Определение пределов силы предварительного осевого сжатия в подшипниках конических редукторов

В качестве основного критерия, принятого в технической литературе для контроля точности регулировки предварительного осевого сжатия (преднатяга), выбран косвенный параметр – момент трения. Однако основным параметром является сила осевого сжатия, именно от которой зависит долговечность подшипников и всего узла в целом [1]. Характерной особенностью применяемых в конструкциях редукторов ко- нических роликовых радиально-упорных подшипников является осевая податливость с нелинейной характеристикой от осевой силы в виде полукубической параболы. С увеличением осевой нагрузки приращение осевой податливости уменьшается.

Для определения сил, действующих на подшипники в эксплуатации, конструктивная схема представлена в виде расчетной схемы (рисунок 1).

Рисунок 1 – Схема сил, действующих на ведущую шестерню конического редуктора

Радиальные реакции в подшипниках с учетом осевой и радиальной сил в опорах будут равны:

F, '( / 1 + 1 2 ) - F a ■ r

R =

l 2

R = F ■ i - Fa ■,

^{2               l} 2           ^,

;

где F - осевая сила в зацеплении, Н;

F - радиальная сила в зацеплении, Н;

Радиальные реакции создают в конических подшипниках осевые составляющие, определяемые по формулам [2]:

A = 1,245 ■ R i ■ tgP i ;        (3)

A 2 = 1,245 ■ R ■ tg ^ ,      (4)

где P i в — угол конусности поверхности качения наружных колец подшипников.

l , l - плечи, определяющие расстояние

1 2                                          Тогда осевая нагрузка на подшипни- между силами и реакциями, м;      ки с учетом (1) - (4) будет равна:

r - радиус шестерни, м.

F a = F a - A i = F_a - 1 , 245 ■ R i ■ Zg P i ;                 (5)

F₄ = A 2 = 1 , 245 ■ R 2 ■ tg P 2 .

Данные выражения для определения осевых сил, действующих на подшипники, будут справедливы для подшипниковых узлов, собранных с нулевым зазором, без преднатяга. В процессе эксплуатации в таком подшипниковом узле, во втором подшипнике, вследствие осевой податливости первого, будет иметь место осевой зазор или попросту люфт, постепенно увеличивающийся по мере износа деталей первого подшипника. При этом вал оказывается фактически одноопорным и любые сило- вые воздействия на сравнительно свободный конец вала да и переменная динамика рабочих нагрузок на зубчатые колеса приводят к высокочастотному варьированию положения колес и неизбежно приводят к шуму и вибрациям в самом редукторе, к нарушению параметров зацепления в коническом зацеплении, интенсивному износу зубьев, к появлению течи масла из редуктора через сальник, к разрушению подшипников и всего редуктора в целом.

На основе упругих контактных деформаций в направлении нормальной нагрузки при контактировании упругих тел двойной кривизны для конических роликоподшипников существует выражение (для определения осевого смещения колец в первом подшипнике, которое будет определять величину зазора S2 во втором подшипнике) [3]:

= п • ғат=52,         (7)

где m - показатель степени, определяющий степенную функцию как полукубическую параболу, m = 2 ;

F - осевая эксплуатационная нагрузка на первый подшипник, кг;

П - коэффициент осевой податливости для первого подшипника.

В подшипниковых узлах со стандартными подшипниками с углами конуса наружного кольца в пределах 12-14 ° при действии эксплуатационных сил в редукторе от 10 до 50 кН осевой зазор (люфт) в разгружаемом подшипнике может быть в пределах от 0,15 до 0,5 мм [3]. В процессе эксплуатации величины этих зазоров, вследствие износа, увеличиваются.

Таким образом, в подшипниковых узлах, собранных без преднатяга, при действии внешних эксплуатационных сил в нагруженном подшипнике возникает осевая деформация, а в разгруженном - осевой зазор, численно равный этой деформации.

В подшипниковых узлах редукторов ведущих мостов автомобилей разгружаемый подшипник, работающий с зазором через карданный фланец, воспринимает вибрационные нагрузки от карданного вала и колебания самого ведущего моста автомобиля на подвеске. Как показали многочисленные экспертные разборки редукторов [3], нарушение работоспособности в них произошло вследствие поломки зубьев, разрушения самих подшипников, ослабления до нуля затяжки гайки хвостовика ведущей шестерни.

Вследствие работы подшипниковых узлов с осевым люфтом во всех разобранных редукторах имела место течь масла через манжетное уплотнение в соединении с карданным фланцем. Наличие зазора в подшипниковых узлах в редукторах ведущих мостов привело к нарушению работоспособности самих подшипников, разрушению зубчатых передач, повышенному расходу запасных частей, смазочных жидкостей, снижению ресурса и надежности работы редуктора в целом и сопряженных с ним элементов и агрегатов - полуосей, промежуточных опор карданного вала и элементов коробки перемены передач.

Таким образом, зазор в подшипниковых узлах редукторов ведущих мостов главных передач недопустим.

Для обеспечения работоспособности редукторов ведущих мостов в подшипниковых узлах ведущей и ведомой шестерен при проектировании закладывается предварительный натяг подшипников.

