调整汽车车轴变速箱差速器轴承预紧力的几何和力学参数
[俄]A Vasiliev等
1 引言
当组装汽车和其他车辆的驱动轴的变速箱时，最后工序(如差速器轴承预紧力的施加和调整)属于一种最复杂且最需要责任心的操作，这将决定主动齿轮的装配质量和运行可靠性。装配的这一阶段得到变速箱主动齿轮所需的啮合参数和差速器轴承的预紧力。
装配阶段很难自动化，并且需要高度熟练的装配人员。装配阶段所产生的失效直接影响变速箱整体的运行性能和可靠性。差速器结构如图1所示。在箱体内装配有轴承和从动锥齿轮的差速器的结构如图2所示。轴承预紧力调整所需几何结构的基本要素、力学因素和参数也显示在其中。
图1 箱体内轴承和从动锥齿轮组装的差速器的结构
轴承内圈压装在差速器壳体的枢轴上。从动齿轮固定在差速器壳体的左侧。与轴承的外圈和螺纹调整环组装的从动齿轮被安装到带有钻孔装配压盖的变速箱中。
在大多数变速箱结构中，当差速器与从动齿轮组装在一起时，在变速箱上完成其位置标记后将压盖拆除。
图2 带有从动齿轮和轴承的齿轮差速器的结构
通过使用螺纹调整环可实现主齿轮所需的联锁参数(横向间隙和接触斑)，并施加和调整了差速器轴承的预紧力。紧固调整环如图3所示。
图3 汽车驱动轴变速箱差速器轴承的联锁参数及预紧力的调整
各种车辆变速箱差速器轴承预紧力调整参数的分析见表1。
由表1可知，装配要求中设置了预紧力调整，并根据4个参数(参数ΔL如图2所示)进行调整：
1) 基于槽形螺纹调整环的转动角φ(如图4所示的从“零”轴向位置开始的2条线)。
2) 基于螺纹调整环的拧紧力矩M3(如50～150 N·m)。
3) 基于主动齿轮被移除时差速器轴承的转动力矩Mpr或基于调整从动齿轮轴承时主动齿轮的力矩增量(如1～4 N·m)。
4) 基于轴承安装部位的变形ΔL(0.1～0.3 mm)调整差速器轴承的预紧力。
表1 各种车辆变速箱差速器轴承预紧力调整的技术条件
图4 带有槽形螺纹调整环和止动器的差速器轴承外壳
需指出的是，通过ΔL调整预紧力是施加和控制轴承轴向压力的最常用方法。此外，所有提出的调整方法的具体特征是槽形调整环被完全拧紧后压板锁紧在最近的螺纹上。
所列差速器轴承预紧力的调整参数均为间接调整。预紧力的主要参数(如决定制造单元所需刚度的轴承的轴向压力)不可能控制。这些参数的不同之处在于在车间现场条件下能控制的间接性和可用性。
莫斯科理工大学工程技术和装备系开发了一种确定变速箱从动齿轮轴承所需的预紧力和轴承预紧力的间接参数互连的方法，建立了变速箱的设计特性和运行中产生的力学因素。为了在构造方案(图5)的基础上实现这一目标，已开发了一种用于施加和调整差速器轴承预紧力的简化方案。图中的圆锥滚子轴承显示为锥形弹簧，螺纹调整环显示为在弹簧上产生轴向压力的螺杆副。图中也显示了轴承预紧力和总轴向力作用在运行中从动齿轮的受载轴承上。
图5 差速器轴承预紧力施加和调整的简化图。其中：ΔL= ΔL1 ΔL2，其是差速器轴承安装部位在预紧力作用下的总变形量；δ0Σ=δ01 δ02，其是轴承在预紧力作用下的总变形量
2 试验部分
差速器轴承的预紧力(轴向压力F0)水平应基于空载轴承中的结合不脱开的状态来考虑，其大小由可调节轴承的轴向柔度、齿轮单元槽的匹配和作用在受载轴承上的总轴向力来确定。这些参数之间的关系如图5所示。
采用图谱分析法和图5，基于上列差速器轴承的几何参数和轴承的轴向刚度，为确定差速器轴承单元所需的预紧力，给出相应的分析方程式。得到的数据表明，受载轴承的轴向柔度C1和轴承安装部位的轴向柔度K1越大，所需的预紧力越大。
F0=
式中：F0为差速器轴承所需的预紧力；
为受载轴承的总轴向载荷；C1和C2为依据经验确定的轴承轴向柔度常系数，取决于滚子的数量、长度和直径，C1(2)=
K1和K2为轴承安装部位轴向柔度常系数，取决于壳体的设计；m为表征轴承和轴承安装部位轴向柔度曲线非线性(m=0.6～0.8)或线性(m=1)的单位；β1和β2分别为受载和空载轴承外圈的锥角；Z为滚子数量；lp为滚子长度；dp为滚子直径。
