CN109030016A - 基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估方法，涉及履带车辆传动装置耐久性技术领域。本发明提供的基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估计算方法，改变了以往综合传动整机耐久性计算没有统一载荷谱，各零部件耐久性计算无法关联匹配，整机耐久性评估没有方法参考的局面，从根本上解决了综合传动耐久性性定量计算的技术难题，为综合传动装置各个零部件的等寿命设计提供了技术基础。采用本发明使综合传动装置各个部件包含齿轮、轴、轴承等优化设计具有统一载荷谱，采用CAE技术分析能够得到关键部位和薄弱环节的应力变化规律，提高了计算的效率。建立综合传动装置耐久性评估数学模型，得到耐久性定量评估结果。

Description

基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估方法

技术领域

本发明涉及履带车辆传动装置耐久性技术领域，具体涉及一种基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估方法。

背景技术

综合传动装置是履带车辆常用的传动***，一般有正差速，负差速和零差速传动***。零差速液力机械综合传动装置是当前的主流传动型式。综合传动装置虽然结构复杂，其结构件分为齿轮类、轴类、轴承类部件，这些传动部件有机的协调工作，完成综合传动直驶、转向等各种功能和性能。当前关于综合传动耐久性评估基本都是按照实车试验，公开发表的文献或者专利没有从理论角度给出可行的计算方法。对于综合传动装置各个部件耐久性的计算往往是按照额定工况或者最大扭矩工况工作一定的时间，从而计算各个部件的耐久性，各个部件之间的载荷缺乏有机的匹配和组合，无法评估整机的耐久性。因缺乏统一的载荷谱，各个部件耐久性计算缺乏可比性，从而对整机等寿命设计等带来困难。

发明内容

(一)要解决的技术问题

本发明要解决的技术问题是：如何提供一种基于载荷谱的综合传动耐久性评估方法，用以解决现有综合传动装置整机耐久性评估理论方法缺失的问题。

(二)技术方案

为了解决上述技术问题，本发明提供了一种基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估方法，包括以下步骤：

步骤1、根据综合传动装置的结构特点，获得零部件工作载荷测试方案；

步骤2、通过测试获得步骤1的载荷统计数据，并进行初步处理，然后按照当前行驶的各种工况和里程，分别对齿轮、轴承和轴获得当前零件损伤的工作载荷谱；

步骤3、根据步骤2的结果，基于载荷谱计算综合传动装置各个部件的损伤率和寿命；

步骤4、基于步骤3的结果进行综合传动装置整机耐久性计算模型制定。

优选地，步骤1具体为：

根据预设测点，布置特定的传感器，测试4个转矩信号、风扇传动输入扭矩T₁的时间历程、左侧汇流排输出扭矩T₂的时间历程、右侧汇流排输出扭矩T₃的时间历程、转向机构输出扭矩T₄的时间历程、3个转速信号和1个档位信号，基于测试的数据通过内部传动链传动比的分析获得各个齿轮所传递的扭矩，并基于测试的数据通过对轴系传递功率的分析获得各个轴承、轴在特定工况所受的力，在试验过程中记录对应的数据；所述4个转矩信号包括风扇传动输入扭矩T₁、左侧汇流排输出扭矩T₂、右侧汇流排输出扭矩T₃、转向机构输出扭矩T₄；所述3个转速信号包括传动装置输入转速n₁，转向零轴转速n₂，变速机构输出转速n₃。

优选地，步骤2中按照当前行驶的各种工况和里程，分别对齿轮、轴承和轴获得当前零件损伤的工作载荷谱具体包括：

步骤2.1按照步骤1中记录的测试内容，对应相应的工况和传动比，计算所有齿轮受力情况：对于轴承的载荷谱统计，首先运用CAE软件建立3D模型，在有限元软件中施加稳态工况的传递力矩T，得到啮合齿轮齿根弯曲应力极值σ_F和齿面接触疲劳应力极值σ_H，对于润滑、速度、粗糙度、齿面硬化这些工艺措施对于应力的影响，分别引入润滑系数Z_L、速度系数Z_V、粗糙度系数Z_R、齿面硬化系数Z_W，对于接触疲劳应力σ_H进行修正，公式如式(1)所示，对于弯曲疲劳应力引入系数相对齿根表面状况系数进行修正，公式如式(2)所示：

