《循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器間隙問題》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器間隙問題（10頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 關(guān)于汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器急待解決的性能問題 陳奎元，季學(xué)武 (清華大學(xué)汽車工程系，北京100084) - 10 - 前言 （a）HPS （b）ECPS或EHPS （c）EPS 圖1 助力式轉(zhuǎn)向器的靈敏度特性 P、P0—壓力、背壓；、—轉(zhuǎn)角、不靈敏角；I—電流。 我國生產(chǎn)汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器(包括機(jī)械式和助力式)至今約有50多年的歷史了[1]。半個世紀(jì)以來，在轉(zhuǎn)向行業(yè)中，圍繞著此種轉(zhuǎn)向器中間位置(包括微動轉(zhuǎn)向)的傳動間隙問題，始終存在著截然不同的兩種觀點。一種看法是為了保證汽車高速直線行駛的穩(wěn)定性，轉(zhuǎn)向器的中間位置必須無間隙傳動；另一種則認(rèn)為受加工誤差的

2、限制，若中間位置無傳動間隙，則轉(zhuǎn)到其他位置必將出現(xiàn)卡滯或卡死現(xiàn)象，故而不可能實現(xiàn)無間隙傳動。所以，至今我國生產(chǎn)的這類轉(zhuǎn)向器大多數(shù)中間位置還有一定的傳動間隙，以至于最近修訂標(biāo)準(zhǔn)時，仍有人堅持第二種意見。由此可知，歷史遺留下來的爭議仍在繼續(xù)，實際問題尚未解決。隨著我國轉(zhuǎn)向器產(chǎn)品銷往國際市場，此問題現(xiàn)在到了刻不容緩、亟待解決的時候了。本文從轉(zhuǎn)向器中間位置的傳動間隙對轉(zhuǎn)向器性能的影響、轉(zhuǎn)向器性能對整車操縱性穩(wěn)定性的影響以及實現(xiàn)轉(zhuǎn)向器可變間隙特性的技術(shù)措施三個層面，談?wù)劰P者不成熟的看法，與各位專家同仁共勉。 1 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器與助力式轉(zhuǎn)向器的性能關(guān)系 現(xiàn)代高性能汽車對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求主要包括以下幾個

3、方面：一是保證低速行駛轉(zhuǎn)向時具有較好的輕便性；二是確保高速直線行駛時應(yīng)該具備較強(qiáng)的路感(或穩(wěn)定感)；三是在緊急狀態(tài)下，必須具有快速轉(zhuǎn)向的動態(tài)響應(yīng)性。 采用助力式轉(zhuǎn)向器可以較好地滿足低速轉(zhuǎn)向的輕便性要求。 關(guān)于轉(zhuǎn)向路感，人們普遍認(rèn)為機(jī)械式轉(zhuǎn)向器的路感較為理想，因此，在設(shè)計助力轉(zhuǎn)向器時，通過選擇合適的預(yù)開隙和扭桿剛度，或者采用電子控制等方法使其輸入軸的中間部位(相當(dāng)于汽車的直線行駛或轉(zhuǎn)向器經(jīng)常工作的位置)設(shè)定不助力區(qū)，即所謂的“不靈敏區(qū)”或“死區(qū)”(圖1中的±)，以企求與機(jī)械式轉(zhuǎn)向器相似的路感和轉(zhuǎn)向準(zhǔn)確性。 近年來，由于車速越來越高，為了獲得較強(qiáng)的路感，“不靈敏區(qū)”有擴(kuò)大的趨勢。然而過大

