Adaptive optimization of bevel gear repair assembly of automobile transmissions

Abstract

The article presents the experience of using dimensional analysis of the adaptive optimization of repair technological process for aggregates of automobile transmission. There is also discussed the method of experimental determination of the necessary size of the compensator for correct positioning toothed gears in the transmission.

Full Text

Выполнение высококачественного восстановительного ремонта агрегатов трансмиссии автомобилей на уровне завода-изготовителя представляет собой довольно сложную техническую задачу, так как в процессе выполнения сборочных операций необходимо обеспечить правильность взаимного положения сопрягаемых зубчатых колес передачи с учетом предварительного натяга ее подшипников. Эта задача может быть решена двумя путями: расчетом сборочной размерной цепи на регулирование осевого положения ведущего зубчатого колеса с использованием основных положений размерного анализа и методами экспериментального определения необходимой толщины компенсатора для правильной установки положения ведущего колеса главной передачи в осевом направлении. В качестве примера для решения упомянутой задачи можно взять механизм главной передачи заднеприводного легкового автомобиля семейства АвтоВАЗ. Механизм главной передачи в виде редуктора заднего моста легкового автомобиля (рисунок 1) размещен в чугунном литом картере 3. Зубчатые колеса главной передачи: конические, гипоидные. Рисунок 1. Схема редуктора заднего моста легкового автомобиля: 1 - ведомое колесо; 2 - коробка дифференциала; 3 - картер; 4 - задний конический роликовый подшипник; 5 - компенсатор (прокладка); 6 - передний конический роликовый подшипник; 7 - стальная распорная втулка; 8 - компенсатор (регулировочная прокладка); 9 - ведущее колесо; 10 - регулировочные гайки ведомого колеса; 11 - стопор регулировочной гайки; 12 - крышка подшипника дифференциала; Ак - толщина прокладки (компенсатора); АΔ - монтажное расстояние ведущего колеса от оси ведомого колеса; С - контрольный монтажный размер колеса; Аг - высота головки колеса; Акарт - размер проточки картера; Ап - высота конического подшипника Ведущее колесо 9 опущено ниже оси ведомого 1 на величину гипоидного смещения равного 31,75 мм. Оно изготовлено в виде вала-колеса и установлено в расточке картера 3 на двух конических роликовых подшипниках 4 и 6, между внутренними обоймами которых установлена стальная распорная втулка 7. Для предотвращения смещения ведущего колеса 9 при передаче значительных усилий и для увеличения жесткости передачи его подшипники установлены с предварительным натягом, который создается с помощью компенсатора 5 (прокладки), и регулируются по моменту поворота ведущего колеса под осевой нагрузкой 2,7…3,2 кН. Ведомое колесо 1 главной передачи смонтировано на коробке 2 дифференциала и привернуто к её фланцу болтами. Боковой зазор между зубьями ведущего и ведомого колес должен быть равен 0,08…0,12 мм. Ведомое колесо вращается вместе с коробкой дифференциала на двух конических роликовых подшипниках, помещенных в гнезда картера редуктора и закрепленных регулировочными гайками 10, положение которых зафиксировано стопорами 11. Сверху к картеру 3 редуктора болтами крепятся две крышки 12 подшипников дифференциала. Правильность положения ведущего колеса относительно ведомого в картере редуктора обеспечивается регулировкой осевого положения ведущего колеса и предварительным натягом его подшипников. Для выполнения регулировок применяются компенсаторы - прокладки 8 различной толщины, устанавливаемые между торцом ведущего колеса и внутренней обоймой заднего подшипника. Прокладки являются технологическими звеньями сборочных размерных цепей. Осевое положение ведущего колеса в картере регулируется по монтажному расстоянию АΔ ведущего колеса от оси ведомого колеса. Допустимые отклонения этого параметра в данном случае АΔ = 87-0,05+0,02. Способ определения действительных значений монтажного расстояния ведущего колеса в процессе сборки главной передачи зависит от расположения компенсатора и доступности измерения монтажного расстояния. В данной конструкции главной передачи оно определяется косвенно, путем размерного анализа звеньев технологической размерной цепи, в которую входят: размер проточки картера Акарт = 116+0,05, высота головки шестерни Аг = 33,6-0,1, контрольный монтажный размер шестерни С = 51,4-0,05+0,02 с учетом поправки на зацепление и высота