王麗娟, 白冰

(中國重汽集團大同齒輪有限公司 技術(shù)中心，山西 大同 037305)

1 變速器軸承的應(yīng)用特點

汽車變速器結(jié)構(gòu)如圖1所示。在變速器中，一軸后軸承，二軸前、后軸承，中間軸前、后軸承基本都為滾動軸承。

圖1 變速器結(jié)構(gòu)簡圖

一軸前軸承僅在離合器分離時內(nèi)、外圈才有相對運動，因此按靜載荷計算軸承壽命，所選軸承的額定靜載荷C0應(yīng)大于2Fr0，F(xiàn)r0為取Temax(發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩)時1擋輸出轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的軸承徑向載荷[1]。

二軸與齒輪間的滾針軸承，未掛擋時滾針與內(nèi)、外滾道間有相對轉(zhuǎn)速差，但滾針僅承受使齒輪滑動的摩擦力矩與慣性力矩，載荷極小。掛擋后，滾針、軸及齒輪一同轉(zhuǎn)動而無轉(zhuǎn)差，滾針僅承受徑向載荷。由于經(jīng)常換擋，每擋連續(xù)工作時間不長，故極少有表面點蝕損壞情況，多由于間隙不當(dāng)或潤滑不良而卡住或燒壞。

二軸前支承滾針軸承和固定式中間軸與連體齒輪間的滾針軸承，承受的徑向載荷需進行驗算。滾針軸承常采用滿裝結(jié)構(gòu)以提高其承載能力。設(shè)計時應(yīng)保證合理的滾針間隙，以利于正常工作并延長使用壽命。一般推薦滾針間最小間隙為0.025 mm，滾針間的總間隙量最大值為(0.5～0.7)Dw(Dw為滾針直徑)，兩項不能同時滿足時應(yīng)保證后者。

為了防止運轉(zhuǎn)時軸承內(nèi)圈與軸、外圈與外殼孔產(chǎn)生相對滑動，套圈與軸和外殼孔間均采用適當(dāng)?shù)木o配合。特別對于薄壁軸承，采用適當(dāng)?shù)木o配合可使軸承套圈在運轉(zhuǎn)時受力均勻，承載能力得到充分的發(fā)揮。但軸承的配合不能太緊，以免內(nèi)圈的彈性膨脹和外圈的收縮使軸承的徑向游隙減小甚至完全消除，從而影響正常運轉(zhuǎn)。軸承內(nèi)圈與軸的配合取基孔制，且為負公差(即上偏差為零)，這樣更易獲得較為緊密的配合。軸承外圈與外殼孔的配合取基軸制，也取負公差，軸承外徑公差取JS6和J6。但軸承外圈與外殼孔的配合比內(nèi)圈與軸的配合相對松些[2]。

2 變速器軸承壽命計算

汽車變速器軸承耐久性的評價以軸承的滾動接觸疲勞為依據(jù)。在變速器中，大多為雙支承軸。多數(shù)情況下，可以把雙支承軸的結(jié)構(gòu)作為靜定問題處理，假定軸的變形對軸承載荷沒有影響，將軸看作簡支梁，軸承僅承受垂直于軸線的徑向載荷。利用力的平衡方程計算出支承反力，把得出的支承反力作為軸承載荷進行壽命計算。齒輪傳遞到軸上的徑向載荷和切向載荷可以合成為軸上的徑向載荷；軸向載荷也傳遞到軸上，因此軸承承受徑向、軸向聯(lián)合載荷。

軸承的壽命計算公式為

式中：Cr為徑向基本額定動載荷；Pr為徑向當(dāng)量動載荷；n為轉(zhuǎn)速；球軸承x取3，滾子軸承x取10/3。

軸承壽命計算的關(guān)鍵在于其當(dāng)量動載荷的確定[3]。

(1)對于不受軸向力的滾子軸承，Pr等于軸承的徑向載荷Fr。

(2)對于球軸承，

Pr=XFr+YFa，

圖2 二軸后軸承的徑向力計算原理圖

(3)在扭矩大的變速器中，二軸和中間軸前、后軸承都采用圓錐滾子軸承，當(dāng)Fa/Fr≤e時,Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e時,Pr=0.4Fr+YFa。同理，F(xiàn)r等于在各個擋位時齒輪所受的切向力和徑向力分別折算成所計算軸承的徑向載荷與切向載荷后兩者的平方和再開平方。

對于軸承所受軸向力Fa計算涉及到齒輪軸向力、軸承徑向載荷產(chǎn)生的軸向力，分別對其計算作如下說明。

(6)某個擋位的中間軸前、后圓錐滾子軸承軸向載荷Fa分別等于中間軸前、后圓錐滾子軸承軸向支承載荷。

3 結(jié)束語

軸承壽命計算是軸承選型設(shè)計的一個重要環(huán)節(jié)，文中給出了變速器中常用軸承的壽命計算方法。因為圓錐滾子軸承壽命計算時，考慮的因素較多，重點介紹了該類軸承的壽命計算。