【文章內容簡介】 C1=Dcpsin（ 90176。/z） C、 C1 取值精度 ，允差 177。 11）、 保持架外球面過渡圓弧半徑 rc 保持架兜孔之間的平面與球兜必須圓角相交，圓角 半徑 rc 應盡可能大，但為了便于鉚合保持架，在保持架鉚釘大頭的周圍必須保證寬度不小于 面，因此圓角 rc 應滿足： rc≤ Dcp*sin(90176。 /Z)(Dw/2+S)*cos arc sin [S/(+S)]Dm/ 其中 Dm 是鉚釘頭直徑，浪形保持架用半圓頭鉚釘選取。 、 半圓頭鉚釘?shù)脑O計 1）、 半圓頭鉚釘尺寸及公差按 《 GB 86786 半圓頭鉚釘 》 規(guī)定 。 2)、 選取的鉚釘應盡可能通用化 。 、 零件重量計算 1）、 外、內圈的重量可通過作圖算出。 2）、 浪形保持架重量 半保持架重量： *[Dcp+*(Rc+S/2)](DcDc1)S106 kg 3）、 鋼球和鉚釘重量可查通用化表。 、 圖紙 標注規(guī)則 1） 、 外形尺寸公差、形位公差及旋轉精度按 《 GB／ T 滾動軸承向心軸承公差 》 規(guī)定 2） 、 游隙 ， 徑向游隙按 《 GBT46042020 滾動軸承 徑向游隙 》 規(guī)定，不標即為 C0。 輪轂軸承 的 設計 現(xiàn)在汽車應用最廣泛的是第三代輪轂軸承單元，因此本節(jié)主要講解第三代輪轂軸承單元 雙列角接觸球軸承 的設計。 輪轂軸承的設計及檢測與常規(guī)的雙列角接觸球軸承大不相同，軸承的設計既要符合常規(guī)軸承的設計原理與方法，又要考慮結構的特殊性。 、客戶提供的車身外形尺寸 輪轂軸承的設計需先確定輪轂單元的結構，輪轂單元結構根據(jù)用戶提供 車身外形尺寸，如表 21 所示。 8 表 21 提供的車身外形尺寸 序號 車身參數(shù) 1 滿載重心高 2 前 /后 輪距 3 前 /后 滿載軸重 4 前 /后 輪胎半徑 5 輪胎中心與軸承中心的偏距。輪胎位于軸承中心外側為 +，反之為 。也可以提供到法蘭盤或制動盤的距離，通過尺寸鏈計算得出。 6 前 /后 大螺母公稱尺寸 7 前 /后 大螺母擰緊力矩 8 軸承與轉向節(jié)或輪轂配合的外形尺寸及形狀 、軸承的結構 根據(jù)車身外形尺寸和工況參照《 JBT102382020 輪轂軸承單元 .》 的 選取輪轂軸承單元的結構 。 2軸承主要 參數(shù)設計 1） 、 接觸角 a 角接觸球軸承的接觸角 一般為 15176。40176。，承受軸向載荷大時， a 取大些， 使用在高速工況下 ， a 取 小 些 。 接觸角越大 ， 軸承滾道越深 ， 占據(jù)軸承的內部空間增大 ， 保持架及其他零件的容量就小。 根據(jù)軸承的載荷特點與裝配性能要求 選取 ，最常用的是 30176。 2） 、 軸向游隙 角接觸球軸承軸向游隙一般取為 0. 075～ 0. 10mm ， 軸向游隙可通過公差的分布來獲得。 根據(jù)軸承的安裝及所承受的載荷情況，按以往軸承的設計經(jīng)驗 選取游隙，檢測游隙載荷 177。200N 。 3）、 鋼球直徑 Dw 根據(jù)軸承設計理論，鋼球直徑大小與所承受的額定載荷成正比關系，一般 Dw 取大些，根據(jù)軸承設計理論公式： 鋼球直徑 Dw=Kw（ Dd） ， 取值 的 精度 為 。 Kw 取值見表 11。 為保證鋼球不超出端面， 考慮軸承寬度 B， Dw≤ 。 軸承的基本尺寸 軸承公稱內徑 d、 軸承公稱外徑 D 按 《 JBT102382020 輪轂軸承 9 單元 .》 的 選取 。 鋼球直徑 根據(jù)軸承結構除考慮徑向尺寸外，還要考慮軸承的軸向尺寸、裝配空間、裝 ABS 空間、兩列鋼球互不干涉、合理放置保持架等因素。 4） 、 鋼球中心圓直徑 P 的確定 按軸承設計理論公式： 鋼球中心圓直徑 P=（ D+d） ， 取值 的 精度 為 。 5）、 球數(shù) Z Z=ψ/2*arc sin（ Dw/P） +1，取整。 式中 ψ 為填球角，計算時按表 12 取值 。 6）、 徑向加載作用中心位置 Pi的確定 徑向加載作用中心位置的確定通常由整車數(shù)據(jù)確定或按提供的樣件檢測得 。 7）、 內、外溝溝曲率 ri、 re 的確定 內溝曲率半徑 ri ： ri≈（國外： ri≈ ） ， 外溝曲率半徑 re ： re≈ （ 國外： re≈） ri、 re 取值精度 ，允差 見表 13。 