CN101077714A - 车辆用操舵装置 - Google Patents

Abstract

车辆用操舵装置(1)具备：操舵轴(3)，包括与操舵构件(2)连接的第一部分(5)和与转舵轮(4L、4R)连接的第二部分(6)；传递比可变机构(8)，能够变更作为转舵轮的转舵角(θ2)相对操舵构件的操舵角(θ1)之比的传递比(θ2/θ1)；反作用力补偿用电动机(23)，用于对传递比可变机构的动作引起的操舵构件的操舵反作用力进行补偿。传递比可变机构(8)包括可差动旋转地连接第一和第二部分(5、6)的差动机构(17、17G、17H)及驱动差动机构(17、17G、17H)的差动机构用电动机(18)。差动机构用电动机(18)的旋转轴(22)的轴线(L4)及反作用力补偿用电动机(23)的旋转轴(36)的轴线(L5)双方配置成与操舵轴(3)的轴线(L1)一致。

Description

车辆用操舵装置

技术领域

本发明涉及一种能够变更转舵轮的转舵角相对操舵构件的操舵角之比的车辆用操舵装置。

背景技术

下述的文献1～3中公开了上述的车辆用操舵装置。

文献1：特开2002-240729号公报

文献2：特开2004-224085号公报

文献3：特开2005-343205号公报

在上述文献3中，公开了一种具备：与方向盘连接的第一轴(shaft)、与车轮连接的第二轴、和能够旋转传递地连接第一及第二轴的行星齿轮机构的结构。行星齿轮机构具有：固定于第一轴的第一中心齿轮(sun gear)、固定于第二轴的第二中心齿轮、配置在第一和第二轴周围的多个副齿轮(pinion)、和包围副齿轮的载体(carrier)。方向盘的旋转按照第一轴、第一中心齿轮、副齿轮、第二中心齿轮、第二轴的顺序传递，最终传递到车轮。

行星齿轮机构的传递比(第一中心齿轮和第二中心齿轮的转速之比)可以通过载体被第一电动机旋转驱动而变更。第一电动机的输出经由与第一电动机的输出轴连接的小齿轮、和形成在载体的外周并与小齿轮啮合的齿部传递给载体。由此，载体的转速改变。

在如上所述变更了传递比的情况下，能够在第一和第二轴之间进行变速。结果，相对变更传递比之前的状态，操舵角和来自车轮的反作用力的关系发生变化。由于反作用力的特性与驾驶者的意图无关地变化，所以会产生不协调感。因此，为了消除该不协调感，设置了第二电动机，将第二电动机的输出通过由小齿轮和大齿轮构成的减速机构传递给第一轴。由此，反作用力的特性不会发生变化。

但是，在文献3的情况下，第一及第二电动机隔着转向轴对置配置，使得这些电动机的壳体沿着转向轴的径向伸出，导致装置的大型化。

发明内容

本发明鉴于该背景而提出，其目的在于，提供一种实现了小型化的车辆用操舵装置。

在本发明的优选方式中，车辆用操舵装置具备：操舵轴，其包括与操舵构件连接的第一部分和与转舵轮连接的第二部分；传递比可变机构，其能够变更作为上述转舵轮的转舵角相对上述操舵构件的操舵角之比的传递比；和反作用力补偿用电动机，其用于对上述传递比可变机构的动作引起的上述操舵构件的操舵反作用力进行补偿。上述传递比可变机构包括能够差动旋转地连接上述第一和第二部分的差动机构、及驱动上述差动机构的差动机构用电动机。上述差动机构用电动机的旋转轴的轴线及上述反作用力补偿用电动机的旋转轴的轴线双方被配置成与上述操舵轴的轴线一致。

根据本方式，可以按照包围操舵轴的方式配置差动机构用电动机和反作用力补偿用电动机双方。由此，可以不隔着操舵轴对置配置各个上述电动机。其结果，在操舵轴的径向可以减少这些电动机所占有的空间。能够实现车辆用操舵装置的小型化。