4、的“不靈敏區(qū)”將會影響快速響應(yīng)性和轉(zhuǎn)向輕便性。因此，傳統(tǒng)的液壓助力式轉(zhuǎn)向器只好采用在考慮響應(yīng)性的同時兼顧輕便性等方法進(jìn)行綜合性設(shè)計(圖1(a))。要想較圓滿地解決這一矛盾，非電子控制莫屬(圖1(b)和(c))，有關(guān)電控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的詳情本文不再贅述。 此外，設(shè)定“不靈敏區(qū)”或“死區(qū)”之所以必要，不僅是為了汽車高速直線行駛時提供較強(qiáng)的路感，而且也是為了“節(jié)能減排”所采取的必不可少的技術(shù)舉措。 助力式轉(zhuǎn)向器的“不靈敏區(qū)”或“死區(qū)”實際上是人力轉(zhuǎn)向或機(jī)械式轉(zhuǎn)向區(qū)。在該區(qū)域內(nèi)不僅牽涉到路感，而且還涉及到汽車操縱穩(wěn)定性和安全性等密切相關(guān)的問題。因此，本文把所研究的重點和目標(biāo)鎖定在轉(zhuǎn)向器中間位置的機(jī)械性能

5、上，雖然助力式與純機(jī)械式轉(zhuǎn)向器在機(jī)械性能上略有差異(前者因扭桿而使系統(tǒng)剛度較小，又因液阻或電機(jī)慣量而使阻尼較大等)，但仍然不影響對其機(jī)械性能的研究價值和實用意義。 圖2 轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性 2 轉(zhuǎn)向器的機(jī)械性能 眾所周知，轉(zhuǎn)向器的機(jī)械性能一般常用傳動比i、傳動間隙(或)、轉(zhuǎn)動力矩、傳動效率和傳動剛度等5個參數(shù)及其變化規(guī)律來描述[3]。如前文所言，應(yīng)特別關(guān)注的是轉(zhuǎn)向器中間位置各性能參數(shù)之間的相互影響，以及這些參數(shù)對整車操縱穩(wěn)定性和安全性乃至轉(zhuǎn)向器使用壽命的影響。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器是現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜、加工較為精密和技術(shù)含量較高的部件。然而，在其零件制造過程中，難免存在

6、一定的加工誤差。以轉(zhuǎn)向齒扇為例，多因刀具切入毛坯時產(chǎn)生的振動和熱處理后出現(xiàn)的變形等因素而造成的誤差，并且最大誤差點常常位于齒扇中間位置以外的部位或齒扇的兩側(cè)位置。在轉(zhuǎn)向器零件裝配時，為了避免齒扇兩側(cè)位置與螺母齒條嚙合時出現(xiàn)干涉或緊點，必須把該處的嚙合間隙調(diào)大一些，結(jié)果轉(zhuǎn)向器中間位置的傳動間隙也隨之被調(diào)大了。時至今日，我國生產(chǎn)的此類轉(zhuǎn)向器，大多數(shù)中間位置都有程度不同的傳動間隙或游隙。圖2是國產(chǎn)某轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性的實測曲線[4]，顯然中間位置的間隙必須調(diào)至大于兩側(cè)位置，才能確保其它位置進(jìn)入嚙合時不會出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象。 在這種情況下，國產(chǎn)轉(zhuǎn)向器中間位置的各種性能曲線，如表1所示。由該表可知，當(dāng)轉(zhuǎn)向器

7、中間位置存在傳動間隙時，在該區(qū)間內(nèi)除了之外，其他各種性能(曲線)幾乎蕩然無存了，而各種不良后果便接踵而至。 表1 >0時的機(jī)械性能 參數(shù) 表達(dá)方式 性能曲線 曲線 曲線 表中：、d和－輸入軸的轉(zhuǎn)角，微量轉(zhuǎn)角和傳動間隙；dβ和Δβ－輸出軸的微量轉(zhuǎn)角和傳動間隙；－空載轉(zhuǎn)動力矩，也稱無載力矩或預(yù)緊力矩；－輸入軸轉(zhuǎn)矩；－輸出軸轉(zhuǎn)矩或負(fù)載轉(zhuǎn)矩。 3 中間位置有間隙的不良后果 3.1 難以確認(rèn)中間位置 轉(zhuǎn)向器的中間位置既是現(xiàn)代汽車控制行駛方向的基準(zhǔn)，又是轉(zhuǎn)向器整車裝配和轉(zhuǎn)向盤安裝的基準(zhǔn)，也是轉(zhuǎn)向器(特別是變速比轉(zhuǎn)向

