轎車輪轂軸承鉚裝工藝?yán)碚摲治雠c試驗研究

楊 軍 楊允松 李 偉 肖耘亞 周志雄

1.湖南大學(xué)機械與運載工程學(xué)院,長沙，4100822.韶關(guān)學(xué)院物理與機電工程學(xué)院,韶關(guān)，512005

轎車輪轂軸承鉚裝工藝?yán)碚摲治雠c試驗研究

楊 軍1楊允松1李 偉1肖耘亞2周志雄1

1.湖南大學(xué)機械與運載工程學(xué)院,長沙，4100822.韶關(guān)學(xué)院物理與機電工程學(xué)院,韶關(guān)，512005

對轎車輪轂軸承單元的鉚裝工藝進行了理論分析和試驗研究。建立了鉚裝力理論計算模型與鉚裝工藝有限元分析模型，研究了鉚頭軌跡、傾角和停留時間等工藝參數(shù)對鉚裝質(zhì)量的影響，得出采用圓周軌跡、鉚頭傾角6°和停留時間0.8 s時鉚裝質(zhì)量最好的結(jié)論。以DAC2F10轎車輪轂軸承單元為例，在課題組開發(fā)的鉚合裝配專用機床上進行了鉚裝試驗，驗證了鉚裝力理論模型和鉚裝工藝有限元模型的合理性，并進一步優(yōu)化鉚頭傾角為5.5°。采用所優(yōu)化的鉚裝工藝試制出了輪轂軸承單元樣件，耐久性試驗測試最高使用壽命近2×105km，表明得出的鉚裝優(yōu)化工藝能大幅提高輪轂軸承單元的使用壽命和可靠性。

輪轂軸承；擺動碾壓；鉚合裝配；工藝參數(shù)；使用壽命

0 引言

輪轂軸承單元是汽車的關(guān)鍵零部件之一，對汽車的安全性、舒適性、經(jīng)濟性等具有重要的影響[1]。輪轂軸承單元可分為6代，已進入商業(yè)化生產(chǎn)的是第3代和第4代，第5代和第6代已有報道但尚未獲業(yè)界認(rèn)可，而目前應(yīng)用較為廣泛的還是第3代。世界著名軸承公司如NSK、KOYO、SKF 等目前都已開發(fā)出了軸端鉚裝式的第3代輪轂軸承單元，其質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，使用壽命和可靠性都較高。而國內(nèi)由于基礎(chǔ)研究不足，關(guān)鍵的工藝裝備與工藝技術(shù)落后，生產(chǎn)的轎車輪轂軸承單元可靠的使用壽命在1×105km以內(nèi)，離2.5×105km的長壽命、高可靠性目標(biāo)還有很大差距[2]。

國外雖已掌握軸端鉚裝式輪轂軸承單元的生產(chǎn)技術(shù)，但是出于各自的發(fā)展戰(zhàn)略和利益競爭，對我國實行技術(shù)保密，所公開的文獻資料大多是介紹相關(guān)結(jié)構(gòu)設(shè)計優(yōu)化和性能分析的，涉及核心鉚裝工藝及關(guān)鍵裝備的則鮮見報道。如ISHIDA等[3]介紹了鉚裝式輪轂軸承單元的結(jié)構(gòu)及開發(fā)要點。KAJIHARA[4]結(jié)合有限元仿真與試驗測試研究了輪轂軸承單元的剛度、鉚裝接觸面壓力分布情況。MOON等[5]仿真研究了鉚裝時軸端的變形過程，測試了鉚裝力隨鉚裝行程的變化情況。HYUNJIK等[6]、CHO等[7]分別采用二維模型和三維模型仿真研究了輪轂軸承單元的鉚合裝配過程，測試了鉚裝力和殘余應(yīng)變隨鉚裝時間的變化情況。國內(nèi)研究人員在輪轂軸承單元結(jié)構(gòu)研究方面做了大量的工作。如WU等[8]分析了輪轂軸承單元的受力情況。華南理工大學(xué)謝小鵬教授團隊對輪轂軸承單元的強度、剛度、使用壽命等進行了研究[9-11]。浙江工業(yè)大學(xué)王秋成教授團隊對輪轂軸承單元的可靠性進行了研究[12-13]。黎桂華[14]研究了轎車輪轂軸承單元軸向游隙對軸承內(nèi)外圈疲勞壽命及系統(tǒng)疲勞壽命的影響。而關(guān)于鉚合式輪轂軸承單元的鉚裝工藝方面的研究，僅查閱到尹治國[15]仿真研究了鉚頭速度、軸端壁厚和高度、接觸面摩擦因數(shù)等對卡緊力、內(nèi)軸外徑變化量及鉚合形狀的影響。

