。因此。汽车在制动时不希望车轮制动到抱死滑移，而是希望车轮制动到边滚变滑的滑动状态。 1， ABS的组成 ABS一般由轮速传感器、电子控制器和液压调节器组成，其组成和布置如图十九所示。 轮速传感器的功能是通过磁极将车轮转速转化为感应电压，并将该交流电压信号输送给电子控制器。 电子控制器（EDU）具有运算功能。它接收轮速传感器的交流电压信号后，计算出车轮速度，并与参考车速比较，得出滑移率s及加、减速度；对这些信号进行分析，向液压调节器发出控制指令。此外，电子控制器对其他部件还具有监控功能。当这些部件发生异常时，由指示灯或蜂鸣器发出警报信号。 液压调节器接收电子控制器的指令，由电磁阀、液压泵和驱动电机直接或间接控制制动轮缸油压的增减。 2， ABS的工作原理 四个轮速传感器分别将各车轮的信号传给电子控制器，经电子控制器运算得出各车轮的滑移率，并根据滑移率控制各轮缸油压。当滑移率在8％～35％（不同的车有不同的范围）时，车辆的纵向附着力和侧向附着力都较高。将这一附着区域内汽车制动的有关参数预先输入到制动防抱死装置（ABS）的控制系统，控制器可随机根据实际工况进行判断，给执行机构发出动作指令，使车轮的滑移率控制在这一最佳范围内，即各车轮制动到不抱死的极限状态。 二，ABS与汽车轮缸轴承单元的结合应用 图二十所示的是设置有例如所谓1A代非对称轮毂轴承的脉冲论和传感器目前流行的标准配置情况。 目前，ABS传感器用的主动传感器及其目前的发展大多用霍尔差分集成电路（Hall-Differenz-IC’S）工作。在该集成电路的输出处有一直至似乎零的具有与转速无关之振幅的稳定的输出信号备用。因为按照这种原理工作的传感器所需要的磁通量变化大大小于老式线圈传感器的磁通量变化，从而为“脉冲论”开辟了新的解决途径。以下就第一、二和三代轮毂轴承单元作具体结构说明。 因为主动传感器实际上直至速度为零时都能发挥作用，所以这种信号此外不仅能用于ABS调节，而且也能用于诸如防滑调节和计数器显示等其他用途。 1， 第一代轮毂轴承单元解决方法：脉冲离心圈。 大多数1代和1A代（非对称）的轮毂轴承目前都装有密封圈和离心圈，该离心圈随内圈旋转。它由一个加固的薄金属衬片和包在外面的橡胶层构成。这样衬片就有“终生”防锈性能，如果在硫化胶合前在衬片中冲出一定数量的窗孔，与具有效率的主动传感器接合下就可以产生与速度成正比的信号。这样就把ABS脉冲发生器集成到轮毂轴承单元中。从而使轴承具有信号功能及ABS功能。图二十一为1A代轮毂轴承具有这种装置的正视图与侧视图。 图二十二所示为ABS所装备的非对称轮毂轴承。不动的主动传感器固定在羊角叉（转向节）上，它触及旋转的离心圈，也称为脉冲离心圈。烧结的脉冲论及其在等速万向节上的配合面等都可以省略。这种结构众所周知的优点是车轮外侧的泥污侵袭大大地减小了。因此可如图二十二所示那样在安轴承一侧放弃离心圈。当然目前必须从侧向安装轴承；但通过非对称设计也就排除了混淆。靠万向节一侧的内圈内径小2mm。此外它还比较宽且非常结实地压配在轮毂上。这样也就减轻轴向力和由内圈引起的倾覆力矩对加长螺栓的负担。该加长螺栓具有众所周知的重要任务，它使通过钟形罩与轮毂并紧的两个内圈一直保持无间隙地压紧在一起。由图二十二可见，外圈轴向只有一端贴合在车轮羊角叉上。之所以能够如此，系因厚臂外圈以重压配合安装，因此所引起的摩擦力足以在相反方向上作轴向固定。 2， 第二代轮毂轴承单元解决方法：脉冲密封圈。 图二十三所示为非驱动轮2代轮毂轴承单元。类似驱动轮的是静止不动的被动传感器触及脉冲论的齿。在这里也要求有防锈性能、最小径跳和小的游隙范围。这是传统的二代轮毂轴承与ABS接合的结构。 现代汽车一般采用带集成ABS脉冲发生器——脉冲密封圈的第二代轮毂轴承。如图二十四所示。 在图二十四所示的非驱动轮二代轮毂轴承单元结构中，汽车内侧的密封圈随法兰外圈旋转，该外圈同时还作为轮毂用。与一代轮毂轴承单元中的“脉冲离心圈”的情况类似，密封圈中的金属薄片也设有窗孔，并因此成为“脉冲密封圈”。 