8、器)的設(shè)計、安裝調(diào)整和試驗的基準(zhǔn)，因而備受駕駛員、裝配者和試驗人員的關(guān)注。如果轉(zhuǎn)向器的中間位置有間隙，即>0時，則在把輸入軸或轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至任意位置時，既可能是中間位置，又可能不是中間位置，也就是說難于確認(rèn)與汽車直線行駛狀態(tài)相對應(yīng)的準(zhǔn)確位置，或者“無中間位置”可言。如此一來，給上述操作人員，帶來了相當(dāng)?shù)睦щy和麻煩。 圖4 附著系數(shù)與車輪滑轉(zhuǎn)率的關(guān)系 S－車輪滑轉(zhuǎn)率；v－理論車速；ω－車輪角速度；r－車輪半徑；、－側(cè)向附著系數(shù)、縱向附著系數(shù)。 此外，在電子控制助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(包括ECPS、EHPS、EPS和SBW等)中，往往用轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角或轉(zhuǎn)速作為控制信號。如果轉(zhuǎn)向器或者轉(zhuǎn)向盤無準(zhǔn)確的中間位

9、置，則必然影響控制精度。 圖3 嚙合間隙特性 圖3是日本NSK公司生產(chǎn)的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器間隙特性的實測曲線[5]。顯然，該轉(zhuǎn)向器中間位置的間隙為0，其他位置的間隙迅速地變大，即中間位置非常明顯。 3.2 信息被“截流”，無“路感” 在汽車行駛過程中，輪胎與路面接觸的各種狀態(tài)，特別是汽車高速直線行駛的狀態(tài)，應(yīng)以一定的方式(力和位移及其變化)及時而準(zhǔn)確地通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)反饋至轉(zhuǎn)向盤，使駕駛員感受到輪胎與路面的附著情況，這就是所謂的路感。其目的是為駕駛員提供準(zhǔn)確的路況信息，以便確認(rèn)操作的條件和方式，如能否加速或減速，制動或轉(zhuǎn)向等。又因輪胎與路面的附著系數(shù)或縱向和側(cè)向附著力，隨車速或車輪

10、滑轉(zhuǎn)率的升高而下降(圖4)，所以當(dāng)汽車高速直線行駛時，必將削弱向轉(zhuǎn)向盤反饋的信息。在此情況下，姑且不談其它因素，僅就轉(zhuǎn)向器而言，若中間位置>0，則上述被削弱了的反饋信息完全有可能被所“截流”或“斷路”，造成轉(zhuǎn)向盤無路感，只覺得車輛在“發(fā)飄”，行駛不穩(wěn)定，無安全感。 從圖3可知，若轉(zhuǎn)向器中間位置無傳動間隙即=0，則反饋回來的信息就不會被“吃掉”，那怕是微弱的信息也不會被流失。 3.3 阻尼小，不利于減振 在汽車直速行駛過程中，當(dāng)車輪受到來自外界(路面的不平)或內(nèi)部(輪胎或輪輞的不平衡等)長時間的往返干擾時，車輪將會產(chǎn)生擺振或車輛出現(xiàn)擺頭。僅就轉(zhuǎn)向器而言，如果其中間位置有間隙，則將為車

11、輪擺振提供了一個幾乎無阻尼的振動空間。若車輪的擺振反饋至轉(zhuǎn)向器或轉(zhuǎn)向盤后，當(dāng)其振幅大于轉(zhuǎn)向器中間位置的間隙時，則轉(zhuǎn)向盤也隨之抖動或振顫。 車輪的擺振和轉(zhuǎn)向盤的抖動，不僅使駕駛員感到非常不舒服，而且防礙了汽車的高速平穩(wěn)的運行，更無利于節(jié)能減排。 圖5 預(yù)緊力特性 為了抑制或消除車輪的擺振和轉(zhuǎn)向盤的抖動，適當(dāng)?shù)卦黾愚D(zhuǎn)向器中間位置的阻尼，是一種有效的途徑。因此，國外生產(chǎn)的轉(zhuǎn)的向器，其中間位置都有適度的預(yù)緊力。圖5是NSK循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器預(yù)緊力矩的實測曲線[5]。相比之下，我國生產(chǎn)的同類型轉(zhuǎn)向器，其中間位置必須保留一定的間隙(否則發(fā)卡)，不可能實施預(yù)緊，故阻尼小，易振動。當(dāng)然，預(yù)緊力過大也會