在輪轂軸承單元的生產(chǎn)中，通過鉚合裝配過程中工藝參數(shù)的優(yōu)化控制可獲得最佳的軸向卡緊力和工作游隙，進而大幅提高產(chǎn)品的使用壽命和可靠性。為此，本文首先建立鉚合裝配的理論分析模型；然后基于有限元模擬仿真，研究鉚頭軌跡、傾角、終鉚停留時間等工藝參數(shù)對軸端鉚合形狀、軸端內(nèi)孔和卡緊力的影響規(guī)律；最后，在課題組開發(fā)的轎車輪轂軸承單元鉚合裝配專用機床上進行了試驗驗證，以期通過理論分析、模擬仿真和試驗驗證相結(jié)合的方法為轎車輪轂軸承單元的鉚合裝配提供理論指導(dǎo)和工藝參考。

1 鉚裝工藝原理及理論分析

1.1 工藝原理

第3代轎車輪轂軸承單元是將外圈、內(nèi)圈、滾動體、保持架等組件裝配在一個單元中[7-8]，傳統(tǒng)的裝配方式是采用螺母卡緊。近年來，隨著對節(jié)能、可靠性和成本等要求的日益突出，在轎車輪轂軸承單元的裝配方式上出現(xiàn)了以軸端鉚裝式取代螺帽卡緊式的趨勢[9]，如圖1所示。軸端鉚裝式的優(yōu)點在于：去掉螺母，減小了質(zhì)量和尺寸，結(jié)構(gòu)更加緊湊；鉚裝過程中可通過對工藝參數(shù)的控制獲得穩(wěn)定的軸向卡緊力，從而保證裝配后獲得較穩(wěn)定的工作游隙，大幅提高其使用壽命和可靠性；消除了螺紋防松結(jié)構(gòu)存在的卸載隱患，顯著提高了產(chǎn)品的安全性。

圖1 第3代轎車輪轂軸承單元Fig.1 3rd generation hub bearing unit

鉚裝式輪轂軸承單元的裝配采用的是擺動碾壓技術(shù)[15]，具體是將傾斜的鉚頭(上模)在軸承單元內(nèi)軸上滾動碾壓，以使內(nèi)軸的軸端受到局部壓力并逐漸產(chǎn)生塑性變形，最終使組件牢固地連在一起并獲得一個合適的軸向卡緊力和工作游隙，如圖2 所示。因此如何通過控制鉚裝工藝參數(shù)來獲得合適的工作游隙和軸向卡緊力是提高軸承使用壽命和可靠性的關(guān)鍵。

圖2 輪轂軸承單元鉚裝工藝原理圖Fig.2 Schematic diagram of riveting assembly of the hub bearing unit

1.2 理論分析

1.2.1接觸面輪廓曲線方程

zcosγ-xsinγ=s

(1)

式中，γ為擺碾傾角。

鉚頭曲面方程為

(2)

聯(lián)立式(1)和式(2)，可得接觸輪廓曲線方程為

(3)

