主減速器主動齒輪軸承工作壽命的仿真研究

吳志猛

(上海漣屹軸承科技有限公司，上海 201100)

0 引言

某微型MPV汽車，雖然其乘坐舒適度比微型汽車大大提高，但是通過實車測試分析，驅(qū)動系統(tǒng)主減速器的振動和噪聲問題仍然突出[1]。本文通過ADAMS仿真研究了支撐軸承在不同跨距下的工作壽命，通過在30305 TRB(圓錐滾子軸承)和30306 TRB之間設(shè)置合理的跨距以支持傳動齒輪，改善了齒輪嚙合狀態(tài)，延長了軸承的使用壽命，進(jìn)而減少齒輪嚙合的振動和噪聲，提高了車輛NVH性能。

1 軸承工作壽命計算

主減速器的主動齒輪由30305軸承和30306軸承支撐，結(jié)構(gòu)如圖1所示。齒輪之間的嚙合產(chǎn)生徑向力FR和軸向力FA。本文根據(jù)力的方向研究30306軸承的工作壽命，通過設(shè)置兩軸承間的合理跨距來支持主動齒輪，齒輪嚙合力的狀態(tài)得到改善，進(jìn)而可以達(dá)到改善30306軸承工作壽命的目的。

圖1 主動齒輪和軸承剖面圖

軸承壽命的計算公式[2]為：

(1)

軸承工作溫度在100℃以下，實驗沖擊輕微。根據(jù)表1和表2，fT= 1，fp= 1。根據(jù)圖紙可知，軸承的動態(tài)額定載荷C= 63 kN，當(dāng)量動態(tài)載荷P可以通過模擬獲得。

表1 溫度系數(shù)

表2 載荷系數(shù)

2 軸承載荷仿真分析

本文通過ADAMS仿真計算工作期間的等效動力載荷，統(tǒng)計了軸向載荷和徑向載荷。主減速器由行星齒輪、軸承、差速器殼、主減速器殼體、法蘭蓋和主從動齒輪組成。 根據(jù)圖紙的尺寸，所有零件都由UG建模并按照要求裝配。為了便于觀察并且不影響仿真的準(zhǔn)確性，主減速器殼體被簡化為4個軸承座。主減速器模型如圖2所示。

1—主動齒輪；2—305軸承；3—305軸承位；4—306軸承；5—306軸承位；6—差速器殼；7—從動齒輪；8(9)—208軸承位；10(11)—208軸承。

通過調(diào)整305軸承和306軸承之間的跨距，來提高齒輪-軸承系統(tǒng)的剛度。采用定量方法對6組不同跨距的軸承進(jìn)行調(diào)整，跨距分別為54 mm、55 mm、56 mm、57 mm、58 mm、59 mm。其他組件的尺寸和安裝尺寸保持不變，然后將模型導(dǎo)入到ADAMS中。

2.1 仿真前處理

根據(jù)圖紙，主減速器的主要參數(shù)如表3所示。

表3 載荷系數(shù)

齒輪和軸承的不同部分之間有相對運(yùn)動，因此存在接觸力，計算齒輪接觸副和軸承元件接觸對的參數(shù)[3]，公式如下。

(1)

(2)

(3)

軸承接觸副的參數(shù)可以通過相同的方法獲得，它們顯示在表4中。

表4 軸承接觸副的參數(shù) 單位：N/mm

齒輪接觸副和軸承元件接觸副的參數(shù)設(shè)置如圖3所示[4-5]。

圖3 接觸副參數(shù)設(shè)置

對組件添加約束，主減速器與大地固定在一起；軸承與減速器殼為固定副；主從動齒輪上為旋轉(zhuǎn)副。根據(jù)微型MPV車的速度范圍，將驅(qū)動速度添加給主動齒輪。驅(qū)動速度分別為800 r/min，1 500 r/min，2 000 r/min，3 000 r/min，4 000 r/min和5 000 r/min。通過額定負(fù)載情況下的計算，從動齒輪的負(fù)載轉(zhuǎn)矩設(shè)置為500 N·m，仿真模型如圖4所示。

圖4 主減速器仿真模型

2.2 仿真結(jié)果統(tǒng)計分析

在仿真過程中，0.2 s達(dá)到最大速度，之后穩(wěn)定不變，所以不考慮0～0.2 s的加速過程。仿真總時間為0.4 s，步長為0.001 s。在軸承間距為55 mm和驅(qū)動速度為800 r/min的情況下，軸向載荷時域圖如圖5所示。

圖5 軸承跨距55mm的軸向負(fù)荷時域圖

表5和表6顯示了不同的轉(zhuǎn)速和跨距下的載荷。

表5 不同速度和跨距下的徑向載荷

表6 不同速度和跨距下的軸向載荷

2.3 計算當(dāng)量動載荷

在計算軸承的工作壽命時，不能直接采用作用于軸承的實際載荷，必須轉(zhuǎn)換成等效動載荷。在實際工作中，軸承在等效載荷下的工作壽命與在徑向載荷和軸向載荷共同作用下的壽命相等。

等效動載荷P與實際工作負(fù)荷之間的關(guān)系為[6-7]：

P=xFR+yFA

(5)

式中：x—徑向動載荷系數(shù)；y—軸向動載荷系數(shù)。當(dāng)軸向動載荷FA與徑向動載荷FR的比值大于e的值時，由于FA的影響較大，在計算當(dāng)量動載荷時必須考慮FA。 30306軸承的壓力角為15°，根據(jù)圓錐滾子軸承，e的值是1.5 tanα=0.4。從表5和表6中可知，F(xiàn)R/FA≥e=0.4，所以x=0.4，y=0.4 cotα=1.5。 所以當(dāng)量動載荷為：

P=0.4FR+1.5FA

(6)

經(jīng)計算，不同轉(zhuǎn)速和跨距下的當(dāng)量動載荷如表7所示。

表7 不同速度和跨距下的當(dāng)量動載荷

3 軸承工作壽命

通過式(1)可以獲得軸承的工作壽命，不同轉(zhuǎn)速和軸承跨距下的軸承工作壽命如表8所示。

表8 不同轉(zhuǎn)速和跨距下的軸承工作壽命

從表8分析可知，當(dāng)軸承間距為55 mm時，30306軸承的工作壽命較長。在該范圍內(nèi)，30305軸承和30306軸承可以更好地支撐主動齒輪，并且主減速器性能得到提高，噪聲和振動減少。

4 結(jié)語

本文的研究表明：通過調(diào)節(jié)30305軸承和30306軸承在主動齒輪上的跨距，可以提高主動齒輪-軸承系統(tǒng)的剛度，進(jìn)而延長30306軸承的工作壽命。根據(jù)仿真結(jié)果，當(dāng)30305軸承和30306軸承之間的跨距為55 mm時，系統(tǒng)剛度較好，同時30306軸承具有更長的工作壽命。并且主減速器性能得到提高，微型MPV汽車的舒適性得到改善。