第二代轮毂轴承单元同时也有一个集成ABS脉冲发生器。所以该轴承具有信号功能及ABS功能。图二十四所示为二代轮毂轴承脉冲密封圈结构的正视图与侧视图。图二十五所示为上述结构在车轮中的装配设置。前提条件是在“脉冲密封圈”中使用主动传感器。在图二十三中所示的脉冲论配合面的加固以及脉冲论在这里均省掉了。与烧结脉冲论相比，使用脉冲密封圈可使重量减轻150g左右。密封圈上全面上胶能长期防止锈蚀。 3， 第三代轮毂轴承单元：带集成传感器＋脉冲保持架 在带转动法兰外圈的第三代轮毂轴承单元中，在轴向结构空间不增大的情况下，可以在轴承内部设置一个专门开发的主动或被动传感器，如图二十六所示。 图二十六所示第三代轮毂轴承单元结构中，ABS传感器设置在车轮外侧的里面。传感器在这里径向触及一个与滚子轴承保持架类似的“脉冲保持架”，如图二十七所示为“脉冲保持架”的截面。带法兰的内圈有一个孔，通过该孔可以引入集成传感器所用的电缆线。这种集成方式解决方法的优点是： 1， 电磁屏蔽空间， 2， 封闭的防蚀设施， 3， 轴向空间结构小， 4， 在相应的插头式结构中能整套安装。 五，汽车轮毂轴承的受力分析及寿命计算 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。在本章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。如图二所示，可直接安装，即长寿命润滑、密封和预调游隙。根据静载荷分析来计算轮毂单元的寿命。 一， 轮胎载荷 如图二十八所示，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： FTrR＝Waxle/2－Hcg/ST·ag/g·Waxle ⑴ FTaR＝－ag/g·Waxle/2＋Hcg/ST·（ag/g）eq \o(\s\up 5(2　),\s\do 2(　))·Waxle ⑵ FTrL＝Waxle/2＋Hcg/ST·ag/g·Waxle ⑶ FTaL＝－ag/g·Waxle/2－Hcg/ST·（ag/g）eq \o(\s\up 5(2　),\s\do 2(　))·Waxle ⑷ 式中，ag是转弯加速度，指转弯率；g是重力加速度；其余各参数见图二十八。 二，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，如图二十九所示。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： 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。 三，轴承平衡方程 为满足图三十所示双列接触球轴承德静平衡要求，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： 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＝Kq·δ ⒀ 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，如图十三所示。 这样，通过应用Neuton-Raphson方法同时解6个方程⑺～⑿，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。 三，系统寿命 通常，汽车轮毂轴承单元的主要失效形式是接触疲劳，因而该寿命是重要的性能指标之一。一般来说，汽车轮毂轴承单元的系统寿命根据5％左转、5％右转（各有0.25g侧向加速度）和90％没有侧向加速度的向前驱动的载荷谱进行计算。这一载荷谱与有代表性的驾驶员所测得的载荷谱以及普通轿车的驱动形式非常接近。可由下式计算在上述载荷谱下轮毂轴承单元的合成额定寿命（L10.com）： L10.com＝1/{(0.05/ L10.