РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРЕДНАТЯГА ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРОВ ВЕДУЩИХ МОСТОВ АВТОМОБИЛЕЙ С АДАПТИВНЫМ УПРАВЛЕНИЕМ КАЧЕСТВА СБОРКИ

REGULATION OF THE PRELOAD OF THE BEARINGS OF THE DRIVE AXLES OF CARS WITH ADAPTIVE CONTROL OF THE BUILD QUALITY

B.V. Shandrov

professor, Ph.D. FSBEI of HE "Mospoliteh",

Russia, Moscow

I.A. Bulavin

associate Professor, Ph.D. FSBEI of HE "Mospoliteh",

Russia, Moscow

A.S. Samoilova

student of faculty "Mechanical Engineering" Moscow State University,

Russia, Moscow

V.N. Mishin

senior Lecturer, Moscow State University,

Russia, Moscow

АННОТАЦИЯ

В данной статье приводится анализ конструкции подшипниковых узлов с предварительным осевым натягом в редукторах ведущих мостов автомобилей и автобусов. Определено влияние силовых и деформационных факторов, возникающих при сборке,  на точность создания силы преднатяга. Представлены результаты статистических исследований влияния каждого фактора. Приведены результаты совместных работ с заводами отрасли по созданию технологического оборудования для регулирования преднатяга подшипниковых узлов редуктора.

ABSTRACT

This article provides an analysis of the design of bearing units with pre-axial thrust in the reducers of the drive axles of cars and buses. The influence of force and deformation factors arising during Assembly on the accuracy of the preload force is determined. The results of statistical studies of the influence of each factor are presented. The results of joint work with the factories of the industry on the creation of technological equipment for the regulation of preload bearing units of the gearbox.

Ключевые слова: сборка, редуктор заднего моста, преднатяг подшипников, силовые и деформационные факторы, размерные цепи, технологическая установка.

Keywords: Assembly, rear differential Assembly, the preload of the bearings, the force and deformation factors, dimensional chain, the process unit.

Сборка подшипниковых узлов и регулировка преднатяга подшипников главных передач в редукторах транспортных средств является наиболее ответственным и трудоемким этапом технологического процесса сборки редукторов ведущих мостов.

Именно на этом этапе сборки достигаются требуемые параметры зацепления главной передачи редуктора и  обеспечивается преднатяг подшипников .

Этот этап сборки  имеет низкий уровень автоматизации и требует высокой квалификации сборщика. Погрешности сборки, допущенные на этом этапе, непосредственно влияют на эксплуатационные показатели работы и на надежность редуктора в целом. Как показывает многолетний опыт, накопленный в Московском Политехническом Университете (до 2016 г. МАМИ) по вопросам совершенствования конструкции и технологии сборки редукторов ведущих мостов автомобилей, основными причинами погрешностей сборки являются погрешности, вызванные силовыми факторами  при выполнении различных соединений, деформациями сопрягаемых  элементов, точностью измерения дистанционного элемента или пакета  компенсаторов и  их неконтролируемым  рассеиванием в особенности осевой податливости конических роликоподшипников .

При сборке узла ведущей шестерни редуктора (рисунок 1) с жестким распорным элементом между коническими роликоподшипниками наружные кольца и одно внутреннее кольцо роликоподшипников устанавливается в корпус с диаметральным натягом. При запрессовке наружных колец в корпус  и внутреннего кольца на вал с нарушением схемы базирования возникает их  перекос, а неравномерный по радиальной жесткости корпус и погрешности расточки  в корпусе приводят к радиальным деформациям, которые проявляются в виде погрешности формы на поверхностях качения колец подшипников[1].

Рисунок 1. Узел ведущей шестерни с коническими роликоподшипниками и втулкой – компенсатором в редукторе заднего моста транспортного средства

Эти погрешности формы в виде отклонений от округлости (10…20 мкм) , а так же перекос колец (0,08…0,1 мм) приводят к изменению осевой податливости дуплекса регулируемых подшипников, и как следствие к изменению характеристики осевой деформации и  силы  преднатяга .  Эта деформация  δa0 определяется по эмпирической формуле (1):

δa0 = С Fаm                                                                  (1)  

где: δa0 -  осевая податливость в коническом подшипнике в состоянии поставки, (мкм);

Fа – осевая сила сжатия подшипника Н,

m - эмпирический показатель степени  -  (2/3),

C – постоянный эмпирический коэффициент (для дуплекса регулируемых подшипников этот коэффициент будет равен сумме: С = С1  +  С2 ,  (0,004 … 0,04 мм/кгм) , т.е. сумме при последовательном соединении сжимаемых элементов).