當(dāng)γ=6°時，cos6°=0.995，當(dāng)γ=10°時，cos10°=0.985，且由于鉚頭傾角一般小于10°，所以在本文中，當(dāng)γ≠0時，cosγ≈1。

故接觸輪廓曲線方程可簡化為

(4)

1.2.2接觸面積系數(shù)

接觸面投影面積如圖2所示，以圓心O為極心建立極坐標(biāo)，經(jīng)坐標(biāo)轉(zhuǎn)換，忽略碾壓中的徑向變形，接觸面積St為

(5)

其中，ρ為極徑，θ為轉(zhuǎn)角，接觸面外邊弧轉(zhuǎn)角α=arccos(1-θ)，接觸面內(nèi)邊弧轉(zhuǎn)角α1=arccos(1-Rθ/r)。

接觸面積與環(huán)形坯料上表面積之比為接觸面積系數(shù)λ，具體為

(6)

張猛[16]提出了環(huán)形件擺碾成形的接觸面積系數(shù)簡化公式：

(7)

1.2.3鉚裝力

鉚裝力P為接觸投影面積與作用在該面積上的單位壓力之乘積，具體為

P=πλ(R2-r2)σK

(8)

式中,λ由式(7)求得;σ為碾壓件材料屈服強度；K為擺碾系數(shù)，冷擺碾時，局部碾壓變形方式的K值取1.6～1.9[17]。

由式(8)不難看出，在內(nèi)軸材料確定的情況下，鉚裝力只與接觸面投影面積有關(guān)。這是因為在鉚裝過程中，隨著鉚頭的碾壓進給，軸端材料逐漸產(chǎn)生徑向流動，其與鉚頭的接觸面積不斷增大，如果需要軸端材料產(chǎn)生更大的塑性變形即徑向流動，相應(yīng)的鉚裝力也需不斷增大，而鉚頭接觸面積又受內(nèi)軸結(jié)構(gòu)尺寸、鉚頭形狀尺寸、碾壓軌跡及其傾角等因素影響。

2 鉚裝工藝參數(shù)影響仿真研究

模擬仿真分析在縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，降低開發(fā)成本方面具有很大的優(yōu)勢[18-19]。為此，本文采用ABAQUS有限元分析軟件對某轎車上第3代輪轂軸承單元進行鉚裝工藝分析。首先采用SolidWorks商用軟件建立輪轂軸承單元和鉚頭的三維模型，將輪轂軸承單元、鉚頭三維模型導(dǎo)入ABAQUS有限元軟件中并劃分網(wǎng)格。鉚裝過程中，由于軸承單元的外圈、鋼球及保持架等結(jié)構(gòu)的影響較小，因此省去上述結(jié)構(gòu)。所建立的軸承單元、鉚頭模型如圖3所示，采用動力顯式有限元模型分析。內(nèi)法蘭的材料為40Cr，其彈性模量為211 GPa，泊松比為0.277，材料密度為7870 kg/m3，屈服強度/屈服極限大于等于785 MPa；軸承內(nèi)圈的材料為GCr15，其彈性模量為219 GPa，泊松比為0.38，材料密度為7830 kg/m3，屈服強度/屈服極限大于等于518.42 MPa[15]。由于軸端的塑性變形是鉚裝工藝的關(guān)鍵，為此對軸端區(qū)域的網(wǎng)格進一步細(xì)化，為減少模型運算量，將鉚頭定義為剛體。除將鉚頭劃分為C3D10M單元外，輪轂軸承的單元類型均劃分為C3D8R型，整個模型的網(wǎng)格總數(shù)為47 177個。

圖3 輪轂軸承單元鉚裝有限元模型Fig.3 FE model of riveting assemb ly of the hub bearing unit

2.1 鉚頭軌跡

(a)圓周軌跡(b)多葉玫瑰線軌跡圖4 圓周軌跡和多葉玫瑰線軌跡示意圖Fig.4 Schematic diagram of circular and planetary motion

