CN220349407U - 一种卡车轮毂单元总成 - Google Patents

Abstract

本实用新型公开了一种汽车轮毂单元总成，所述汽车轮毂单元总成包含外圈、内圈、滚子、保持器和外挡边，相对于现有汽车驱动桥轮毂部位的两个普通的、非汽车轮毂专用的单列圆锥滚子轴承的结构，本实用新型根据轮毂受力情况进行优化设计，使得轮毂部位总体结构新颖紧凑，加工工艺优化简化，降低了轮毂部位总体重量和体积，大幅度降低轮毂部位总体制造成本，把卡车轮毂部位所承受的额外无效的轴向载荷降低50％左右，使轮毂部位有效载荷和传动效率明显高于目前的两个普通单列圆锥滚子轴承的结构，整个轮毂部位的制造精度显著提高，同时降低了后桥的噪音，显著提升了后桥的能源利用率和寿命。

Description

一种卡车轮毂单元总成

技术领域

本实用新型涉及汽车车桥技术领域，具体为一种卡车轮毂单元总成。

背景技术

汽车的轮毂轴承是汽车上的关键件，轻量化、低扭矩和结构紧凑的单元化设计是其创新发展的方向，因为这样可以提高汽车的能源利用率，增强轴承产品的可靠性，延长轴承的使用寿命。

目前卡车轮毂轴承大都采用两个单列圆锥滚子轴承或者一套双列圆锥滚子轴承结构(如图13)，这种结构具有明显的缺陷，表现在汽车在正常行驶的时候，轮毂轴承承受的几乎是纯径向载荷，即使汽车转弯的时候因为离心力的作用两个轴承要承受轴向力，该轴向力也不会太大，因为如果转弯太快造成离心力太大，就有翻车的危险，由于单列圆锥滚子轴承只能承受一个方向的轴向力，为了承受另外一个方向的轴向力，必须再配套一套圆锥滚子轴承，或者采用一套双列圆锥滚子轴承，这就是说，仅仅为了承担另外一个方向上偶尔的、不大的轴向载荷，必须再增加一套单列圆锥滚子轴承，或者采用一套双列圆锥滚子轴承，这是一个非常明显的缺陷；

此外，目前卡车轮毂部位设计落后，体积庞大，工艺复杂，制造成本高；在装配的时候，由于两个单列圆锥滚子轴承A和轴承B是背靠背安装(见图13)，必须在外面那个轴承A内圈大端面的边上安装预紧机构，这个预紧机构复杂、调整困难，松紧程度很难调整到最佳状态，由于目前卡车轮毂部位设计不合理，导致维修的时候安装和拆卸以及调整非常麻烦，因此，我们提出一种汽车轮毂单元总成，以便于解决以上提出的问题

实用新型内容

本实用新型的目的在于提供一种卡车轮毂单元总成，以解决上述背景技术中提出的现有卡车轮毂部位的问题，这些问题包括：为了能够承担两个方向的轴向力，需要增加一套单列圆锥滚子轴承，或者采用一套双列圆锥滚子轴承，卡车轮毂部位设计落后，体积庞大，工艺复杂，制造成本高企，维修的时候安装和拆卸以及调整非常麻烦的问题。

为实现上述目的，本实用新型提供如下技术方案：一种卡车轮毂单元总成，包括外圈、内圈、滚子、保持器和外挡边：

所述内圈、外圈的滚道母线和滚子中心线的延长线交于一点，且此点位于内圈中心线的延长线上，所述内圈的小挡边承担轴向力，所述滚子轴向靠外挡边定位；

所述外圈外滚道的半锥角r＝6°—10°,所述外圈的小端面和外挡边之间通过金属结构胶相连；

所述保持器的压坡角取值范围为5°—19°；

所述插管位于内圈的内侧，所述半轴通过螺丝与轮毂连接，所述轮毂位于外圈的外侧.

