張雷，郭平，湯勇,楊柳

(1.襄陽汽車軸承股份有限公司，湖北 襄陽 441022;2.洛陽軸承研究所有限公司，河南 洛陽 471039)

變速箱取力器(Power Transfer Unit，PTU)是全輪驅(qū)動傳動系統(tǒng)(AWD)的主要部件，可應(yīng)用于普通轎車，也可用于SUV車型。它與扭矩管理器(TTD)配合使用，以接合整車系統(tǒng)，按照需求自動分配前、后輪的扭矩輸出，在不干涉發(fā)動機動力輸出的情況下，可提高物理極限，全時段實現(xiàn)最佳操控，提高汽車在各種公路和全天候條件下行駛的安全性。變速箱的動力一部分輸出到前半軸的左、右兩端，另外一部分輸出到取力器。通常情況下，動力從變速箱傳遞到取力器后需要改變傳遞方向，并且有一個升速比(約為2～3)。這主要是由扭矩管理器的特點決定的。扭矩管理器是一個結(jié)構(gòu)緊湊的動態(tài)離合器，所承受的傳遞扭矩有限，在相同轉(zhuǎn)速情況下，通過取力器的升速比可以增大1～2倍的傳遞動力。

1 選型與設(shè)計原則

根據(jù)變速箱取力器工況和受力情況，所用軸承均為圓錐滾子軸承，圖1為國外某取力器軸承布局圖，圖中采用了5個型號的圓錐滾子軸承。

圖1 取力器及軸承布局簡圖

變速箱取力器一般要求為平穩(wěn)、可靠、長壽命、小型化和輕量化。這決定了使用在該部位的軸承要有高可靠性、長壽命、低振動、低摩擦力矩、高速、耐高溫的工作特性。同時還要考慮載荷、承載區(qū)、潤滑和速度、不對中等因素，所以對軸承的設(shè)計和制造等都提出了較高的要求。國外對變速箱取力器軸承的壽命一般要求為20萬千米。

因此，對軸承的設(shè)計有以下要求：(1)高可靠性、長壽命，滿足主機使用壽命；(2)低摩擦力矩，降低能耗，提高傳動效率；(3)低振動，提高平穩(wěn)性和舒適性；(4)小型化、輕量化，在不減小軸承剛度情況下減輕重量。

2 高可靠性、長壽命設(shè)計

根據(jù)變速箱取力器運轉(zhuǎn)模擬條件，需要對取力器軸承進行受力分析，計算出每套軸承的理論壽命，并根據(jù)軸承的結(jié)構(gòu)特點、受力情況、潤滑狀況、使用環(huán)境及安裝狀況等進行壽命修正計算，使理論設(shè)計壽命滿足使用要求。同時，壽命計算結(jié)果為圓錐滾子軸承的材料及加工方式的選擇提供了重要依據(jù)，為軸承選型及安裝提供了可靠的理論依據(jù)。

2.1 理論壽命分析與選型

根據(jù)軸承受力情況，在有限的尺寸要求下，設(shè)計合理的內(nèi)部結(jié)構(gòu)及參數(shù)。首先需要根據(jù)已知條件(輸入扭矩、齒輪參數(shù)、軸承相互位置等)計算出各軸承的受力情況，然后根據(jù)經(jīng)驗初選軸承尺寸和內(nèi)部參數(shù)，計算出軸承額定載荷和載荷系數(shù)，再根據(jù)取力器的運行載荷譜計算出軸承的理論壽命。如果軸承不能滿足壽命要求或者計算壽命遠高于要求壽命，需對軸承尺寸和內(nèi)部參數(shù)進行調(diào)整。

軸承的徑向額定動、靜載荷分別為[1-2]

Cr=bmfc(iLwecosα)7/9Z3/4Dwe29/27，

(1)

C0r=44(1-Dwecosα/Dpw)iZLweDwecosα，

(2)

式中：bm為材料系數(shù)；fc為幾何系數(shù)；i為滾子列數(shù)；Lwe為滾子有效接觸長度；α為接觸角；Z為每列滾子數(shù)；Dwe為平均滾子直徑；Dpw為滾子組節(jié)圓直徑。

因用戶經(jīng)常要求用千米數(shù)和小時數(shù)來表示軸承的壽命，所以[3]

Ls=πDL10，

(3)

Lh=L10×106/(60nm)，

(4)

L10=(Cr/Pm)10/3，

(5)

(6)

同時考慮安裝和預(yù)緊對軸承的影響，需對軸承的靜態(tài)承載能力進行校核。在選型與壽命計算過程中，應(yīng)根據(jù)不同的使用位置選擇合適的軸承接觸角α即合適的載荷判定系數(shù)e,動、靜軸向系數(shù)Y，Y0。

