某副變速器雙列圓錐滾子軸承設計應用

吳榮華　赫建勇　羅義建（中國第一汽車股份有限公司技術中心，長春130011）

某副變速器雙列圓錐滾子軸承設計應用

吳榮華赫建勇羅義建
（中國第一汽車股份有限公司技術中心，長春130011）

結合本公司全新開發(fā)的一款大扭矩、長壽命、高可靠性、鋁合金殼體變速器，研究副變速器雙列圓錐滾子軸承配合、游隙、預緊和壽命之間的聯系，提出軸承結構的優(yōu)化設計方案，計算各溫度下軸承安裝配合的游隙變化，利用傳統(tǒng)方法和應力積分法對比分析軸承疲勞壽命，并獲得了合理的軸承配合公差和定位預緊參數，最后其通過了軸承及變速器臺架壽命試驗驗證。

主題詞：副變速器雙列圓錐滾子軸承結構設計

1 前言

為滿足公司戰(zhàn)略規(guī)劃整車產品需求而全新開發(fā)了一款高可靠性鋁合金殼體變速器，其最大設計扭矩為2 300N·m，B10壽命為150萬公里。該變速器積累主流產品設計經驗，副變速器采用斜齒輪、雙中間軸結構設計［1］，其輸出軸設計采用雙列圓錐滾子軸承。該軸承作為變速器軸齒零件的重要支撐，按照全壽命零件專用化設計，應用可靠性要求非常高。

目前，國內設計人員對于大扭矩、長壽命、高可靠性鋁合金殼體變速器的開發(fā)經驗不足。因此，為滿足變速器大扭矩、長壽命、高可靠性要求，對輸出軸專用雙列軸承展開設計應用分析，提升并校核軸承應用壽命。

2 軸承選型及結構優(yōu)化設計

該副變速器結構示意如圖1所示。

由于副變速器采用斜齒輪及雙中間軸結構設計，輸出軸雖然不承受由齒輪副嚙合產生的徑向力，但需承受前進擋位下指向輸出端的軸向力，且在傳遞大扭矩的同時，還承受傳動軸帶來的較大沖擊。因此，輸出軸采用雙列圓錐滾子軸承支撐。

圖1　該副變速器結構示意

為進一步滿足變速器輸出軸及各零部件定位需求，根據輸出軸傳遞扭矩所需尺寸，初步設計選用凸緣外圈雙列圓錐滾子350614R型標準軸承，外圈帶潤滑油孔，含內隔圈，前后兩列軸承內圈及滾子完全相同。

圖2所示為該軸承結構的優(yōu)化設計方案。

圖2　優(yōu)化后的雙列圓錐滾子軸承

優(yōu)化方案在總體設計尺寸不變的條件下，較標準350614R型優(yōu)化之處為：

a.軸承兩列差異化設計。由于各前進擋位下軸承承受軸向力較大，且指向輸出端，雙列軸承前列相對后列受載更嚴重，因此將前后兩列軸承差異化設計，使得前列承載能力優(yōu)于后列，均化兩列軸承使用壽命。

b.去除內隔圈。去除內隔圈可以減少軸承單元零部件數量，便于安裝，同時還減少軸向尺寸鏈環(huán)數，有利于控制軸承單元游隙偏差。

c.內圈配合面優(yōu)化。適當減小兩列軸承配合面軸向尺寸，同時將后列軸承內圈配合面直徑減小0.1mm（與之配合的軸徑相應減小0.1mm），有利于軸承單元與輸出軸的裝配。

d.結構參數優(yōu)化。通過調整兩列軸承公稱錐角、滾子數量、公稱直徑和公稱長度等參數，使兩列軸承承載能力均得到優(yōu)化。

3 軸承配合設計

對于軸承配合設計，重要的是給予承受負荷的旋轉套圈適合的過盈量。考慮軸承大扭矩承載及內圈旋轉、外圈靜止的工況，同時考慮內圈過盈量過大時內圈的安裝及破損情況（最大過盈量控制在軸徑的7/10 000以下），初步選定軸公差為n5。

而對于軸承外圈與座孔的配合，應重點考慮殼體鋁合金座孔熱膨脹系數大、材質軟的特性，計算冷起動、常溫裝配及工作溫度下配合面過盈量的變化。要避免冷起動溫度下過盈量太大導致軸承過度抱緊，起動力矩過大而發(fā)生燒蝕現象；要保證常溫裝配對設備壓裝力要求不能過高而保證配合面不被拉傷；還要保證工作溫度下配合面不發(fā)生滑動［2］，否則傳動軸較大的沖擊會引起殼體急劇磨損，載荷分布變差，振動噪聲加大。綜合以上分析，初步選定較緊的座孔公差P6。此外，該公差設計可減小輸出軸的徑向擺動量，有利于副變速器同步器正常工作。