所述外挡边的左边有台阶端面，所述外挡边上的台阶端面和所述滚子大头的端面接触。

与现有技术相比，本实用新型的有益效果是：该卡车轮毂单元总成是根据轮毂受力情况进行优化设计，使得轮毂部位总体结构简单、新颖、紧凑，轮毂部位零部件的加工工艺优化、简化，降低了轮毂部位总体重量和体积，大幅度降低轮毂部位总体制造成本，把卡车轮毂部位所承受的额外无效的轴向载荷降低50％左右，使轮毂部位有效载荷和传动效率明显高于目前的两个普通单列圆锥滚子轴承的结构，整个轮毂部位的制造精度显著提高，后桥的噪音有明显的降低，显著提升了后桥的能源利用率和寿命。

相对于双列圆锥滚子轴承或者两套单列圆锥滚子轴承而言，该轮毂单元总成具有装配性能好、不需要调整游隙、不需要预紧、重量轻、结构紧凑、载荷大、寿命长、可靠性高和摩擦力矩小的优点，能源利用率大幅度提高，而且维修的时候安装、拆卸简单容易。

附图说明

图1为本实用新型卡车轮毂单元总成整体结构示意图；

图2为本实用新型卡车轮毂单元总成在承受两个方向轴向力的时候，轴向力的传递图；

图3为本实用新型卡车轮毂单元总成安装部位结构图；

图4为本实用新型卡车轮毂单元总成外挡边角度计算图；

图5为本实用新型卡车轮毂单元总成外圈零件图；

图6为本实用新型卡车轮毂单元总成内圈零件图；

图7为本实用新型卡车轮毂单元总成保持器零件图；

图8为本实用新型卡车轮毂单元总成滚子零件图；

图9为本实用新型卡车轮毂单元总成外挡边零件图；

图10为轴承型号32211和32212的受力分析图；

图11为本实用新型卡车轮毂单元总成的受力分析图；

图12为本实用新型卡车轮毂单元总成的一个型号为U322/U311的图纸；

图13为目前现有的汽车驱动桥轮毂部位结构图。

图中：1、外圈；2、内圈；3、滚子；4、保持器；5、外挡边；6、小挡边；7、轮毂；8、插管；9、半轴。

具体实施方式

下面将结合本实用新型实施例中的附图，对本实用新型实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本实用新型一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本实用新型中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本实用新型保护的范围。

为了实现单列圆锥滚子轴承能够同时承受径向力和两个方向轴向力的目标，现将普通单列圆锥滚子轴承的结构作如下改变：把普通单列圆锥滚子轴承的内圈2大挡边去除，内圈2的小挡边6外径和宽度增大，能够承受轴向力，在外圈1的小端面边上有一个外挡边5零件，用金属结构胶把外挡边5粘接在外圈1的小端面上，之所以用金属结构胶把外挡边5粘接在外圈1小端面上，是为了在检验卡车轮毂单元总成的成品精度，一旦检验合格过后，外挡边5和外圈1小端面之间粘接在一起与否对质量没有影响，因为本汽车轮毂单元总成在工作之前，须从轴向把外挡边5和外圈1夹紧在轮毂7孔内，经过这样的结构改变过后，该圆锥滚子轴承就变成了一个轮毂单元总成，该轮毂单元总成既能承受径向载荷，又能承受两个方向的轴向载荷，把原本需要两套单列圆锥滚子轴承或者一套双列圆锥滚子轴承的结构，变成轮毂单元总成的结构；

如图3和13所示，用本卡车轮毂单元总成替换掉二个单列圆锥滚子轴承后，和轴承外圆相配合的轮毂7的内孔由两个变成一个，轮毂7的体积和重量降低50％以上，由于轮毂7内孔和本卡车轮毂单元总成的外圆之间是间隙配合，整个轮毂7的工艺和加工难度大大降低，轮毂7的制造成本也大幅度降低，当本卡车轮毂单元总成寿命到期后，需要更换新的轮毂单元总成时，由于轮毂7内孔和本卡车轮毂单元总成外圈1之间是间隙配合，可以方便地地将旧的外圈1从轮毂7内孔里面取出来、新的外圈1放进去。

汽车转弯的时候，车体受到的离心力传递给插管8，插管8传递给内圈2，内圈2通过滚子3传递给外圈1和外挡边5，外圈1和外挡边5传递到轮毂7(见图2)。当内圈2受到向右方向的轴向力或者离心力的时候，向右方向的轴向力沿图3所示的B-B路径传递，详细的B-B传递路径如下：插管8-小挡边6-滚子3-外挡边5-轮毂7；当内圈2受到向左方向的轴向力或者离心力的时候，向左方向的轴向力沿图3所示的A-A路径传递，详细的A-A传递路径如下：插管8-内圈2-滚子3-外圈1-轮毂7；从而实现了一套单列圆锥滚子轴承能够同时承受径向力和两个方向轴向力的目标，以上便完成该卡车轮毂单元总成及其制作方法的一系列操作，本说明中未作详细描述的内容属于本领域专业技术人员公知的现有技术。