12、出現(xiàn)車輪回正澀滯，甚至不回正，故預(yù)緊力要適度。 此外，提高轉(zhuǎn)向器的剛度，也有利于抵制轉(zhuǎn)向器的振顫。 3.4 剛度小，響應(yīng)性差 對于現(xiàn)代高速汽車而言，由于行駛環(huán)境和條件存在著諸多復(fù)雜的可變性和不確定因素，所以要求汽車必須具備良好的瞬間或動態(tài)應(yīng)變的能力，即快速響應(yīng)性，否則難以確保汽車高速直線行駛時的機(jī)動性和安全性。例如當(dāng)汽車高速行駛時瞬間遇到強(qiáng)勁的側(cè)向風(fēng)力，或者當(dāng)汽車高速駛出隧道口時遇到較大的橫向風(fēng)力時，都會使汽車自動轉(zhuǎn)向。此刻，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)必須具有快速轉(zhuǎn)向的響應(yīng)性，以便駕駛員能夠及時準(zhǔn)確地校正汽車的行駛方向和路線，以免發(fā)生安全事故。 此外，在汽車超車或避障時，需要具有快速轉(zhuǎn)向響

13、應(yīng)性。影響汽車快速響應(yīng)性的主要因素，就轉(zhuǎn)向器而言，是其間隙、預(yù)緊力矩和剛度。然而，國產(chǎn)轉(zhuǎn)向器在其中間位置，既有間隙，又無預(yù)緊力矩和剛度(有轉(zhuǎn)角無轉(zhuǎn)矩，見表1)，因而響應(yīng)性低下。國外轉(zhuǎn)向器的中間位置，既無間隙(圖3)，又有預(yù)緊力矩(圖4)和剛度(圖6)，故響應(yīng)性好。所以必須重視轉(zhuǎn)向器的剛性，特別是微小轉(zhuǎn)角的剛度，切不可忽視。 圖7 預(yù)緊力矩與間隙的變化 3.5 無調(diào)整性，壽命低 眾所周知，轉(zhuǎn)向器是一種高負(fù)載、低轉(zhuǎn)速和往返操作的傳動副，因其各部位的工作時間差異較大，故磨損各不相同。傳動副的中間位置工作時間較長，磨損較快，而兩側(cè)位置工作時間較短，幾乎無磨損。當(dāng)中間位置磨損后，理

14、應(yīng)用變厚齒扇或偏心軸承座調(diào)整和補(bǔ)償被磨損后增大了的間隙，但因轉(zhuǎn)向器總成裝配時，曾以兩側(cè)位置不產(chǎn)生干涉為條件，調(diào)定了中間位置的傳動間隙，也就是說，即便在使用過程中其中間位置磨損了，間隙再大也不能調(diào)整了，即無調(diào)整性。 據(jù)日本KOYO(現(xiàn)改名為JTEKT)公司對該廠生產(chǎn)的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器試驗證實，在試驗?zāi)p后，當(dāng)預(yù)緊力矩下降1/2，轉(zhuǎn)向盤間隙大于時，就應(yīng)調(diào)整到設(shè)定值，共進(jìn)行兩次[7]，見圖7。實際上在使用過程中，一旦發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向盤有間隙就應(yīng)及時調(diào)整，以免影響汽車使用性能。相比之下，我國生產(chǎn)的轉(zhuǎn)向器多數(shù)無調(diào)整性，其使用壽命必然大打折扣。 圖6 剛度特性 另外，轉(zhuǎn)向器機(jī)械性能中，還有傳動比，因在>