(a)圓周軌跡時的軸向鉚裝力

(b)多葉玫瑰線軌跡時的軸向鉚裝力[15]圖5 軸向鉚裝力仿真計算結(jié)果Fig.5 Axial forming force of simulated results

在輪轂軸承單元鉚裝工藝中，鉚頭軌跡可采用圓周軌跡、多葉玫瑰線軌跡、直線軌跡、螺旋線軌跡和行星軌跡等，但是目前較為常用的還是圓周軌跡和多葉玫瑰線軌跡，如圖4所示。本文研究了采用圓周軌跡時鉚裝力的變化規(guī)律，并與多葉玫瑰線軌跡時的軸向鉚裝力進行了對比分析，如圖5所示。從圖5可以看出，輪轂軸承單元的鉚裝工藝過程可以分為初鉚(初始接觸)、穩(wěn)鉚和終鉚三個階段。在初鉚階段，鉚裝力較快增大，這是由于鉚頭剛接觸軸端時，軸端材料發(fā)生彈性變形；隨著工件或鉚頭的繼續(xù)進給，軸端材料進入塑性變形階段，此時也開始進入輪轂軸承單元的穩(wěn)鉚階段，鉚裝力較為穩(wěn)定；當(dāng)鉚裝快完成時，鉚頭往往還需要繼續(xù)停留碾壓，隨后鉚頭與工件開始分離，此時鉚裝力快速下降，下降幅度遠(yuǎn)大于初鉚時鉚裝力的增大幅度，這與軸端材料的少量彈性回復(fù)有關(guān)系(具體分析見2.3節(jié))。同時，從圖5中也不難看出鉚裝時采用圓周軌跡和多葉玫瑰線軌跡的鉚裝力變化規(guī)律并不相同。采用多葉玫瑰線軌跡鉚裝時的鉚裝力呈現(xiàn)近似于周期性波動變化規(guī)律，這實際上是由于按照多葉玫瑰線軌跡運動，鉚頭運動到中心處接觸工件較少，而運動到葉瓣外端處碾壓工件軸端，如此反復(fù)，從而造成鉚裝力的周期性波動變化。而采用圓周軌跡時，在鉚裝階段鉚裝力總體平穩(wěn)，但仍有逐漸增大的趨勢，這是由于隨著鉚裝的進行，工件材料接觸面積及鉚裝體積逐漸增大，從而導(dǎo)致鉚裝力緩慢增大。而在穩(wěn)鉚階段結(jié)束前，向終鉚階段過渡時，鉚裝力出現(xiàn)突變，迅速上升和下降，這可能是由于軸端材料已經(jīng)與軸承內(nèi)圈上表面接觸，材料徑向流動的阻力大大增加，變形更加困難所導(dǎo)致，但也不排除與計算模型有關(guān)，還需進一步分析研究。此外，采用圓周軌跡鉚裝時的整個工藝時間遠(yuǎn)小于采用多葉玫瑰線軌跡的整個工藝時間，這是因為采用多葉玫瑰線軌跡時鉚頭只有運動到葉瓣外端才碾壓工件軸端。綜合考慮鉚裝過程的平穩(wěn)性及加工效率，本文采用圓周軌跡的鉚合裝配工藝。

2.2 鉚頭傾角

鉚頭傾角的大小不僅影響鉚裝時的徑向力與軸向力，更重要的是會對軸端鉚合形狀有較大影響，如圖6所示。鉚裝過程中，在鉚頭軸向進給行程相同情況下，若鉚頭傾角過小，鉚頭在圓周上旋轉(zhuǎn)的幅度相對較小，就會使得凸緣翻邊的金屬材料徑向流動不足，進而容易造成軸端材料變形不均勻，產(chǎn)生填不實、卡緊力不足的現(xiàn)象，從而使得鉚裝后的輪轂軸承單元可靠性差。若鉚頭傾角過大，會使得軸端材料隨鉚頭旋轉(zhuǎn)方向流動的幅度急劇增大，形成蘑菇效應(yīng)，鉚裝過程穩(wěn)定性比較差。同時，被鉚軸端的塑性變形區(qū)也會變小變淺，從而使得輪轂軸承單元軸端頂部變形大而相鄰內(nèi)部膨脹變形小，造成鉚裝后的軸端與軸承內(nèi)圈的結(jié)合較松。