请参阅图1-13，本实用新型提供一种技术方案：这种卡车轮毂部位结构如图3所示，主要包括轮毂单元总成、轮毂7、插管8和半轴9，这种轮毂单元总成包含外圈1、内圈2、滚子3、保持器4和外挡边5，如图1所示，内圈2、外圈1滚道母线和滚子3中心线的延长线交于一点，且此点位于内圈2中心线的延长线上，滚子3轴向靠外挡边5定位；

和一般的圆锥滚子轴承内圈有大挡边不同，这种轮毂单元总成内圈2没有大挡边，内圈2的小挡边加宽加厚，因为此小挡边在汽车转弯的过程中承担轴向力，外圈1外滚道的半锥角r＝6°—10°,外圈1的小端面和外挡边5之间通过金属结构胶相连，外挡边5的左边有台阶端面，外挡边5的台阶端面和滚子3大头的端面接触，相对于普通的单列圆锥滚子轴承只能承受径向力和一个方向的轴向力而言，此轮毂单元总成能够同时承受径向力和两个方向的轴向力；

相对于现有的《圆锥滚子轴承设计方法》中的《筐形保持器的设计方法》中规定的保持器4压坡角为20°、22.5°的固定值或者其它更大的压坡角数值，申请人对所述保持器的压坡角取值范围进行了反向扩展，保持器4的压坡角取值范围为5°—19°,在生产制作过程中，如果按照《筐形保持器的设计方法》制作保持器4，用机械加工的办法把保持器4外圆靠近窗口大头的地方去除一部分厚度，或者把窗口的宽度增大，也都能达到让保持器4外径变小的效果。

众所周知，无论是公制还是英制单列圆锥滚子轴承，只能承受一个方向的轴向力，为了让单列圆锥滚子轴承能够承受两个方向的轴向力，如图1所示，须在靠近外圈1小端面和保持器4外侧之间摆放一个外挡边5，外挡边5的台阶端面和滚子3的大端面接触，用来承担轴向力，当汽车向左或者向右转弯的时候，轮毂单元总成分别受到向右或者向左的轴向力，向右方向的轴向力沿如图2所示的B-B路径传递，向左方向的轴向力沿图2所示的A-A路径传递，这样实现了一套变了形的单列圆锥滚子轴承能够承受两个方向轴向力的目标。

本卡车轮毂单元总成在设计和制作的时候遵循以下规则：

一，本卡车轮毂单元总成内外圈滚道母线延长线和滚子3中心线延长线交于一点，且该点在轮毂单元总成中心线上。

二，根据轮毂轴承的受力情况进行优化设计。目前大部分汽车的驱动轮轮毂轴承都是两个单列圆锥滚子轴承或者一套双列圆锥滚子轴承，比如某轻卡后轮毂上的两个型号分别是32211和32212的轴承，这两个型号的轴承都是普通的单列圆锥滚子轴承，这两个轴承外圈外滚道的半锥角都是15°6′34″，内圈内滚道的半锥角都是11°6′34"，滚子的半锥角都是2°,当汽车在正常道路直线行驶的时候，这两个轴承只承受径向力，但是因为内外滚道和滚子的半锥角比较大，就产生了比较大的轴向分力，选用这种不是专门根据轮毂的受力状况而设计的普通轴承不但造成了轴承的功用、性能的损失和浪费，还白白浪费了宝贵的能源，不仅如此，为了让轮毂里面的轴承在左右转弯的时候能够承受两个方向的轴向力，每一个轮毂里面必须安装两个单列圆锥滚子轴承，因为每一个单列圆锥滚子轴承只能承受一个方向的轴向力，由于汽车转弯的时候速度很慢(转弯速度太快容易翻车)，产生的轴向力也不大，用这种能够承受很大轴向力的轴承来承担实际不大的轴向力，也是在浪费轴承的功用和性能。申请人把所有系列公制单列圆锥滚子轴承的内外滚道和滚子的半锥角列出来，见下表格：

