循环球式转向器间隙问题

1、关于汽车循环球式转向器急待解决的性能问题陈奎元，季学武(清华大学汽车工程系，北京100084)- 10 -前言（a）HPS （b）ECPS或EHPS （c）EPS图1 助力式转向器的灵敏度特性P、P0压力、背压；、转角、不灵敏角；I电流。我国生产汽车循环球式转向器(包括机械式和助力式)至今约有50多年的历史了1。半个世纪以来，在转向行业中，围绕着此种转向器中间位置(包括微动转向)的传动间隙问题，始终存在着截然不同的两种观点。一种看法是为了保证汽车高速直线行驶的稳定性，转向器的中间位置必须无间隙传动；另一种则认为受加工误差的限制，若中间位置无传动间隙，则转到其他位置必将出现卡滞或卡死现象，故而不

2、可能实现无间隙传动。所以，至今我国生产的这类转向器大多数中间位置还有一定的传动间隙，以至于最近修订标准时，仍有人坚持第二种意见。由此可知，历史遗留下来的争议仍在继续，实际问题尚未解决。随着我国转向器产品销往国际市场，此问题现在到了刻不容缓、亟待解决的时候了。本文从转向器中间位置的传动间隙对转向器性能的影响、转向器性能对整车操纵性稳定性的影响以及实现转向器可变间隙特性的技术措施三个层面，谈谈笔者不成熟的看法，与各位专家同仁共勉。1 机械式转向器与助力式转向器的性能关系现代高性能汽车对转向系统的要求主要包括以下几个方面：一是保证低速行驶转向时具有较好的轻便性；二是确保高速直线行驶时应该具备较强的路

3、感(或稳定感)；三是在紧急状态下，必须具有快速转向的动态响应性。采用助力式转向器可以较好地满足低速转向的轻便性要求。关于转向路感，人们普遍认为机械式转向器的路感较为理想，因此，在设计助力转向器时，通过选择合适的预开隙和扭杆刚度，或者采用电子控制等方法使其输入轴的中间部位(相当于汽车的直线行驶或转向器经常工作的位置)设定不助力区，即所谓的“不灵敏区”或“死区”(图1中的±)，以企求与机械式转向器相似的路感和转向准确性。近年来，由于车速越来越高，为了获得较强的路感，“不灵敏区”有扩大的趋势。然而过大的“不灵敏区”将会影响快速响应性和转向轻便性。因此，传统的液压助力式转向器只好采用在考虑响

4、应性的同时兼顾轻便性等方法进行综合性设计(图1(a)。要想较圆满地解决这一矛盾，非电子控制莫属(图1(b)和(c)，有关电控转向系统的详情本文不再赘述。此外，设定“不灵敏区”或“死区”之所以必要，不仅是为了汽车高速直线行驶时提供较强的路感，而且也是为了“节能减排”所采取的必不可少的技术举措。助力式转向器的“不灵敏区”或“死区”实际上是人力转向或机械式转向区。在该区域内不仅牵涉到路感，而且还涉及到汽车操纵稳定性和安全性等密切相关的问题。因此，本文把所研究的重点和目标锁定在转向器中间位置的机械性能上，虽然助力式与纯机械式转向器在机械性能上略有差异(前者因扭杆而使系统刚度较小，又因液阻或电机惯量而使

5、阻尼较大等)，但仍然不影响对其机械性能的研究价值和实用意义。图2 转向器传动间隙特性2 转向器的机械性能众所周知，转向器的机械性能一般常用传动比i、传动间隙(或)、转动力矩、传动效率和传动刚度等5个参数及其变化规律来描述3。如前文所言，应特别关注的是转向器中间位置各性能参数之间的相互影响，以及这些参数对整车操纵稳定性和安全性乃至转向器使用寿命的影响。循环球式转向器是现代汽车转向系统中结构较为复杂、加工较为精密和技术含量较高的部件。然而，在其零件制造过程中，难免存在一定的加工误差。以转向齿扇为例，多因刀具切入毛坯时产生的振动和热处理后出现的变形等因素而造成的误差，并且最大误差点常常位于齿扇中间位