σ_H′＝σ_HZ_LZ_VZ_RZ_W (1)

σ_F′＝σ_FY_RrelT (2)

根据上述分析从而建立了齿轮传递转矩和应力的对应比例关系，将齿轮工作传递转矩和对应的转速按照时域对标，将传递转矩的均值进行8级等分，将对应的转速信号提取出来，再将转速信号8级等分，从而得到任意齿根弯曲疲劳和齿面接触疲劳应力区间下任意转速区间所对应的工作时间；

齿轮每旋转一周对应的轮齿啮合一次，也就意味着应力循环一次，按照式(3)计算对应的循环次数；

N_ij＝60b_jgt_ij i,j＝1,2,.....8 (3)

式中，N_ij表示第i级载荷、第j级转速下的循环次数，b_j表示第j级齿轮转速，gt_ij表示在第i级载荷、第j级转速下的齿轮的工作时间；

步骤2.2将实际的轴向和径向载荷等效为一假想的当量动载荷P来处理，在当量动载荷作用下，轴承的工作寿命与在实际工作载荷下的寿命相等，根据轴系的受力特点，计算受到的等效载荷如式(4)所示：

P＝XF_r+YF_a (4)

式中，F_r表示轴承所承受的径向载荷；F_a表示轴承所承受的轴向载荷；X，Y表示径向载荷系数和轴向载荷系数；提取对应的转速，将不同转速区间和对应的等效均值载荷进行8级分级处理，得到轴承工作的载荷谱；

轴承寿命的计算公式按照下式(5)所示：

式中，L_hij为轴承在第i级当量动载荷，第j级转速区间下以90％可靠度工作的寿命，c_i为轴承第i级当量载荷；d_j为轴承第j级转速；ε为轴寿命系数：f_t为温度系数；C为基本额定动载荷；

步骤2.3根据步骤1所测得的转矩，结合传动链传动比获得不同以传递转矩为主的轴的载荷，传递弯矩为主的轴通过轴系的受力分析，间接计算弯矩的变化规律，通过对稳态工况在CAE软件中获得传递转矩条件下的不同部位的应力分布，获得传递载荷和对应的极值应力的对应比例关系，将轴所受的应力开展雨流计数统计，获得应力均值和幅值的8级分布，得到任意应力均值和幅值条件所对应的循环次数，按照Goodman等效方法，将不同应力幅值条件下的应力均值转化为对称循环条件下的应力等效幅值。

优选地，步骤3具体包括：

步骤3.1齿轮耐久性计算：根据步骤2.1得到的载荷谱，按照Palmgren-Miner疲劳累积等效法则，依据齿轮材料对应的弯曲疲劳SN曲线，从而计算得到任意弯曲疲劳应力区间任意转速区间的疲劳损伤率，式(6)表示任意工况下的损伤率，式(7)表示所有工况下的总损伤率：

式中，G_ij第a_i级载荷，第b_j级转速下的损伤率，N_ij表示第i级载荷，第j级转速下的循环次数，N_ai表示在齿轮弯曲疲劳SN曲线上，当应力均值为ai时最大循环次数，GZ表示总损伤率，如式(7)所示：

步骤3.2轴承耐久性计算：根据步骤2.2得到的载荷谱，以及已经获得任意轴承在特定的转速和转矩区间下工作的时间和可靠工作的工作寿命，按照式(8)获得任意工况的损伤率和总损伤率：

式中，B_ij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下的损伤率，t_ij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下的工作时间，L_hij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下以90％可靠度工作的寿命，BZ表示该轴承总的损伤率，如式(9)：

步骤3.3轴耐久性计算：根据步骤2.2得到的载荷谱，按照Palmgren-Miner疲劳累积等效法则，对于承受扭转疲劳时效的轴采用扭转疲劳SN曲线，对于弯曲疲劳失效的轴采用弯曲疲劳SN曲线，从而得到轴在对应的应力均值和幅值条件下的损伤率，计算公式如式(10)和式(11)所示，S_ij表示轴在第g_j级等效应力幅值下的损伤率，h_ij代表在相应的应力均值和幅值条件下的应力循环次数，N_gi表示轴在对称循环应力g_i下的允许疲劳循环次数，SZ表示该轴的总损伤率：