4 軸承受力分析及游隙計算

利用SMT軟件建立變速器模型，如圖3所示。

圖3　SMT軟件變速器軸承受力計算模型

變速器模型邊界條件設定工作溫度為80℃，軸承配合公差為P6、n5，工作游隙為-10μm，使用適用于高速牽引路況的實測載荷譜，同時引入殼體剛度矩陣，充分考慮軸齒結構參數及工作時軸齒受力變形和軸承不對中等情況。計算得到軸承單元工作狀態(tài)下準確的軸向受力，如表1所列。可知，3擋所受軸向力Fa3最大，高擋不受軸向力的作用。

表1　SMT軟件雙列圓錐滾子軸承單元受力計算結果

通過SMT軟件可粗略計算出每個擋位各工作游隙所對應的軸承壽命，圖4為1～3擋軸向工作游隙與軸承壽命的關系曲線圖。由于這3個擋位對軸承總體壽命影響權重較大，因此軸承的最佳工作游隙rop應控制在-40～40μm范圍內。

圖4　各擋工況下軸向工作游隙與壽命定性曲線

裝配完成后的軸承單元軸向游隙在工作溫度下相對于常溫未裝配狀態(tài)會減小，該減小量Δrf+t可根據文獻［3］和文獻［4］計算，其結果為40～80μm。而由文獻［5］和文獻［6］可計算出軸向定位預緊（900 N·m螺栓扭緊力矩作用情況下）造成約20μm的軸承游隙減少量（ΔrFa0），則軸承單元的初始軸向游隙r0為：

因此，綜合軸承生產廠實際游隙控制能力，可初步確定軸承單元初始游隙r0為60～100μm。

5 軸承定位預緊

軸承預緊量過大會使得滾子與滾道接觸應力增大，軸承容易過熱甚至卡死；預緊量過小則容易引起軸承振動及噪聲加大，軸承壽命得不到合理利用。合理預緊可以提高剛性、減小振動噪聲、改進軸引導、補償運行磨損、延長使用壽命。本文雙列軸承單元設計采用輸出后端鎖緊螺栓進行軸向預緊，如圖5所示。因此，合理確定鎖緊螺栓的預緊參數（螺栓鎖緊力、扭緊力矩）是非常重要的。

圖5　軸承單元預緊

鎖緊螺栓產生的鎖緊力除了提供軸承單元的軸向定位預緊力外，還需要克服傳動軸對輸出突緣的作用力。當軸承單元前列在軸向力作用下，剩余預緊力剛好抵消到0時，該軸向力稱為卸緊力Fa，ul。只有當變速器各擋位下的最大軸向力Fa3不大于卸緊力時，軸承單元才能始終處于預緊狀態(tài)。卸緊力與預緊力Fa0的關系為［6］：

因此，軸承單元的軸向定位預緊力應滿足：

而傳動軸對輸出端軸向作用力Fat包括傳動軸對輸出突緣的軸向靜態(tài)作用力Fas及由于動力不平衡帶來的軸向沖擊力Fai，即

綜合式（2）～式（4），螺栓鎖緊力Fal應滿足：

通過分析測量傳動軸對輸出突緣的作用力可知，在動平衡不理想的情況下，螺栓鎖緊力應不小于86 kN。

螺栓扭緊力矩與鎖緊力的關系為：

式中，T為螺栓扭緊力矩；K為扭矩系數；d為螺紋公稱直徑；λ為扭矩力比。

根據螺栓工作條件，代入相應參數可理論計算出λ值為97。而通過軸承測試臺也可測試得到螺栓扭緊力矩與鎖緊力的關系曲線，如圖6所示。圖6中曲線斜率乘以1 000即可得出扭矩力比λ，其結果與理論計算值較為吻合。因此，為滿足螺栓鎖緊力不小于86 kN，可根據圖6初步選擇螺栓扭緊力矩為900 N·m，以使得軸承單元在動平衡不理想的情況下始終處于預緊狀態(tài)。

圖6　螺栓扭緊力矩與鎖緊力關系曲線

試驗還進一步測量了900 N·m螺栓扭緊力矩下，初始游隙在60～100μm之間的6組軸承單元的實際工作游隙，如圖7所示。可知，該6組軸承單元rop均在-40～40μm范圍內。

圖7　900N·m扭矩下軸承單元工作游隙測試數據

6 軸承壽命分析

傳統(tǒng)圓錐滾子軸承疲勞壽命的計算公式為：

式中，L10為基本額定壽命；C為軸承的額定動載荷；P為當量動載荷；ε為軸承壽命指數，這里ε=10/3。

傳統(tǒng)算法中，滾子軸承壽命指數ε=10/3是Palmgren于20世紀50年代提出壽命理論［7］的經驗假設值，然而由于軸承材料及加工工藝的不斷提高，這種假設值已經不符合如今制造的大多數滾子軸承。因此，本文采用高級疲勞壽命計算——應力積分法［8］計算軸承疲勞壽命，該方法計算公式為：

