汽车变速器轴承的寿命计算

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Life Calculation of Auto Transmission BearingsWang Li-juan，Bai Bing(Technical Center，China National Heavy Duty Truck Group Datong Gear Co.，Ltd.，Datong 037305，China)Abstract：The life calculation method is introduced for auto transmission bearings based on application conditions andcharacteristics，and the calculation method is discussed for axial force of bearings in detail。

Key words：transmission；roling bearing；life；axial force1 变速器轴承的应用特点汽车变速器结构如图 1所示。在变速器中，- 轴后轴承，二轴前、后轴承，中间轴前、后轴承基本都为滚动轴承。

二轴图 1 变速器结构简 图- 轴前轴承仅在离合器分离时内、外圈才有相对运动，因此按静载荷计算轴承寿命，所选轴承的额定静载荷 应大于 2 ， 为取 (发动机最大转矩)时 1挡输出转矩产生的轴承径向载荷。

收稿 日期：2012-07-18；修回日期：2012-10-09作者简介：王丽娟(1979-)，工程师，研究方向为变速箱设计。E-mail：wljlisa###163.com。

二轴与齿轮问的滚针轴承，未挂挡时滚针与内、外滚道间有相对转速差，但滚针仅承受使齿轮滑动的摩擦力矩与惯性力矩，载荷极校挂挡后，滚针、轴及齿轮-同转动而无转差，滚针仅承受径向载荷。由于经常换挡，每挡连续工作时间不长，故极少有表面点蚀损坏情况，多由于间隙不当或润滑不良而卡昨烧坏。

二轴前支承滚针轴承和固定式中间轴与连体齿轮间的滚针轴承，承受的径向载荷需进行验算。

滚针轴承常采用满装结构以提高其承载能力。设计时应保证合理的滚针间隙，以利于正常工作并延长使用寿命。-般推荐滚针间最袖隙为0.025 mm，滚针间的总间隙量最大值为 (0.5～0.7)D (D 为滚针直径)，两项不能同时满足时应保证后者。

为了防止运转时轴承内圈与轴、外圈与外壳孔产生相对滑动，套圈与轴和外壳孑L间均采用适当的紧配合。特别对于薄壁轴承，采用适当的紧配合可使轴承套圈在运转时受力均匀，承载能力得到充分的发挥。但轴承的配合不能太紧，以免内圈的弹性膨胀和外圈的收缩使轴承的径向游隙减小甚至完全消除，从而影响正常运转。轴承内圈与轴的配合腮孔制，且为负公差(即上偏差为· 6· 《轴承)2013.No.3零)，这样更易获得较为紧密的配合。轴承外圈与外壳孔的配合腮轴制，也取负公差，轴承外径公差取JS6和 J6。但轴承外圈与外壳孔的配合比内圈与轴的配合相对松些 。

2 变速器轴承寿命计算汽车变速器轴承耐久性的评价以轴承的滚动接触疲劳为依据。在变速器中，大多为双支承轴。

多数情况下，可以把双支承轴的结构作为静定问题处理，假定轴的变形对轴承载荷没有影响，将轴看作简支梁，轴承仅承受垂直于轴线的径向载荷。

利用力的平衡方程计算出支承反力，把得出的支承反力作为轴承载荷进行寿命计算。齿轮传递到轴上的径向载荷和切向载荷可以合成为轴上的径向载荷；轴向载荷也传递到轴上，因此轴承承受径向、轴向联合载荷。

轴承的寿命计算公式为r - /c 、/J10h- 60 P 式中：c 为径向基本额定动载荷；P 为径向当量动载荷；n为转速；球轴承 取3，滚子轴承 取 10/3。

轴承寿命计算的关键在于其当量动载荷的确白 [3]肚 o(1)对于不受轴向力的滚子轴承，P 等于轴承的径向载荷F 。

(2)对于球轴承，P XF YF ，式中：， ， 分别为轴承的径向、轴向载荷； ，Y为径向、轴向动载荷系数，其值根据e值确定，e0.507 825 4(F /C。)0.232 87 ，C。为轴承的额定径向静载荷，由于各个挡位齿轮的受力不同， 为各个挡位齿轮的径向力，：和切向力 折算到轴承上的径向力。计算 1挡时二轴后轴承的 为(图2)F，、/( ) (F ) X a/b。

- - - 前轴承 二1挡图2 二轴后轴承的径向力计算原理图(3)在扭矩大的变速器中，二轴和中间轴前、后轴承都采用圆锥滚子轴承，当 F /F ≤e时，P F ；当F。/F >e时，P 0.4F 。同理，F 等于在各个挡位时齿轮所受的切向力和径向力分别折算成所计算轴承的径向载荷与切向载荷后两者的平方和再开平方。