优选地，步骤4具体包括：

基于步骤3的结果，首先分别统计所有齿轮、轴和轴承的损伤率；

所有齿轮的损伤率G，用式(12)表示，所有轴的损伤率S，用式(13)表示，所有轴承的损伤率B，用式(14)表示：

G＝max(GZ₁,GZ₂,.....GZ_m) (12)

S＝max(SZ₁,SZ₂,.....SZ_m) (13)

B＝max(BZ₁,BZ₂,.....BZ_m) (14)

用Q表示整个综合传动装置耐久性评价指标，当Q等于1的车辆行驶里程就是综合传动装置的寿命；

Q＝max(G,B,S) (15)。

优选地，步骤2中，进行初步处理具体为：首先对于采集的载荷统计数据采用低通滤波法去掉干扰信号，然后采用幅值门限法去掉信号中的奇异值，并去除扭矩信号中损伤小于预设值的载荷。

(三)有益效果

与现有技术相比较，本发明具备如下有益效果：

1、本发明提供的基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估计算方法，改变了以往综合传动整机耐久性计算没有统一载荷谱，各零部件耐久性计算无法关联匹配，整机耐久性评估没有方法参考的局面，从根本上解决了综合传动耐久性性定量计算的技术难题，为综合传动装置各个零部件的等寿命设计提供了技术基础。

2、采用本发明使综合传动装置各个部件包含齿轮、轴、轴承等优化设计具有统一载荷谱，采用CAE技术分析能够得到关键部位和薄弱环节的应力变化规律，提高了计算的效率。建立综合传动装置耐久性评估数学模型，得到耐久性定量评估结果。

附图说明

图1为综合传动测点布置图；

图2为特定转矩区间的转速数据提取图；

图3为某工况雨流矩阵示意图。

具体实施方式

为使本发明的目的、内容、和优点更加清楚，下面结合附图和实施例，对本发明的具体实施方式作进一步详细描述。

本发明提供的一种基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估方法，包括如下步骤:

步骤1、根据综合传动装置的结构特点，获得零部件工作载荷测试方案。

根据图1所示的测点，布置特定的传感器。测试4个转矩信号，风扇传动输入扭矩T₁的时间历程(该时间历程指输入扭矩T₁的过程所花费的时间)、左侧汇流排输出扭矩T₂的时间历程、右侧汇流排输出扭矩T₃的时间历程、转向机构输出扭矩T₄的时间历程，3个转速信号，传动装置输入转速n₁，转向零轴转速n₂，变速机构输出转速n₃，1个档位信号。基于测试的数据通过内部传动链传动比的分析就可以获得各个齿轮所传递的扭矩。基于测试的数据通过对轴系传递功率的分析可以获得各个轴承，轴在特定工况所受的力。在试验过程中记录对应的数据，如表1所示。

表1数据记录表

步骤2、通过测试获得步骤1的载荷统计数据，并进行初步处理。首先对于采集的载荷统计数据采用低通滤波法去掉干扰信号，从而提高信号的信噪比，所用的采用幅值门限法去掉信号中的奇异值，去除扭矩信号中损伤较小的载荷，减少信号处理的数据量。按照当前行驶的各种工况和里程，分别对齿轮、轴承和轴获得当前零件损伤的工作载荷谱。

2.1按照表1所示的测试内容，对应相应的工况和传动比，计算所有齿轮受力情况。对于轴承的载荷谱统计，首先运用CAE软件建立3D模型，在有限元软件中施加稳态工况的传递力矩T，得到啮合齿轮齿根弯曲应力极值σ_F和齿面接触疲劳应力极值σ_H。因为CAE求解齿面接触应力和齿根弯曲应力只能考虑材料和几何结构，对于润滑、速度、粗糙度、齿面硬化等工艺措施对于应力的影响，分别引入润滑系数Z_L、速度系数Z_V、粗糙度系数Z_R、齿面硬化系数Z_W，对于接触疲劳应力σ_H应该进行修正，公式如式(1)所示。对于弯曲疲劳应力引入系数相对齿根表面状况系数进行修正，公式如式(2)所示。这些系数的参考取值参照ISO 6336-2008。