表1 取力器中圓錐滾子軸承壽命

表2 調(diào)整后圓錐滾子軸承壽命

2.2 提高可靠性和壽命的設(shè)計

為提高軸承的可靠性，在滿足設(shè)計壽命的同時，需要對軸承壽命進行修正。此時要考慮軸承材料、潤滑、清潔度、接觸形狀、結(jié)構(gòu)及載荷情況等。軸承的修正壽命為[1]

Lnm=a1aISOL10，

(7)

式中:a1為可靠性修正系數(shù)，a1=0.95[ln(100/S)/ln(100/90)]2/3+0.05,S為可靠度，對于變速箱取力器軸承S最低取98；aISO為考慮軸承結(jié)構(gòu)、材料極限及潤滑環(huán)境等的壽命修正系數(shù)。表2中的計算壽命是修正后的壽命。

2.2.1 材料及熱處理的影響

對于這類軸承使用的材料，專門制定了相關(guān)的材料采購標準，對氧含量和雜質(zhì)有不同的規(guī)定，分普通、高、特(分別對應(yīng)P,G,T)級材料。針對這些材料，結(jié)合軸承壽命試驗情況給出了相應(yīng)的材料影響系數(shù)。

取力器軸承要求的使用溫度一般為-40～150 ℃，并且要求在峰值下至少正常運轉(zhuǎn)1 h。取力器軸承選用企業(yè)內(nèi)部標準規(guī)定的G級或T級軸承鋼或滲碳鋼。同時，經(jīng)過試驗證明，采用二次淬火、碳氮共滲的熱處理方式，可以使軸承壽命至少增加20%?？紤]軸承成本因素，在設(shè)計選型過程中，應(yīng)綜合考慮材料、熱處理方式對軸承壽命的影響，選擇合適的材料和熱處理方式。

2.2.2 滾動接觸表面輪廓形狀的影響

為提高軸承的承載能力，減小或消除滾子邊緣應(yīng)力集中，使表面接觸應(yīng)力均勻分布，在該類軸承設(shè)計中，內(nèi)、外圈滾道，滾子外徑面和內(nèi)圈擋邊均帶有凸度,如圖2所示。根據(jù)承載大小的不同，內(nèi)、外圈滾道和滾子素線采用了圓弧曲線修型和對數(shù)曲線修型兩種凸度形狀，擋邊采用了對數(shù)曲線修型的凸度形狀。同時，通過滾道接觸的有限元分析，對內(nèi)、外滾道，滾子外徑面的凸度值進行了匹配設(shè)計[5]。為使軸承滾道邊緣應(yīng)力最小，通過計算分析給出了合理的凸度形狀和凸度值。此例中軸承1，2的滾道采用了圓弧曲線修型的凸度形狀，凸度值取0.012～0.030 mm，軸承3，4，5的滾道采用了對數(shù)曲線修型的凸度形狀，其中軸承3的凸度值取0.005～0.010 mm，軸承4，5的凸度值取0.008～0.020 mm。所有的滾子素線均采用對數(shù)曲線，凸度值取0.005～0.010 mm。

圖2 圓錐滾子軸承的凸度設(shè)計

2.2.3 精度和裝配的影響

圖3 不同配合過盈量下最大Hertz應(yīng)力與壽命的關(guān)系(n為應(yīng)力壽命指數(shù))

3 低摩擦力矩設(shè)計

3.1 啟動摩擦力矩

啟動摩擦力矩是軸承從靜止狀態(tài)到開始旋轉(zhuǎn)時所必須克服的摩擦力矩。圓錐滾子軸承啟動摩擦力矩主要是滾子球基面與內(nèi)圈大擋邊的滑動摩擦力矩，其計算公式[6]為

(8)

式中：e1為滾子球基面與擋邊接觸點至擋邊底部的距離；μe為滾子端面與內(nèi)圈大擋邊間的摩擦因數(shù)，取0.1～0.2；Ri為內(nèi)滾道半徑；Dwm為滾子平均直徑；ψ為滾子半錐角；Fa為軸向載荷。

為降低啟動摩擦力矩，在設(shè)計加工過程中主要采取的措施為：(1)通過設(shè)計計算，控制擋邊與球基面的接觸點位置；(2)控制球基面與擋邊的表面粗糙度，使Ra<0.2 mm；(3)采用對數(shù)素線凸度形狀的擋邊；(4)控制擋邊內(nèi)側(cè)倒角和油溝大小。