Анализ технических требований на сборку конических редукторов показывает, что в большинстве конструкций преднатяг подшипников ведущих шестерен задается моментом трения дуплекса подшипников в пределах 0,8-5,0 Н м.

Преднатяг подшипников ведомой шестерни главных передач задается по деформации бугельных гнезд подшипников в пределах 0,1-0,3 мм. И тот и другой параметр являются косвенными характеристиками, не позволяющими определить жест-костные параметры собираемых с пред-натягом подшипниковых узлов.

Анализ литературных источников показывает, что основным параметром пред-натяга подшипников, определяющим работоспособность подшипниковых узлов в редукторах ведущих мостов автомобилей, а также в целом ряде других агрегатов и механизмов является сила осевого сжатия подшипников.

Для определения необходимой величины силы преднатяга рассмотрим характеристики осевой податливости нагруженного и разгруженного подшипников при действии на подшипниковый узел внешней эквивалентной осевой нагрузки.

В качестве критерия для определения минимальной величины силы преднатяга для подшипниковых узлов редукторов ве- дущих мостов, в зубчатых передачах которых действует комбинированная радиальная и осевая нагрузка, принимаем отсутствие осевого и радиального зазора в процессе эксплуатации при действии эквивалентной нагрузки.

Выполнение этого условия может быть достигнуто такой величиной минимальной силы преднатяга, при которой осевая податливость нагруженного подшипника не превышает осевую деформацию, созданную в разгруженном подшипнике под действием силы преднатяга.

Используя зависимость (7), деформацию в нагружаемом подшипнике обозначим как

• §1    = П • F,(8)

а деформацию в разгружаемом подшипнике выразим как

• §2    = П2 • Fom,(9)

где F о – сила предварительного натяга, кг.

Тогда суммарная деформация в дуплексе подшипников будет:

• § 2 = §1 + §2 = Fom •( П + П2 ).(10)

При нагружении дуплекса эквивалентной эксплуатационной нагрузкой первый подшипник будет иметь деформацию

• §1    = П • F э ,(11)

а во втором – разгруженном подшипнике, исходя из условия нераскрытия стыка,

§ = 0.(12)

Тогда с учетом (10), (11) и (12) будем иметь уравнение

П 1 • F тк. + 0 = F om • ( П 1 + П 2 ) , (13)

откуда требуемая минимально допустимая сила преднатяга, исходя из условия нерас-крытия стыка во втором, разгруженном подшипнике, будет:

1/ m

(                     1

F = F • ---¹—         (14)

• o      o экв      yr yr                   V¹ ' *

V П 1 ⁺ П 2 7

Полученное выражение позволяет определить нижний предел силы преднатя-га, т.е.

(         1 ^1/m

Ғ min =Ғ р , ----1--- расч.     о     экв. п П        V ’

V П 1 ⁺ П 2 7

Верхний предел силы преднатяга определяется через долговечность наиболее нагруженного подшипника дуплекса, которая в соответствии с [4] выражается зависимостью

10/3

L =1 C I ,           (16)

где С – динамическая грузоподъемность данного типа подшипников;

Р – суммарная эквивалентная нагрузка на подшипник, включающая радиальную и осевую эквивалентную нагрузки.

Представим суммарную осевую эквивалентную нагрузку на нагруженный подшипник в виде:

max экв .       a       расч. ,

F max

– максимальная сила расч.

преднатяга, кг.

Тогда после подстановки и преобразования получили максимально допустимое значение силы преднатяга, регламентированное долговечностью наиболее нагруженного подшипника.

max расч .

1С

X

” • ^F - ^F a ,

где С – динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу [4];

Y – коэффициент осевой нагрузки по каталогу;

К Т – температурный коэффициент по каталогу;

К – коэффициент динамической нагрузки по каталогу;

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

F – радиальная нагрузка;

F a – осевая нагрузка;

L – долговечность подшипника по каталогу или требуемый ресурс работы подшипникового узла по условиям эксплуатации.

Данная методика позволяет определить пределы силы предварительного натяга при установке подшипников в редуктор с предварительным натягом и конструктивную целесообразность применяемых подшипников.

Если минимальный предел силы min преднатяга F , полученный из соотношений податливости подшипников, окажется по расчетам больше максималь- но допустимого предела, min     max

Ғрасч. > Ғрасч. , полученного то есть

из условия

обеспечения требуемой долговечности, то необходимо пересматривать конструкцию подшипника и габариты применяемых подшипников.

Если

выполняется

условие

min     max

Ғрасч. < Fрасч, то сила предварительного натяга в подшипниках должна находиться в пределах

Полученные пределы величины силы предварительного натяга могут быть скорректированы в сторону увеличения на ве-max     min личину диапазона ДҒ = F - F    в расч.      рас ч зависимости от допускаемых параметров компенсации, жесткости регулируемых подшипников и технологических параметров.

После окончательной корректировки силы преднатяга можно назначать момент трения в подшипниках в окончательно отрегулированном подшипниковом узле.