某副变速器双列圆锥滚子轴承设计应用

吴荣华　赫建勇　罗义建（中国第一汽车股份有限公司技术中心，长春130011）

某副变速器双列圆锥滚子轴承设计应用

吴荣华赫建勇罗义建
（中国第一汽车股份有限公司技术中心，长春130011）

结合本公司全新开发的一款大扭矩、长寿命、高可靠性、铝合金壳体变速器，研究副变速器双列圆锥滚子轴承配合、游隙、预紧和寿命之间的联系，提出轴承结构的优化设计方案，计算各温度下轴承安装配合的游隙变化，利用传统方法和应力积分法对比分析轴承疲劳寿命，并获得了合理的轴承配合公差和定位预紧参数，最后其通过了轴承及变速器台架寿命试验验证。

主题词：副变速器双列圆锥滚子轴承结构设计

1 前言

为满足公司战略规划整车产品需求而全新开发了一款高可靠性铝合金壳体变速器，其最大设计扭矩为2 300N·m，B10寿命为150万公里。该变速器积累主流产品设计经验，副变速器采用斜齿轮、双中间轴结构设计［1］，其输出轴设计采用双列圆锥滚子轴承。该轴承作为变速器轴齿零件的重要支撑，按照全寿命零件专用化设计，应用可靠性要求非常高。

目前，国内设计人员对于大扭矩、长寿命、高可靠性铝合金壳体变速器的开发经验不足。因此，为满足变速器大扭矩、长寿命、高可靠性要求，对输出轴专用双列轴承展开设计应用分析，提升并校核轴承应用寿命。

2 轴承选型及结构优化设计

该副变速器结构示意如图1所示。

由于副变速器采用斜齿轮及双中间轴结构设计，输出轴虽然不承受由齿轮副啮合产生的径向力，但需承受前进挡位下指向输出端的轴向力，且在传递大扭矩的同时，还承受传动轴带来的较大冲击。因此，输出轴采用双列圆锥滚子轴承支撑。

图1　该副变速器结构示意

为进一步满足变速器输出轴及各零部件定位需求，根据输出轴传递扭矩所需尺寸，初步设计选用凸缘外圈双列圆锥滚子350614R型标准轴承，外圈带润滑油孔，含内隔圈，前后两列轴承内圈及滚子完全相同。

图2所示为该轴承结构的优化设计方案。

图2　优化后的双列圆锥滚子轴承

优化方案在总体设计尺寸不变的条件下，较标准350614R型优化之处为：

a.轴承两列差异化设计。由于各前进挡位下轴承承受轴向力较大，且指向输出端，双列轴承前列相对后列受载更严重，因此将前后两列轴承差异化设计，使得前列承载能力优于后列，均化两列轴承使用寿命。

b.去除内隔圈。去除内隔圈可以减少轴承单元零部件数量，便于安装，同时还减少轴向尺寸链环数，有利于控制轴承单元游隙偏差。

c.内圈配合面优化。适当减小两列轴承配合面轴向尺寸，同时将后列轴承内圈配合面直径减小0.1mm（与之配合的轴径相应减小0.1mm），有利于轴承单元与输出轴的装配。

d.结构参数优化。通过调整两列轴承公称锥角、滚子数量、公称直径和公称长度等参数，使两列轴承承载能力均得到优化。

3 轴承配合设计

对于轴承配合设计，重要的是给予承受负荷的旋转套圈适合的过盈量。考虑轴承大扭矩承载及内圈旋转、外圈静止的工况，同时考虑内圈过盈量过大时内圈的安装及破损情况（最大过盈量控制在轴径的7/10 000以下），初步选定轴公差为n5。

而对于轴承外圈与座孔的配合，应重点考虑壳体铝合金座孔热膨胀系数大、材质软的特性，计算冷起动、常温装配及工作温度下配合面过盈量的变化。要避免冷起动温度下过盈量太大导致轴承过度抱紧，起动力矩过大而发生烧蚀现象；要保证常温装配对设备压装力要求不能过高而保证配合面不被拉伤；还要保证工作温度下配合面不发生滑动［2］，否则传动轴较大的冲击会引起壳体急剧磨损，载荷分布变差，振动噪声加大。综合以上分析，初步选定较紧的座孔公差P6。此外，该公差设计可减小输出轴的径向摆动量，有利于副变速器同步器正常工作。

