法律状态公告日
法律状态信息
法律状态
1986-01-10
授权
授权
1985-09-10
实质审查请求
实质审查请求
1985-09-10
审定
审定
1985-09-10
公开
公开
本发明属于汽车转向系中一种变速比循环球式转向器。特别适用于中等吨位的载重汽车和中型客车，也可用在轻型载重汽车和小客车上。
在中等吨位以下的汽车上，为提高汽车转向轻便性，常采用动力转向或变速比转向器。后者结构简单可靠、成本低，因而得到迅速开发。
汽车的转向阻力矩随车轮转角而增加，故要求转向器的速比亦能随方向盘转角面增加，以提高转向轻便性。又因汽车多处于直线行驶，转向器齿扇中间轮齿磨损较快，则要求齿侧间隙应随方向盘转角而增加，以保证调整中间轮齿齿侧间隙时，避免两侧轮齿产生干涉现象。
日本昭47-9774号在循环球式转向器中，利用准圆型非圆齿扇副代替齿条齿扇副得到速比随方向盘转角增加的转向器。速比增加15～19%。该齿扇需用专门设备才能加工。
英国公开1426465号，在循环球式转向器中，将螺母上的齿条制成渐开线齿扇，与其啮合的摇臂轴齿扇，做成偏心转动的齿扇。两齿扇均可在普通齿轮切削机床上进行加工。该文实施例给出，当摇臂轴转角48°时，速比增加22.3%，齿侧单侧间隙为0.25mm。
由此，在现有技术中，变速比循环球式转向器的速比增加幅度仅为20%左右，尚无提供进一步提高速比增加幅度，改善汽车转向轻便性的技术措施。
本发明的目的在于为进一步提高汽车转向轻便性，当摇臂轴转角45°时，使速比增加30%以上，齿侧总间隙在0.5～1mm范围内。
本发明所采用的办法是，通过合理地选择主要结构参数及传动方案，即当螺母齿扇分度圆半径R1和摇臂轴齿扇最小工作半径R0选定之后，摇臂轴齿扇分度圆半径R2应满足
R2=>1R0)/(R1-R0)>1＞R0，以达到性能指标。
如图1所示，带有圆型渐开线齿形的螺母齿扇〔1〕安装在螺杆〔3〕上。螺杆〔3〕通过轴承〔4〕支撑于壳体〔5〕上。在螺母齿扇〔1〕和螺杆〔3〕之间，装有循环钢球（图中没有示出）。与螺母齿扇〔1〕相啮合的摇臂轴齿扇〔2〕垂直于螺杆〔3〕的轴线支撑在壳体〔5〕上。齿扇〔2〕的特点是，在摇臂轴处于中间位置时，其几何中心O2位于转动中心O的下方，并且相距为e。
当方向盘（图中未示出）由中间位置向某一方向转动时，螺杆〔3〕跟着转动，并通过钢球使螺母齿扇〔1〕沿螺杆〔3〕轴线向某一方向移动，而齿扇〔1〕又通过轮齿带动齿扇〔2〕绕其转动中心O进行偏心旋转。此时转向器的速比和齿侧间隙将随摇臂轴转角的增加而增加。
齿侧间隙的调整，是通过摇臂轴变厚齿扇〔2〕的轴向移动来实现的。
图2表示以R为半径，O′为圆心，O为转动中心，e为偏心距的圆型节线〔1〕与其共轭的节线〔2〕，在节点P0处的接触状况。
图3表示偏心轮绕其转动中心O旋转β角后，两节线在P点处的接触位置。从该图可知，偏心轮的有效工作半径r为
r＝>-eCosβ
节线〔2〕的微分方程组是
设▲＝>则节线〔2〕的曲率半径p
从图2可知，当偏心轮处于中间位置，即当β＝0时，节线〔2〕的曲率半径为最小。则
ρmim＝>
在图1中，若螺杆的螺距为t，转向器中间位置的速比为i0，则齿扇〔2〕的最小工作半径
R0＝>0。如果齿扇〔1〕和齿扇〔2〕的分度圆半径分别为R1和R2，并取R1＝ρmin，R2＝R，R0＝R-e，则（1）式变为：
R2＝>1R0)/(R1-R0)>
实践表明对速比增加幅度影响最大的是螺母齿扇〔1〕分度圆半径R1，R1越小，速比增加幅度越大。但是在螺母上既要布置较小的R1，又要安排具有四个轮齿的齿扇，往往在加工齿扇时，有可能破坏螺母内端部工作循环滚道。因此，最小的R1值受其螺母结构尺寸所限定。
在R1按螺母结构尺寸选定后，可以根据（2）式计算出R2来。