-0.25g)＋（0.90/ L10.0g）＋(0.05/ L10.0.5g)} ⒁ 式⒁右边的每一额定疲劳寿命分别是每种驱动形式下的寿命。该寿命可以采用Lundberg—Palmgren理论进行计算，这一计算需要用到法向载荷Qq和接触角αq的值。那么，轮毂轴承单元的系统寿命L10.system可由下式计算： L10.system＝（L ＋L ） ⒂ 式中L 和L 分别表示外、内轴承的合成额定疲劳寿命。 六，汽车轮毂轴承的技术条件与密封 多年来，汽车轮毂轴承已从传统的分离式轴承发展到轴承单元。这些轮毂单元易于安装，有效解决了调整难的问题，减轻了非悬挂系统重量，节省了相关零件费用。如前面所讲，轮毂单元已开发到第四代，趋势是轮毂轴承单元将具备更多的功能。由于采用整体密封和一次性润滑，轮毂单元是免维护的，这是各代单元的共同点。然而实现额外的功能、设计紧凑、可靠和更少的保证声明等方面所做出的努力已使密封系统成为关键。从试验看来，轮毂单元因密封失效所造成的轮毂单元失效比疲劳失效频率更多。 一，轮毂轴承单元的使用失效模式 开始密封的研制前，首先要确定失效模式。为了更好的了解使用中失效的情况，最好对分散的汽车修理厂进行随机收集取样，结果发现许多轴承的返修多是出于同样的原因和来自相同的车型。调查中发现，轴承失效的发生率与密封污染的失效，和润滑脂变质，或疲劳有关联。结论是： 1，密封 主要失效形式是来自内部水和污染物的侵入使界面腐蚀，进而加速了密封磨损。 2，润滑剂 润滑脂的变质源于老化、水渗入或基油损耗。长距离运行的失效轮毂单元，显示出轴承的钢球退色，而密封没有失效。这种情况下，老化的润滑脂变得更硬、润滑性能减弱，可引起噪声更大，滚道表面形状改变，出现打滑或钢球脱色，而且还可能在部分表面出现初始疲劳。 3，轴承 主要失效模式是次表面疲劳失效。大多数失效套圈上可见次表面裂纹扩展，而几乎没有剥落的颗粒。剥落扩展非常缓慢。另外一些失效模式是在接触滚道内部，或在钢球与滚道的间隙处出现腐蚀。最终导致点蚀和表面初始疲劳。 概括起来，轮毂轴承单元寿命由以下几方面限制： 1， 配合面腐蚀、密封失效、污染物侵入及轮毂单元的润滑不畅； 2， 由疲劳引起的轴承失效，或装配误差造成跳动增大，以及最终的密封失效。 轮毂单元密封试验方法的研究针对的是第一种主要失效机理。 二，试验方法的发展 汽车轮毂单元试验方法多种多样，某些主要制造商采用“室内”试验方法，并与间歇式转弯试验相接合。密封承受的污染程度每个汽车制造商都不相同。有些轿车制造商很少或根本都不相信实验室密封试验，而只信赖汽车道路试验。所有的轿车制造商都要进行整车道路试验，包括急转弯、急刹车、最大加速、穿越（盐）水浴路和在多尘埃的砂石路上行驶。有时要进行长距离的耐锈蚀结论性试验。对轮毂单元整体，包括对二级防护体系进行最终的评估。评估值应在一定的标准内，虽然这一标准各个厂家也不尽相同。 对各种不同的试验方法进行评估时，人们就不会对轮毂轴承单元的密封设计多样性感到惊讶了。每种试验方法，不管是现实的，还是不现实的，都会产生通过试验的“最佳密封设计”。而该设计是否能使轴承单元达到最佳使用寿命，往往并不知道。人们期望开发一种与实际使用条件联系密切的、成功的实验室用的密封试验机，排除任何为缩短试验时间而进行的人为加速。因为如果引入不同的失效机理，就将导致错误的结论。 失效检测：对轮毂轴承单元密封试验的调查表明密封失效的检测方法还相当落后。当轴承由于污染侵入、磨损和疲劳等受到严重损伤时才最终发现，当时离污染最初侵入轴承单元已有相当长一段时间。因此要求一种在线密封检测装置。试验焦点是在进入轴承单元的标准尘埃和水的检测。现有的检测技术评估包括：⑴定期润滑脂检测，⑵噪声记录，⑶目测，⑷标准水量检测方法。用这些方法进行的试验往往不尽人意，尘埃和水的微量进入通常在记录中没有反应。 目前，较好的是SKF研制的一种叫LUBCHECK的装置，可测量轴承内润滑油膜的状况，电容监测系统可检测滚道和滚动体间金属与金属接触的程度，可以肯定滚动体间尘粒的进入对轴承内的润滑油膜的影响。 