15、0區(qū)間內(nèi)，僅有輸入無輸出，故無實質(zhì)意義，不在多述。 總而言之，上述轉(zhuǎn)向器存在著一系列不良后果或缺陷，可以說完全在于中間位置存在傳動間隙，即因>0所致。德國BOSCH“AUTOMOTIVE HANDBOOK”明確地指出“轉(zhuǎn)向器必須具有下述的品質(zhì)：在直線位置時，沒有游隙；低摩擦，從而具有高效率、高剛性、可調(diào)整性”。以此四項基本品質(zhì)來判斷和比較轉(zhuǎn)向器中間位置的性能，如表2所示。 表2 中間位置性能比較 性能 國別 游隙 效率 剛性 可調(diào)性 外國 =0 中國 (大部) >0 =0 =0 該書把轉(zhuǎn)向器中間位置無游隙放在首位，可見其重要性不一般。恰

16、恰就是在這一點上，大多數(shù)國產(chǎn)轉(zhuǎn)向器與先進(jìn)國家相比，其差距或滯后可能有若干年(僅就傳動間隙而言)。因此實現(xiàn)國產(chǎn)轉(zhuǎn)向器中間位置無傳動間隙的技術(shù)措施，乃是當(dāng)今多數(shù)轉(zhuǎn)向器廠刻不容緩，亟待攻克的難題。 4 實現(xiàn)可變傳動間隙的技術(shù)措施 4.1 傳動間隙的構(gòu)成及其調(diào)整性 眾所周知，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿－螺母工作副和齒條－齒扇工作副組成。因此，轉(zhuǎn)向器的總間隙是這兩個工作副間隙的總和。 螺桿－螺母副的間隙主要指鋼球與螺桿和螺母滾道三者之間的配合間隙，一般徑向間隙為0.01mm，也有采用局部(中間位置)或全行程過盈配合的，其方法有三：1)變中徑螺桿，即中間中徑大、兩側(cè)逐漸變至標(biāo)準(zhǔn)值；2)變螺距螺桿，

17、即中間螺距小、兩側(cè)逐漸變?yōu)闃?biāo)準(zhǔn)值；3)鋼球與螺桿和螺母滾道全行程過盈配合。螺桿兩端支承軸承用端蓋預(yù)緊，故螺桿－螺母副的間隙很小。 齒條－齒扇副為末端傳動副，負(fù)載較大，中間位置工作時間較長，易磨損，故應(yīng)及時調(diào)整或補(bǔ)償因其磨損而增大了的間隙。一般采用變厚齒輪的軸向移動或偏心軸承座的轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)其無齒隙嚙合。因此所謂轉(zhuǎn)向器的調(diào)整性，實際上就是齒條－齒扇副中間位置實現(xiàn)無齒隙嚙合的調(diào)整問題。 為了獲得更加著實和可靠的無齒隙嚙合，必須對齒條－齒扇副施加一定的預(yù)緊力矩(見圖5)。 總之，通過調(diào)整施加一定的預(yù)緊力矩，不僅能夠消除螺桿－螺母副、齒條－齒扇副和各支承部位的配合或摩擦間隙，而且又可獲得適當(dāng)?shù)淖枘?/p>

18、，較高的剛度和較強(qiáng)的路感等，真乃一舉數(shù)得，何樂而不為呢？ 但是，如前文所述，實現(xiàn)中間位置無齒隙嚙合，應(yīng)以其它位置進(jìn)入工作狀態(tài)時不產(chǎn)生干涉為前提條件。因此，既可使中間位置無齒隙嚙合又能確保其它位置有齒隙傳動(無干涉)，也就是說該傳動必須滿足和實現(xiàn)“可變嚙合間隙”的使用要求。所以，“可變嚙合間隙”的設(shè)計理念和實踐成為下文主要研究的重點。 4.2 可變嚙合間隙的設(shè)計機(jī)理 4.2.1 齒條修正法與齒扇偏心法 在我國轉(zhuǎn)向行業(yè)中，可變嚙合間隙的設(shè)計普遍采用兩種方法，一種是齒條修正法，源于上世紀(jì)60~70年代日本的技術(shù)；另一種為齒扇偏心法，來自前蘇聯(lián)，實際上是德爾福20世紀(jì)50年代的技術(shù)。由于