（2）式的物理意义是：在R0一定时，从选择R1mim出发，计算出所对应的R2max值。如果按照R1mim和R2max设计的齿扇副，在中间位置时，转向器的速比i＝i0，齿侧总间隙S＝0，之后i和S将随摇臂轴转角β增加，而i的增加较快，S的增加较慢。若所选择的R2大于计算出来的R2max，则因S将随β的增加变为负值、齿扇副不能传动。如果所选择的R2小于计算出来的R2max，i的增加略有减慢，而S的增加却很快。因此，可以根据需要取（0.7～0.9）R2就能得到比较符合性能要求的速比增加幅度和齿侧总间隙。
（2）式当R1＞R0时，则R2＞0。这时将有以下几种传动方案。
若R1＞R2＞R0，即齿扇〔1〕和齿扇〔2〕均为外齿扇，齿扇〔2〕的几何中心O2位于转动中心O的下方，齿扇副速比i增加的幅度较小，而齿侧间隙S增加的较大。
若R2＞R1＞R0，即齿扇〔1〕和齿扇〔2〕皆为外齿扇，齿扇〔2〕的几何中心O2位于转动中心O的下方。齿扇副速比i增加的幅度较大，齿侧间隙S增加的略小。
还有许多传动方案，因已超出本发明范围或其性能不佳，故不一一列举。
总之，唯有齿扇副按照R2＞R1＞R0的传动方案进行设计，才能达到当摇臂轴转角45°时，速比增加幅度在30%以上，轮齿非啮合齿侧总间隙为0.5～1mm。
采用变厚齿扇调整齿侧间隙，为了保证轮齿小端具有较好的刚度和强度，其变厚角可取3.5°～5°范围内。
考虑到齿扇副压力角α将随β增加而增加，为了尽量减小支撑部位的负荷，其分度圆压力角α0可在17°～20°范围内进行选择。
实施例
假设为某中型载重汽车或客车设计一变速比循环球式转向器。参考原转向器的主要参数，取齿扇模数m＝6mm，螺距t＝11mm，中间位置速比i0＝21，则齿扇2的最小工作半径R0
R0＝>0＝>mm
按螺母结构布置齿扇1最小分度圆半径R1＝51mm，即
Z1＝>1)/(m)>
按（2）式计算齿扇2最大分度圆半径R2，即
R2＝>1R0)/(R1-R0)>
取R2＝132×0.86＝114mm
则Z2＝>2)/(m)>
分度圆压力角α0按上文考虑的方法及给出的范围，取α0＝17°。计算当摇臂轴转角β＝45°时，各性能参数及有关数据。常数项计算
a0＝R1+R2＝51+114＝165mm
b＝R1+R0＝51+36.74＝87.76mm
c＝invα0->2)/(a0)>
e＝R2-R0＝114-36.74＝77.26mm
d＝ (b+ecosβ)/(a0cosa0)>
相对啮合角
arecos（dcosαm）＝invαm+c＝0
arccos（0.9cosαm）-invαm-0.68188＝0
αm＝18.7°
齿扇1相对转角
θ1＝arccos（dcosαm）＝arccos（0.9cos18.7°）
＝31.25°
齿扇副压力角
α＝αm+θ1＝18.7°+31.25°＝49.95°
齿扇1移动量
x＝（b+ecosβ）tanθ1-esinβ
＝（87.76+77.26cos45°）tan31.25°-77.26sin45°
＝31.9mm
转向器速比
i＝ (2π)/(t) （6+xtanα-R1(cosα0)/(cosα)
＝ (2π)/11 （87.76+31.9tan49.95°-51 (cos17°)/(cos49.95°)
＝28.47
齿侧总间隙
s＝2a0cosα0（invαm-Lnvα0）
＝2×165cos17°（inv18.7°-Inv17°）
＝0.96mm
方向盘圈数
N＝ (x)/(t) ＝ 31.9/11 ＝2.9
速比增加幅度
K＝ (i-i0)/(i0)>
齿扇变厚角取5°。
机译： 涨落式模具变速箱，变速比可变功能，在车辆转向器上
机译： 移动式汽车-随用途而变的多功能汽车。
机译： 插电式电动汽车恒速比独立的串并联混合动力总成