конического подшипника Ап = 29-0,5. Поправка определяется на контрольно-обкатном станке по положению пятна контакта и записывается на торце шестерни в сумме с отклонением высоты головки шестерни. Это дает возможность контролировать положение шестерни в картере по монтажному размеру «С». При нагружении конических подшипников ведущего колеса усилием осевого предварительного натяга монтажная высота подшипников изменяется согласно графику на рисунке 2. Рисунок 2. Зависимость изменения высоты конического подшипника от усилия предварительного натяга Следовательно, так же изменяется и осевое положение ведущего колеса Запрессовка наружного кольца заднего конического подшипника в картер редуктора вызывает его деформацию, что приводит к изменению монтажной высоты подшипника и осевого положения шестерни согласно графику на рисунке 3. Величину диаметрального натяга е в соединении кольцо - картер определяют исходя из размеров Dкольца = 72-0,013 и Dкартера = на чертеже деталей, по формуле: (1) где: Ес - координата середины поля допуска, или путем замера истинных значений размеров Dкольца и Dкартера на конкретных деталей. Особенности сборки конической зубчатой передачи заключаются в следующем. Ведущая шестерня главной передачи изготовлена как одно целое с её валом и установлена в расточке картера редуктора заднего моста на двух конических роликоподшипниках, между внутренними обоймами которых установлена стальная деформируемая распорная втулка. Рисунок 3. Зависимость монтажной высоты конического подшипника от диаметрального натяга «е» Для предотвращения смещения ведущей шестерни при передаче значительных усилий и для увеличения жесткости передачи подшипники ведущей шестерни установлены с предварительным натягом, который создается затягиванием гайки на хвостовике динамометрическим ключом. Величина крутящего момента завинчивания гайки составляет 120…180 Н·м, а момент трения подшипников ведущей шестерни, измеряемый многократно по мере увеличения момента затягивания гайки, должен составлять 160…200 Н·м. Соответствие момента трения подшипников моменту затяжки гайки обеспечивается наличием распорной втулки, которая обладает необходимой для создания натяга упругостью. Правильность положения ведущей шестерни относительно ведомой устанавливается подбором необходимой толщины стальной прокладки (регулировочного кольца), устанавливаемой между торцом шестерни и внутренней обоймой заднего подшипника. Заводом выпускаются регулировочные кольца семнадцати размеров с интервалом через 0,05 мм. Таким образом, их толщина изменяется в пределах от 2,55 до 3,35 мм. Ведомая шестерня главной передачи смонтирована на коробке дифференциала и привернута к его фланцу восемью болтами, которые стопорятся за счет предварительного натяга. Боковой зазор между зубьями ведущей и ведомой шестернями должен быть равен 0,08…0,12 мм. Ведомая шестерня вращается вместе с коробкой дифференциала на двух конических роликовых подшипников, которые помещены в гнезда картера главной передачи и закреплены крышками. Крышки обработаны в сборе с картером и поэтому не взаимозаменяемы, каждая из них крепится к картеру двумя болтами, фиксируемыми пружинными шайбами. При снятых крышках подшипников дифференциал с ведомой шестерней может быть вынут из картера главной передачи. Предварительный натяг подшипников дифференциала (и ведомой шестерни) обеспечивается одновременным и равновеликим подтягиванием двух регулировочных гаек 10 с двух сторон дифференциала (рисунок 1). При их вращении наружные кольца роликовых подшипников перемещаются к дифференциалу, заплечики шеек которого упираются в торцы внутренних колец подшипников. Необходимая величина натяга обеспечивается в том случае, если внутренние торцы наружных колец подшипников под воздействием гаек 10 будут приближены друг от друга на 0,16…0,20 мм против положения, при котором гайки не затянуты. Положение регулировочных гаек 10 фиксируется стопорами 11, которые выпускаются двух видов - с одним или двумя выступами - и крепятся к крышке болтами с пружинными шайбами. Основными признаками правильного зацепления шестерен главной передачи является форма, площадь и место расположения пятна контакта на рабочей поверхности зуба ведомой шестерни. Следует помнить, что ведущая и ведомая шестерни главной передачи на заводе подобраны попарно, по правильности зацепления и уровню шума, поэтому при необходимости замены шестерни следует заменять только попарно, предварительно проверив идентичность имеющихся