19、齒條修正法比較簡單，所以在我國被廣泛地采用，也有少數(shù)單位至今仍然沿用齒扇偏心法。 所謂齒條修正法，簡單地說，是把齒條中線或分度線上中間齒槽的齒寬設(shè)定為標(biāo)準(zhǔn)值，其它齒槽的齒寬，在標(biāo)準(zhǔn)值的基礎(chǔ)上，增加某一間隙量Δ。因此，即便齒條中間齒槽與齒扇中間輪齒無齒隙嚙合，其他齒槽進(jìn)入嚙合時，也不會出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象。 所謂齒扇偏心法，是將齒扇的幾何中心設(shè)定在其旋轉(zhuǎn)中心上方e處，當(dāng)齒扇饒其旋轉(zhuǎn)中心轉(zhuǎn)動時，其幾何中心被下拉某一距離，則與其相嚙合的齒條齒槽之間形成了側(cè)向間隙，即便齒扇的中間位置與齒條的中間齒槽為無齒隙嚙合，其它位置進(jìn)入傳動時，也不會產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。 圖8是齒條修正法和齒扇偏心法理論間隙特性曲線的比較

20、，數(shù)學(xué)模型見文獻(xiàn)[3]。 由圖8可知，這兩種方法都可以得到“可變間隙”特性，但從轉(zhuǎn)向器必須具有明確的“中間位置”來看，若無齒隙嚙合區(qū)越小，則中間位置越明顯。按此觀點從圖8可見，似乎齒扇偏心法優(yōu)于齒條修正法。然而，當(dāng)對齒條－齒扇副施加一定的預(yù)緊力矩時，齒條修正法的無間隙嚙合區(qū)幾乎不變，而齒扇偏心法的無齒隙嚙合區(qū)，由于特性曲線底部的斜率太小，因此兩者的無齒隙嚙合區(qū)非常接近。特別是當(dāng)齒條－齒扇副磨損后進(jìn)行調(diào)整時，后者往往可能大于前者，所以兩者的無齒隙區(qū)域相差不大。 圖9 齒扇中間輪齒齒形的連續(xù)修正 進(jìn)一步看，以齒條修正法為例，經(jīng)仿真計算和實物模型檢測，其無齒隙嚙合區(qū)約在齒扇轉(zhuǎn)角7左右(圖

21、8)，如果將其折算成轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，取平均傳動比20，則轉(zhuǎn)向盤的無齒隙區(qū)或預(yù)緊區(qū)為140左右，即轉(zhuǎn)向盤約在280的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)均為無齒隙區(qū)或預(yù)緊區(qū)。如此一來，轉(zhuǎn)向盤在這么大的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，因其存在著加工誤差，難免在某個局部產(chǎn)生緊點或澀滯現(xiàn)象。其結(jié)果，不得不放棄施加預(yù)緊力矩而加大間隙。隨之而來的便是中間位置也難以實現(xiàn)無齒隙嚙合了，因此，無法滿足現(xiàn)代高性能汽車的使用要求。 這就是目前我國大多數(shù)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的現(xiàn)狀和概況。究其原由，均因墨守成規(guī)延誤若干年，故而必須奮起直追，與世界同行。 4.2.2 齒扇修正法 圖8 齒條修正與齒扇偏心理論特性比較 s=Δ或e; 1 Δ=0.20; 2

