杨新清，李凌翔，华晓波

(泛亚汽车技术中心有限公司，上海 201208)

1 问题的产生

圆柱滚子轴承因结构简单，且具有较高的刚度，在汽车变速箱中广泛应用。但其抗变形能力差，较小的系统位错量都会产生边缘应力。轴承设计分析时，往往根据传统弹性接触理论计算轴承接触应力[1-9]，从而验证轴承设计是否合理。某汽车变速箱输出端圆柱滚子轴承(图1)开发中出现边缘应力集中现象，从而导致轴承失效(图2)。采用原方法校核得到其接触应力满足设计要求，分析原因可能为弹性接触理论计算方法假设轴承支承均匀，但该轴承实际为异形支承。在此采用有限元法建立轴承实际模型，分析其产生边缘应力集中现象的原因，并提出相应的改进措施。

图1 汽车变速箱输出端圆柱滚子轴承安装位置示意图Fig.1 Diagram of installation position of cylindrical roller bearing at output end of automobile gearbox

2 有限元分析

发动机最大输出扭矩180 N·m,变速箱传动比见表1。变速箱在1挡载荷最大，1挡和主减速齿轮参数见表2。

表1 变速箱传动比Tab.1 Transmission ratio

表2 变速箱齿轮参数Tab.2 Transmission gear parameters

圆柱滚子轴承主要结构参数为：内径39 mm,外径68 mm,宽度14 mm,滚子直径8.5 mm，滚子长度15 mm,滚子数量15。内圈和滚子材料为GCr15，外圈材料为S55C中碳钢。额定动载荷为64.86 kN，额定静载荷为71.01 kN。

滚子采用对数修形，对数素线方程为[10]

(1)

Lwe=Lw-2r,

式中：ν为材料泊松比；E为材料弹性模量；Qmax为滚子所受最大载荷；Lwe为滚子有效长度；Lw为滚子长度；r为滚子倒角半径；Fr为径向载荷；Z为滚子数量；对于滚子轴承，1/Jr取4.08。

凸度近似值

(2)

式中：K0为材料常数，对于普通轴承钢，K0=2.81×10-6mm2/N；b为滚子与滚道的接触区半宽；……