6、置以外的部位或齿扇的两侧位置。在转向器零件装配时，为了避免齿扇两侧位置与螺母齿条啮合时出现干涉或紧点，必须把该处的啮合间隙调大一些，结果转向器中间位置的传动间隙也随之被调大了。时至今日，我国生产的此类转向器，大多数中间位置都有程度不同的传动间隙或游隙。图2是国产某转向器传动间隙特性的实测曲线4，显然中间位置的间隙必须调至大于两侧位置，才能确保其它位置进入啮合时不会出现卡滞现象。在这种情况下，国产转向器中间位置的各种性能曲线，如表1所示。由该表可知，当转向器中间位置存在传动间隙时，在该区间内除了之外，其他各种性能(曲线)几乎荡然无存了，而各种不良后果便接踵而至。表1 >0时的机械性能参数表

7、达方式性能曲线曲线曲线表中：、d和输入轴的转角，微量转角和传动间隙；d和输出轴的微量转角和传动间隙；空载转动力矩，也称无载力矩或预紧力矩；输入轴转矩；输出轴转矩或负载转矩。3 中间位置有间隙的不良后果3.1 难以确认中间位置转向器的中间位置既是现代汽车控制行驶方向的基准，又是转向器整车装配和转向盘安装的基准，也是转向器(特别是变速比转向器)的设计、安装调整和试验的基准，因而备受驾驶员、装配者和试验人员的关注。如果转向器的中间位置有间隙，即>0时，则在把输入轴或转向盘转至任意位置时，既可能是中间位置，又可能不是中间位置，也就是说难于确认与汽车直线行驶状态相对应的准确位置，或者“无中间位置”

8、可言。如此一来，给上述操作人员，带来了相当的困难和麻烦。图4 附着系数与车轮滑转率的关系S车轮滑转率；v理论车速；车轮角速度；r车轮半径；、侧向附着系数、纵向附着系数。此外，在电子控制助力转向系统(包括ECPS、EHPS、EPS和SBW等)中，往往用转向盘转角或转速作为控制信号。如果转向器或者转向盘无准确的中间位置，则必然影响控制精度。图3 啮合间隙特性图3是日本NSK公司生产的循环球式转向器间隙特性的实测曲线5。显然，该转向器中间位置的间隙为0，其他位置的间隙迅速地变大，即中间位置非常明显。3.2 信息被“截流”，无“路感”在汽车行驶过程中，轮胎与路面接触的各种状态，特别是汽车高速直线行驶的

9、状态，应以一定的方式(力和位移及其变化)及时而准确地通过转向系统反馈至转向盘，使驾驶员感受到轮胎与路面的附着情况，这就是所谓的路感。其目的是为驾驶员提供准确的路况信息，以便确认操作的条件和方式，如能否加速或减速，制动或转向等。又因轮胎与路面的附着系数或纵向和侧向附着力，随车速或车轮滑转率的升高而下降(图4)，所以当汽车高速直线行驶时，必将削弱向转向盘反馈的信息。在此情况下，姑且不谈其它因素，仅就转向器而言，若中间位置>0，则上述被削弱了的反馈信息完全有可能被所“截流”或“断路”，造成转向盘无路感，只觉得车辆在“发飘”，行驶不稳定，无安全感。从图3可知，若转向器中间位置无传动间隙即=0，则

10、反馈回来的信息就不会被“吃掉”，那怕是微弱的信息也不会被流失。3.3 阻尼小，不利于减振在汽车直速行驶过程中，当车轮受到来自外界(路面的不平)或内部(轮胎或轮辋的不平衡等)长时间的往返干扰时，车轮将会产生摆振或车辆出现摆头。仅就转向器而言，如果其中间位置有间隙，则将为车轮摆振提供了一个几乎无阻尼的振动空间。若车轮的摆振反馈至转向器或转向盘后，当其振幅大于转向器中间位置的间隙时，则转向盘也随之抖动或振颤。车轮的摆振和转向盘的抖动，不仅使驾驶员感到非常不舒服，而且防碍了汽车的高速平稳的运行，更无利于节能减排。图5 预紧力特性为了抑制或消除车轮的摆振和转向盘的抖动，适当地增加转向器中间位置的阻尼，是

