1
Известны рулевые механизмы с переменным передаточны1М отношением, содержащие шестерню, зацепляющуюся с зубчатой рейкой, снабженной центральной группой зубьев с различными формой и шагом, соответствующими различным радиусам зацепления шестерни и рейки.
Недостатком известных рулевых механизмов является невозможность получения необходимого диапазона изменения передаточных отношений без уменьшения прочности зацепления, его коэффициента полезного действия в зоне малых передаточных числе в связи со значительным увеличением угла зацепления и повышением его износа в зоне больших передаточных чисел в связи с небольшими углами зацепления, вызывающими появление на определенных участках ножек зубьев резких переходов с очень малым радиусом кривизны.
Цель изобретения - увеличение диапазона изменения передаточных отношений рулевого механизма и повышение его прочности и плавности в работе.
Для этого в предлагаемом рулевом механизме шестерня имеет спиральные зубья и расположена относительно продольной оси рейки под углом, отличным от прямого, а зубья центральной группы наклонены под углом, изменяющимся в противоположных направлениях от середины рейки, где указанный
угол близок к углу наклона шестерни, к ее краям, а разница между углами наклона шестерни и зубьев рейки максимальна.
На фиг. 1 схематически изображен рулевой
механизм с рейкой и шестерней; на фиг. 2 - вид сверху на спиральную шестерню, которая входит с заценлением с зубьями рейки в зоне низких передаточных отношений и разрез по А-А; на фиг. 3 - то же для зоны высоких
передаточных отношений и разрез по Б-Б; на фиг. 4 - половина рейки, вид сверху и разрез по В-В; на фиг. 5 - схема зацепления спиральной шестерни с рейкой и разрезы по Г-Г и Д-Д; на фиг. 6 - схема зацепления спиральной шестерни с рейкой, иллюстрирующая эффект переменного передаточного отношения и разрез по Е-Е; на фиг. 7 - разрез рейки и шестерни по оси рейки; на фиг. 8 - шестерня и рейка, вид сверху; на фиг. 9-
разрез по Ж-Ж, 3-3, И-И и К-К на фиг. 8; на фиг. 10 - график зависимости передаточного отношения от угла поворота для реечных рулевых механизмов предлагаемой и известных конструкций.
Рулевой механизм 1 расположен под углом к продольной оси 2 автомобиля и содержит шестерню 3, зацепляющуюся с зубчатой рейкой 4. Шестерня 3 имеет спиральные зубья и расположена под углом к рейке 4, что позволяет несколько увеличить ее размеры. Угол
между шестерней и рейкой соответствует углу лезосторог1::ек нарезки спиральных зубьев на тестерi:e 3. Перемещение зубьев шестерни 3 происходит по линии а, а рейка 4 имеет прямые зубья, расположенные нод углом 90° к оси рейки 4. При перемещении в нормальной плоскости одного из зубьев шестерни 3 на величину шага Р рейка перемещается на меньшее расстояние, равное Pcosoc. Для получения определенного хода рейки 4 необходима шестерня 3 больших размеров, чем в механизме с несииральной и ненаклонной к оси рейки 4 шестерней 3. Уменьшение угла спирали, при котором зубья рейки 4 расположены но плоскостям, почти параллельным плоскости, наклоненной к рейке 4 под углом а установки шестерни 3, позволяет значительно уменьшить скольжение и диаметр шестерни 3.
На фиг. 2 и 3 изображена зона рейки 4, обеспечиваюшая низкое передаточное отношение механизма, когда радиус зацепления шестерни 3 лежит почти у самых вершин головок ее зубьев. Так как радиус зацеиления сравнительно велик, то в этой зоне можно получить достаточно низкое передаточное отношение зубчатой нары шестерня-рейка. Однако из-за того, что радиус зацепления ночти равен наружному радиусу шестерни 3, она в этом случае оказывается недопустимо уменьшенной по диаметру, если не подобрать определенным образом угол сиирали.
Шестерню 3 можно ввести а зацепление с другим участком рейки 4 с очень малым радиусом зацепления на шестерне. В этом случае шаг между зубьями рейки РВ и непараллельность между зубьями рейки 4 и осью шестерни 3 значительно меньше, чем в первом случае. Это означает изменение передаточногоотшения между шестерней 3 и рейкой 4, связанное с уменьшением шага.
