Шариковинтовой гидроусилитель рулевого управления транспортного средства.

Изобретение относится к транспортному машиностроению, в частности к рулевым механизмам со встроенным гидравлическим усилителем.

Наиболее близким техническим решением, выбранным в качестве прототипа, является рулевой механизм транспортного средства со встроенным усилителем, содержащий корпус, в котором установлены поршень, одна часть которого делит полость корпуса на две рабочие камеры, связанные через распределитель с источником объемной подачи жидкости, и имеет осевое отверстие, а на другой части размещена зубчатая рейка, входящая в зацепление с зубьями секторного вала, винт, установленный соосно с поршнем и связанный с ним шарикововинтовой передачей.

Особенностью конструкции является то, что контур зубьев выполнен по огибающей семейства эвольвентных профилей секторного вала, а начальная линия реечной передачи выполнена по огибающей семейства центроид (начальных окружностей) диаметр которых плавно возрастает при переходе с нейтрального в крайние положения.

(см. патент USA 3,267,763,1966, каталоги фирмы ZF, Германия)

Недостатком известного технического решения является то, что контур зубьев рейки сопрягающийся с зубьями секторного вала в нейтральном положении выполнен криволинейным, с направлением кривизны разноименным с направлением кривизны эвольвенты зубьев секторного вала, а контур зубьев рейки, сопрягающийся в крайних положениях, выполнен с одноименным направлением кривизны.

При такой схеме имеют место два противоречия, снижающие его эффективность, в том числе:

- наибольшая зона работы по времени функционирования на центральном зубе проходит в условиях максимальных контактных напряжений, т.к. взаимодействуют профили с разноименными направлениями кривизны;

- наибольшая тангенциальная сила, при заданном крутящем моменте, возникает при работе на центральном зубе, т.к. он функционирует при наименьших значениях радиуса центроиды.

Такое исполнение повышает контактные нагрузки в нейтральном положении и снижает ресурс гидроусилителя.

В основу изобретения поставлена задача усовершенствования гидроусилителя, повышение надежности и долговечности работы механизма. Достигаемый технический результат – разгрузка центрального зуба рейки работающего в условиях интенсивности нагружения в сравнении с крайними зубьями.

Указанная задача решается шариковинтовым гидроусилителем рулевого управления транспортного средства, содержащим корпус, в котором установлена рейка-поршень с шариковинтовой передачей, размещённой в её осевом отверстии взаимодействующая своими зубьями с зубьями секторного вала и делящая корпус на две рабочие камеры, сообщающиеся с источником подачи рабочей жидкости через гидравлический распределитель, созданный взаимодействием комплекта продольных канавок винта шариковинтовой передачи и ротором, расположенным в его осевом отверстии.

Контур зубьев рейки, сопрягающийся с зубьями секторного вала в нейтральном положении, выполнен криволинейным, с направлением кривизны, одноименным с направлением кривизны эвольвенты зуба секторного вала, а контур зубьев рейки, сопрягающийся в крайних положениях, выполнен с разноименным направлением кривизны.

Сущность изобретения поясняется чертежами, где изображено, в том числе:

на Фиг. 1 изображен продольный разрез шариковинтового гидроусилителя;

на Фиг. 2 схемы реечного зацепления, применяемого фирмой ZF для создания переменного передаточного отношения:

а) при работе на центральном зубе;

б) при работе на крайних зубьях;

на Фиг. 3 схемы взаимодействия зубьев реечной передачи при различных формах исполнения профиля зуба рейки:

а) прямолинейный профиль;

б) криволинейный профиль с разноименным направлением кривизны по отношению к профилю зуба секторного вала;

в) криволинейный профиль с одноименным направлением кривизны по отношению к профилю зуба секторного вала;

на Фиг. 4 схема образования огибающей (центроиды) рейки;

на Фиг. 5 схема огибающих профилей зубьев рейки;

на Фиг. 6 схема образования контакта зубьев реечной передачи в центральном, а) и в крайних, б) положениях;

на Фиг. 7 схема образования приведенных радиусов кривизны для определения несущей способности реечной передачи.

На Фиг. 1 (а) представлен продольный разрез шариковинтового гидроусилителя.