Главным силовым фактором является сила преднатяга, которую необходимо обеспечить в окончательно собранном подшипниковым узле в соответствии с техническими требованиями, заданными конструктором в технической документации. В отдельных случаях задается сама сила преднатяга, в других – осевая деформация в подшипниках, но контроль всегда осуществляется по моменту трения в дуплексе подшипников.

Измерения требуемой длины дистанционного распорного элемента  - компенсаторного звена осуществляется с предварительным  нагружением  дуплекса подшипников технологической силой Fтех  по схеме, показанной на рисунке 2.

Рисунок 2. Схема   измерения требуемой толщины компенсаторного звена для регулирования преднатяга подшипников на фальш - оправке за один установ (1-фальш-оправка, 2-корпус, 3-дистанионная втулка, 4-конический роликоподшипник, 5-измерительный щуп, 6-верхний шток, 7-нижний шток, 8-пиноль для нагружения дуплекса подшипников измерительной технологической силой,  9 – поршень пневмоцилиндра для перемещения нижнего и верхнего штоков, 10 – контрольный прибор , 11- привод вращения корпуса)

Подшипниковый узел, собранный в корпусе 2,  устанавливается на фальш-оправку 1.  Между верхним подшипником 4 и дистанционной втулкой 3 устанавливается измерительный щуп 5.  На подсобранный таким образом узел с помощью пиноли 8  прикладывыается измерительная технологическая сила Fр,  на корпус 2 с помощью привода11 и плавающего пальца прикладывается вращение примерно 20…30 мин-1, через 5..10 оборотов включается пневмопривод 9, который перемещает измерительный щуп 5 в зазоре между торцем внутреннего кольца  верхнего подшипника и торцем дистанционной втулки. Требуемый размер компенсатора определяется как сумма показаний контрольного прибора  10 и толщины измерительного щупа 5.

Величина технологической измерительной  силы Fр,определяется по формуле (2), учитывающей силовые и деформационные факторы, возникающие при окончательной сборке подшипников [9,10,11].

                                                             (2)

где:

 – осевая сила преднатяга;

 и  – постоянные коэффициенты осевой податливости подшипникового дуплекса;

 – осевая деформация при сжатии внутреннего контура;

– осевое приращение монтажной высоты подшипника от запрессовки внутреннего кольца на вал-шестерню;

 – показатель степени, характеризующий осевую податливость подшипников, как полукубическую параболу -       

Рисунок 3. Схема   измерения требуемой толщины компенсаторного звена для регулирования преднатяга подшипников на штатном валу за два установа при нагружении осевой варируемой технологической силы

Регулируемый подшипниковый узел устанавливается на стенде без втулки и компенсатора и нагружается силой преднатяга. С помощью индикатора определяется осевая податливость при вращении корпуса. Коэффициент осевой податливости позволяет по выше приведенной формуле определить требуемую технологическую силу для данного подшипникового узла.

Затем выполняется «Установ 1» в соответствии с рисунком 3, при этом индикатор настраивается на «0». Далее выполняется «Установ 2» , так как показано на рисунки 3. Требуемый размер компенсатора определяется суммой технологической шайбы «Бтех» и показания индикатора при втором установе «Установ 2».

Контроль точности регулировки осуществляется по моменту трения при   вращении корпуса подшипникового узла.

Величина момента трения Мтр в дуплексе регулируемых подшипников в различных конструкциях может быть задана конструктором в диапазоне 0,15…0,35 кгс м или 1,5…3,5 Нм. Линейная величина преднатяга, соответствующая этим пределам находится примерно в диапазоне 40…120 мкм. Взаимосвязь этих параметров преднатяга показана на рисунке 4.

Рисунок 4. Взаимосвязь момента трения, осевых упругих смещений и осевой  нагрузки в дуплексе регулируемых подшипников и ее влияние на точность регулирования силы преднатяга F0 с помощью компенсатора Бк

Из формулы (2) следует, что если перечисленные деформационные факторы С1, С2, δвк  и δоN  постоянны, и не имеют отклонений, то  точность при измерении компенсатора будет обеспечена.  Однако, если какой-то из факторов в указанной формуле имеет отклонения,  требуемая технологическая сила для каждого измеряемого узла будет  разной.

