XII Международная студенческая научная конференция Студенческий научный форум - 2020

Под преднатягом подшипников понимается – осевое сжатие подшипников, создаваемое в процессе сборки главной передачи, которое характеризуется тремя физическими параметрами: силой осевого сжатия подшипников, осевым упругим смещением колец подшипников и моментом трения в дуплексе подшипников.

Преднатяг подшипников дифференциала является одним из важнейших критериев качества сборки редукторов ведущих мостов автомобилей, обеспечивающих как надёжную работу главной передачи (эксплуатационными показателями которой являются – шум, вибрации, рабочая температура, интенсивность износа зубьев конических шестерён), так и долговечность самих подшипниковых узлов. Но главной целью преднатяга подшипников дифференциала является обеспечение осевой и радиальной жёсткости подшипниковых узлов ведомой шестерни, от которой зависит стабильность параметров зацепления конической передачи (пятно контакта и боковой зазор).

Основным параметром преднатяга является сила осевого сжатия подшипников, под действием которой в подшипниках происходит относительное осевое упругое смещение колец. Конструктивно осевое упругое смещение колец подшипников дифференциала, а значит и силу преднатяга, обеспечивают подбором дистанционного размера регулировочных шайб между корпусом редуктора и наружным кольцом подшипника, или завинчиванием резьбовых регулировочных колец в бугельные гнёзда картера дифференциала и, тем самым, создавая осевое давление на наружные кольца подшипников.

Работы по исследованию возможностей обеспечения точности преднатяга подшипников в России и за рубежом проводятся в течение длительного периода времени. Однако, как показал анализ многих работ, определение предельно-допустимых значений требуемой силы преднатяга подшипников дифференциала в редукторах ведущих мостов автомобилей, до настоящего времени не проводилось. Это является препятствием, которое стоит на пути решения практических задач, главная из которых заключается в повышении точности регулировки силы преднатяга подшипников дифференциала при её контроле по величине деформации картера редуктора главной передачи.

Большинство типов картера главной передачи имеет сильно выраженную зависимость деформации бугелей от осевой силы в подшипниках дифференциала. Это позволяет в производственных условиях силу преднатяга подшипников дифференциала контролировать по деформации бугелей картера главной передачи, например с помощью специальной контрольной технологической оснастки, разработанной в МГТУ «МАМИ» на кафедре «Технология машиностроения».

На рис. 1 изображён редуктор ведущего моста автомобиля. В процессе эксплуатации автомобиля, в конической паре шестерён I и II возникает сила, суммарное осевое значение которой частично разгружает один из подшипников дифференциала 25, и частично догружает второй подшипник дифференциала 26. Если преднатяг подшипников в таком узле отсутствует, то в разгружаемом подшипнике появляется недопустимый зазор, который будет являться причиной шума, вибраций, и, в конечном счёте, понизит как долговечность самих подшипников, так и работоспособность редуктора в целом. Для устранения возможности появления такого зазора и создаётся преднатяг подшипников дифференциала.

Представим силовое замыкание и деформации при создании преднатяга подшипников дифференциала с помощью резьбовых регулировочных колец в виде схемы – рис.2, где регулируемые подшипники 25 и 26, узла дифференциала и ведомой шестерни II редуктора, показанного на рис.1, изображены в виде упругих элементов. На представленной схеме, и – величины осевых упругих смещений 1-го (догружаемого) и 2-го (разгружаемого) подшипников под действием силы преднатяга , и – величины упругих деформаций 1-го (догружаемого) и 2-го (разгружаемого) бугелей картера под действием силы преднатяга .

В подшипниковом узле с преднатягом, под действием части суммарной осевой силы от зацепления, которая будет равна разности суммарной осевой силы от зацепленияи силы преднатяга ,в догружаемом подшипнике возникает дополнительная деформация :

, (1)

где – суммарная величина осевого упругого смещения в догружаемом подшипнике;

– величина осевого упругого смещения в догружаемом подшипнике от действия силы преднатяга .

При этом деформация от силы преднатяга в разгружаемом подшипнике уменьшается на величину , равную .

При определении силы преднатяга подшипников дифференциала, необходимо также учитывать деформацию картера дифференциала. Одновременно, с дополнительной деформацией в догружаемом подшипнике от действия части суммарной осевой силы от зацепления, равной разности: , происходит дополнительная деформация бугеля картера , в котором установлен догружаемый подшипник:

, (2)

где – суммарная величина осевой деформации бугеля, в котором установлен догружаемый подшипник;

– величина осевой деформации бугеля, в котором установлен догружаемый подшипник, от действия силы преднатяга .

При этом деформация бугеля, в котором установлен разгружаемый подшипник, уменьшается на величину , равную .

Если сумма дополнительных деформаций догружаемого подшипника и бугеля превышает сумму деформаций от силы преднатяга в разгружаемом подшипнике и бугеле, то в разгружаемом подшипнике появится недопустимый зазор S.