4 轴承受力分析及游隙计算

利用SMT软件建立变速器模型，如图3所示。

图3　SMT软件变速器轴承受力计算模型

变速器模型边界条件设定工作温度为80℃，轴承配合公差为P6、n5，工作游隙为-10μm，使用适用于高速牵引路况的实测载荷谱，同时引入壳体刚度矩阵，充分考虑轴齿结构参数及工作时轴齿受力变形和轴承不对中等情况。计算得到轴承单元工作状态下准确的轴向受力，如表1所列。可知，3挡所受轴向力Fa3最大，高挡不受轴向力的作用。

表1　SMT软件双列圆锥滚子轴承单元受力计算结果

通过SMT软件可粗略计算出每个挡位各工作游隙所对应的轴承寿命，图4为1～3挡轴向工作游隙与轴承寿命的关系曲线图。由于这3个挡位对轴承总体寿命影响权重较大，因此轴承的最佳工作游隙rop应控制在-40～40μm范围内。

图4　各挡工况下轴向工作游隙与寿命定性曲线

装配完成后的轴承单元轴向游隙在工作温度下相对于常温未装配状态会减小，该减小量Δrf+t可根据文献［3］和文献［4］计算，其结果为40～80μm。而由文献［5］和文献［6］可计算出轴向定位预紧（900 N·m螺栓扭紧力矩作用情况下）造成约20μm的轴承游隙减少量（ΔrFa0），则轴承单元的初始轴向游隙r0为：

因此，综合轴承生产厂实际游隙控制能力，可初步确定轴承单元初始游隙r0为60～100μm。

5 轴承定位预紧

轴承预紧量过大会使得滚子与滚道接触应力增大，轴承容易过热甚至卡死；预紧量过小则容易引起轴承振动及噪声加大，轴承寿命得不到合理利用。合理预紧可以提高刚性、减小振动噪声、改进轴引导、补偿运行磨损、延长使用寿命。本文双列轴承单元设计采用输出后端锁紧螺栓进行轴向预紧，如图5所示。因此，合理确定锁紧螺栓的预紧参数（螺栓锁紧力、扭紧力矩）是非常重要的。

图5　轴承单元预紧

锁紧螺栓产生的锁紧力除了提供轴承单元的轴向定位预紧力外，还需要克服传动轴对输出突缘的作用力。当轴承单元前列在轴向力作用下，剩余预紧力刚好抵消到0时，该轴向力称为卸紧力Fa，ul。只有当变速器各挡位下的最大轴向力Fa3不大于卸紧力时，轴承单元才能始终处于预紧状态。卸紧力与预紧力Fa0的关系为［6］：

因此，轴承单元的轴向定位预紧力应满足：

而传动轴对输出端轴向作用力Fat包括传动轴对输出突缘的轴向静态作用力Fas及由于动力不平衡带来的轴向冲击力Fai，即

综合式（2）～式（4），螺栓锁紧力Fal应满足：

通过分析测量传动轴对输出突缘的作用力可知，在动平衡不理想的情况下，螺栓锁紧力应不小于86 kN。

螺栓扭紧力矩与锁紧力的关系为：

式中，T为螺栓扭紧力矩；K为扭矩系数；d为螺纹公称直径；λ为扭矩力比。

根据螺栓工作条件，代入相应参数可理论计算出λ值为97。而通过轴承测试台也可测试得到螺栓扭紧力矩与锁紧力的关系曲线，如图6所示。图6中曲线斜率乘以1 000即可得出扭矩力比λ，其结果与理论计算值较为吻合。因此，为满足螺栓锁紧力不小于86 kN，可根据图6初步选择螺栓扭紧力矩为900 N·m，以使得轴承单元在动平衡不理想的情况下始终处于预紧状态。

图6　螺栓扭紧力矩与锁紧力关系曲线

试验还进一步测量了900 N·m螺栓扭紧力矩下，初始游隙在60～100μm之间的6组轴承单元的实际工作游隙，如图7所示。可知，该6组轴承单元rop均在-40～40μm范围内。