Как показали исследования этих факторов осевая деформация при сжатии внутреннего контура и осевое приращение монтажной высоты подшипника имеют небольшой разброс (±10%). Однако осевая податливость подшипников дуплекса, а значит и коэффициенты С1 и С2, вследствие выше указанных погрешностей формы и взаимного расположения колец подшипников имеют рассеивание ± 50%. Исследования влияния погрешностей формы и взаимного расположения  позволили установить их влияние на осевую податливость в виде эмпирической зависимости, результаты которых приведены на рисунке 5.

Полученная эмпирическая зависимость  имеет вид:

которая учитывает действительные погрешности и допустимые значения этих параметров:

где: δa0 – исходная  осевая упругая податливость подшипника.

ΔR0 -  и ΔT0 – погрешности колец подшипников в состоянии поставки.

ΔR и ΔT –  погрешности колец подшипников после выполнения прессовых соединений с корпусом.

В приведенной формуле начальная осевая деформация δa0  определяется эмпирической зависимостью (4) с учетом геометрических параметров подшипника

                                          (4)

где: - осевая сила на подшипник, (кг);

 Z – количество роликов;

d – диаметр роликов, (мм);

 l– длина  образующей роликов, (мм);

 β – угол конуса наружного кольца,  (град.).

Зависимость (3) получена на модели подшипникового узла в результате проведения трех однофакторных экспериментов с раздельным варьированием погрешностей DR и DТ. В реальных подшипниковых узлах на поверхностях качения имеет место одновременно и отклонение от круглости  DR  и перекос колец DТ.

Для проверки полученной зависимости были проведены исследования суммарного осевого  смещения дуплексов регулируемых подшипников 7610К1-7613К1, наружные кольца которых запрессованы в условиях производства и их поверхности качения имеют реальные погрешности формы и взаимного расположения. Образцы подшипниковых узлов были отобраны с экстремальными сочетаниями DR и DТ.

Рисунок 5. Зависимость осевых упругих смещений в дуплексах конических подшипников с учетом погрешностей формы DR и взаимного расположения DТ поверхностей качения

Анализ графиков показывает, что характер расчетной зависимости и аппроксимированной по экспериментальным данным совпадает. Погрешности формы DR и взаимного расположения DТ поверхностей качения приводят к снижению осевой жесткости подшипника. Аналитически это характеризуется увеличением постоянного коэффициента упругости С и изменением показателя степени m  в зависимости (1).

Изменение суммы постоянных коэффициентов С1 и С2 в приведенной формуле для расчета технологической измерительной силы с учетом отклонений осевой податливости ± 50% приведет, как показывают расчеты (при  = 0,05 мм,  =  0,04 мм и С1+ С2 = 0.05…0,015 мм/кг) ,  к отклонениям  технологической измерительной силы более чем в два раза. Вследствие этого будет погрешность измерения дистанционного распорного элемента или пакета компенсатора. Это неизбежно приведет к погрешности регулирования преднатяга подшипников, точность  которого контролируется по моменту трения в подшипниках после сборки с компенсатором, измеренным и подобранным с погрешностью.

Проведенные исследования позволили  разработать и провести опытные испытания нового метода регулирование преднатяга с использованием адаптивного управления при измерении требуемого дистанционного элемента в дуплексе регулируемых подшипников. Сущность метода заключается в следующем.  Узел устанавливается на стенде, как показано на рисунке 2, и предварительно на дуплекс подшипников прикладывается технологическая сила равная силе преднатяга F0  [2,3,4,5].

Fт = F0

При этом измеряется осевая податливость  б0∑  с помощью индуктивного датчика, которая позволяет определить на основе алгоритма расчета в измерительной системе определить суммарный коэффициент осевой податливости по формуле (7):

(С1 + С2)i = б0∑ / F0                                                          (7)

Тогда  требуемая для данного дуплексируемого подшипникового узла технологическая измерительная сила будет определяться для каждого подшипникового узла индивидуально по формуле (4) :

                                                   (4)

где: Fо – требуемая сила преднатяга;

δвк , δоN  - постоянные величины определяемые эмпирически по деформации внутреннего контура и по деформации внутреннего кольца на вал;

С1 и С2 – изменяющая величина – коэффициенты осевой податливости регулируемых подшипников, позволяющая адаптировать требуемую величину технологической измерительной силы при изменении компенсатора для данного подшипникового узла.  