Исходя из выше изложенного, необходимо создать такую величину силы преднатяга в дуплексе подшипников дифференциала, при которой сумма дополнительного осевого упругого смещение колец в догружаемом подшипнике и дополнительной деформации догружаемого бугеля , от действия суммарной осевой силы от зацепления , не будет превышать суммы осевого упругого смещения колец в разгружаемом подшипнике и деформации разгружаемого бугеля от действия силы преднатяга . Тогда, появление зазора S в разгружаемом подшипнике будет исключено, т.е. необходимо выполнение следующего условия:

(3)

Представим осевое упругое смещение колец в коническом подшипнике от осевой силы как нелинейную степенную функцию вида [1, 2]:

(4)

где и m – постоянные коэффициент и показатель степени, зависящие от геометрии и материала подшипника;

– осевая сила, действующая на подшипник.

На основании многолетних теоретических и экспериментальных исследований деформации различных картеров дифференциала от осевой нагрузки в подшипниках дифференциала, проведённых на кафедре «Технология Машиностроения» МГТУ «МАМИ», можно сделать вывод о линейности функциональной взаимосвязи деформации бугеля картера дифференциала и осевой нагрузки в подшипнике дифференциала. Представим эту взаимосвязь уравнением:

(5)

где – деформации бугеля картера дифференциала;

– постоянный коэффициент, зависящий от геометрии и материала бугеля;

– осевая сила, действующая на подшипник.

Подставляя выражения (1) и (2), с учётом уравнений (4) и (5), в условие не раскрытия стыка (3), имеем:

(6)

где и – постоянные коэффициенты соответственно догружаемого и разгружаемого подшипников;

и – постоянные коэффициенты соответственно догружаемого и разгружаемого бугелей.

Решив неравенство (6) относительно силы преднатяга получим следующее выражение:

(7)

Согласно неравенству (7), при известной суммарной осевой силе от зацепления , минимально-допустимое значение силы преднатяга, при котором будет обеспечено условие (3) не раскрытия стыка, определяется, в соответствии с графиком, представленном на рис. 3, по формуле:

(8)

Полученное выражение позволяет установить минимальное предельно-допустимое значение силы преднатяга в подшипниках дифференциала при сборке редуктора ведущего моста автомобиля.

Максимально-допустимое значение силы преднатяга подшипников дифференциала определяется из условия возможности установки редуктора главной передачи с отрегулированными подшипниками дифференциала на ведущий мост автомобиля.

В нижней части бугельных крышек 26 (см. рис. 1) запрессованы штифты 27. При установке редуктора на ведущий мост, штифты 27 должны беспрепятственно войти в отверстия, расположенные в конструктивных элементах ведущего моста. Другими словами, такая установка должна представлять собой соединение с гарантированными диаметральными зазорами между штифтами и отверстиями в конструктивных элементах ведущего моста.

Минимальная величина зазоров, необходимая для установки редуктора, определяется на основе сборочной размерной цепи (рис.4), составленной для самого неблагоприятного случая, когда межцентровое расстояние штифтов L, до регулировки преднатяга, имеет максимальное значение, суммарная деформация бугелей картера , после регулировки преднатяга, имеет также максимальное значение, а межцентровое расстояние отверстий в конструктивных элементах ведущего моста – имеет минимальное значение.

Уравнение данной размерной цепи будет выглядеть следующим образом:

(9)

где и – минимальные величины зазоров между соответственно первым штифтом и отверстием, и вторым штифтом и отверстием.

Максимальное межцентровое расстояние штифтов и минимальное межцентровое расстояние отверстий в конструктивных элементах ведущего моста, согласно рис.4, определяются из выражений:

(10)

(11)

где и – величины допусков соответственно на межцентровое расстояние штифтов и межцентровое расстояние отверстий в конструктивных элементах ведущего моста.

Так как среднии значения межцентровых расстояний штифтов и отверстий равны: , то уравнение (9), с учётом выражений (10) и (11), примет вид:

(12)

Уравнение (12) является необходимым условием возможности установки редуктора главной передачи с отрегулированными подшипниками дифференциала на ведущий мост автомобиля. Таким образом, в каждой установке сумма зазоров должна быть больше суммы погрешностей межцентровых расстояний и деформации бугелей картера.

Решая уравнение (12) относительно , получаем выражение для определения максимально-допустимой суммарной деформации бугелей картера редуктора:

(13)

Максимально-допустимое значение силы преднатяга, согласно уравнения (5), с учётом выражения (13), определяется по формуле:

(14)

где и – постоянные коэффициенты, зависящие от геометрии и материала соответственно 1-го и 2-го бугелей.

Данная методика позволяет определить предельно-допустимые значения основного параметра преднатяга – силы осевого сжатия подшипников дифференциала, и может быть использована при разработке технологических процессов сборки редукторов ведущих мостов автомобилей, с целью повышения точности регулировки преднатяга подшипников дифференциала.

Список литературы

1. Шандров Б. В. Исследование некоторых технологических факторов сборки главных передач автомобилей. Дисс. канд. техн. наук, М., 1974, 140 с.

2. Булавин И. А. Технологическое обеспечение точности регулирования преднатяга подшипников в редукторах ведущих мостов автомобилей. Дисс. канд. техн. наук, М., 1983, 240 с.

Код для цитирования: Скопировать