22、e=1.00; 3 e=0.50; β—齒扇轉(zhuǎn)角 連續(xù)變位齒形修正法，簡稱齒扇修正法或齒形修正法。它是指齒條刀具在插制齒扇毛坯的過程中，利用刀具的連續(xù)變位，僅對齒扇中間輪齒的齒形進(jìn)行連續(xù)修正的一種方法，見圖9。該圖是變厚齒扇的標(biāo)準(zhǔn)截面，即齒扇變位系數(shù)X=0的截面。虛線Ⅰ是刀具切制齒扇中間輪齒標(biāo)準(zhǔn)齒形Ⅲ的位置，虛線Ⅱ是刀具切削中間輪齒連續(xù)變位齒形Ⅳ的位置。所謂連續(xù)變位齒形修正，是指當(dāng)?shù)毒咴谇邢髦虚g位置輪齒(輪齒與刀具或齒條在固定弦端點A和B處相切)時，刀具有著最大的變位量Xm，之后在切削其它位置(如齒頂或齒根部)時，變位量連續(xù)變小直至為零，即回到標(biāo)準(zhǔn)切削位置，其后再切制兩側(cè)標(biāo)準(zhǔn)齒形。如此，中

23、間輪齒在原固定弦AB處有兩個沿著嚙合線方向的法向增量ΔS(圖9∠Beg)，因而該處的齒厚比標(biāo)準(zhǔn)齒形的齒厚大，所以也有將其稱為鼓形齒或局部變位齒(圖9虛線齒廓Ⅳ)。 4.2.3 齒形修正法的計算 A．刀具切削中間輪齒任意位置的變位系數(shù) 如圖9所示，齒扇在中間位置時，以其中間輪齒的固定弦AB與刀具或齒條相切。若刀具在B點有最大變位系數(shù)，則由∠Beg可知： (1) 式中：－刀具在固定弦端點B處的變位系數(shù)；m－模數(shù)；－壓力角；－法向增量，取=0.20~0.25mm。 刀具在切削中間輪齒任意位置的變位系數(shù)，即： (2) 式中：－刀具切削輪齒任意

24、位置的變位系數(shù)；－齒形修正的最大轉(zhuǎn)角(見圖10)，可取=±4左右；－齒形修正的任意轉(zhuǎn)角，0≤≤。 由式(2)可知，當(dāng)齒扇轉(zhuǎn)角=時，則=0，刀具回至標(biāo)準(zhǔn)切削位置。其后，切制兩側(cè)輪齒時不再進(jìn)行齒形修正了。 B．分度圓與齒廓交點處的齒形修正變位系數(shù) 從式(2)可知，欲求分度圓與齒廓交點f處的變位系數(shù)X，必須先求出點f的夾角與固定弦端點B的夾角之差，即兩點之間的相對夾角(見圖10)，方能按式(2)求出點f的變位系數(shù)X。即 (3) 其中 (4) Z－齒扇整圓齒數(shù)。 由圖10可知 (5) 而 圖10 齒

25、形修正法的計算 在∠PdB中， 式中：－固定弦齒厚；r－分度圓半徑。 將、和代入式(5)，求出，再將和代入式(3)，就可求出。 C．齒形修正后的檢測 為確認(rèn)中間輪齒經(jīng)過連續(xù)變位齒形修正后的加工精度，可以采用檢測固定弦齒厚和弦齒高，或者公法線長度W來判定。然而，上述變位系數(shù)的計算，都是在標(biāo)準(zhǔn)截面上進(jìn)行的。對于變厚齒扇的成品或?qū)嵨飦碇v，受測量工具如卡腳干涉等限制，難以在其標(biāo)準(zhǔn)截面上進(jìn)行參數(shù)測量。因此，需要把標(biāo)準(zhǔn)截面上應(yīng)該檢測的項目，轉(zhuǎn)換成變厚齒扇大端面上相應(yīng)的實際檢測內(nèi)容。為此，事先必須對大端面上的固定弦或公法線進(jìn)行理論計算。 D．大端固定弦的計算 固定弦齒厚 根據(jù)

26、機(jī)械原理[6]，變位齒輪固定弦齒厚可由下式求出： (6) 圖12 W測量示意圖 (7) 式中：－大端變位齒輪分度圓齒厚；－大端變位系數(shù)。 將式(7)代入式(6)，便可求出大端固定弦齒厚。 固定弦齒高 (8) 而 (9) 式中：—大端齒頂高；—齒頂高系數(shù)。 將式(7)和(9)代入式(8)，即可求出大端固定弦齒高。固定弦齒高和齒厚的測量，見圖11所示。 Ｅ．大端公法線的計算 公法線長度可由下式求出： （10） 跨齒數(shù) 不論跨齒數(shù)整數(shù)化取多大，凡卡尺的卡腳卡在中間輪齒上，如圖12虛線所示，則用式(10)計算