8)、 內、外溝徑 di、 de 內溝徑 di=P2ri+(2riDw)cos a ， 外溝徑 de=P+2re(2reDw)cos a 9）、 內圈大檔邊外徑 d外圈中檔邊內徑 D2 d2=+di ， D2= 10）、 外圈兩滾道的中心距離 Pe 的確定 Pe= Pi2+ [Dpw(De2Re)] *tan a 外圈溝間距離不僅取決于軸承的軸向空間尺寸大小的要求 ， 同時還取決于軸承的結構型式、 保持架的結構及其加工工藝。通常采用雙列角接觸球軸承 ， 雙排交叉分布的整體保持架。每列 Z 個鋼球均布 ， 相鄰鋼球中心距離 C 為 C =（ d + D） /2 *sin（ 180176。/Z）， 保持架梁寬 Bc1 = C Dw。 為了使保持架具有良好強度及加工工藝 ， 雙列交叉分布列之間梁的寬度應大于或等于 Bc1 值 ， 由此可得雙列鋼球之間的距離 Bc2 ： 10 雙溝道距離 L0 。 雙溝道加工一般采用成型砂輪 ， 為了保證通 用性 ， 雙溝道之間的距離可規(guī)定為幾組數(shù)據(jù) 。 鋼球中心實際軸向 距離 L1 。 、基本額定動 、靜 載荷的計算 1）、計算額定動負荷 當 Dw≤ ， Cr=bmfc (i cos α)， 當 Dw＞ ，Cr= (i cos α)， 額定動負荷是指軸承在承受該負荷、 90%的可靠性情況下，其基本額定壽命為 100 萬轉。 2）、計算額定靜負荷 Cor=foiZDw2cosα， 額定靜負荷是指承載最大的鋼球與滾道之間產(chǎn)生塑性變形約為鋼球直徑的 倍時其應力為 4200MPa 來計算。 其中： i—滾動體列數(shù) 2； a—接觸角 ； Z—滾動體個數(shù) ； Dw—鋼球直徑 ； bm— 當代常用高質量淬硬軸承鋼和良好加工方法的額定系數(shù)， 該值隨軸承類型和設計不同而異 ，根據(jù)《 GB63912020 滾動軸承 額定動載荷和額定壽命 》選取； fc— 與軸承零件幾何形狀、 制造精度及材料有關的系數(shù) 。根據(jù)《 GB63912020 滾動軸承 額定動載荷和額定壽命 》選取。 、修正壽命 Lna 的計算 根據(jù) Bundberg 和 Palmgren 的理論計算公式基本額定壽命 L10=(Cr/Pm)3 ， 修正壽命 Lna=a1a3 L10 其中： Lna—修正壽命 ； L10—基本額定壽命 ； Cr—基本額定動載荷 ； P —徑向載荷 ； a1—可靠度修正系數(shù) ，根據(jù)《 GB63912020 滾動軸承 額定動載荷和額定壽命 》選取。 a3—運轉條件修正系數(shù) ，根據(jù)《 GB63912020 滾動軸承 額定動載荷和額定壽命 》選取。 11 、輪轂軸承設計與通用軸承設計的 差異 1）、輪轂軸承的內外圈有帶凸緣與通用軸承的結構不一樣。 2）、輪轂軸承鋼球利用通用軸承的設計原理設計，但 還要考慮軸承的軸 向尺寸、裝配空間、裝 ABS 空間、兩列鋼球互不干涉、合理放置保持架等因素。 3）、輪轂軸承 當量載荷的大小取決于路面條件、 交通狀態(tài)和車輛行車路線等因素的影響 ， 難以精確計算 ， 通?？捎脻M載轉彎、 直行 、 輕載轉彎、 直行等典型狀態(tài)進行交變周期循環(huán)載荷進行 簡化計算 。 4）、輪轂軸承應具有耐高溫高速性能。 5）、輪轂軸承應具有更強的承載能力。 6）、輪轂軸承設計應盡量避免應力集中。 離合器分離軸承的設計 傳統(tǒng)的離合器分離軸承為徑向位置固定的密封單列角接觸球軸承。這種軸承因不能自動補償其旋轉中心與離合器旋轉中心的偏 心而造成離合器系統(tǒng)噪聲增大、磨損加劇和壽命降低， 同時也降低了軸承本身的壽命。 為解決上述問題而對角接觸球軸承進行的改進導致了自調心離合器分離軸承組件的出現(xiàn)。這種組件中的角接觸球軸承的外圈由一軸向彈簧夾持，角接觸球軸承可在徑向作整體運動。借助于離合器膜片彈簧與軸承內圈的接觸力產(chǎn)生的差動滑動，軸承中心向膜片彈簧的旋轉中心運動，軸承最終與膜片彈簧同心旋轉。這一重要的結構與功能擴展不僅有效地降低了離合器系統(tǒng)的噪聲和磨損，而且有效地提高了離合器系統(tǒng)和軸承的壽命。 離合器分離軸承的其它結構與功能擴展包括與滑套乃至整個 離合器分離系統(tǒng)的整 體化。除此之外，與汽車雙離合器、拉式離合器等系統(tǒng)的應用相適應而開發(fā)的離合器分離軸承組件還包括雙離合器分離軸承、拉式離合器分離軸承等專用軸承組件。 、離合器分離軸承的設計要素 離合器 分離軸承 設計 主要要素是：整體結構設計、接觸角設計、軸向 游隙 設計、溝曲率半徑設計、保持架設計、防塵密封設計、自動調心設計、承載能力設計、高速高溫性能設計。 、離合器分離軸承的設計與通用軸承設計的差異 1）、 離合器 分離軸承 結構從通用軸承結構向組件化、集成化、輕量化發(fā)展。