Поэтому зубья рейки 4 наклонены к ее оси нод различными углами в различных участках, т. е. углы заценления в различных участках рейки 4 различны.
Для получения онтимальных характеристик рулевого механизма требуется специальная геометрия шестерни 3, так как шестерня 3 должна работать с большим диапазоном углов зацепления. При больших углах зацепления расстояния между основаниями ножек соседних зубьев, очерченных по эвольвенте, получаются небольшими, а вершина зубьев имеет заостренную форму.
В рассглатриваемом ниже примере шестерня 3 с шестью зубьями имеет угол заценления, равный 22/2°, тогда как обычная шестерня с семью зубьями при постоянном передаточном отношении имеет угол зацепления только 10°. Даже шестерня с семью зубьями заметно отличается по своей геометрии от обычных зубчатых колес, однако такие шестерни широко известны в конструкциях рулевых механизмов рассматриваемого типа.
Специальная форма зубьев шестерни, используемой в рулевых механизмах с постоянным передаточным отношением, требует применения снециальных по форме зубьев рейки (см. фиг. 7). Однако только с помощью таких шестерен удается оптимальным образом спроектировать механизмы с равнопрочными зубьями рейки и шестерни.
Специальная форма зубьев шестерни 3 особенно заметна при рассмотрении ее зацепления с рейкой 4, имеющей обычный угол заценления(около 20°). На фиг. 7 показан профиль зубьев такой рейки 4, обеспечивающей постоянство передаточного отношения. Центральная плоскость делит зубья рейки по высоте на равные части, в которых расстояние
между соседними зубьями равно толщине зуба. На фиг. 4 изображена рейка 4 предлагаемой конструкции с поверхностью зацепления 6, большая часть длины которой лежит вблизи оснований зубьев 7, а следовательно, вблизи головок зубьев шестерни 3, а небольшой ее участок средней части рейки 4 располагается у вершин головок зубьев, что приводит к уменьшению радиуса зацепления в этой зоне. В средней части рейки 4 имеется группа наклонных зубьев 8, из которой наибольший угол наклона имеет средний зуб, причем наклон зубьев 8 постепенно уменьшается от центра рейки 4 к ее концам, постепенно уменьшаясь до нуля у зубьев 7, расположенных в
зоне низких передаточных отношений перпендикулярно оси рейки 4 и имеющих форму непрофилированного треугольника. Зубья на нравой и левой сторонах рейки 4 расположены симметрично относительно ее средней оси, повернуты один относительно другого на 180° от нулевого положения. Такая конструкция рейки 4 обеспечивает изменение передаточного отношения (см. кривую Я на фиг. 10). Передаточное отношение рассматриваемого механизма определяется отношением фактического радиуса зацепления шестерни 3 к фактической длине рычага L (см. фиг. 1). Радиус зацеиления шестерни 3 меняется вдоль поверхности зацепления 6 (фиг. 4), а длина рычага L определяется размерами рулевого привода для каждого конкретного автомобиля, в котором нснользуется рассматриваемый механизм. Приводим один из вариантов выполнения
реечного механизма, изображенного на фиг, 8-13.
Шестерня 3 имеет следующие параметры и установочные размеры: количество зубьев - 6, форма зуба - эвольвента, направление
винтовой линии - левое, щаг винтовой линии 9 - 6,84019, диаметр основной окружности 10 - 0,581859, диаметр внадин И - 0,510, наружный диаметр 12 - 0,875, угол установки а - 22°, угол эвольвенты в основании зуба (3 - 6°, длина рычагов L - 4,92. Форма кривой (в нормальной плоскости шестерни) - синусоида.