尘粒试验：当仅有0.05g重的标准亚利桑那（细小级）尘粒进入未密封的轴承中时，加速度仅出现一个小峰值。整体水平没有变化。轴承金属粗糙表面的接触时间百分率（PCT）变化的时间较长。由于滚道表面粗糙度增大，轴承的测量电容一直受到干扰，并不再复原。 进水试验：轴承中油膜厚度受载荷、转速和润滑剂粘度的影响，进水会直接影响润滑剂的粘度，进而影响润滑膜。当进水量为0.05g时，加速计上没有读出任何变化信息，然而对润滑膜的影响虽是瞬间的但时间较长。当滚道里的水最终被润滑剂替换时，润滑膜才复原。 关于密封失效的检测，选择LUBCHECK方法是因为该方法可以在轴承失效之前对整个单元（除外壳）作失效检查、连续的监视和密封失效检查。 三，试验思路 虽然对提高密封寿命的概念容易定义，可是检测却很难。目前的市场或试验数据十分混乱，或者根据试验得出数据，而试验往往不能全部代表真实的情况。所以，必须定义特殊条件以达到最终长寿命的要求，其关系图如图三十一所示： 图三十一中的“因果”图说明轴承失效是所有因素的最终结果。每种因素都会导致失效，因此在初期试验中将分别评估各个因素。所有这些不同因素之间的相互影响，连同典型的轿车应用影响都将在模拟试验中进行评估。 四，初期试验 研发的试验程序分为两步：1，初期试验；2，最终的整体试验。在第一步试验中，要检测重要的密封参数，并对其优化。第二步是评估整个系统。 1， 计量 对重要的密封参数的一般检测程序。如：密封唇厚度、长度、过盈、材料、配合面粗糙度等，都是产品特性的组成部分。每个试验件都要经过这些检测以证明产品是否在技术要求规定之内。 2， 润滑剂滞留 无论是轴承，还是密封的寿命都与润滑条件紧密联系。显然，润滑剂在轴承单元中滞留时间越长，其工作寿命也越长。另一重要目标是润滑剂的零泄露，因为轴承靠近刹车系统，因此不允许润滑剂泄露。 轴承以1500r/min运转48小时的固定期限对润滑剂的滞留做出评估，并检测轴承外圈温度和润滑脂损耗状况。通过旋转外圈内的密封并同时测量所需力矩可以检测外圈内密封的贴紧程度。 人们期望轮毂单元在静态条件下完全密封，测量的方法是将压缩空气排入轴承下面的封闭小室，若压力迅速减小，表面密封唇、配合面或外圈等润滑剂滞留区存在严重缺陷。 3， 隔污和磨损 外来微粒进入轴承，将引发滚动轴承通常情况下不会发生的磨损机理。因此应该在任何时候都避免外物进入。尘粒达到0.1～0.3um时，就会影响下面的润滑膜，将加速密封磨损。新研发的独立试验可评估密封件的尘粒阻隔参数和它的耐磨性。图三十二所示是主试验结构。轴承试验机里面安装着密封的轴承，而且有一面是朝向试验尘粒，以中等速度进行长时间的耐久试验。试验尘粒采用标准的（GM）空气吸尘器尘粒（细小级），整个试验过程采用LUBCHECK设备监测，以发现任何进入轴承滚道的尘粒。 4， 摩擦力 高摩擦和其内部温升对所有轴承组件润滑脂、密封件、（塑料）保持架以及轴承整体都是不利的。密封材料会老化，发生永久性变形，加剧了磨损，最终失去密封能力。 整体单元的摩擦力矩测量是在空气静压轴承上进行的。该试验是将轴承加温，而后逐渐冷却至稳定的静止温度。接着在“重新开始”（加温）时再次测量摩擦力矩，即测量轴承的通风量。完成这样一个加温周期后，密封的轴承不应被“锁定”。然而，在这一试验中密封的摩擦力与轴承摩擦力和润滑脂的摩擦力混为一体。因此，还要进行单独的密封摩擦力矩测量。 5，温度 热循环：采用下坡的形式进行试验，使轴承达到高温峰值，检验其对密封寿命的影响，大多数汽车制造商都喜欢在试验项目中包含下坡试验。在欧洲，一般在Cross Golckner北部做下坡试验：一条14km的路，平均坡度斜率为10％，分“慢速”、“缓行”和“高速”的三个级别。慢速下坡时，速度为12km/h，空档，遇到危急情况只用脚刹。可以允许密封唇老化和变形，条件是轴承能继续良好运转。