σ_H′＝σ_HZ_LZ_VZ_RZ_W (1)

σ_F′＝σ_FY_RrelT (2)

根据上述分析从而建立了齿轮传递转矩和应力的对应比例关系。将齿轮工作传递转矩和对应的转速按照时域对标，将传递转矩的均值进行8级等分，将对应的转速信号提取出来，如图2所示。再将转速信号8级等分，从而得到任意齿根弯曲疲劳和齿面接触疲劳应力区间下任意转速区间所对应的工作时间，如表2和表3所示，a₁～a₈代表弯曲(接触)疲劳应力的8级均值分级，b₁～b₈代表齿轮平均转速的8级分级，gt₁₁～gt₈₈代表在相应的应力均值和转速均值条件下的工作时间，N₁₁～N₈₈代表在相应的应力均值和转速均值条件下的循环次数。

齿轮每旋转一周对应的轮齿啮合一次，也就意味着应力循环次一次。按照式(3)计算对应的循环次数。

N_ij＝60b_jgt_ij i,j＝1,2,.....8 (3)

式中，N_ij表示第i级载荷、第j级转速下的循环次数，b_j表示第j级齿轮转速(单位rpm)，gt_ij表示在第i级载荷、第j级转速下的齿轮的工作时间(单位h)。

表2齿轮工况统计表一

表3齿轮工况统计表二

2.2对于轴承的载荷谱统计，关键是获得轴承载荷和旋转次数的关系。轴承因包含内圈、外圈、保持架和滚动体，每一个部件的受力情况都不一致，按照ISO 281标准，将轴承旋转一圈视为应力循环一次,轴承在既承受轴向载荷又承受径向载荷，为了便于研究，将实际的轴向和径向载荷等效为一假想的当量动载荷P来处理，在当量动载荷作用下，轴承的工作寿命与在实际工作载荷下的寿命相等。根据轴系的受力特点，计算受到的等效载荷如式(4)所示。

P＝XF_r+YF_a (4)

式中F_r表示轴承所承受的径向载荷(单位N)；F_a表示轴承所承受的轴向载荷(单位N)；X，Y表示径向载荷系数和轴向载荷系数，通过轴承手册可以查到。按照图2所示的方法提取对应的转速。将不同转速区间和对应的等效均值载荷进行8级分级处理，得到轴承工作的载荷谱，如表4所示，c₁～c₈代表载荷的8级均值分级，d₁～d₈代表轴承平均转速的8级分级，bt₁₁～bt₈₈代表在相应的转矩均值和转速均值条下的工作时间。

轴承寿命的计算公式按照下式(5)所示

式中，L_hij为轴承在第i级当量动载荷，第j级转速区间下以90％可靠度工作的寿命(h)，c_i为轴承第i级当量载荷，单位N；d_j为轴承第j级转速，rpm；ε为轴寿命系数：对于球轴承ε＝3，对于滚子轴承ε＝10/3；f_t为温度系数；C为基本额定动载荷。轴承寿命计算表如表5所示，L_h11～L_h88代表在相应的转矩均值和转速均值条件下的寿命。

表4轴承载荷谱统计表一

表5轴承载荷谱统计表二

2.3对于轴的载荷谱统计，关键是获得轴传递的载荷和载荷循环次数。综合传动装置重要的轴，例如传动主轴、转向零轴等主要传递转矩，齿轮支撑轴大部分以传递弯矩为主。根据表1所测得转矩，结合传动链传动比可以获得不同以传递转矩为主的轴的载荷。传递弯矩为主的轴可以通过轴系的受力分析，间接计算弯矩的变化规律。通过对稳态工况在CAE软件中获得传递转矩(弯矩)条件下的不同部位的应力分布，获得传递载荷和对应的极值应力的对应比例关系。将轴所受的应力开展雨流计数统计，获得应力均值和幅值的8级分布，得到任意应力均值和幅值条件所对应的循环次数，如表6所示。按照Goodman等效方法，将不同应力幅值条件下的应力均值转化为对称循环条件下的应力等效幅值，如表7所示。e₁～e₈代表载荷的8级均值分级，f₁～f₈代表轴所受应力幅值8级分级，h₁₁～h₈₈代表在相应的应力均值和幅值条件下的应力循环次数，g₁～g₈代表当量幅值的8级分级。

