孫瑞峰 遲豪德 李卿 李建光

摘 要：在缺少傳動系統(tǒng)分析軟件或沒有足夠時間建立傳動系統(tǒng)模型的前提下，我們無法提取傳動系統(tǒng)中各軸承的準確受力，本文利用理論計算公式，計算出主減速器總成內(nèi)導向軸承的受力，并將計算結(jié)果加載到減殼的有限元模型中，得到了主減殼導向軸承座的應力分布情況，驗證了導向軸承座的薄弱位置，也反過來進一步驗證了軸承理論計算受力的正確性與可行性。

關(guān)鍵詞：汽車驅(qū)動橋;主減速器殼;軸承力計算;有限元分析

0 背景

試驗室在進行某重卡后橋整橋疲勞試驗時發(fā)生主減速器導向軸承座斷裂失效故障，斷裂位置如圖1所示。本文通過對主減速器殼中導向軸承座進行受力分析，檢驗裂紋位置與受力大小及方向的關(guān)系，并提出改進意見。

1 導向軸承座的受力計算

主減速器總成有圓錐滾子軸承A、B及圓柱滾子軸承C支撐主動錐齒輪，其中圓柱滾子軸承C即為導向軸承，安裝軸承C的減殼位置即為導向軸承座。若要計算導向軸承上的力，首先針對該平臺主減速器總成進行主動錐齒輪的受力計算。

對于雙曲面齒輪，主從動齒輪齒面寬的分度圓直徑可用下式計算，參數(shù)說明見表1。

主動齒輪齒面上的圓周力、軸向力和徑向力公式按列表1中公式計算。

上述公式中的各項參數(shù)如列表2。

當主減速器的齒輪尺寸、支承型式和軸承位置已確定時，并根據(jù)齒輪的圓周力、軸向力和徑向力，將載荷分別轉(zhuǎn)移到每個軸承上。

由主動錐齒輪上的載荷產(chǎn)生的軸承徑向載荷的計算公式列表3。

根據(jù)以上公式，將產(chǎn)生故障的主減速器總成的相關(guān)數(shù)據(jù)代入，得出的結(jié)果如表4所示。將表4中的主動錐齒輪載荷代入表3中的主動錐齒輪軸承載荷計算公式，提取導向軸承（軸承Ⅲ）載荷，計算結(jié)果列表4。

其中，F(xiàn)r-F方向與主動錐齒輪圓周力方向相同，均為豎直向上;Fr-R方向與主動錐齒輪徑向力方向相同，均指向主動錐齒輪軸線，F(xiàn)r-A為負值，則方向與Fr-R方向相反，經(jīng)計算之后合力大小為105 772N。該力的方向與斷裂位置大致成90°，該軸承座的危險區(qū)域大致與合力方向成90°，并趨近于材料較少的薄弱位置。

2 有限元分析驗證

針對以上后橋主減速器殼導向軸承座斷裂，對其三維模型進行有限元分析驗證。導入模型后設置減殼的材料屬性QT450-10，對所有減殼大法蘭面上的螺栓孔施加固定約束，將計算出的各項軸承力加載至導向軸承座內(nèi)孔。

分析結(jié)果：最大位移位于合力的作用點，而最大等效應力值遠遠高于減殼材料的屈服強度，最大等效應力點位于試驗斷裂部位，進一步驗證了導向軸承座的危險區(qū)域大致遵循與合力方向成90°的規(guī)律，并趨近于薄弱位置。在設計及校核主減速器導向軸承座時，應注意對應力較大及薄弱部位進行加強。

3 結(jié)束語

本文通過對軸承受力進行理論計算，并將結(jié)果帶入有限元分析中，驗證了零部件的故障位置，反過來也證明了理論計算的正確性，找到產(chǎn)品結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方向，本文僅對主減殼的導向軸承座進行分析，利用軸承受力的理論公式，可以進一步計算減殼內(nèi)其他軸承的受力情況，并將計算結(jié)果加載到有限元模型中，為減殼及其他產(chǎn)品的優(yōu)化設計及改進提供依據(jù)。

參考文獻：

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