Этот расчетный алгоритм был  заложен в системе управления технологическим оборудованием и полученные значения технологической  силы должно прикладываться на дуплексированный подшипниковый узел при измерении компенсатора.

На рисунке 7 показана  экспериментальная технологическая установка для регулирования преднатяга  дуплексируемых подшипников с адаптивным управлением процессом измерения размера требуемого дистанционного комплекта (распорная втулка – компенсатор) с варьированием технологической силы на подшипники [6,7,8].

Рисунок 7. Экспериментальная технологическая установка для регулирования преднатяга  дуплексируемых подшипников с адаптивным управлением процессом измерения размера требуемого дистанционного комплекта (распорная втулка – компенсатор) с варьированием технологической силы на подшипники

Ниже на рисунках  8, 9 и  10  представлены результаты экспериментальных исследований точности регулировки преднатяга подшипников ведущей шестерни РЗМ  грузового и малотоннажного автомобилей автомобиля. Результаты показаны в виде точечных диаграмм. Как видно из графиков,  регулировка преднатяга при постоянной технологической силе (показано пунктиром) , прикладываемой на подшипниковый узел при измерении компенсаторного элемента приводит к значительному разбросу действительной силы преднатяга , выходящему за границы поля допуска . Регулировка с варьируемой технологической силой позволяет уменьшить разброс примерно в три раза. На указанных рисунках результаты регулирования с адаптивным управлением (с варьируемой технологической силой) показано сплошным контуром.

Рисунок 8. Результаты исследования точности регулирования преднатяга подшипников с адаптивным управлением за один установ на фальш-оправке с распорной втулкой и пакетом компенсаторов (РЗМ грузового автомобиля)

Рисунок  9. Результаты исследования точности регулирования преднатяга подшипников с адаптивным управлением за один установ на штатном валу с компенсаторной втулкой (РЗМ «КАМАЗ»)      

Рисунок 10. Результаты исследования точности регулирования преднатяга подшипников с адаптивным управлением за два установа на штатном валу с компесаторного кольца ( РЗМ «Газель»)

Где:  Fтех (const) – требуемая технологическая сила при измерении компенсатора;

Fтех(var) – требуемая технологическая сила при измерении компенсатора с адаптивным управлением;

Fo (const) - действительная сила преднатяга после сборки с постоянной технологической силой при измерении компенсатора;

Fo (var) – действительная сила преднатяга после сборки с варируемой технологической силой при измерении компенсатора с адаптивным управлением.

Экспериментальные исследования данного метода в лабораторных условиях показали, что погрешность при измерении компенсатора составляет не более ± 5 %.

В ходе совместной работы кафедры «Технологии и оборудование машиностроения» Московского Политехнического Университета с заводами отрасли (ПАО «КАМАЗ»)  был разработан и изготовлен итальянской фирмой «Robomax» комплекс стендов, на которых реализована система адаптивного управления процессом регулирования преднатяга дуплексируемых подшипников с варьируемой технологической измерительной силой , прикладываемой на подшипниковый узел при измерении компенсатора в зависимости от действительной осевой податливости регулируемых конических роликоподшипников.

Данный стенд показан на рисунке 8. 

  а)                                              б)

Рисунок 11(а и б). Рабочая зона стенда для регулирования преднатяга подшипников ведущей шестерни РЗМ  при их дуплексации

На рисунке 12 показан магазин компенсаторных втулок и пульт управления и контроля правильности измеренной и выбранной компенсаторной втулки для регулировки преднатяга подшипников ведущей шестерни РЗМ.

На рисунке 13 показан окончательный этап сборки подшипникового узла с преднатягом – резьбозатяжная операция на гайке хвостовике ведущей шестерни  и контроль точности преднатяга по моменту трения с помощью динамометрического ключа.

  а)                                              б)

Рисунок 12 (а и б). Магазин компенсаторных втулок и пульт управления и контроля правильности измеренной и выбранной компенсаторной втулки для регулировки преднатяга подшипников ведущей шестерни РЗМ

  а)                                              б)

Рисунок 13 (а и б). Окончательный этап сборки подшипникового узла с преднатягом – резьбозатяжная операция на гайке хвостовике ведущей шестерни  и контроль точности преднатяга по моменту трения с помощью динамометрического ключа

Цикл работы данной технологической установки следующий:

Измерение требуемого размера компенсатора выполняется на штатном валу за два установа и за два  измерения.