表6轴的载荷统计表

表7轴的等效载荷统计表

步骤3、根据步骤2的结果，基于载荷谱计算综合传动装置各个部件的损伤率和寿命。综合传动装置因为工况复杂，不同工况下所对应的轴承、轴和齿轮的寿命都不一致，因此采用损伤率来表示当前工作历程和时间中的载荷对于零件寿命的影响情况。

3.1齿轮耐久性计算。根据表3所示的载荷谱，按照Palmgren-Miner疲劳累积等效法则，依据齿轮材料对应的弯曲(接触)疲劳SN曲线，从而计算得到任意弯曲(接触)疲劳应力区间任意转速区间的疲劳损伤率。式(6)表示任意工况下的损伤率，式(7)表示所有工况下的总损伤率，损伤率计算表如表8所示。

式中，G_ij第a_i级载荷，第b_j级转速下的损伤率，N_ij表示第i级载荷，第j级转速下的循环次数，N_ai表示在齿轮弯曲(接触)疲劳SN曲线上，当应力均值为ai时最大循环次数。GZ表示总损伤率，如式(7)所示。

表8齿轮损伤率计算表

3.2轴承耐久性计算。根据表4和表5所示的载荷谱，根据已经获得任意轴承在特定的转速和转矩区间下工作的时间和可靠工作的工作寿命,按照式(8)可以获得任意工况的损伤率和总损伤率，如表9所示。

式中，B_ij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下的损伤率，t_ij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下的工作时间，L_hij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下以90％可靠度工作的寿命。BZ表示该轴承总的损伤率，如式(9)所示。

表9轴承损伤率计算表

3.3轴耐久性计算。根据表7所示的载荷谱，按照Palmgren-Miner疲劳累积等效法则，对于承受扭转疲劳时效的轴采用扭转疲劳SN曲线，对于弯曲疲劳失效的轴采用弯曲疲劳SN曲线，从而得到轴在对应的应力均值和幅值条件下的损伤率，如表10所示，计算公式如式(10)和式(11)所示，S_ij表示轴在第g_j级等效应力幅值下的损伤率，h_ij代表在相应的应力均值和幅值条件下的应力循环次数，N_gi表示轴在对称循环应力g_i下的允许疲劳循环次数，SZ表示该轴的总损伤率。

表10轴的损伤率计算表

步骤4、综合传动装置整机耐久性计算模型制定。综合传动装置组成结构复杂，轴系中任意齿轮、轴或者轴承断裂均会产生致命故障影响综合传动整机的耐久性。基于步骤3的结果，首先分别统计所有齿轮、轴和轴承的损伤率，如表11所示，GZ₁～GZ_m分别代表m个齿轮的损伤率，SZ₁～SZ_n分别代表n个轴的损伤率，BZ₁～BZ_p分别代表p个轴承的损伤率。

所有齿轮的损伤率G，可用式(12)表示，所有轴的损伤率S，可用式(13)表示，所有轴承的损伤率B，可用式(14)表示。

G＝max(GZ₁,GZ₂,.....GZ_m) (12)

S＝max(SZ₁,SZ₂,.....SZ_m) (13)

B＝max(BZ₁,BZ₂,.....BZ_m) (14)

Q表示整个综合传动装置耐久性评价指标，当Q等于1的车辆行驶里程就是综合传动装置的寿命。

Q＝max(G,B,S) (15)

表11损伤率表

项目	损伤率	项目	损伤率	项目	损伤率
						齿轮1	GZ1	轴1	SZ1	轴承1	BZ1
齿轮2	GZ2	轴2	SZ2	轴承2	BZ2
						.......	.......	.......	.......	.......	.......
齿轮m	GZm	轴n	SZn	轴承p	BZp