(a)鉚裝傾角(0.5°)過小，鉚裝成形不足

(b)鉚裝傾角(8°)過大，鉚裝成形過度

(c)合理鉚裝傾角(5.5°)圖6 不同鉚裝傾角下軸端的鉚合形狀Fig.6 Deformation of the revited shaft-end of different inclination angles

不合理的鉚裝傾角不僅影響軸端的鉚合形狀，而且還會在軸端因軸向壓縮過大而使內(nèi)孔產(chǎn)生縮孔現(xiàn)象，縮孔嚴(yán)重時會導(dǎo)致該軸承單元的內(nèi)花鍵尺寸變小，從而使得軸承單元在與車軸裝配時出現(xiàn)干涉。為此，在鉚頭軸向進給行程相同情況下，仿真得出了不同鉚頭傾角下被鉚軸端內(nèi)孔的孔徑大小，如圖7所示。輪轂軸承軸端內(nèi)孔的初始孔徑為16.00 mm，從圖7中可以看出，被鉚軸端內(nèi)孔孔徑隨著鉚頭傾角的增大而減小，尤其是當(dāng)鉚頭傾角大于6°后，被鉚軸端的縮孔現(xiàn)象更為嚴(yán)重。這是由于隨著鉚頭傾角的增大，鉚頭與軸端接觸面逐漸轉(zhuǎn)移到軸端上表面來，從而對軸端金屬的軸向壓力增大，進而造成徑向擴張增大，內(nèi)孔孔徑也因此更小。

圖7 不同鉚頭傾角下內(nèi)孔孔徑Fig.7 Correlation between pore size and inclination angle of the die

鉚頭傾角影響軸端鉚合形狀和內(nèi)孔孔徑大小，實際上更為關(guān)鍵的是由此會造成卡緊力的變化，而卡緊力是影響輪轂軸承單元使用壽命和可靠性的關(guān)鍵性因素。通過測量軸端與軸承內(nèi)圈的被鉚接觸區(qū)域的接觸應(yīng)力導(dǎo)致的合力，可得出輪轂軸承鉚裝成形的預(yù)緊力，即卡緊力，如圖8所示。仿真得出了不同鉚合傾角下的卡緊力，如圖9所示。從圖9中可以看出，卡緊力隨著鉚頭傾角增大呈現(xiàn)出先增大后保持穩(wěn)定的變化規(guī)律，當(dāng)鉚頭傾角在6°～6.5°時卡緊力達到峰值，并保持相對穩(wěn)定的狀態(tài)。

圖8 被鉚軸端與軸承內(nèi)圈接觸區(qū)域半剖圖Fig.8 Schematic diagram of the cantact area of the inner bearing ring and the riveted shaft-end

圖9 卡緊力隨鉚頭傾角的變化Fig.9 Correlation between chucking force and inclination angle of the die

鉚頭傾角的選取需要綜合考慮軸端鉚合形狀、軸端內(nèi)孔孔徑及卡緊力。綜上分析可以看出，當(dāng)鉚頭傾角為6°時，軸端鉚合形狀較為合理，軸端內(nèi)孔孔徑變化較小，而卡緊力接近峰值且保持相對穩(wěn)定。但是由于鉚頭傾角的大小對輪轂軸承單元的使用壽命和可靠性有著至關(guān)重要的影響，因此本文還將通過實際的鉚裝試驗進一步驗證并優(yōu)化鉚頭傾角(見3.2節(jié))。