В корпусе 1 располагается поршень 2 в осевом отверстии которого установлен винт 3, образующий шариковинтовую передачу с гайкой 4. В осевом отверстии винта 3 установлен ротор 5 образующий с отверстием оговоренного винта гидравлический распределитель. Поршень 2 укомплектован рейкой 6 зубья которой входят в зацепление с секторным валом 7, образуя реечную передачу.

На Фиг. 1 (б) предоставлен фрагмент зацепления реечной передачи в нейтральном положении.

Эвольвентные профили 13 секторного вала 7 центроидой 11 обкатываются по центроиде рейки 6 с профилями 12.

При этом взаимодействуют приведенные радиусы кривизны с₃ и с₁ имеющие одноименное направление кривизны.

На Фиг. 1 (в) представлен фрагмент зацепления реечной передачи в крайнем положении. Эвольвентные профили 13 секторного вала 7 центроидой 14 обкатываются по центроиде рейки 6 с профилями 10.

При этом взаимодействуют приведенные радиусы кривизны с₃ и с₁ имеющие разноименное направление кривизны.

На Фиг. 2 представлено реечное зацепление, используемое в рулевых механизмах, в том числе фирмой ZF (см. каталоги) и соответствующее описанному в патенте USA 3,267,763,1966.

На фрагменте (а) изображено зацепление на центральном зубе секторного вала 8 и рейки 9, в нейтральном положении реечной передачи.

При этом криволинейные контуры 10 рейки 9 взаимодействуют с эвольвентными профилями 13 секторного вала 8, обкатываясь при этом по центроиде 11 (начальная окружность) с радиусом r_u0.

На фрагменте (б) изображено зацепление на крайнем зубе секторного вала 8, в крайнем положении реечной передачи.

При этом криволинейный контур 12 рейки 9 взаимодействует с эвольвентным профилем 13 секторного вала 8, обкатываясь по центроиде 14, с радиусом r_u1.

При этом выдерживается условия обката, в том числе:

r_u0< r_u1 (1)

(2)

где:

i₁ – передаточное отношение на центральном зубе,

i₀ - передаточное отношение на крайних зубьях.

На Фиг. 3 представлены возможные варианты контакта зубьев в реечном зацеплении рулевых механизмов.

На Фиг. 3 (а) представлено традиционное зацепление с прямолинейным контуром 15 зуба рейки.

На Фиг. 3 (б) представлено зацепление с криволинейным контуром 10 зуба рейки с приведенным радиусом кривизны, с₂, осуществляемое в нейтральном положении реечной передачи.

При этом радиус кривизны эвольвентного профиля с₁ и радиуса кривизны с₂ имеют разноименное направление кривизны.

На Фиг. 3 (в) представлено зацепление в крайнем положении реечной передачи с криволинейным контуром 12 с радиусом кривизны с₃.

При этом радиусы кривизны эвольвентного профиля с₁ и радиус кривизны криволинейного контура с₃ имеют одноименное направление кривизны.

Учитывая реальные условия эксплуатации реечной передачи рулевого механизма, при которых преобладающий износ происходит по поверхностям, подвергающимся более интенсивной нагрузке в нейтральном положении, на центральном зубе, в существующих конструкциях рулевых механизмов для компенсации износа реечной передачи предусмотрено применение подшипников секторного вала с эксцентриситетом. Эксцентриситет используется для сближения контуров центральных зубьев рейки и секторного вала для компенсации зазора, образующегося в результате их износа.

Наличие такого способа компенсации отражено в технических документах фирмы ZF и других производителей. Интенсивность износа контуров центральных зубьев объясняется тем, что по времени воздействия нагрузок, в том числе ударного характера, эти зубья постоянно, по ряду источников - более 90% времени эксплуатации, находятся под нагрузкой. При этом крайние зубья нагружаются лишь в процессе маневрирования и поворотов. Учитывая изложенное, можно считать более рациональным снижение контактных нагрузок именно по этим контурам за счет перераспределения нагрузки на контуры крайних зубьев, нагруженных по времени менее интенсивно.

Указанная задача решается путем синтезирования реечной передачи таким образом, что критические значения контактных напряжений перераспределяются на зубья, работающие в условиях менее интенсивного нагружения.

На Фиг. 4 предоставлена схема образования огибающей 16 при обкатке секторного вала из нейтрального положения в крайнее на
расстояние a.