27、，若卡尺不需要卡在中間輪齒上，如圖12實線所示，則式(10)中的。 5 可變間隙特性的比較 圖13 三種可變間隙特性理論曲線比較 1. D＝0.2mm; 2. e=0.5mm; 3. e=1.0mm 圖11 固定弦齒高和齒厚的測量圖 以上簡要地介紹了三種可變間隙特性的設(shè)計計算原理，圖13表示該三種方法間隙特性理論曲線的比較。圖14表明用此三種方法制作的實物模型間隙特性實際測量結(jié)果的比較(無施加預(yù)緊力)[2]?，F(xiàn)以下列三個條件或原則來評價無齒隙嚙合特性。 1) 可變間隙特性曲線的無齒隙嚙合區(qū)越小越好。當(dāng)無齒隙嚙合區(qū)很小，甚至變成一個嚙合點，并且為唯一的緊點時，則轉(zhuǎn)

28、向器的中間位置非常明顯和準(zhǔn)確。如此，為調(diào)整人員提供了一個在轉(zhuǎn)向器中間位置施加預(yù)緊力矩的基點，也為駕駛員判斷轉(zhuǎn)向盤保持汽車直線行 圖14 三種可變間隙特性實測曲線比較 駛的操作基準(zhǔn)。 2) 特性曲線的斜率或升程越大越好。若可變間隙特性曲線的斜率很大或陡峭時，即便因其磨損而進(jìn)行調(diào)整，可能使其無齒隙嚙合區(qū)的變化很小。故而可以維持較長時間較小的無齒隙嚙合區(qū)和良好的使用性能。 3) 曲線第一段越高越好。一般該曲線由兩段或三段構(gòu)成，視工作齒數(shù)而定，并呈波浪形或階梯式上升。若第一段曲線從開始至終點的高度越高，則轉(zhuǎn)向器的可調(diào)性越好，維持高性能和高壽命的使用時間越長。 按上述三條來評價轉(zhuǎn)向器可變間隙

29、特性，由圖13和圖14可知，無需多言，采用連續(xù)變位齒形修正法，是目前最佳的選擇。 6 小結(jié) 1) 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器應(yīng)該具有“可變間隙特性”，即中間位置必須實現(xiàn)無齒隙嚙合，而兩側(cè)則可保留適當(dāng)?shù)膫鲃娱g隙，借以避免產(chǎn)生干涉現(xiàn)象； 2) 中間位置必須施加一定的預(yù)緊力矩，方能確保獲得較強(qiáng)的路感，較快的響應(yīng)性和較好的減振性； 3) 采用連續(xù)變位齒形修正法，是目前達(dá)到上述兩條的最佳選擇。 總而言之，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的間隙特性是否符合使用要求，可用幾個字來概括和判斷，即“中間點緊，兩側(cè)松”或“中間緊，兩側(cè)松”。 參考文獻(xiàn) [1] 轉(zhuǎn)向協(xié)會. 中國汽車轉(zhuǎn)向器行業(yè)史. 行業(yè)史編委會. 2010.9 [2] Bosch. AUTOMOTIVE HANDBOOK. 北京: 理工大學(xué)出版社. 1999.1 [3] 陳奎元等. 汽車整體式轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性的研究. 轉(zhuǎn)向行業(yè)信息. 1997.11 [4] 陳奎元. 汽車轉(zhuǎn)向器的性能及其測定. 清華大學(xué). 1980.9 [5] NSK. 日本NSK循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器. 天津汽車研究所. 1979 [6] 天津大學(xué)等. 機(jī)械原理. 人民教育出版社. 1979.11 [7] KOYO. SBS95C型循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器試驗報告. 天津汽車研究所. 1978