缓行时速度为34km/h，险情较少，使用二档和三档及脚刹以保持缓行速度，试验后不希望出现密封失效或变形造成的寿命缩短。关于这方面，新开发了实验室模拟缓行下坡试验。试验轴承升温达150℃，转速达350r/min。 冷却循环：轴承单元可能会长期处于极低温度环境中，这会影响密封材料的特性。根据IP186设计的一种方法可进行这方面的试验。这是一项轮毂轴承单元用润滑脂在－30℃低温下的力矩试验。将轮毂轴承单元装入试验机，进行完全低温试验，先间歇进行短期试验，随后进入稳定静止试验阶段。整个试验持续48小时，以目测和SEM显微镜对密封唇的观察结束该试验。 五，最终的整体试验：实况模拟试验机进行综合试验 在初期试验中，对影响密封寿命的各个密封参数进行评估并优化。虽然是同一种轮毂轴承单元，但在不同车辆上性能表现却各不相同，这主要是不同悬挂系统的影响。轮毂单元周围安装着辅助防护系统，如：延伸板、抛油环、刹车盘、外延轮罩等，所以需要对相关的悬挂部件进行直接评估，研制出一套实况模拟试验程序以直接评估恶劣条件实验室中轮毂轴承单元的寿命，再现实况失效模式。 从概念上讲，实况模拟试验机是以实况应用为目的，轮毂轴承装在典型悬挂系统上，附带有延伸板、抛油环、刹车盘、等速万向节、外延保护轮罩等装置。气动压力产生0.3g交变转弯横向载荷并通过与合适轮胎半径等长的载荷臂传递给试验轴承。 当轴承以1000r/min运转（相当于100km/h）时，轮毂轴承单元周围交替往复出现干的和湿的杂质。然后经过有规律，使轴承冷却。该试验采用突然死亡寿命试验。当一个密封失效时，两套轴承都中断试验。通过监测轴承润滑膜来判断轴承失效。需进行24小时“跑合”运转，以确保在每个试验起始阶段，轴承拥有完整的润滑膜，接着进行跑合期的后半部分12小时泥浆试验。泥浆试验后是12小时稳定静止期。轮毂轴承周围环境污染严重，全部零件都浸过水，温度升高，泥浆箱的温度上升，使得试验温度逐渐升高。为了结束泥浆试验移走泥浆箱打开驱动器和风扇45分钟以吹干试验机，然后再装上泥浆箱，头几个小时泥浆试验给出了有关密封特性的有价值的信息。即使润滑膜被浸入的水破坏，也能迅速恢复继续试验，但是，如果润滑膜不能恢复，可假定密封严重损坏，必须终止试验。 六，结论 如图三十三所示，A图是传统的轮毂轴承双唇式密封圈，但通过上述试验，人们研制出如图B所示的外侧装上离心挡圈的单唇式密封圈，节省了位置以利于扩大双列角接触球轴承的支承面积和提高承载能力。在进行试验时用的是和图A所示结构试验相同的各种尺寸的轮毂轴承单元，试验240～550小时后装有图B所示结构的密封圈的轮毂轴承仍未有轴承失效。这表面，离心式挡圈密封唇对所有试验轴承都能可靠的阻止污染物进入轴承内部。 后来，为了使轴承内孔和轴之间不致有湿气进入轴承内部，研究人员又在离心挡圈上设置了一个附加密封唇，如图三十三中的图B所示，这种结构在试验台上取得良好的试验结果，在汽车实地试验中也得到了验证，所达到的寿命是以前的密封双列轮毂轴承单元从未达到过的运转时间。在这种轮毂轴承被大批的应用的同时，它也被预定作下一步的发展方向。 目前，日本精工（NSK）又通过试验研制出如图三十三中图D所示的高性能不可拆卸式密封圈，其优越的性能超过以前的一切密封结构，因此在轮毂轴承上已得到相当广泛的应用。 七，轮毂轴承单元的性能试验 在最近几十年，各大轴承公司一直致力于先进的汽车轮毂轴承单元的开发，以便轮毂轴承单元能囊括更多的功能。由于零部件的集成化，汽车轮毂轴承单元变得越来越复杂。因此需要开发能准确模拟轮毂轴承单元实际运行状况的试验方法，以便真实的评估新单元的功能。在试验车不足或者对汽车与试验台在简化负荷的相互关系不明确的情况下，道路模拟实验室被认为是唯一合理的试验方法。然而，道路模拟试验要求取得有代表性的汽车在实际道路条件下实际使用时的准确可靠的道路记录数据。这些记录也可用于有限元（FEM）设计和疲劳寿命计算。 一， 汽车轮毂轴承单元的性能要求 对汽车轮毂轴承单元的要求是有足够的使用寿命和在所有峰值载荷条件下保证其功能。