申请人查阅了目前所有英制单列圆锥滚子轴承和公制、英制双列圆锥滚子轴承，发现外滚道的角度都在10.5°以上，这就得出一个结论：目前所有单列、双列圆锥滚子轴承在承受纯径向力的情况下，都会因为轴承的内外滚道和滚子的锥度而产生一定的额外无效的轴向力。根据汽车在行驶过程中绝大多数时间内轮毂轴承只是承受径向载荷的工况，在设计的时候外滚道和滚子的角度应该尽可能的取比较小的数值。为了定量的衡量本轮毂单元总成的优越性，现把目前某轻卡后轮毂上两个型号为32211和32212的单列圆锥滚子轴承和一个型号为U322/U311的卡车轮毂单元总成作对比。

1，该轻卡后轮毂上两个型号为32211和32212的轴承受力分析图见图10，这两个轴承外圈外滚道的半锥角a＝15°6′34"，内圈内滚道的半锥角b＝11°6′34"，大挡边的角度c＝11°30′，外圈通过滚子把纯径向力Qa分解成垂直和水平方向的力分别施加到内圈滚道和大挡边上，滚子在内外滚道和大挡边这3个力的作用下处于平衡状态，所以有：

Qn-Qi-Qy＝0 (1)

Qa-Qe+Qx＝0 (2)

其中Qn＝Qm*sina，Qa＝Qm*cosa，Qi＝Qb*sinb，Qe＝Qb*cosb，Qx＝Qz*sinc，Qy＝Qz*cosc，

将前面a、b和c的角度值和这6个等式带入(1)和(2)两个等式并且化简，得出：

Qb＝Qm*(sina*sinc+cosa*cosc)/(sinb*sinc+cosc*cosb)≈Qm

Qz＝Qm*(sina*cosb-cosa*sinb)/(sinb*sinc+cosc*cosb)＝0.07Qm

内圈承受的径向力为：

Qe+Qx＝Qb*cosb+Qz*sinc＝Qm*0.981+0.07Qm*0.199＝Qm＝Qa/cosa＝1.03Qa

内圈承受的轴向力为：

Qi+Qy＝Qb*sinb+Qz*cosc＝Qm*(sinb+0.07cosc)＝0.26Qm＝0.26Qa/cosa

＝0.27Qa

外圈承受的轴向力为Qn＝Qa*taga＝0.27Qa

大挡边承受的轴向力为Qy＝Qz*cosc＝0.07Qm*cosc＝0.07Qa

滚子承受的轴向力为Qn+Qi+Qy＝Qa*taga+Qb*sinb+Qz*cosc

＝Qa(taga+sinb/cosa+0.07cosc/cosa)＝0.54Qa

由于轮毂把径向力平均分配给这两个轴承，所以这两个轴承内圈承受总的径向力为轮毂承受径向力的1.03倍；这两个轴承内圈承受总的轴向力为轮毂承受径向力的0.27倍.

2，申请人设计的一个型号为U322/U311的轮毂单元总成如图12，该轮毂单元总成的受力分析图见图11，这个卡车轮毂单元总成的外圈1外滚道半锥角a＝8°20′，内圈2内滚道的半锥角b＝6°20′，外挡边5的角度c＝8°12′，外圈1通过滚子3把纯径向力Qa分解成垂直和水平方向的力分别施加到内圈2的内滚道和外挡边5上，滚子3在内外滚道和外挡边5这三个力的作用下处于平衡状态，所以有：

Qn-Qi-Qy＝0 (1)

Qa-Qe+Qx＝0 (2)

其中Qn＝Qm*sina，Qa＝Qm*cosa，Qi＝Qb*sinb，Qe＝Qb*cosb，Qx＝Qz*sinc，Qy＝Qz*cosc，

将前面的a、b和c的角度值和这6个等式带入(1)和(2)两个等式并且化简，得出：

Qb＝Qm*(sina*sinc+cosa*cosc)/(sinb*sinc+cosc*cosb)＝Qm

Qz＝Qm(sina*cosb-cosa*sinb)/(sinb*sinc+cosc*cosb)＝0.035Qm

内圈承受的径向力为：

Qe＝Qa+Qx＝Qa+Qz*sinc＝Qa+0.035Qm*sinc＝Qa+0.005Qm

＝Qa(1+0.005/cosa)＝Qa

内圈承受的轴向力为：

Qi＝Qn-Qy＝Qm*sina-Qz*cosc＝Qm*(sina-0.035cosc)