式中，S為幸存概率（90%）；A為材料常數；N為應力循環(huán)次數；e為Weibull分布斜率；b為滾子接觸橢圓半寬；L為滾子沿整個滾道接觸的總長度；τ0為最大正交切應力（發(fā)生在次表面）；Z0為最大正交切應力出現的深度；τu為疲勞剪切應力極限；c為Lundberg-Palmgren應力指數；h為Lundberg-Palmgren應力深度指數。

顯然，應力積分法需要獲得軸承滾子與滾道接觸情況及次表面應力等相關信息。

為使得軸承壽命分析結果準確可靠，本文利用有限元軟件對整個變速器模型下的軸承單元進行分析（見圖8）。軸承單元三維模型和材料參數數據由生產廠家直接提供，以避免模型失真。使用適用于高速牽引路況的實測載荷譜，將軸承單元與殼體座孔及軸的配合過盈量設定為配合公差（P6、n5）下的過盈量中值，初始游隙為中值80μm，螺栓扭緊力矩為900N·m，工作場溫度為80℃。

圖8　變速器有限元分析模型

同時將軸承單元內、外圈滾道表層網格合理細化，得到各擋位下滾子與滾道接觸壓力及次表面應力的分布情況。其中接觸壓力最大的壓痕發(fā)生在滾子與內圈滾道接觸處，如圖9所示。最大的次表面應力發(fā)生在內圈滾道小端處，如圖10所示。

圖9　3擋工況下內圈滾道接觸壓力

圖10　3擋工況下內滾道小端次表面應力分布云圖

結合軸承廠家所給其它參數數據，可用應力積分法計算得到軸承綜合工況下的疲勞壽命為3 875百萬轉，如表2所列。考慮軸承潤滑及油液污染等實際應用情況（應用修正系數0.77），軸承單元相對載荷譜要求壽命76百萬轉的破損率（Palmgren-Miner損傷積累理論［9］）為2.6%，相對傳統(tǒng)計算破損率9.5%更為安全，壽命分析校驗結果滿足應用要求。

表2　雙列圓錐滾子軸承綜合工況下的疲勞壽命

7 臺架試驗

對雙列圓錐滾子軸承進行疲勞及可靠性臺架試驗，試驗抽取6套軸承樣品，將當量載荷P加載到基本額定動載荷C的100%大小，按照GB/T 24607在Janus試驗臺架上進行，以6套軸承樣品全部通過5倍L10而停止。

另外，本文還對該款新開發(fā)變速器進行臺架壽命試驗，將軸承單元按照前文給定的結構、配合、游隙及預緊參數等裝配，按照載荷譜要求分擋位循環(huán)進行，至變速器及軸承通過臺架壽命試驗結束。

1赫建勇，任明輝，高方.雙中間軸變速器CA10TA190M的設計開發(fā).汽車技術，2012（12）：18～23.

2王思年，葛嫏.滾動軸承配合面處的爬動現象.軸承，1990（3）：44～48.

3白雪峰，郭長建，趙聯春.滾動軸承最佳工作游隙的確定及分析.軸承，2013（9）：1～5.

4劉曉初.滾動軸承徑向工作游隙的控制.軸承，1996（7）：2～5.

5丁長安，周曉文.圓錐滾子軸承的受載變形特性.軸承，1996（7）：6～11.

6李為民.圓錐滾子軸承軸向定位預緊剛度計算.軸承，2004（5）：1～3.

7 Joseph V，Poplawski.軸承壽命理論比較.國外軸承技術，2004（1）：40～51.

8 Harris TA，KotzalasM N.滾動軸承分析.羅繼偉，李濟順，楊咸啟，等譯.北京：機械工業(yè)出版社，2009.

9 Naunheimer H.汽車變速器理論基礎、選擇、設計與應用.宋進桂，龔宗洋譯.北京：機械工業(yè)出版社，2013.

（責任編輯晨曦）

修改稿收到日期為2016年5月1日。

Design and App lication of Sub-transm ission Double-row Tapered Roller Bearing

Wu Ronghua，He Jianyong，Luo Yijian
（China FAW Co.，Ltd.R&D Center，Changchun 130011）

【Abstract】For an aluminum-alloy housed transmission newly developed by FAW with features of high torque，long service life and high reliability，we investigate the correlation between the fitting，clearance，preload and the life of subtransmission double-row tapered roller bearing，and put forward an optimum design solution of the bearing structure，and calculate the changes of bearing clearance under different temperatures.The bearing fatigue life is compared and analyzed by using the traditional and stress-integral method，the reasonable parameters for bearing fit tolerances and preload are obtained.The life of bearing and the whole transmission is validated by the bench test.

Sub-transm ission，Double-row tapered roller bearing，Structure design

U463.212+4

A

1000-3703（2016）08-0010-04