11、一种有效的途径。因此，国外生产的转的向器，其中间位置都有适度的预紧力。图5是NSK循环球式转向器预紧力矩的实测曲线5。相比之下，我国生产的同类型转向器，其中间位置必须保留一定的间隙(否则发卡)，不可能实施预紧，故阻尼小，易振动。当然，预紧力过大也会出现车轮回正涩滞，甚至不回正，故预紧力要适度。此外，提高转向器的刚度，也有利于抵制转向器的振颤。3.4 刚度小，响应性差对于现代高速汽车而言，由于行驶环境和条件存在着诸多复杂的可变性和不确定因素，所以要求汽车必须具备良好的瞬间或动态应变的能力，即快速响应性，否则难以确保汽车高速直线行驶时的机动性和安全性。例如当汽车高速行驶时瞬间遇到强劲的侧向风力，或

12、者当汽车高速驶出隧道口时遇到较大的横向风力时，都会使汽车自动转向。此刻，要求转向系统必须具有快速转向的响应性，以便驾驶员能够及时准确地校正汽车的行驶方向和路线，以免发生安全事故。此外，在汽车超车或避障时，需要具有快速转向响应性。影响汽车快速响应性的主要因素，就转向器而言，是其间隙、预紧力矩和刚度。然而，国产转向器在其中间位置，既有间隙，又无预紧力矩和刚度(有转角无转矩，见表1)，因而响应性低下。国外转向器的中间位置，既无间隙(图3)，又有预紧力矩(图4)和刚度(图6)，故响应性好。所以必须重视转向器的刚性，特别是微小转角的刚度，切不可忽视。图7 预紧力矩与间隙的变化3.5 无调整性，寿命低众所

13、周知，转向器是一种高负载、低转速和往返操作的传动副，因其各部位的工作时间差异较大，故磨损各不相同。传动副的中间位置工作时间较长，磨损较快，而两侧位置工作时间较短，几乎无磨损。当中间位置磨损后，理应用变厚齿扇或偏心轴承座调整和补偿被磨损后增大了的间隙，但因转向器总成装配时，曾以两侧位置不产生干涉为条件，调定了中间位置的传动间隙，也就是说，即便在使用过程中其中间位置磨损了，间隙再大也不能调整了，即无调整性。据日本KOYO(现改名为JTEKT)公司对该厂生产的循环球式转向器试验证实，在试验磨损后，当预紧力矩下降1/2，转向盘间隙大于时，就应调整到设定值，共进行两次7，见图7。实际上在使用过程中，一旦

14、发现转向盘有间隙就应及时调整，以免影响汽车使用性能。相比之下，我国生产的转向器多数无调整性，其使用寿命必然大打折扣。图6 刚度特性另外，转向器机械性能中，还有传动比，因在>0区间内，仅有输入无输出，故无实质意义，不在多述。总而言之，上述转向器存在着一系列不良后果或缺陷，可以说完全在于中间位置存在传动间隙，即因>0所致。德国BOSCH“AUTOMOTIVE HANDBOOK”明确地指出“转向器必须具有下述的品质：在直线位置时，没有游隙；低摩擦，从而具有高效率、高刚性、可调整性”。以此四项基本品质来判断和比较转向器中间位置的性能，如表2所示。表2 中间位置性能比较性能国别游隙效率刚性可

15、调性外国=0中国(大部)>0=0=0该书把转向器中间位置无游隙放在首位，可见其重要性不一般。恰恰就是在这一点上，大多数国产转向器与先进国家相比，其差距或滞后可能有若干年(仅就传动间隙而言)。因此实现国产转向器中间位置无传动间隙的技术措施，乃是当今多数转向器厂刻不容缓，亟待攻克的难题。4 实现可变传动间隙的技术措施4.1 传动间隙的构成及其调整性众所周知，循环球式转向器由螺杆螺母工作副和齿条齿扇工作副组成。因此，转向器的总间隙是这两个工作副间隙的总和。螺杆螺母副的间隙主要指钢球与螺杆和螺母滚道三者之间的配合间隙，一般径向间隙为0.01mm，也有采用局部(中间位置)或全行程过盈配合的，其方法