на них заводских номеров. На практике имеют место различные случаи расположения контактного пятна в зависимости от взаимного расположения шестерен. При этом на расположение пятна контакта на различных сторонах зубьев шестерен оказывает влияние направление вращения последних при движении автомобиля вперед или назад. Если пятна контакта зубьев располагаются в средней их части, то зацепление считается нормальным (рисунок 4). В случае смещения пятна контакта к краю зубьев необходима регулировка главной передачи. Рисунок 4. Правильное расположение пятна контакта со стороны переднего (1) и заднего (2) хода Для выполнения регулировки по пятну контакта требуется разборка редуктора, поэтому данную работу следует выполнять только при наличии специальных приспособлений и необходимого набора регулировочных прокладок. Размеры, толщину и количество ступеней (прокладок) компенсатора при возможных сочетаниях составляющих звеньев размерной цепи можно определить теоретически путем выполнения размерного анализа для конкретной зубчатой передачи. Расчет производится в следующем порядке. 1. На упрощенном чертеже редуктора составляется схема сборочной размерной цепи, включающей в себя увеличивающие и уменьшающие звенья. 2. Заполняется таблица (по образцу таблицы 1) исходных данных. Таблица 1 Исходные данные для расчета Индекс звена Наименование звена ξi Номинал Аi ΔАi ТАi λi2 ai А1 Монтажная высота подшипника -1 29 -0,05 0,1 0,11 0,1 Ак Компенсирующее звено -1 0 0 0,01 0,11 0,1 А3 Размер по картеру +1 116 0,035 0,07 0,11 0,1 А4 Поправка на монтажное расстояние -1 0 0 0,5 0,11 -0,1 А5 Монтажное расстояние шестерни -1 87 -0,015 0,07 0,11 0 В таблице 1 приняты следующие обозначения: ξi передаточное отношение составляющего звена размерной цепи (в плоских размерных цепях с параллельными звеньями ξ = 1; для увеличивающих звеньев со знаком «+», для уменьшающих звеньев со знаком «-»); λi - коэффициент относительного рассеяния размеров i-го звена размерной цепи (распределение отклонений размеров деталей редуктора подчиняется нормальному закону с коэффициентом λi2 = 1/9); αi - коэффициент относительной ассиметрии размеров i-го звена размерной цепи (для деталей редуктора коэффициент αi = ±0,1). Допуск на изготовление прокладок следует принять Ткомп = 0,01 мм. Остальные исходные данные для расчета размерной цепи принимаются по чертежу общего вида редуктора: Аi - номинальный размер звена; Ес (Аi) - координата середины поля допуска; ТАi - допуск соответствующего размера Аi. 3. Составляется в буквенном выражении уравнение размерной цепи в номиналах: (2) где: m - число звеньев размерной цепи. 4. Поле отклонения монтажного расстояния (АΔ=А5) колеса ТАΔ' определяется из уравнения: (3) где: tΔ = 3 - коэффициент риска монтажного расстояния (при нормальном законе распределения размеров замыкающего звена и проценте риска Р = 0,27%); Δе и Δр - величины рассеяния монтажной высоты конического подшипника колеса в результате запрессовки наружного кольца в картере и создании предварительного натяга которые определяются с помощью графиков на рисунках 2 и 3) и соответствуют предельным значениям диаметрального натяга в соединении кольцо - картер; ТАΔ' - возможная величина смещения шестерни в процессе сборки (штрих означает то, что это расчетная величина). 5. Определяется координата середины поля допуска отклонений монтажного расстояния колеса (замыкающего звена): (4) 6. Рассчитывается величина поля компенсации: (5) где: ТАΔ - допуск на монтажное расстояние шестерни (0,07). 7. Определяется координата середины поля компенсации: (6) где: Ес(АΔ) = 0,07 - середина поля допуска на монтажное расстояние колеса. 8. Рассчитываются предельные размеры компенсирующего звена: (7) где: Ак = 87 - номинальный размер компенсатора (принимается из условия Акmin >0. 9. Определяются размеры и количество ступеней компенсатора N. Размер первой ступени S1=2δрег. Размеры остальных ступеней определяются по геометрической прогрессии: (8) где: δрег - точность компенсации (наибольшая разница между требуемым Ак и действительным Ак.