可以看出，本发明应用CAE分析技术手段得到各个部件薄弱部位的应力和变化规律，基于雨流计数法得到各个部件载荷循环的载荷谱，为耐久性计算提供了准确的边界条件。综合传动装置结构复杂任何部件的损坏都会造成整机的功能丧失，基于工作特点提出综合传动耐久性计算的模型。本发明中综合传动装置各部件耐久性计算所采用的载荷谱主要依据对车辆的道路实测和CAE分析等手段获得，计算结果置信度较高，提供了综合传动耐久性定量评估的手段。如果车辆在对应的试验跑道循环行驶，根据特定里程所获得综合传动整机损伤率，就可以获得损伤率为1时，综合传动装置当量寿命里程，可用于在线寿命预计。

以上所述仅是本发明的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明技术原理的前提下，还可以做出若干改进和变形，这些改进和变形也应视为本发明的保护范围。

Claims (6)

1.一种基于载荷谱的综合传动装置耐久性评估方法，其特征在于，包括以下步骤：

步骤1、根据综合传动装置的结构特点，获得零部件工作载荷测试方案；

步骤2、通过测试获得步骤1的载荷统计数据，并进行初步处理，然后按照当前行驶的各种工况和里程，分别对齿轮、轴承和轴获得当前零件损伤的工作载荷谱；

步骤3、根据步骤2的结果，基于载荷谱计算综合传动装置各个部件的损伤率和寿命；

步骤4、基于步骤3的结果进行综合传动装置整机耐久性计算模型制定。

2.如权利要求1所述的方法，其特征在于，步骤1具体为：

根据预设测点，布置特定的传感器，测试4个转矩信号、风扇传动输入扭矩T₁的时间历程、左侧汇流排输出扭矩T₂的时间历程、右侧汇流排输出扭矩T₃的时间历程、转向机构输出扭矩T₄的时间历程、3个转速信号和1个档位信号，基于测试的数据通过内部传动链传动比的分析获得各个齿轮所传递的扭矩，并基于测试的数据通过对轴系传递功率的分析获得各个轴承、轴在特定工况所受的力，在试验过程中记录对应的数据；所述4个转矩信号包括风扇传动输入扭矩T₁、左侧汇流排输出扭矩T₂、右侧汇流排输出扭矩T₃、转向机构输出扭矩T₄；所述3个转速信号包括传动装置输入转速n₁，转向零轴转速n₂，变速机构输出转速n₃。

3.如权利要求2所述的方法，其特征在于，步骤2中按照当前行驶的各种工况和里程，分别对齿轮、轴承和轴获得当前零件损伤的工作载荷谱具体包括：

步骤2.1按照步骤1中记录的测试内容，对应相应的工况和传动比，计算所有齿轮受力情况：对于轴承的载荷谱统计，首先运用CAE软件建立3D模型，在有限元软件中施加稳态工况的传递力矩T，得到啮合齿轮齿根弯曲应力极值σ_F和齿面接触疲劳应力极值σ_H，对于润滑、速度、粗糙度、齿面硬化这些工艺措施对于应力的影响，分别引入润滑系数Z_L、速度系数Z_V、粗糙度系数Z_R、齿面硬化系数Z_W，对于接触疲劳应力σ_H进行修正，公式如式(1)所示，对于弯曲疲劳应力引入系数相对齿根表面状况系数进行修正，公式如式(2)所示：

σ_H′＝σ_HZ_LZ_VZ_RZ_W (1)

σ_F′＝σ_FY_RrelT (2)

根据上述分析从而建立了齿轮传递转矩和应力的对应比例关系，将齿轮工作传递转矩和对应的转速按照时域对标，将传递转矩的均值进行8级等分，将对应的转速信号提取出来，再将转速信号8级等分，从而得到任意齿根弯曲疲劳和齿面接触疲劳应力区间下任意转速区间所对应的工作时间；

齿轮每旋转一周对应的轮齿啮合一次，也就意味着应力循环一次，按照式(3)计算对应的循环次数；

N_ij＝60b_jgt_ij i,j＝1,2,.....8 (3)

式中，N_ij表示第i级载荷、第j级转速下的循环次数，b_j表示第j级齿轮转速，gt_ij表示在第i级载荷、第j级转速下的齿轮的工作时间；

步骤2.2将实际的轴向和径向载荷等效为一假想的当量动载荷P来处理，在当量动载荷作用下，轴承的工作寿命与在实际工作载荷下的寿命相等，根据轴系的受力特点，计算受到的等效载荷如式(4)所示：