При этом центроида эвольвенты зубьев секторного вала плавно изменяется от положения 14, с ресурсом r_u0 до положения 23 с радиусом r_u1. Семейство центроид 17 образует огибающую 16, которая является центроидой рейки и может быть описана системой уравнений:

(3)

где:

φ – угол поворота семейства центроид секторного вала при перемещении на расстояние a.

После проведений преобразования уравнений центроиды рейки

(4)

где:

– радиус основной окружности эвольвентного профиля секторного вала;

φ_i – текущие значение угла поворота секторного вала;

α_u, α_u0, α_ui– текущие значение угла зацепления реечной передачи.

На Фиг. 5 представлена схема семейства эвольвентных профилей 20, контура зубьев секторного вала, синтезирующих огибающую 18 зубьев
рейки 9, работающих в нейтральном положении, и огибающую 19 контура зубьев рейки работающих в крайних положениях.

Как видно из схемы Фиг. 6 (а) огибающие 18 взаимодействуют с эвольвентными контурами зубьев секторного вала в условиях одноименности кривизны профилей в нейтральном положении реечной передачи.

А огибающая 19, Фиг. 6 (б), взаимодействует с эвольвентными контурами зубьев секторного вала в условиях разноименности кривизны профилей в крайнем положении.

На Фиг. 7 приведено условное изображение зубьев секторного вала 21 с приведенным радиусом ρ₁ и зубьев рейки 22 с приведенным радиусом ρ₃.

Эффективность взаимодействия указанных поверхностей с приведенными радиусами кривизны ρ₁ и ρ₃ рассматривается с точки зрения несущей способности передачи, с учётом ряда принятых допущений.

Для оценки несущей способности реечной синтезированной передачи необходимо принять ряд допущений, в том числе:

- эвольвентный профиль зубьев секторного вала заменяется цилиндрической поверхностью с приведенным радиусом кривизны, близким к радиусу кривизны на начальном диаметре, Фиг. 7;

- контур зубьев рейки традиционного зацепления применяется прямолинейным, с радиусом кривизны ρ=0, Фиг. 3 (а);

- контур зубьев рейки в форме огибающей, полученной в условиях генерации профилей эвольвентных зубьев секторного вала для реализации переменного передаточного отношения, Фиг. 7;

- при обкате, в техническом решении, принятом за прототип, взаимодействие сопрягаемых профилей на центральном зубе осуществляется при наличии разноименных радиусов кривизны эвольвентных зубьев секторного вала криволинейного профиля зубьев рейки, Фиг. 2 (а, б);

- при обкате, в рассматриваемом варианте, взаимодействие сопрягаемых профилей на центральном зубе осуществляется при наличии одноименных радиусов кривизны эвольвенты зубьев секторного вала и криволинейного профиля зубьев рейки, Фиг. 6 (а, б);

- оценка несущей способности реечной передачи осуществляется по данным, приведенным в работе профессора Орлова П. Н. «Основы конструирования» Справочное пособие т. 1, М.: Машиностроение, 1988, 557с., стр. 246, формулы (87) и (88), график рис. 222;

- при относительной оценке несущей способности ряд значений, приведенных в формулах (87) и (88) приравнены к единице, в том числе:

σ_max=1,0; e=1,0; d=1,0; E=1,0

- соотношение радиусов кривизны эвольвентного профиля зуба секторного вала ρ₁ и криволинейного зубьев рейки ρ₃, определенного на базе компьютерного моделирования реальных профилей Фиг. 4, 5 может соответствовать, с учётом принятых допущений соотношению:

ρ₁ ≈ 0,25·ρ₃ (5)

С учётом принятых допущений определяем относительное значение несущей способности реечной передачи, ρ для двух вариантов, в том числе:

- вариант принятый в прототипе на центральном зубе Фиг. 2 (а) - Р₁;

- вариант принятый в рассматриваемом техническом
решении Фиг. 6 (а) – Р₂;

Р_1,2 = (6)

В соответствии с формулой (6) получены относительные значения контактных напряжений, в том числе:

Р₁ = 0,81; Р₂ = 1,27

Таким образом, несущая способность передачи за счёт перераспределения контактных напряжений на центральном зубе увеличивается в ~ 1,7 раза.