д размерами компенсатора) принимается из условия: (9) где: Ткомп - допуск на изготовление прокладок (Ткомп = 0,01 мм). Рисунок 5. Схема определения толщины регулировочной прокладки (кольца) ведущего колеса: 1 - индикатор приспособления; 2 - торец оправки; 3 - корпус редуктора; 4 - гайка; 5 - оправка; Д - посадочные поверхности подшипников дифференциала; А1 и А2 - расстояние от торца оправки до нижних точек посадочных поверхностей подшипников дифференциала Адаптивная сборка конической зубчатой передачи с экспериментальным определением требуемой величины компенсатора для правильной установки положения ведущей шестерни главной передачи в осевом направлении может быть выполнена следующим образом. Экспериментальное определение толщины прокладки выполняется в соответствии со схемой на рисунке 5. Корпус редуктора устанавливается в сборочном приспособлении, и в него запрессовываются наружные кольца переднего и заднего конических роликовых подшипников. Затем оправка 6 устанавливается в корпус редуктора 3 без регулировочного кольца, упорной втулки и сальника. Крутящий момент завинчивания гайки 7 в пределах 8…10 Н·м. На оправку 6 крепится контрольное приспособление с индикатором 1 и замеряются расстояния А1 и А2 от торца 2 оправки 6 до нижних точек посадочных поверхностей подшипников дифференциала. Необходимая толщина Т кольца (компенсатора) определяется по формуле: (10) где: А1 и А2 - расстояние от торца оправки 6 до нижних точек посадочных поверхностей подшипников дифференциала, ±В - отклонение ведущей шестерни от номинального положения (наносится заводом на валу ведущей шестерни в сотых долях миллиметра). Из комплекта регулировочных колец выбирается кольцо близкого размера и устанавливается на ведущую шестерню между её торцом и внутренней обоймой заднего подшипника. Рисунок 6. Схема проверки момента проворачивания ведущего колеса (без дифференциала): 1 - ведущее колесо; 2 - регулировочное кольцо; 3 - корпус; 4 - распорная втулка; 5 - сальник; 6 - фланец; 7 - гайка; 8 - динамометр; Н - толщина регулировочной прокладки Рисунок 7. Схема регулирования бокового зазора в зацеплении главной передачи с помощью специального контрольного приспособления: 1, 2 - индикаторы часового типа; 3 - ведомое колесо; 4 - регулировочная гайка; 5 - корпус дифференциала Регулировка предварительного натяга подшипников ведущей шестерни производится на специальном сборочном приспособлении путем подсборки редуктора без дифференциала в соответствии со схемой на рисунке 6, где основными элементами сборочной единицы являются: гайка 7, фланец 6, сальник 5, ведущая шестерня 1, распорная втулка 4, корпус 3, регулировочное кольцо 2. При сборке сальник 5 устанавливается на герметик УГ-6, а гайку 7 затягивают динамометром 8 с моментом 120 Нм. Проверка момента проворачивания ведущей шестерни осуществляется специальным динамометрическим ключом через фланец 6. Момент проворачивания шестерни должен составлять: 160…200 Нм. При превышении момента проворачивания распорную втулку 4 следует заменить; при меньшем моменте - гайку 7 надо подтянуть и проверку повторить. При этом момент затягивания гайки 7 не должен превышать 260 Нм. Правильное зацепление шестерен главной передачи обеспечивается регулировкой бокового зазора в зацеплении, который должен быть в пределах 0,08…0,12 мм. Для его замера используется специальное контрольное приспособление, показанное на рисунке 7. Зазор измеряется индикатором 2 при покачивании ведомой шестерни 3, при этом ножка индикатора опирается на боковую поверхность зуба. Регулирование зазора в зацеплении осуществляется перемещением корпуса дифференциала 5 с помощью гаек 4. Регулирование осевого натяга в подшипниках дифференциала выполняется гайками 4 после установки зазора в зацеплении. Натяг определяется с помощью того же контрольного приспособления (рисунок 8) индикатором 1 по изменению размера D, замеренного по верхним точкам крышек подшипников. Осевой натяг обеспечивается в пределах 0,16…0,20 мм, зазор в зацеплении при этом должен оставаться в пределах 0,08…0,12 мм. По окончании регулировочных работ необходимо проверить положение пятна контакта в зацеплении. Рисунок 8. Схема регулирования осевого натяга в подшипниках дифференциала с помощью специального контрольного приспособления: 1 - индикатор часового типа; D - расстояние между верхними точками крышек подшипников В случаях смещения пятна контакта к краям зубьев для получения правильного зацепления ведущую шестерню необходимо переместить относительно ведомой путем изменения толщины регулировочной прокладки. Если пятно контакта смещено в сторону оси шестерни, то следует отодвинуть ведущую шестерню от ведомой, уменьшив толщину прокладки 8, а при смещении пятна от центра шестерни, наоборот, подвинуть ведущую шестерню к ведомой, увеличив толщину прокладки. Следует иметь в виду, что для регулировки по пятну контакта требуется разборка редуктора.