Первоначально в специальный патрон устанавливается вал-шестерня (рисунок 8) с напрессованным внутренним кольцом большего подшипника.

Затем устанавливается дистанционная фальш -  втулка с минимальным размером  и корпус с малым подшипником.

Далее на подшипниковый узел прикладывается с помощью пиноли осевая нагрузка, равная силе преднатяга.

Датчик осевой деформации  контролирует осевое смещение колец дуплекса подшипников, на основе чего определяется по вышеприведенному алгоритму требуемая технологическая сила для данного узла.

При втором нагружении на узел прикладывается именно эта сила и датчик осевой деформации фиксирует начало отсчёта размера компенсаторной втулки.

При третьем нагружении корпус подшипникового узла  снимается и на штатный вал-шестерню устанавливается подобранная компенсаторная втулка из магазина втулок (рисунок 12).

Таким образом, пиноль  с плавающим центром  пнемопривода   сжимает до без зазорного состояния внутренний контур  с втулкой  на штатном валу.

Датчик осевого перемещения   фиксирует требуемый размер пакета компенсаторов для данного подшипникового узла.

После набора и установки компенсатора  из комплекта (показан на рисунке 7) подшипниковый узел с последующей под сборкой   маслоотражательного кольца, карданного фланца, шайбы и силового замыкания с помощью резьбового соединения на хвостовике штатного вала в подшипниковом узле будет обеспечен требуемый преднатяг, контролируемый по моменту трения. Исследования данного метода на партии узлов в количестве 100 шт. показали , что разброс силы преднатяга составляет не более   +_10%,

Список литературы:

1. Шандров Б.В., Булавин И.А., Самойлова А.С. Факторы, определяющие качество редукторов ведущих мостов транспортных средств. Научно-технический журнал «Автомобильная промышленность» выпуск № 7, 2017 г.
2. Булавин И.А., Груздев А.Ю. Технологическое обеспечение преднатяга подшипников в редукторах ведущих мостов. Автомобильная промышленность. 2001 г. №2.
3. Булавин И.А., Груздев А.Ю. Взаимосвязь параметров преднатяга конических роликоподшипников. Автомобильная промышленность. 2001 г. №6.
4. Булавин И.А., канд. техн. наук, профессор; Груздев А.Ю., доцент; Будыкин А.В., аспирант. Влияние силовых и деформационных факторов при сборке подшипниковых узлов редукторов автомобилей на точность регулирования преднатяга подшипников. Машиностроитель. 2009 г. №7.
5. Булавин И.А, Груздев А.Ю. Будыкин А.В. Влияние сил и деформаций звеньев при сборке подшипниковых узлов редукторов автомобилей на точность регулировки преднатяга подшипников. Научно-технический журнал «Техника машиностроения» №2, 2009 г., стр.32-36.
6. Булавин И.А., Груздев А.Ю.,Будыкин А.В. Совершенствование технологической оснастки для выполнения прессовых соединений колец подшипников в редукторах автомобилей.—Технология машиностроения, 2013, №4, с.31-33.
7. Авторское свидетельство на изобретение №1733944, автор Булавин И.А.: «Способ создания осевого предварительного натяга в подшипниковом узле».
8. Булавин И.А., канд. техн. наук, профессор; Груздев А.Ю., доцент; Будыкин А.В., аспирант; Киселев Ю., аспирант. Технологическое оборудование и оснастка для исследования и сборки редукторов автомобилей. Сборник докладов международного научно-технического семинара: Современные технологии сборки. 2011 г.
9. Шандров Б.В., Булавин И.А., Масленникова Г.В. «Изменение монтажной высоты конических роликоподшипников под действием осевой нагрузки в процессе силового замыкания подшипниковых узлов с  преднатягом», журнал «Автомобильная промышленность, 2015, №6.
10. Булавин И.А, Будыкин А.В. Повышение точности сборки подшипниковых узлов с преднатягом в редукторах ведущих мостов автомобилей. Международный симпозиум «Автотракторостроение 2009» 65-я Международная научно-техническая конференция ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров». Электронная публикация.
11. Авторское свидетельство СССР №1250891 «Способ определения длины компенсаторной втулки при сборке партии редукторов». Авторы Булавин И.А. и др. Выдано 15.04.1986 г.