圆锥滚子轴承柔度的主要影响因素是β1和β2。分析的结果是基于图6所示的轴向弹性变形和轴向力的图形关系，而C1和C2以及K1和K2通过试验确定。
在内部连结产生的轴向力作用下，预加载轴承单元中一套差速器轴承处于空载，第二套差速器轴承处于受载。如果在这样的单元中未施加轴承预紧，不可接受的间隙会出现在空载轴承中，这将引起噪声、振动，并最终降低轴承的耐久性和变速箱的整体性能。差速器轴承的预紧就是为了消除这种间隙出现的可能性。
图6 装配差速器时，轴承安装部位的总轴向柔度与轴承轴向变形之间的关系。其中：1为受载轴承(β1)；2为空载轴承(β2)；FαΣ为变速箱运转中作用于受载轴承的主齿轮的轴向力的总和；δ0Σ为差速器轴承轴向柔度的总和；ΔL为变速箱轴承安装部位的轴向柔度
通过对不同车辆变速箱进行设计分析，可得出差速器轴承外圈的锥角β1,2=11°～30°。作为分析研究的结果和齿轮单元运用中的技术要求，在考虑汽车和卡车的齿轮装置的圆周力和径向力支承的反作用情况下，设置了作用在受载轴承上的总轴向力
依据上述分析，计算后的结果见表2。目标是根据β1和β2、所使用的轴承和作用在轴承上的总轴向力
来设置预紧力。
是轿车变速箱差速器轴承的预紧力;
是一般载重卡车变速箱轴承的预紧力；
是重载卡车变速箱轴承的预紧力。由表2还可知，随着β1增加，所需预紧力减小，而随着β2增加，所需预紧力增大。
表2 差速器轴承预紧力的测量
注：F0取决于变速箱锥齿轮内部连结时的外部轴向力Famax、轴承外圈的锥角β1和β2以及可调节轴承的轴向刚度。
等角度β1=β2=15°的轴承最常用于差速器。施加的预紧力F0约为2 000～5 000 N(轿车)和5 000～7 000 N(卡车)。
表2所示的分析结果表明，受载轴承(β1)的刚度越大，空载轴承(β2)的轴向柔度越大，给定变速箱所允许的最小预紧力F0就越小。
为了建立差速器轴承预紧力调整参数(表1)之间的关系，进行了相关试验和分析研究，其结果如图7所示。
由图7a可知，预紧力随着调整环螺距的增大而减小。调整不同直径的螺纹(图7b)会导致较小直径下的预紧力增加。图7c还说明了随着轴承外圈的锥角增大，预紧力增加。随着刚度的增大，预紧力对轴承安装部位变形的调节会重复增加预紧力(图7d)。
预紧力和不同变速箱差速器轴承安装处槽的变形关系如图7d所示。这种依赖性具有线性特征，并且对于一种类型的壳体变化最小。为了施加预紧力(4 000～6 000 N)，有必要提供且记录0.2 mm的线性变形，并在制造条件下借助通用测量设备来实现。
当采用这种方法调整时，产生“假预紧力”的可能性被排除，特殊的测量和技术设备使调整预紧力时能以0.01 mm的精度来控制轴承安装部位的变形
3 结论
基于这种模型，莫斯科理工大学工程技术和装备系研制了特种工业设备。这是一个控制夹具，用于调整驱动轴齿轮差速器轴承的预紧力，如图8所示。该设备由专用偏心夹具组成，将夹具固定在一个轴承安装部位上作为测量工具，在支架的对面装有刻度为0.01 mm的百分表。指示器的阀杆通过平衡杠杆接触第二个轴承安装部位的平面。转动螺纹调整环会产生轴承压力和轴承安装部位(夹爪)的变形，并由指示器进行记录。
在轴承调整过程中，轴承的左右交替转动是必须的。
对轴承预紧力调整的装配技术条件及各因素的相互关系进行分析是变速箱定性装配中最重要的参数，这表明设计文件中轴承预紧力的差异性是名义上的和参考性的，没有任何分析或试验基础。在变速箱装配工艺过程中对各具体情况下调整因素之间的关系研究还不够全面和充分。工艺过程缺乏合适的设备，轴承预紧力的调整需要通过装配人员的经验和直觉来实现。
图7 不同调整方法下变速箱差速器轴承预紧力与控制参数的关系
图8 实际生产中调整驱动轴变速箱差速器轴承预紧力的技术设备
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