Расстояние рейки от средней точки до зоны постоянного (низкого) передаточного отношения в нормальной плоскости шестерни 13 - 0,800, в плоскости, проходящей через ось рейки 14 - 0,86280. Угол поворота шестерни от средней точки до зоны постоянного (низкого) передаточного отношения Д-147,7°; Рабочая длина рейки по обе стороны от средней точки 15 - 3,06. Угол поворота шестерни от средней точки рейки до конца ее хода Е - 1,267 оборота. Передаточное отношетше в средней точке 18:1, в зопе низкого передаточного отношения 12,07: 1.. Угол поворота шестерни от средней точки до конца хода рейки прн постоянном передаточном отношении 18: 1 - 1,752 оборота. В нормальной плоскости шестерни рейка имеет следующие параметры {соответственно в зоне низкого передаточного отношения и в средней зоне): угол зацепления - 52°482 и 18°, радиус зацепления шестерни 16 - 0,43985 и 0,279615, окружной шаг 17 - 0,46061. В плоскости оси рейки угол зацепления G - 50°4Г и 17 3651, радиус зацепления шестерни 18 - 0,407822 и 0,273222, окружпой шаг 19 для данной плоскости - 0,427068, угол наклона спирали (С-А)-22° и 13°443, угол наклона зубьев рейки - 0° и 8°5516. На фиг. 8 шестерня 3 изображена в положении, когда ее центр 20 лежит на оси рейки 4. В сечении А-А шестерня имеет центральную точку 21. Линия зацепления 22 (фаг. 7) имеет верхнюю точку 23, которая лежит в центральной плоскости рейки 4 и соответствует зацеплению с минимальным передаточным отношением. Линия зацепления 24, расположенная в сечении А-А, имеет верхнюю точку 25. Соответствующие точки контакта в плоскостях сечений А-А и М-М обозначены соответственно 26 и 27. Линии, соединяющие точки 25 и 27 и точки 23 и 26, образуют с горизонтальной плоскостью углы, равные углам 28 и 29, являющимися углами зацепления в определенных точках окружности зацепления щестерни 3. Радиусы зацепления щестерпи определяются длиной отрезков 20-23 и 21- 25. Углы зацепления 28-29 составляют около 18° для центрального положения рейки 4 и увеличиваются до 52° в зоне низкого нередаточного отношения. Изображенные на фиг. 7 линии, образующие боковые поверхности зубьев шестерни 3, не являются эвольвентами, так как сечения шестерни на фиг. 7 сделаны под некоторым углом к ее продольной оси. Лучше всего условие контакта такой шестерни рассматривать в ее нормальной плоскости, показанной на фиг. 9. На этой фигуре изображены различные условия зацепления шестерни 3 с рейкой 4 вдоль оси шестерни 3, обозначенные на фиг. 9 как сечения Ж-Ж, 3-3, И-И и К-К. Все указанные сечения условно приведены к одному общему центру 30 (фиг. 9). Боковые поверхности зубьев очерчены эвольвентами с основной окружностью 31. Касательная 32 к основной окружности 31 прохоит через точку 33, являющуюся полюсом зацепления для рассматриваемого случая, прием линия зацепления 32 проходит через точу контакта 34 шестерни 3 и рейки 4. Точно акже на линии зацепления 32 лежат и остальные точки контакта 35, 36 и 37 (для других сечений, при постоянном радиусе зацепления), и угол зацепления 38 для всех точек контакта будет иметь одно i; то же значение. При перемещении шестернн 3 пз точки 30 в точку 39, она будет перекатываться в плоскостн сечения Ж-Л в направлении Я (фиг. 8), и полюс зацепления 33 перемещается в точку 40. Так как длина отрезка 39-40 меньще длпнь отрезка 30-33, то угол зацеплеипя уменьшается. Благодаря этому прямая 41, касательная к новой основной окружностн 42 и проходящая через новый полюс зацепления 40, смещается относительно прямой 32 и пересекает ее в точке 43. При непрерывном перемещенпн цен .гра шестернн 3 из точки 30 к точку 39, кривые, образующие боковые новерхности ее зубьев, близки к окружностям с центром в точке 43, причем радиус контактной поверхности для каждой плоскости сечений Ж-Ж, 3-3, И-И, К-К (фпг. 8) определяется длиной отрезков 43-37, 43-36, 43-35 и 43-34. Радиус контакта в точке 37 очень мал, н усоитактные напряжения в это1 точке стремятся к беско}1ечностп, поэто лу зацепление не может передавать полезной наг)узкп. Однако в других сечениях радиус кривизны контактной новерхности достаточно больщой, благодаря чему в этих сечениях условия для передачи усилий вполне благоприятны, В обычном рулевом механнзме реечного типа с переменным передаточпым отношением нельзя нолучить удовлетворительную лннню зацепления, хотя бы в одной из точек которой по сечению зуба радиус кривизны нрофнля не имел бы теоретически нулевого значения. Поэтому одним из основных преимуществ выполнения шестерни 3 спиральной является то обстоятельство, что нулевая привязка профнля (сечение Ж-Ж) имеет место только в одном сечении рейки 4, а не по всей ее ширине, что характерно для случая несниральной шестерни. Боковые гранн зубьев рейки 4 (фиг. 7) имеют в плане некоторьп наклон, который получается смещением сечення зубьев рейкн 4 .в торцовой плоскости Л-Л (фиг. 8) относительно сечення М-М, расположенного в средней плоскости. Смещение для центрального зуба 44 и для соседнего зуба 45 постененно и достаточно быстро умег.ьщается до нуля уже на третьем от центра зубе. Все зубья 46 репки 4, начиная от третьего, не имеют никакого наклона к оси рейки 4 и обеспечивают ипзкое (и постоянное) значение передаточного отношения. Боковые поверхности этих зубьез образуют касательные к профилю зубьев шестерни 3 н в центральной плоскости М-М н в торцовой плоскости Л-Л.