3.2 工作中的摩擦力矩

圓錐滾子軸承在受載時，其摩擦力矩主要包括：滾子與內(nèi)、外圈間的滾動摩擦力矩Mr和內(nèi)圈擋邊與滾子球基面之間的滑動摩擦力矩Ms(同啟動摩擦力矩)。工作中的摩擦力矩為[6]

(9)

經(jīng)過對影響因素進行分析，得出控制滾動摩擦力矩的主要措施為：軸承設(shè)計精度應(yīng)不低于P6；加工時對滾道圓度、表面粗糙度及表面波紋度進行嚴格控制，滿足設(shè)計要求；對滾道和滾子外徑面凸度的大小和位置進行合理配置。

4 低振動設(shè)計

變速箱取力器對振動和噪聲也有一定的要求。由于英制圓錐滾子軸承、大錐角圓錐滾子軸承目前沒有相關(guān)的振動標準，因此，根據(jù)加工和檢測數(shù)據(jù)與顧客使用檢測反饋，制定了該部位軸承的振動值標準，見表3。對于可參考標準的型號，最低需要達到Z1，V1水平。

根據(jù)檢測數(shù)據(jù)對比分析可知，影響圓錐滾子軸承振動與噪聲的因素為：(1)各零件加工質(zhì)量，如套圈和滾子的形狀公差、各接觸表面質(zhì)量、保持架竄動量及質(zhì)心平穩(wěn)性；(2)裝配質(zhì)量，如滾子分組差、保持架收壓變形、軸承清潔度及潤滑等。

在設(shè)計中主要控制軸承的內(nèi)部精度，如表面粗糙度、圓度和表面波紋度等；在加工過程中，應(yīng)嚴格執(zhí)行規(guī)定的搬運程序，避免軸承零件的磕碰傷。同時，經(jīng)過對軸承清潔度與振動的對比試驗，制定了相應(yīng)的清潔度標準(表3)。

表3 振動與清潔度標準

5 小型、輕量化設(shè)計

在滿足壽命和不降低剛度的前提下，應(yīng)盡量減小軸承的尺寸以減輕重量，如圖4所示。采取的主要措施為改變滾子尺寸，增加滾子數(shù)量；對保持架進行針對性設(shè)計，減小保持架與外滾道間的間隙，減小滾子之間的間隙；優(yōu)化軸承內(nèi)部參數(shù)，增加其載荷容量；對滾道和滾子進行匹配設(shè)計；采用二次淬火或碳氮共滲工藝，提高軸承壽命；攻關(guān)薄壁套圈加工工藝，以滿足設(shè)計要求。同時在小型、輕量化設(shè)計中，需對軸承擋邊強度和軸承剛度進行校核。

圖4 軸承小型化示意圖

圓錐滾子軸承在承受軸向與徑向的聯(lián)合載荷時，最小預(yù)緊力按下式計算[7]

Fa0min≥1.9Fr1tanα1-0.5Fa，

(10)

Fa0min≥1.9Fr2tanα2+0.5Fa，

(11)

式中：Fr1，F(xiàn)r2分別為配對使用的兩個圓錐滾子軸承所受的徑向力；α1，α2分別為兩個圓錐滾子軸承的接觸角；Fa為配對圓錐滾子軸承整體受到的軸向力。軸向、徑向載荷按載荷譜選取。取上面兩式中的較大值，同時結(jié)合使用經(jīng)驗和試驗確定合適的預(yù)緊載荷值。

在軸向力作用下，圓錐滾子軸承剛性位移為[4，8]

(12)

在徑向力作用下，剛性位移為

(13)

Qmax=Fr/[Jr(ε)Zcosα]=Fa/[Ja(ε)·

Zsinα]，

(14)

式中：Qmax為最大滾動體載荷；Ja(ε)為軸向載荷積分函數(shù)；Jr(ε)為徑向載荷積分函數(shù)，Z為滾子個數(shù)。

軸承剛度為[9]

K=dF/dδ，

(15)

式中：F為作用在軸承上的載荷，N；δ為剛性位移，mm。

圖5～6分別為取力器中軸承(1～5)的軸、徑向力與位移的關(guān)系，在小型化設(shè)計過程中可用于前、后設(shè)計的剛度對比。

圖5 軸承的軸向剛度曲線

圖6 軸承的徑向剛度曲線

6 結(jié)束語

針對變速箱取力器軸承的使用工況和客戶要求，對該部位的軸承進行了選型設(shè)計，與傳統(tǒng)設(shè)計相比，優(yōu)化設(shè)計考慮了軸承的可靠性、長壽命、低振動、低摩擦、小型化及輕量化等因素，并對各個因素進行了詳細的分析，以指導軸承的設(shè)計。