2.3 鉚頭停留時間

輪轂軸承單元終鉚后實際上還會出現(xiàn)彈性回復(fù)現(xiàn)象，該彈性回復(fù)不僅僅是由軸端材料的彈性變形造成的，鉚裝力作用在軸承單元組件的滾道上也會使各接觸點處發(fā)生彈性變形，在鉚裝力下降時，這些彈性變形也都將回復(fù)。此時如果立即退回鉚頭，軸端材料與軸承組件所造成的總彈性回復(fù)會較大，從而難以形成所要求的卡緊力和工作游隙。因此，當(dāng)鉚頭到達終鉚點后，雖停止進給，但是還需繼續(xù)碾壓軸端，持續(xù)一定的時間后撤離，這樣不僅可以保證軸端凸緣被碾平，更重要的是減小軸端的彈性回復(fù)，進而使軸承組件之間的彈性回復(fù)由于受到翻邊凸緣的阻滯而無法完全回復(fù)，最終形成所要求的卡緊力和工作游隙。所以當(dāng)鉚頭到達鉚裝行程終點后，還需對其停留時間進行優(yōu)化。

圖10 不同鉚頭停留時間下的卡緊力Fig.10 Correlation between chucking force and different calibration time of the die

其他條件不變，改變鉚頭停留時間，發(fā)現(xiàn)軸端鉚合形狀基本相同，而內(nèi)孔孔徑雖有變化，但變化量很小，所以本文忽略了鉚頭停留時間對軸端鉚合形狀及其孔徑的影響。但是從圖10中可以看出，鉚頭停留時間對輪轂軸承單元的卡緊力卻有較大影響。當(dāng)鉚頭停留時間小于0.8 s時，卡緊力隨鉚頭停留時間的延長而增大，這是由于終鉚停止鉚頭進給后，原位停留的鉚頭仍保持著對軸端材料的壓力，使其繼續(xù)產(chǎn)生微小的塑性變形。隨著鉚頭停留時間的延長，被鉚軸端材料(40Cr)硬化程度逐漸增大，而且塑性不斷下降，這就提高了材料在彈性階段內(nèi)的承載能力，且使其繼續(xù)產(chǎn)生塑性變形的難度增大。當(dāng)鉚頭停留時間達到0.8 s后，軸端不再產(chǎn)生塑性變形。所以停留時間不同，累積產(chǎn)生的微小塑性變形量就不同。鉚頭停留時間越短，卸載后翻邊凸緣的彈性回復(fù)量就越大，殘留的卡緊力就越小，鉚頭停留時間越長，彈性回復(fù)量就越小，殘留的卡緊力就越大，但停留時間越過0.8 s后，彈性回復(fù)量不再發(fā)生變化，卡緊力達到相對穩(wěn)定狀態(tài)。

3 鉚裝工藝試驗

鉚裝工藝試驗在課題組開發(fā)的新型精密鉚合裝配專用機床上進行。該機床最大軸向鉚合裝配力達300 kN；鉚頭轉(zhuǎn)速約720 r/min，并在0～10°傾角范圍內(nèi)連續(xù)可調(diào)；工作臺的定位精度為-4～2 μm，最大工作行程為25 mm，在0～50 mm/s進給速度范圍內(nèi)連續(xù)可調(diào)；具備手動/自動鉚合裝配功能，生產(chǎn)效率可達3000件/班。