轮毂轴承单元必须满足在不安全失效模式（如法兰断裂）发生以前产生一个安全失效模式（如由于滚动接触疲劳而引起的滚道剥落和点蚀）。重量和性能之间需要达到平衡以使轮毂轴承单元的寿命能与汽车的寿命一致。就是说不应采取过分保险的设计尺寸，因为这种设计会增加成本和重量负担，对车辆整体性能有影响。 轮毂轴承单元的使用条件为：径向载荷：25KN 密封：高性能不可拆卸式密封圈（如前章所述） 侧向载荷：25KN（作用半径为当量轮胎半径） 寿命：轻型货车与轿车30万km，货车与大客车25万km 温度：－30～150℃ 噪声：低于50～60 dB 极限转速：2000r/min 倾覆力矩：2500Nm 二，轮毂轴承单元性能试验系统设计思想 轮毂轴承单元性能试验系统应满足下列试验要求： 1， 通过产生疲劳和磨损破坏研究轮毂轴承单元的典型失效方式。 2， 对使用寿命作精确的统计评估。 3， 由试验期间的特定响应数据研究长期性能。 系统设计的基本思想是基于“封闭”电液试验台的设计原则。“封闭”试验台常用于传动系试验，以减小功率损耗。对四个等负荷试样可采用常用于滚动轴承疲劳试验的“四元组突然失效”的试验方法，从而大大减少获得给定的统计量信度对寿命结果所需的应用时间。但是，这种方法要求所有四个试样的负荷在大小和方向上都相等，而轮毂轴承单元各代在使用条件上并不一定有负荷对称性，也不能保证试验台上四个试样的传动轴力矩和旋转方向正确，在实际试验中应区别折中考虑。 与轮毂轴承单元同步开发的是针对轮毂轴承单元各性能的试验方法，包括轴承寿命、法兰疲劳、应力、密封和润滑脂性能。因此，轮毂轴承单元试验系统要求可产生作用于轮毂——轴承——传动关节整个单元的各种重要的负荷与姿态参数，即轴承的垂直负荷和侧向负荷，传动轴力矩、垂直悬挂运动、在水平面上的转向运动以及传动轴的转速，具体各参数定义以及各参数的性能要求分别参见表1、表2。 对于安装在试验台上的每一试样，要利用在汽车上取得的道路记录在大小和相位上都正确再现六个参数的负荷历程显然是比困难。直到最近，负荷历程再现（特别是高频上相位的再现）误差仍然较大；此外，也不能证明试验机的试验安装正确。因此，为保证试验的完整性，有必要采用驱动系统的计算机控制系统（如参数遥控系统或补偿负荷参数交叉耦合效应与试验系统控制误差的迭代传递函数补偿系统）。根据各试验单元上每一负荷通道的要求负荷历程与相应负荷历程（即试验单元上的实际负荷与姿态）之间的误差，可确定在计算机控制运行下的模拟精度：在任一10秒周期内，误差信号的均方根（rms）值必须小于要求的负荷历程的均方根值得4％。 在轮毂轴承单元试验机的初步设计阶段，特别强调了数据分析和试验监视。道路记录的分析除对试验本身有用外，还可为设计者和其他有关人员提供有用的数据，要求能利用计算机软件包进行广泛的性能分析。轮毂轴承试验机上的试验监视比普通“封闭”试验台要完备得多：其上有32位数据通道可以利用，采用几种类型的传感器（见表3）监视每一试样的运转性能，而不仅仅是获取寿命信息。 三，轮毂轴承单元试验机的机械系统和数字系统 1， 机械系统 在轮毂轴承单元试验机的机械系统中（图略，因二维图很难表示），四套试验单元每两套一组装在中心颠簸装置中。颠簸装置由一直线执行器在垂直屏幕内驱动。颠簸装置中有被试轮毂单元负荷的反作用支承，垂直和侧向负荷执行器配有测力计、联结器及轴承监视传感器。轮毂单元与真实的汽车传动轴和插入式联轴器联结。上下两对试样通过两个带齿的皮带连到一起，从而形成封闭的扭矩回路，如真实的汽车一样。扭矩回路的速度由两套直流电机控制（每一皮带传动有一台直流电机）。皮带传动轴可绕垂直轴线旋转，以模拟向右或向左的转向运动。 每组轮毂单元（2套）的轴承侧向力由一单一的双端执行器提供。每根执行器杆都经一柔性套筒和一测力计与“banjo”负荷臂连接。套筒装在负荷链上是为了减少轮毂单元因跳动而需要的力的调整（外置测力计用于控制需要保持的轮毂单元的负荷，特别在使用RPC时）。侧向力的作用半径