P＝XF_r+YF_a (4)

式中，F_r表示轴承所承受的径向载荷；F_a表示轴承所承受的轴向载荷；X，Y表示径向载荷系数和轴向载荷系数；提取对应的转速，将不同转速区间和对应的等效均值载荷进行8级分级处理，得到轴承工作的载荷谱；

轴承寿命的计算公式按照下式(5)所示：

式中，L_hij为轴承在第i级当量动载荷，第j级转速区间下以90％可靠度工作的寿命，c_i为轴承第i级当量载荷；d_j为轴承第j级转速；ε为轴寿命系数：f_t为温度系数；C为基本额定动载荷；

步骤2.3根据步骤1所测得的转矩，结合传动链传动比获得不同以传递转矩为主的轴的载荷，传递弯矩为主的轴通过轴系的受力分析，间接计算弯矩的变化规律，通过对稳态工况在CAE软件中获得传递转矩条件下的不同部位的应力分布，获得传递载荷和对应的极值应力的对应比例关系，将轴所受的应力开展雨流计数统计，获得应力均值和幅值的8级分布，得到任意应力均值和幅值条件所对应的循环次数，按照Goodman等效方法，将不同应力幅值条件下的应力均值转化为对称循环条件下的应力等效幅值。

4.如权利要求3所述的方法，其特征在于，步骤3具体包括：

步骤3.1齿轮耐久性计算：根据步骤2.1得到的载荷谱，按照Palmgren-Miner疲劳累积等效法则，依据齿轮材料对应的弯曲疲劳SN曲线，从而计算得到任意弯曲疲劳应力区间任意转速区间的疲劳损伤率，式(6)表示任意工况下的损伤率，式(7)表示所有工况下的总损伤率：

式中，G_ij第a_i级载荷，第b_j级转速下的损伤率，N_ij表示第i级载荷，第j级转速下的循环次数，N_ai表示在齿轮弯曲疲劳SN曲线上，当应力均值为ai时最大循环次数，GZ表示总损伤率，如式(7)所示：

步骤3.2轴承耐久性计算：根据步骤2.2得到的载荷谱，以及已经获得任意轴承在特定的转速和转矩区间下工作的时间和可靠工作的工作寿命，按照式(8)获得任意工况的损伤率和总损伤率：

式中，B_ij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下的损伤率，t_ij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下的工作时间，L_hij表示轴承在第c_i级载荷，第d_j级转速下以90％可靠度工作的寿命，BZ表示该轴承总的损伤率，如式(9)：

步骤3.3轴耐久性计算：根据步骤2.2得到的载荷谱，按照Palmgren-Miner疲劳累积等效法则，对于承受扭转疲劳时效的轴采用扭转疲劳SN曲线，对于弯曲疲劳失效的轴采用弯曲疲劳SN曲线，从而得到轴在对应的应力均值和幅值条件下的损伤率，计算公式如式(10)和式(11)所示，S_ij表示轴在第g_j级等效应力幅值下的损伤率，h_ij代表在相应的应力均值和幅值条件下的应力循环次数，N_gi表示轴在对称循环应力g_i下的允许疲劳循环次数，SZ表示该轴的总损伤率：

5.如权利要求6所述的方法，其特征在于，步骤4具体包括：

基于步骤3的结果，首先分别统计所有齿轮、轴和轴承的损伤率；

所有齿轮的损伤率G，用式(12)表示，所有轴的损伤率S，用式(13)表示，所有轴承的损伤率B，用式(14)表示：

G＝max(GZ₁,GZ₂,.....GZ_m) (12)

S＝max(SZ₁,SZ₂,.....SZ_m) (13)

B＝max(BZ₁,BZ₂,.....BZ_m) (14)

用Q表示整个综合传动装置耐久性评价指标，当Q等于1的车辆行驶里程就是综合传动装置的寿命；

Q＝max(G,B,S) (15)。

6.如权利要求2所述的方法，其特征在于，步骤2中，进行初步处理具体为：首先对于采集的载荷统计数据采用低通滤波法去掉干扰信号，然后采用幅值门限法去掉信号中的奇异值，并去除扭矩信号中损伤小于预设值的载荷。