图7　900N·m扭矩下轴承单元工作游隙测试数据

6 轴承寿命分析

传统圆锥滚子轴承疲劳寿命的计算公式为：

式中，L10为基本额定寿命；C为轴承的额定动载荷；P为当量动载荷；ε为轴承寿命指数，这里ε=10/3。

传统算法中，滚子轴承寿命指数ε=10/3是Palmgren于20世纪50年代提出寿命理论［7］的经验假设值，然而由于轴承材料及加工工艺的不断提高，这种假设值已经不符合如今制造的大多数滚子轴承。因此，本文采用高级疲劳寿命计算——应力积分法［8］计算轴承疲劳寿命，该方法计算公式为：

式中，S为幸存概率（90%）；A为材料常数；N为应力循环次数；e为Weibull分布斜率；b为滚子接触椭圆半宽；L为滚子沿整个滚道接触的总长度；τ0为最大正交切应力（发生在次表面）；Z0为最大正交切应力出现的深度；τu为疲劳剪切应力极限；c为Lundberg-Palmgren应力指数；h为Lundberg-Palmgren应力深度指数。

显然，应力积分法需要获得轴承滚子与滚道接触情况及次表面应力等相关信息。

为使得轴承寿命分析结果准确可靠，本文利用有限元软件对整个变速器模型下的轴承单元进行分析（见图8）。轴承单元三维模型和材料参数数据由生产厂家直接提供，以避免模型失真。使用适用于高速牵引路况的实测载荷谱，将轴承单元与壳体座孔及轴的配合过盈量设定为配合公差（P6、n5）下的过盈量中值，初始游隙为中值80μm，螺栓扭紧力矩为900N·m，工作场温度为80℃。

图8　变速器有限元分析模型

同时将轴承单元内、外圈滚道表层网格合理细化，得到各挡位下滚子与滚道接触压力及次表面应力的分布情况。其中接触压力最大的压痕发生在滚子与内圈滚道接触处，如图9所示。最大的次表面应力发生在内圈滚道小端处，如图10所示。

图9　3挡工况下内圈滚道接触压力

图10　3挡工况下内滚道小端次表面应力分布云图

结合轴承厂家所给其它参数数据，可用应力积分法计算得到轴承综合工况下的疲劳寿命为3 875百万转，如表2所列。考虑轴承润滑及油液污染等实际应用情况（应用修正系数0.77），轴承单元相对载荷谱要求寿命76百万转的破损率（Palmgren-Miner损伤积累理论［9］）为2.6%，相对传统计算破损率9.5%更为安全，寿命分析校验结果满足应用要求。

表2　双列圆锥滚子轴承综合工况下的疲劳寿命

7 台架试验

对双列圆锥滚子轴承进行疲劳及可靠性台架试验，试验抽取6套轴承样品，将当量载荷P加载到基本额定动载荷C的100%大小，按照GB/T 24607在Janus试验台架上进行，以6套轴承样品全部通过5倍L10而停止。

另外，本文还对该款新开发变速器进行台架寿命试验，将轴承单元按照前文给定的结构、配合、游隙及预紧参数等装配，按照载荷谱要求分挡位循环进行，至变速器及轴承通过台架寿命试验结束。

1赫建勇，任明辉，高方.双中间轴变速器CA10TA190M的设计开发.汽车技术，2012（12）：18～23.

2王思年，葛嫏.滚动轴承配合面处的爬动现象.轴承，1990（3）：44～48.

3白雪峰，郭长建，赵联春.滚动轴承最佳工作游隙的确定及分析.轴承，2013（9）：1～5.

4刘晓初.滚动轴承径向工作游隙的控制.轴承，1996（7）：2～5.

5丁长安，周晓文.圆锥滚子轴承的受载变形特性.轴承，1996（7）：6～11.

6李为民.圆锥滚子轴承轴向定位预紧刚度计算.轴承，2004（5）：1～3.

7 Joseph V，Poplawski.轴承寿命理论比较.国外轴承技术，2004（1）：40～51.

8 Harris TA，KotzalasM N.滚动轴承分析.罗继伟，李济顺，杨咸启，等译.北京：机械工业出版社，2009.

9 Naunheimer H.汽车变速器理论基础、选择、设计与应用.宋进桂，龚宗洋译.北京：机械工业出版社，2013.

（责任编辑晨曦）

修改稿收到日期为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