16、有三：1)变中径螺杆，即中间中径大、两侧逐渐变至标准值；2)变螺距螺杆，即中间螺距小、两侧逐渐变为标准值；3)钢球与螺杆和螺母滚道全行程过盈配合。螺杆两端支承轴承用端盖预紧，故螺杆螺母副的间隙很小。齿条齿扇副为末端传动副，负载较大，中间位置工作时间较长，易磨损，故应及时调整或补偿因其磨损而增大了的间隙。一般采用变厚齿轮的轴向移动或偏心轴承座的转动，实现其无齿隙啮合。因此所谓转向器的调整性，实际上就是齿条齿扇副中间位置实现无齿隙啮合的调整问题。为了获得更加着实和可靠的无齿隙啮合，必须对齿条齿扇副施加一定的预紧力矩(见图5)。总之，通过调整施加一定的预紧力矩，不仅能够消除螺杆螺母副、齿条齿扇副和各

17、支承部位的配合或摩擦间隙，而且又可获得适当的阻尼，较高的刚度和较强的路感等，真乃一举数得，何乐而不为呢？但是，如前文所述，实现中间位置无齿隙啮合，应以其它位置进入工作状态时不产生干涉为前提条件。因此，既可使中间位置无齿隙啮合又能确保其它位置有齿隙传动(无干涉)，也就是说该传动必须满足和实现“可变啮合间隙”的使用要求。所以，“可变啮合间隙”的设计理念和实践成为下文主要研究的重点。4.2 可变啮合间隙的设计机理4.2.1 齿条修正法与齿扇偏心法在我国转向行业中，可变啮合间隙的设计普遍采用两种方法，一种是齿条修正法，源于上世纪6070年代日本的技术；另一种为齿扇偏心法，来自前苏联，实际上是德尔福20

18、世纪50年代的技术。由于齿条修正法比较简单，所以在我国被广泛地采用，也有少数单位至今仍然沿用齿扇偏心法。所谓齿条修正法，简单地说，是把齿条中线或分度线上中间齿槽的齿宽设定为标准值，其它齿槽的齿宽，在标准值的基础上，增加某一间隙量。因此，即便齿条中间齿槽与齿扇中间轮齿无齿隙啮合，其他齿槽进入啮合时，也不会出现卡滞现象。所谓齿扇偏心法，是将齿扇的几何中心设定在其旋转中心上方e处，当齿扇饶其旋转中心转动时，其几何中心被下拉某一距离，则与其相啮合的齿条齿槽之间形成了侧向间隙，即便齿扇的中间位置与齿条的中间齿槽为无齿隙啮合，其它位置进入传动时，也不会产生干涉现象。图8是齿条修正法和齿扇偏心法理论间隙特性

19、曲线的比较，数学模型见文献3。由图8可知，这两种方法都可以得到“可变间隙”特性，但从转向器必须具有明确的“中间位置”来看，若无齿隙啮合区越小，则中间位置越明显。按此观点从图8可见，似乎齿扇偏心法优于齿条修正法。然而，当对齿条齿扇副施加一定的预紧力矩时，齿条修正法的无间隙啮合区几乎不变，而齿扇偏心法的无齿隙啮合区，由于特性曲线底部的斜率太小，因此两者的无齿隙啮合区非常接近。特别是当齿条齿扇副磨损后进行调整时，后者往往可能大于前者，所以两者的无齿隙区域相差不大。图9 齿扇中间轮齿齿形的连续修正进一步看，以齿条修正法为例，经仿真计算和实物模型检测，其无齿隙啮合区约在齿扇转角7左右(图8)，如果将其折

20、算成转向盘转角，取平均传动比20，则转向盘的无齿隙区或预紧区为140左右，即转向盘约在280的转角范围内均为无齿隙区或预紧区。如此一来，转向盘在这么大的转角范围内，因其存在着加工误差，难免在某个局部产生紧点或涩滞现象。其结果，不得不放弃施加预紧力矩而加大间隙。随之而来的便是中间位置也难以实现无齿隙啮合了，因此，无法满足现代高性能汽车的使用要求。这就是目前我国大多数循环球式转向器的现状和概况。究其原由，均因墨守成规延误若干年，故而必须奋起直追，与世界同行。4.2.2 齿扇修正法图8 齿条修正与齿扇偏心理论特性比较s=或e; 1 =0.20; 2 e=1.00;3 e=0.50; 齿扇转角连续变位

