純電動汽車變速器軸承系統壽命的校核計算

沈丹富

(錢潮軸承有限公司， 杭州 311215)

隨著汽車工業的迅猛發展，全球環保意識的增強，以及石油、煤炭等不可再生資源的大量開采而引發的能源危機，迫使汽車及零部件企業進行技術革命，發展新能源汽車。為搶抓機遇，搶占市場制高點，設計開發了系列純電動城市公共交通客車用電動機及變速器。現介紹其變速器軸承系統的壽命校核計算。

1 變速器系統受力分析

此純電動城市公共交通用客車采用感應交流電動機，該電動機具有調速范圍寬、效率高、速度調節精度高等特點，并可實現速度與轉矩的閉環控制，從而使與之配套的變速器具有結構簡單、擋位少、質量輕等特點。交流感應電動機額定功率為100 kW(以下分析計算均基于電動機以額定功率工作)，額定轉速為1 500 r/min，額定輸出扭矩為640 N·m，變速器的3個擋位傳動比分別為：4.06，1.89，1。變速器傳動結構如圖1所示，各擋傳動關系示意圖如圖2所示。齒輪傳動參數、所用軸承型號及計算參數分別見表1和表2，齒輪材料均為20CrMnTi，齒面硬度58～64 HRC。

圖1 變速器傳動結構圖

圖2 各擋傳動關系示意圖

表1 斜齒圓柱齒輪傳動參數

表2 軸承型號及其計算參數

1.1 齒輪受力計算

首先，根據變速器齒輪傳動關系，以主動齒輪為研究對象，分別對各擋齒輪圓周力Fgt、徑向力Fgr及軸向力Fga進行計算[1]，計算公式為

Fgr=Fgttanα/cosβ，

Fga=Fgttanβ，

式中：P為傳遞動力；n為齒輪轉速；β為齒輪螺旋角。齒輪各個力的計算結果見表3。由于變速器3擋為直接擋，傳動比為1∶1，因此各齒輪所受圓周力、徑向力、軸向力均為零。

表3 齒輪受力計算結果 kN

1.2 齒輪軸支承反力計算

圖3 1擋傳動受力分析圖

圖4 2擋傳動受力分析圖

2 軸承受力及當量載荷計算

表4 1擋各軸承的受力及當量動載荷 kN

表5 2擋各軸承的受力及當量動載荷 kN

2)該值為齒輪2和3所受軸向力的合力。

2)該值為齒輪2和5所受軸向力的合力。

3 變速器系統軸承平均當量載荷計算

根據城市公共交通客車最高限速50 km/h，結合電動機輸出功率及扭矩特性曲線，在變速器設計計算過程中，考慮電能輸出的經濟性，分別選擇25，37 km/h為變速器2擋及3擋的自動換擋點，并采用1擋啟動模式。結合GB/T 18488.1—2006 《電動汽車用電機及其控制器》附錄B基本城市循環(一個基本城市循環的理論行駛距離為1 017 m)，計算得出此款變速器的路譜參數，見表6。

表6 純電動城市公共交通客車路譜參數

電動機輸入轉速1 500 r/min的情況下，依據軸承的轉速及城市公共交通客車路譜情況，可得系統軸承的平均轉速見表7。平均轉速計算式為

表7 各擋軸承的轉速及平均轉速 r/min

式中：ni為各擋的轉速；ti為各擋的載荷時間 ；k為各擋的有效轉速個數。

2)3擋的轉速為0特指軸承不受載荷。

變速器軸承各擋動載荷分別為P1，P2，P3，轉速及工作時間分別為n1，n2，n3和t1，t2，t3，則平均當量載荷Pm為

式中：對于球軸承p=3；滾子軸承p=10/3。

從而，變速器各軸承的平均當量載荷分別為PmA=5.29 kN；PmB=15.21 kN；PmC=3.49 kN；PmD=7.75 kN；PmE=16.41 kN。

4 變速器軸承系統壽命計算

軸承的理論壽命計算式為

將各軸承的相關參數代入上式得L10hA=2.13×106h;L10hB=1.62×105h;L10hC=8.45×105h;L10hD=3.03×105h;L10 hE=26 216 h。則變速器總成軸承系統的壽命為

根據表6所提供的相關城市公共交通客車基本循環情況，一個基本循環時間為195 s，客車加載、等速行駛101 s，實際行駛距離為1 017 m，變速器軸承系統壽命轉換成行駛路程，可行駛的理論路程為

《機動車強制報廢標準》規定城市公共交通客車使用年限13年或40萬千米，將按先到者而強制報廢，變速器系統軸承的理論壽命為796 466.8 km，完全滿足車輛理論壽命里程。

5 結束語

系統地校核了典型變速器軸承系統的理論壽命，驗證了變速器設計過程中軸承選型的正確性，同時也可為類似變速器設計計算、驗證提供借鑒，以縮短變速器設計、開發周期。然而，要從根本上保證并提高變速器軸承系統的壽命，還需從軸承的材料、熱處理、潤滑及工作環境的清潔度等方面進行深入研究，以不斷滿足汽車制造企業、使用客戶的內在需求。