对于轴承所受轴向力 F 计算涉及到齿轮轴向力、轴承径向载荷产生的轴向力，分别对其计算作如下说明。

(1)在计算变速箱某个挡位齿轮对二轴或中间轴前圆锥滚子轴承产生的轴向载荷时，由于挂上某个挡位同时有两对齿轮啮合(即-对常啮合齿轮和-对挂挡齿轮)，两对齿轮产生的轴向力的合力 F 大于零(合力 F 大于零指挂挡齿轮啮合产生的轴向力大于常啮合齿轮座的轴向力)时，可不予考虑；而计算某个挡位的齿轮对二轴或中间轴后圆锥滚子轴承产生的轴向载荷时，两对齿轮产生的轴向力的合力F 大于零时，需考虑。同时由于圆锥滚子轴承承受径向载荷时，必产生轴向分力，计算径向当量动载荷时，须考虑该分力，其大小为F：0.5 F /Y，F：为径向载荷产生的轴向分力；F 为轴承的径向载荷。

(2)计算某个挡位的二轴或中间轴前圆锥滚子轴承的轴向支承载荷时(F：为正值)，当二轴或中间轴前、后圆锥滚子轴承的F F：小于零时，就等于其值；如果F F：大于零时，它的值取零。

(3)计算某个挡位的二轴或中间轴后圆锥滚子轴承轴向支承载荷时( 为负值)，当二轴或中问轴前、后圆锥滚子轴承的F F：小于零时，就等于零；如果F F：大于零时，等于其值。

(4)某个挡位的-轴后圆锥滚子轴承轴向支承载荷等于F -F(F取二轴前圆锥滚子轴承的F ，F：中绝对值的较大值)。

(5)计算某个挡位的-轴后圆锥滚子轴承轴向载荷 F 时，当-轴后圆锥滚子轴承轴向支承载荷大于零时，F 等于-，：，否则F 等于其轴向支承载荷。

(6)某个挡位的中间轴前、后圆锥滚子轴承轴向载荷F 分别等于中间轴前、后圆锥滚子轴承轴向支承载荷。

(7)计算某个挡位的二轴前圆锥滚子轴承轴向载荷F 时，当-轴后圆锥滚子轴承轴向支承载荷F F：-F大于零时，等于-轴后轴承的- F -F：；否则等于二轴前圆锥滚子轴承轴向支承载荷。

(8)对于计算某个挡位的二轴后圆锥滚子轴承轴向载荷 F。时，如果二轴前轴承F 二轴后轴承F F (-轴后轴承轴向支承载荷大于零时，!墨 ! 二 ZCN4l-1148/TH轴承 2013年3期 Bearing 2013，No.3 7-8非接触式密封深沟球轴承漏脂原因分析赵飞(洛阳LYC轴承有限公司 球轴承厂，河南 洛阳 471039)摘要：针对非接触式密封深沟球轴承存在的漏脂现象，对注脂头、注脂量、内圈密封倒角及装配游隙进行了改进，通过试验验证可知，改进后轴承的漏脂率在合格范围之内。

关键词：深沟球轴承；密封轴承；漏脂；游隙中图分类号：TH133.33 1 文献标志码：B 文章编号：1000-3762(2013)03-0007-02某电动机上使用的 6309E-2RZ非接触式密封深沟球轴承出现漏脂现象，并发生异常磨损，使电动机转子产生偏载，造成电动机烧包”。该型号轴承材料为 GCrl5钢，油脂为长城低噪声2号锂基脂(允许的工作温度为 -20-120℃)，密封圈为单唇非接触式，为内圈不带牙口的密封结构。现对该轴承的失效原因进行分析，并提出改进措施。

1 外观检查拆卸下来的轴承外观如图1所示 ，油脂从密图 1 漏脂样件收稿日期：2012-07-16；修回日期 ：2012-08-31封圈内唇口处大量渗出，呈堆积状。用手推密封圈，不能转动，证明外圈牙口处接触 良好。拆开密封圈后，沟道表面仅附着有少量油膜，沟道呈黑色，磨损严重，有烧伤痕迹。大部分油脂堆积黏附在单面密封圈内侧，少部分堆积在保持架兜孔外侧。

2 原 因分析通过对轴承内、外圈和钢球的硬度及金相组织检验分析，发现均符合行业标准要求。根据样品外观和后续分析认为：润滑脂大量外漏，轴承运转时润滑不充分，是造成轴承烧伤，转子偏载的根本原因。

3 改进措施3.1 注脂头结构原注脂头结构如图 2所示，注脂头下端与自动注脂机连接后，油脂在压力作用下，通过上端的注脂孔直接注入轴承内部，但油脂只能注入到保持架的两个兜孔之间的钢板上，仅有很少部分进入沟道，轴承运转时，在离心力的作用下，油脂大部分被甩出、堆积黏附在密封圈上形成渗漏，而沟道上的少量油脂无法形成有效油膜 ，严重影响了F。等于-轴后轴承的F F：，否则F 等于二轴前轴承的F：)二轴后轴承的F 小于零时，就等于零；否则，等于其值。

3 结束语轴承寿命计算是轴承选型设计的-个重要环节，文中给出了变速器中常用轴承的寿命计算方法。因为圆锥滚子轴承寿命计算时，考虑的因素较多，重点介绍了该类轴承的寿命计算。