21、齿形修正法，简称齿扇修正法或齿形修正法。它是指齿条刀具在插制齿扇毛坯的过程中，利用刀具的连续变位，仅对齿扇中间轮齿的齿形进行连续修正的一种方法，见图9。该图是变厚齿扇的标准截面，即齿扇变位系数X=0的截面。虚线是刀具切制齿扇中间轮齿标准齿形的位置，虚线是刀具切削中间轮齿连续变位齿形的位置。所谓连续变位齿形修正，是指当刀具在切削中间位置轮齿(轮齿与刀具或齿条在固定弦端点A和B处相切)时，刀具有着最大的变位量Xm，之后在切削其它位置(如齿顶或齿根部)时，变位量连续变小直至为零，即回到标准切削位置，其后再切制两侧标准齿形。如此，中间轮齿在原固定弦AB处有两个沿着啮合线方向的法向增量S(图9Beg)，

22、因而该处的齿厚比标准齿形的齿厚大，所以也有将其称为鼓形齿或局部变位齿(图9虚线齿廓)。4.2.3 齿形修正法的计算A刀具切削中间轮齿任意位置的变位系数如图9所示，齿扇在中间位置时，以其中间轮齿的固定弦AB与刀具或齿条相切。若刀具在B点有最大变位系数，则由Beg可知： (1)式中：刀具在固定弦端点B处的变位系数；m模数；压力角；法向增量，取=0.200.25mm。刀具在切削中间轮齿任意位置的变位系数，即： (2)式中：刀具切削轮齿任意位置的变位系数；齿形修正的最大转角(见图10)，可取=±4左右；齿形修正的任意转角，0。由式(2)可知，当齿扇转角=时，则=0，刀具回至标准切削位置。其后

23、，切制两侧轮齿时不再进行齿形修正了。B分度圆与齿廓交点处的齿形修正变位系数从式(2)可知，欲求分度圆与齿廓交点f处的变位系数X，必须先求出点f的夹角与固定弦端点B的夹角之差，即两点之间的相对夹角(见图10)，方能按式(2)求出点f的变位系数X。即 (3)其中 (4)Z齿扇整圆齿数。由图10可知 (5)而图10 齿形修正法的计算在PdB中，式中：固定弦齿厚；r分度圆半径。将、和代入式(5)，求出，再将和代入式(3)，就可求出。C齿形修正后的检测为确认中间轮齿经过连续变位齿形修正后的加工精度，可以采用检测固定弦齿厚和弦齿高，或者公法线长度W来判定。然而，上述变位系数的计算，都是在标准截面上进行的。

24、对于变厚齿扇的成品或实物来讲，受测量工具如卡脚干涉等限制，难以在其标准截面上进行参数测量。因此，需要把标准截面上应该检测的项目，转换成变厚齿扇大端面上相应的实际检测内容。为此，事先必须对大端面上的固定弦或公法线进行理论计算。D大端固定弦的计算固定弦齿厚根据机械原理6，变位齿轮固定弦齿厚可由下式求出：(6)图12 W测量示意图(7)式中：大端变位齿轮分度圆齿厚；大端变位系数。将式(7)代入式(6)，便可求出大端固定弦齿厚。固定弦齿高(8)而 (9)式中：大端齿顶高；齿顶高系数。将式(7)和(9)代入式(8)，即可求出大端固定弦齿高。固定弦齿高和齿厚的测量，见图11所示。大端公法线的计算公法线长度

25、可由下式求出：（10）跨齿数不论跨齿数整数化取多大，凡卡尺的卡脚卡在中间轮齿上，如图12虚线所示，则用式(10)计算，若卡尺不需要卡在中间轮齿上，如图12实线所示，则式(10)中的。5 可变间隙特性的比较图13 三种可变间隙特性理论曲线比较1. D0.2mm; 2. e=0.5mm; 3. e=1.0mm图11 固定弦齿高和齿厚的测量图以上简要地介绍了三种可变间隙特性的设计计算原理，图13表示该三种方法间隙特性理论曲线的比较。图14表明用此三种方法制作的实物模型间隙特性实际测量结果的比较(无施加预紧力)2。现以下列三个条件或原则来评价无齿隙啮合特性。1) 可变间隙特性曲线的无齿隙啮合区越小越好