＝0.11Qm＝0.11Qa/cosa＝0.11Qa

外圈承受的轴向力为Qn＝Qa*taga＝0.15Qa

外挡边承受的轴向力为Qy＝Qz*cosc＝0.035Qm*cosc＝0.035Qa

滚子承受的轴向力为Qn+Qi+Qy＝Qa*taga+Qb*sinb+Qz*cosc

＝Qa(taga+sinb/cosa+0.035cosc/cosa)＝0.29Qa

3，通过1和2两段计算可以得出如下结论：

A，二种轮毂轴承的外圈在承受纯径向力的时候，外圈通过滚子把几乎同样大小的径向力传递给内圈。

B，从下表中各个零件所承受的额外无效的轴向力可知，新的轮毂单元总成能够降低50％左右额外无效的轴向力。

C，在受到同样径向载荷的情况下，二个单列的轮毂轴承因为有二个挡边，其产生的额外的轴向力是只有一个挡边的轮毂单元总成的二倍左右，故如果采用此轮毂单元总成替代二个单列圆锥滚子轴承，不但降低了50％左右的无效轴向力，还降低了摩擦力矩，特别是因为挡边和滚子大端面之间是滑动摩擦，其摩擦系数远远大于滚动摩擦系数，把这个薄弱环节所承受的轴向力和摩擦力矩降低50％，极大地延长了轴承的寿命，同时提高了能源的利用率。

三，本轮毂单元总成各个零件的制作。

由于本卡车轮毂单元总成是用来替代二个单列圆锥滚子轴承或者一套双列圆锥滚子轴承的，首先要保证本卡车轮毂单元总成能够承担二个单列圆锥滚子轴承或者一套双列圆锥滚子轴承一样的径向载荷，为了做到这一点，在设计的时候除了按照上面的优化设计把内外滚道和滚子的半锥角减小以外，还要增加外圈、内圈、滚子和保持器的宽度(或者长度、高度)，通过把内外滚道和滚子的半锥角减小不但减小了轴承所承受的额外无效的轴向力，还为轴承承受更大的径向力提供了必要的保证，因为内外滚道和滚子角度的变小为内外滚道和滚子之间的接触长度增加创造了条件，即整个轮毂单元总成的宽度或者高度变大了，相应地提高了承载能力。按照洛阳轴承研究所编制的《圆锥滚子轴承设计方法》，以现有汽车上二个单列圆锥滚子轴承或者一套双列圆锥滚子轴承的额定动载荷为目标值，就能设计出本卡车轮毂单元总成。

本卡车轮毂单元总成外圈1的制造

如图1和图5所示，本卡车轮毂单元总成外圈1，通过改变现有圆锥滚子轴承外滚道半锥角的取值范围，把单列圆锥滚子轴承外滚道半锥角的取值范围设定为r＝6°—10°,通过上面的计算，可以得出本卡车轮毂单元总成在承受纯径向力的情况下，所产生的额外无效的轴向载荷只有普通公制和英制圆锥滚子轴承的二分之一左右，这样本卡车轮毂单元总成既满足了车轮在99.99％以上的行驶里程里只有纯径向载荷的工况，减少了额外无效轴向载荷的消耗，又满足了汽车转弯的时候，本卡车轮毂单元总成能够同时承担两个方向轴向载荷的目标。本卡车轮毂单元总成外圈1的制造与目前普通的单列圆锥滚子轴承的外圈相同，都是通过锻造、退火、车加工、热处理、磨加工和超精工序完成制作。

本卡车轮毂单元总成内圈2的制造

如图1和图6所示，本卡车轮毂单元总成的内圈2，由于在设计上没有了大挡边，使得滚子3大端面和内滚道的交点到大端面的距离得以压缩，压缩的原则是滚子3大端面和内滚道的交点到内圈大端面有1毫米以上的距离，以2-4毫米为宜；内圈2的小挡边6因为要承受轴向力，小挡边6的宽度和外径都要增大，小挡边6的宽度除了要考虑承受轴向力以外，还要保证内圈2的小端面凸出保持器4的小端面1-2毫米，因为内圈2小端面的边上的零件外径往往比保持器4小端的外径还要大，一旦小挡边6的宽度太短，导致小端面边上的这个零件和保持器4干涉，根据轴承尺寸大小不同，小挡边6的宽度一般取值范围在a1＝4-6毫米之间，在设计小挡边6的外径时，当小挡边6的外径变大，滚子3的小端面和小挡边6之间的接触面积就大，小挡边6所承受的轴向力就变大，但是小挡边6的外径无法变得太大，因为太大了在装配的时候，小挡边6无法穿过保持器4的底孔，所以小挡边6外径要根据保持器4的制造工艺情况，保证在装配的时候以穿过保持器4底孔的最大外径为准。