3.1 鉚裝力

采用圓周軌跡鉚裝DAC2F10輪轂軸承單元，測得鉚裝力隨鉚裝時間的變化規(guī)律，并與理論計算、仿真結(jié)果進行對比，結(jié)果如圖11所示。從圖11中可以看出，在初鉚、穩(wěn)鉚和終鉚階段，鉚裝力曲線的變化趨勢基本一致，仿真得出的鉚裝力變化范圍約為70～140 kN，試驗得到的鉚裝力變化范圍為102～121 kN，理論模型計算出的鉚裝力約為91.5 kN。理論模型計算結(jié)果與試驗結(jié)果相比，誤差范圍為10.3%～24.4%。同時不難發(fā)現(xiàn)，該誤差在剛進入穩(wěn)鉚階段時最小，約10.3%，隨著鉚裝工藝的進行而不斷增大，穩(wěn)鉚結(jié)束時增大到24.4%，這是由于軸端與鉚頭接觸初期，接觸面積小，軸端成形的變形抗力小，隨著鉚裝的進行，其變形抗力不斷增大，所需的鉚裝力也因此增大，與理論計算結(jié)果誤差逐漸增大。在終鉚階段，理論模型計算得到的鉚裝力幾乎為0，這是由于在鉚裝力計算公式中進給量s近似于0，造成計算出的鉚裝力也近似于0。

圖11 軸向鉚裝力試驗結(jié)果Fig.11 Axial forming force of experimental results

3.2 鉚頭傾角

由2.2節(jié)分析可知鉚頭傾角的大小對輪轂軸承單元的使用壽命和可靠性有著至關(guān)重要的影響，為此試驗研究了鉚頭傾角對鉚裝后軸端孔徑大小的影響。圖12為鉚頭傾角為1°時，鉚裝后軸端孔徑的剖面圖。由于鉚頭傾角過小，軸端軸向壓縮過大，不僅縮徑現(xiàn)象嚴(yán)重，而且軸端向外膨脹，嚴(yán)重時甚至可將小內(nèi)圈擠裂，從而嚴(yán)重影響輪轂軸承單元的使用性能。

圖12 鉚頭傾角1°時鉚裝后軸端變形圖Fig.12 Schematic diagram of deformation of the shaft-end after reviting assembly when inclination angle of the die is one degree

為了進一步優(yōu)化鉚頭傾角，設(shè)置工作臺進給速度為3.2 mm/s，在機床上通過調(diào)整偏心套的周向位置來改變鉚頭傾角，并保持其他工藝參數(shù)不變，試驗研究了不同鉚頭傾角下軸端縮徑尺寸的變化，即軸端最大孔徑與最小孔徑及其兩者之差，如圖13所示。從圖13中可以看出，在5.5°～6.5°范圍內(nèi)，隨著鉚頭傾角的增大，縮徑量(即最大孔徑與最小孔徑之差)先增大后減小，但是孔徑的尺寸(即軸端最大孔徑與最小孔徑)卻不斷減小。當(dāng)鉚頭傾角為5.5°時，縮徑量最小，約為0.02 mm，遠(yuǎn)小于鉚頭傾角為6°時的0.05 mm，且最大孔徑未發(fā)生明顯變化。所以在后續(xù)加工中將鉚頭傾角由6°調(diào)整為5.5°。

圖13 不同鉚頭傾角下被鉚軸端的縮徑尺寸Fig.13 Pore sizes of different calibration time of the die

3.3 樣件試制

以DAC2F10輪轂軸承單元為加工對象，根據(jù)理論分析、有限元仿真和工藝試驗得出的鉚頭軌跡、傾角、停留時間等鉚裝工藝參數(shù)對輪轂軸承單元性能的影響研究結(jié)果，選取最佳工藝參數(shù)為鉚頭傾角5.5°、進給速度3.2 mm/s，鉚頭停留時間0.8 s，軸向鉚裝力約為120 kN，試制出了輪轂軸承單元樣件，如圖14所示。經(jīng)耐久性試驗測試，樣件使用時間最長可達144 h，相當(dāng)于行駛近2×105km(耐久性試驗時間每7.25 h相當(dāng)于行駛約1×104km)。