Еще одно преимущество, связанное с применением спиральной шестерни 3, заключается в том, что спиральная шестерня 3 позволяет решить проблему прочности рассматриваемого механизма. При постоянном передаточном отношении в центральной зоне рейки 4, когда угол зацепления относительно невелик (около 20°), зубья рейки 4 имеют прямые боковые грани 5 (фиг. 7). Прочность зубьев 46 значительно меньше, чем у зубьев 47, обеспечивающих переменное передаточное отношение и имеющих более толстое основание ножки зуба. В еще большей степени это проявляется у второго от центра зуба рейки 4, который по прочности оказывается эквивалентным зубу шестерни 3.
На графике (фиг. 10) показаны характеристики рассмотренного выше механизма. По оси абсцисс отложен угол поворота передних колес автомобиля, а по оси ординат - передаточное отношение. Верхняя горизонтальная линия на этом графике относится к обычному рулевому механизму с постоянным передаточным отношением, равным 18:1. Линия М показывает эффект изменения передаточпого. отношения известного рулевого механизма. Для угла поворота передних колес, равного 20°, площадь, расположенная между верхней линией и линией М, представляет собой в некотором масштабе запас в необходимом угле поворота рулевого колеса, который составляет около 5%. Ннжняя кривая Я относится к предлагаемому механизму, состоящему из спиральной шестерни и рейки, выполненных согласно изобретению.
Для изготовления рейки с зубьями требуемого профиля может быть использован долбяк, профиль которого соответствует профилю шестерпи, причем основную часть ее зубьев следует выполнить прямыми с использованием протяжки, а лишь небольшое количество зубьев в средней части рейки нарезать методом зубонарезания. Можно таклсе сначала всю рейку сделать с прямыми зубьями методом протяжки, а затем доработать часть зубьев в средней части рейки. Такой способ нарезания зубьев позволяет значительно упростить оборудование, используемое при изготовлении рейки.
В описанном выше варианте используется эвольвентное зацепление, что значительно упрощает технологию изготовления шестерни, и упрощает форму зубьев рейки в зоне низкого передаточного отнощения. Однако в данном рулевом механизме можно использовать не только эвольвентное зацепление, хотя при этом и усложняется технология изготовления рейки и шестерни. Можно использовать рейку с вогнутыми (в зоне низких передаточных отношений) зубьями,
когда угол зацепления превышает 50°. Связано это с тем, что предельные значения угла зацепления определяются условиями контакта на вершинах зубьев рейки, где одновременно имеет место и высокая скорость скольжения
и значительный угол зацепления, что приводит к работе зубчатой пары в условиях граничного или полусухого трения. У основания зубьев, однако, скорость скольжения снижается почти до нуля и угол зацепления можно
было бы сделать большим, чем у головки зуба, не нарушая при этом условий смазки.
Предмет изобретения
Рулевой механизм с переменным передаточным отношением, содержащий шестерню, зацепляющуюся с зубчатой рейкой, снабженной центральной группой зубьев с различными формой и щагом, соответствующими различным радиусам зацепления щестерни и рейки,
отличающийся тем, что, с целью увеличения диапазона изменения передаточного отношения рулевого механизма и повышения его прочности и плавности в работе, шестерня имеет спиральные зубья и расположена отпосительно продольной оси рейки под углом, отличным от прямого, а зубья центральной группы наклонены под углом, близким к углу наклона шестерни и изменяющимся в противоположных направлениях от середины рейки
к ее краям, где разница между углами наклона шестерни и зубьев рейки максимальна. иг Pi/2.1 3
Sput.S:
иг 6
5
28 29
Л
J
A 7
СРиг ;
. в
