汽車交流發電機軸承選擇和使用

李克難

（迪克斯汽車電器 （上海）有限公司，上海 201108）

汽車交流發電機作為內燃機電氣系統中主要部件，其可靠性直接影響內燃機使用和壽命。而交流發電機的軸承問題，由文獻［1］中對發電機故障樹的定量分析可知：影響發電機可靠性為電機前軸承故障，占49.4%。故，在選擇和使用交流發電機時，內燃機和電機廠家必須要考慮電機到使用軸承可靠性。

1 汽車交流發電機構成和原理

構成：定子、轉子、端蓋、電子元件、軸承和皮帶輪組成。交流發電機構成如圖1所示。

圖1 交流發電機構成

原理：通過電機端蓋與內燃機上面支架聯接而固定，內燃機通過PK皮帶，將內燃機的旋轉機械動能傳遞給發電機，轉子旋轉切割定子而產生感生電動勢，供整車用電器使用。圖2所示為在內燃機上面的交流發電機。交流發電機通過內燃機上面支架聯接而固定。交流發電機支架如圖3所示。

圖2 在內燃機上面的交流發電機

圖3 交流發電機支架

實際狀態，內燃機廠家對交流發電機有著不同布置方式，交流發電機布置如圖4所示。正因如此，發電機轉子軸承受載荷是不一樣的，帶來可靠性也是不一樣的。所以，內燃機和電機廠家要充分考慮到軸承可靠性，使用壽命。

圖4 交流發電機布置

2 汽車交流發電機轉子軸承受力分析

發電機軸所受的負載計算公式 （1），交流發電機轉子軸受力分析如圖5所示。

式中：F——軸所受的負載，N；T——皮帶輪的拉力，它與發動機的功率大小、轉速、皮帶多楔數相關，N；θ——皮帶輪的包角， （°）。

以后軸承中心為支撐點，按力矩平衡計算：Ffb×（L2+L3）=F×（L1+L2+L3）+Fc×L3，那么，前軸承所受的負荷見計算公式 （2），交流發電機轉子軸承受力分析如圖6所示。

圖5 交流發電機轉子軸受力分析

式中：Ffb——前軸承所受負荷；Fc——轉子的重力與離心力之和；Fab——后軸承所受負荷，N；L1、L2、L3——軸承間與皮帶輪中心距離，mm。

圖6 交流發電機轉子軸承受力分析

由上述公式 （1）和公式 （2）可知，后軸承受力大小取決于：①皮帶拉力T、皮帶包角θ，這與內燃機廠家在布置電機安裝位置和傳遞轉矩方面是關聯的；②軸承間與皮帶輪中心距離和電機轉子本身質量，這與電機廠家在設計電機方面相關。

3 舉例說明

3.1 前軸承受力計算舉例1

已知T=600N；θ=154°；Fc=13.5N （測量或計算得到）。L1＝31.1；L2＝41.2；L3＝39.6，參數測量如圖7所示。求：前軸承所受的負荷Ffb值。

圖7 參數測量

1）通過Matlab計算，電機軸受力：將Theta=154；T=600代入公式F=2×T×cos［（180-Theta）／2］，F=1088.9N。

2）通過Matlab計算，前軸承受力：L1=31.1；L2=41.2；L3=39.6；F=1088.9；Fc=13.5代入公式Ffb=（F×L1+F×L2+F×L3+Fc×L3） ／（L2+L3），Ffb=1514.6N。

3.1.1 通過計算公式 （1）可以看出

軸所受載荷隨皮帶輪拉力和皮帶包角余弦值增大而加大。

用Matlab對包角和拉力在一定范圍內加載計算。①Theta=［95∶15∶180］；T=600代入公式F=2×T×cos［（180-Theta）／2］；plot（Theta，F）。包角與軸載荷關系如圖8所示。②Theta=120；T=［400∶150∶1200］代入公式F=2×T×cos［（180-Theta）／2］；plot （T，F）。拉力與軸載荷關系見圖9。③Theta=95∶15∶180；T=400∶150∶1200；［Theta，T］=meshgrid（Theta，T）代入公式F=2×T×cos （180-Theta）／2；mesh （Theta，T，F）。拉力和包角與軸載荷關系見圖10。

圖8 包角與軸載荷關系

圖9 拉力與軸載荷關系

圖10 拉力和包角與軸載荷關系

3.1.2 通過計算公式 （2）可以看出

軸承受載荷隨軸所受載荷和轉子的重力與離心力之和增大而加大。

用Matlab對Fc和F在一定范圍內加載計算。L1～L3基本為常數，由電機結構而定。

①L1=31.1；L2=41.2；L3=39.6；F=1088.9；Fc=［13.5∶-0.5∶11.5］代入公式Ffb=（F×L1+F×L2+F×L3+Fc×L3）／（L2+L3）；Plot（Fc，Ffb），前軸承載荷與轉子的重力、離心力關系見圖11。②L1=31.1；L2=41.2；L3=39.6；F=［1088.9∶50∶1200］；Fc=13.5代入公式Ffb=（F×L1+F×L2+F×L3+Fc×L3）／（L2+L3）；Plot （F，Ffb），前軸承載荷與轉子軸載荷關系見圖12。