圖14 試制的輪轂軸承單元樣件Fig.14 Trial-manufacture sample of hub bearing unit

4 結(jié)論

(1)建立了轎車輪轂軸承單元鉚裝力理論計算模型，計算得出鉚裝力約為91.5 kN，與試驗結(jié)果相比，誤差范圍為10.3%～24.4%。

(2)采用ABAQUS軟件建立了輪轂軸承單元鉚裝工藝的有限元分析模型，仿真研究了鉚頭軌跡、傾角、停留時間對輪轂軸承單元性能的影響。考慮到生產(chǎn)效率及鉚裝穩(wěn)定性，采用圓周軌跡鉚裝；綜合考慮軸端鉚合形狀、軸端內(nèi)孔孔徑及卡緊力，選取鉚頭傾角為6°；當(dāng)鉚頭停留時間大于0.8 s時，輪轂軸承單元的卡緊力達到相對穩(wěn)定狀態(tài)。

(3)試驗研究了鉚裝力的變化及鉚頭傾角對被鉚軸承孔徑的影響，驗證了輪轂軸承單元鉚裝力理論模型及鉚裝工藝有限元分析模型的合理性，并根據(jù)縮孔尺寸，將鉚頭傾角修正為5.5°。

(4)以DAC2F10輪轂軸承單元為加工對象，根據(jù)理論分析及試驗結(jié)果選取的最佳鉚裝工藝參數(shù)為鉚頭傾角5.5°、進給速度3.2 mm/s、鉚頭停留時間0.8 s，軸向鉚裝力為105～122 kN，試制了輪轂軸承單元樣件，經(jīng)耐久性試驗測試最高使用壽命近2×105km。

[1] SAKAMOTO J. Trends and New Technologies of Hub Unit Bearings[J]. NSK Motion & Control, 2005，17: 2-9.

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TheoreticalAnalysesandExperimentalStudiesforRivetingandAssemblyProcessesofAutomotiveHubBearingUnits

YANG Jun1YANG Yunsong1LI Wei1XIAO Yunya2ZHOU Zhixiong1

1.College of Mechanical and Vehicle Engineering,Hunan University,Changsha,410082 2.School of Physics and Mechanical & Electrical Engineering,Shaoguan University, Shaoguan,Hunan,512005

The theoretical analyses and experimental study for riveting and assembly processes of automotive hub bearing units were conducted. The theoretical calculation model of riveting and assembly forces and the finite element analysis model of riveting and assembly processes were established to study the effects of trajectories, inclination angles and duration times of the final riveting phase of the rivet head on riveting and assembly quality. The results show the riveting and assembly quality is optimal under processing parameters including a circumference trace, an inclination angle of 6° and a final riveting duration time of 0.8 s of a rivet heat. Taking DAC2F10 automotive hub bearing unit as an example, it was assembled by the special machine tool developed by authors for riveting and assembly. The experiments show the theoretical calculation model of riveting and assembly forces and the finite element analysis model of riveting and assembly processees are rational. And the inclination angle of rivet head is optimized as 5.5°. The prototype automotive hub bearing unit is manufactured by the optimized riveting and assembly processes and the maximum service life examined by durability tests is nearly 200 000 km, which shows the optimized riveting and assembly processes herein may greatly enhance the working life and reliability of automotive hub bearing units.

hub bearing； rotary forging； riveting assembly； processing parameter； service life

2017-01-05

國家自然科學(xué)基金資助項目(51575358)；廣東省自然科學(xué)基金資助項目(2015A030313749)

TG306

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.24.009

(編輯王艷麗)

楊軍，男，1964年生。湖南大學(xué)機械與運載工程學(xué)院副教授。研究方向為切削磨削工藝與裝備。發(fā)表論文10余篇。楊允松，男，1992年生。湖南大學(xué)機械與運載工程學(xué)院碩士研究生。李偉(通信作者)，男，1983年生。湖南大學(xué)國家高效磨削工程技術(shù)研究中心講師。E-mail: liwei@hnu.edu.cn。肖耘亞，男，1971年生。韶關(guān)學(xué)院物理與機電工程學(xué)院副教授。周志雄，男，1953年生。湖南大學(xué)機械與運載工程學(xué)院教授。