本卡车轮毂单元总成保持器4的制造

如图1和图7所示，本卡车轮毂单元总成保持器4的大端外圆的外面是外挡边5，在本卡车轮毂单元总成工作的时候，滚子3带动保持器4旋转，外挡边5和外圈1之间没有相对运动，外挡边5、外圈1与保持器4之间有相对运动，由于外挡边5的台阶端面即工作面与滚子3的大端面接触(见图4)，这个端面的内外径差越大，和滚子3大端面的接触面积就越大，承受的轴向力就越大，这个端面的外径就是滚子3大端面与外滚道接触处的直径，是固定值，无法变大，或者说变大了也不能导致外挡边5承担的轴向力变大，这样只有把此工作面的内径变小，才能增大此工作面与滚子3大端面的接触面积，进而增大外挡边5承担的轴向力，此工作面内径的变小意味着保持器4的外径也要变小，只有把保持器4的压坡角变小，保持器4的外径才能变小，本卡车轮毂单元总成保持器4的压坡角取5°—19°,除此之外，如果按照《筐形保持器的设计方法》制作保持器4，虽然此时保持器4外圆和外滚道之间的间隙比较小，但是用机械加工的办法把保持器4外圆靠近窗口大头的地方去除一部分厚度，以及把保持器4窗口的宽度变大，进而达到保持器4外径变小，也能达到让保持器4外径变小的效果。

本卡车轮毂单元总成滚子3的制造

本卡车轮毂单元总成滚子3见图8的设计和制造与目前普通的单列圆锥滚子轴承的滚子3相同，通过冷镦、去环带、粗磨、热处理、磨加工和超精工序完成制作。

本卡车轮毂单元总成外挡边5的制造

如图4和图9所示，本卡车轮毂单元总成外挡边5在设计的时候，主要是外挡边5的台阶端面即工作面三个主参数的设计，即此工作面的角度、硬度和粗糙度的设计。外挡边5的工作面是斜面，滚子3的大端面是球面，如图4所示，工作的时候要保证滚子3球面半径垂直于这个斜面母线的中点，即要计算出图4中的锥角f，外挡边5此工作面母线的内径d1的设计值要比同一平面内的保持器4直径大0.3-0.5毫米，以保证本卡车轮毂单元总成工作的时候保持器4的外圆和外挡边5的内孔不发生干涉，外挡边5此工作面母线的外径d2的设计值要比滚子3大端面与外滚道接触处直径小0.01-0.08毫米，以保证外挡边5的此台阶面与外滚道不发生干涉，直径d1和d2中点直径为(d1+d2)/2，设已知的滚子3大端面球面半径是p，这样外挡边5工作面和中心线垂线之间的夹角f＝arcsin[(d1+d2)/2p]；此工作面的设计硬度值是HRC61-66，通过热处理达到，此工作面的设计粗糙度数值是0.2微米以下，通过磨削和超精加工达到。此外，外挡边5台阶端面的高度一般设计为1毫米。

尽管参照前述实施例对本实用新型进行了详细的说明，对于本领域的技术人员来说，其依然可以对前述各实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分技术特征进行等同替换，凡在本实用新型的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本实用新型的保护范围之内。

Claims (2)

1.一种卡车轮毂单元总成，包括外圈(1)、内圈(2)、滚子(3)、保持器(4)、外挡边(5)、插管(8)和半轴(9)，其特征在于：

所述内圈(2)、外圈(1)的滚道母线和滚子(3)中心线的延长线交于一点，且此点位于内圈(2)中心线的延长线上，所述内圈(2)的小挡边(6)承担轴向力，所述滚子(3)轴向靠外挡边(5)定位；

所述外圈(1)外滚道的半锥角r＝6°—10°,所述外圈(1)的小端面和外挡边(5)之间通过金属结构胶相连；

所述保持器(4)的压坡角取值为5°—19°；

所述插管(8)位于内圈(2)的内侧，所述半轴(9)通过螺丝与轮毂(7)连接，所述轮毂(7)位于外圈(1)的外侧。

2.根据权利要求1所述的一种卡车轮毂单元总成，其特征在于：所述外挡边(5)的左边有台阶端面，所述外挡边(5)上的台阶端面和所述滚子(3)大头的端面接触。