圖11 前軸承載荷與轉子的重力、離心力關系

圖12 前軸承載荷與轉子軸載荷關系

3.1.3 小結

L1=31.1；L2=41.2；L3=39.6；F=［1088.9∶50∶1200］；Fc=［13.5∶-0.5∶11.5］；［F，Fc］=meshgrid （F，Fc） 代入公式Ffb=（F×L1+F×L2+F×L3+Fc×L3）／（L2+L3）；mesh （Ffb，F，Fc），前軸承載荷與轉子軸載荷／轉子的重力、離心力關系見圖13。

通過上述圖文，可知交流發電機皮帶的拉力、包角和電機本身質量對電機軸承所受載荷是有影響的，并且知道影響的趨勢。也可以通過Matlab基本擬合方程進行分析設計。

4 汽車交流發電機轉子軸承可靠性——壽命計算

載荷到底對軸承可靠性有什么影響？

汽車交流發電機常用滾動球軸承參數以及選用原則見表1。

4.1 應用軟件設計計算壽命

圖13 前軸承載荷與轉子軸載荷／轉子的重力、離心力關系

表1 汽車發電機常用前軸承參數以及選用原則

Solidworks是一個非常實用的軟件，它插件中有軸承計算器功能，比較方便得出軸承壽命數。在［Toolbox］單擊［軸承計算器］后編輯參數，可得出壽命值。

例2，利用Solidworks中的［軸承計算器］對例1進行校核設計。①初選擇6303，將例1中軸承載荷及軸承6303參數置于軸承計算器中；②求解壽命是524h；③顯然壽命小時數524h不夠安全。軸承6303計算壽命如圖14所示。

例2，選用6303不能滿足要求。勢必會有如下情況：一是減少皮帶輪拉力和優化包角，這一點除了優化包角外，減少皮帶拉力可能性不大，因為內燃機要保證傳遞扭矩，拉力不能太小。二是更換軸承，使用能承受更大載荷軸承。比如由6303改為6304，同樣利用軸承計算器設計校核。

圖14 軸承6303計算壽命

例3，同例2操作。①初選擇6304，將例1中軸承載荷及軸承6303參數置于軸承計算器中；②求解壽命是860h；③顯然壽命小時數860h遠超過500h。軸承6304計算壽命見圖15。

圖15 軸承6304計算壽命

實際驗證：內燃機廠家臺架試驗700h后，經過拆卸分析和重新裝配檢驗合格。這點與軸承計算器計是吻合的。軸承更換后試驗后、報告節錄見圖16。

圖16 軸承更換后、試驗后報告節錄

4.2 應用軸承設計手冊計算壽命

壽命LR（R=0.99） 計算公式 （3）：

式中：n——電機轉速，r／min（按交流發電機與內燃機之間傳動比而計算得）：4800r／min；ft——溫度系數，取0.95；C——軸承額定動載荷，見表1；fP——沖擊載荷系數，取1.65；P——當量載荷。

將例1中Ffb=1514.6N帶入計算：P=1514.6N。

從例3可知，雖然將6303更換為6304后能滿足壽命需要，但是軸承、電機轉子軸由直徑17mm加大到了20mm，成本上升并且電機工藝性下降，勢必要再優化設計。

結合軸承設計手冊公式，優化設計見例4。從表1可知：6304p的額定載荷高于6303／6304，那么按公式 （3）進行計算設計。

例4，按公式（3）進行計算設計。利用Matlab進行計算，將已經知道的參數帶入公式（3）計算，得出

Lh=1.3456e+03h，遠遠超過500h值。試驗證明見圖17，安全可靠的并控制了成本。

將n=4800；Ft=0.95；fp=1.65；C=18220；P=1514.6帶入公式Lh=（1000000／（60×n））×｛［（ft×C）／（fp×P）］3｝，Lh=1.3456e+03。

所以，選擇6304p是更優的方案！

小結：利用Matlab對不同軸承，按額定載荷加載計算，可以得出壽命值。對照設計值，比如設計壽命／優化成本等來取舍軸承。不同載荷軸承壽命見圖18。

圖17 電機熱駐留后，軸承完好

圖18 不同載荷軸承壽命

5 總結

通過上面的講述，得到以下幾點。

1）內燃機廠家在布置交流發電機是要注意皮帶拉力和包角控制與優化。

2）交流發電機廠家在設計電機時應注意電機質量和結構尺寸控制與優化。

3）優化后軸承設計會提高內燃機可靠性和降低電機廠家成本。