附图说明

图1是表示本发明一个实施方式所涉及的车辆用操舵装置的概略构成的示意图。

图2是表示图1的主要部分的更具体的构成的剖视图。

图3A是单个载体的侧视图，图3B是沿着图3A的IIIB-IIIB线的剖视图。

图4是沿着图2的IV-IV线的剖视图。

图5是沿着图2的V-V线的剖视图。

图6A是沿着图2的VIA-VIA线的剖视图，表示行星齿轮与第一中心齿轮的啮合；图6B是沿看图2的VIB-VIB线的剖视图，表示行星齿轮与第二中心齿轮的啮合。

图7A和图7B是本发明其他实施方式的主要部分的剖视图。

图8A和图8B是本发明另外的实施方式的主要部分的剖视图。

图9A和图9B是本发明又一个实施方式的主要部分的剖视图。

图10A和图10B是本发明又一个实施方式的主要部分的剖视图。

图11是本发明又一个实施方式的主要部分的剖视图。

图12是本发明又一个实施方式的主要部分的剖视图。

图13是本发明又一个实施方式的主要部分的剖视图。

图14是本发明又一个实施方式的主要部分的剖视图。

具体实施方式

参照附图，对本发明的优选实施方式进行说明。

图1是表示本发明一个实施方式所涉及的车辆用操舵装置1的概略构成的示意图。参照图1，车辆用操舵装置1将赋予给方向盘等操舵构件2的操舵转矩，通过作为操舵轴的转向轴3等分别施加给左右的转舵轮4L、4R，进行转舵。该车辆用操舵装置1具有可以变更作为转舵轮4L、4R的转舵角θ2相对操舵构件2的操舵角θ1(旋转角)之比的传递比θ2/θ1的VGR(Variable Gear Ratio)功能。

该车辆用操舵装置1具有：操舵构件2、与操舵构件2连接的转向轴3。转向轴3具有作为第一部分的第一轴5、和作为第二部分的第二轴6。

第一轴5的轴线与第二轴6的轴线一致，二者的轴线被设为转向轴3的轴线L1。

第一轴5具有：从操舵构件2输入操舵转矩的作为输入构件的输入轴5a；和通过扭杆7能够相对旋转地与输入轴5a连接、输出上述操舵转矩的作为输出构件的输出轴5b。

输入轴5a和输出轴5b经由扭杆7的相对旋转的容许值被设为微小的值。因此，可以认为输入轴5a和输出轴5b实质上一同旋转。

在第一轴5的输出轴5b与第二轴6之间设置有传递比可变机构8。通过传递比可变机构8，可以变更这些输出轴5b与第二轴6之间的旋转传递比(传递比θ2/θ1)。第二轴6经由万向接头9、中间轴10、万向接头11及转向机构12与转舵轮4L、4R连接。

转向机构12具有：与万向接头11连接的副齿轮轴13；具有与副齿轮轴13前端的副齿轮13a啮合的齿条14a、作为沿着车辆的左右方向延伸的转舵轴的齿条轴14；和通过转向横拉杆(tie rod)15R、15L分别与齿条轴14的一对端部连接的关节臂(knuckle arm)16R、16L。

根据上述的构成，来自操舵构件2的操舵转矩通过第一轴5、传递比可变机构8、第二轴6等传递到转向机构12。在转向机构12中，副齿轮13a的旋转被变换成齿条轴14的轴向运动，通过各转向横拉杆15R、15L分别使对应的关节臂16R、16L转动。由此，与各关节臂16R、16L连接的对应的转舵轮4R、4L分别转向。

传递比可变机构8具有：能够差动旋转地连接第一轴5的输出轴5b和第二轴6的作为差动机构的行星齿轮机构17、和驱动行星齿轮机构17的作为差动机构用电动机的行星齿轮机构用电动机18。

行星齿轮机构17作为行星传递机构而设置，具有：具有与转向轴3的轴线L1一致的轴线L2且能够与输出轴5b一同旋转的作为第一要素的第一中心齿轮19(第一齿轮)；具有与上述轴线L1一致的轴线L3并且与第一中心齿轮19对置配置，能够与第二轴6一同旋转的作为第二要素的第二中心齿轮20(第二齿轮)；与第一和第二中心齿轮19、20双方啮合的作为第三要素的行星齿轮21；和能够绕行星齿轮21的轴线M旋转地支承行星齿轮21，且被支承为能够绕第一中心齿轮19的轴线L2旋转的载体22。

第一和第二中心齿轮19、20及行星齿轮21例如使用平齿轮形成。第一中心齿轮19通过第一轴5与操舵构件2连接，第二中心齿轮20通过第二轴6等与转舵轮4L、4R连接。

另外，作为各个上述齿轮19、20、21，也可以使用斜齿轮等具有相互平行的轴的其他齿轮。

行星齿轮21用于使上述第一和第二中心齿轮19、20相互关联，在转向轴3的周方向隔开等间隔配置有多个(本实施方式中为两个)。各行星齿轮21的轴线M与转向轴3的轴线L1平行地延伸。载体22能够绕转向轴3的轴线L1旋转。

行星齿轮机构用电动机18用于旋转驱动载体22。通过变更载体22的转速，可以变更传递比θ2/θ1。行星齿轮机构用电动机18例如由无刷电动机构成。

该行星齿轮机构用电动机18包括：能够与载体22一同旋转地被固定的转子18a、和包围该转子18a并固定于壳体31的定子18b。

载体22构成行星齿轮机构用电动机18的旋转轴。载体22的轴线L4与转向轴3的轴线L1一致。

车辆用操舵装置1还具有反作用力补偿用电动机23。反作用力补偿用电动机23用于补偿与传递比可变机构8的动作相关地作用于操舵构件2的操舵反作用力。反作用力补偿电动机23例如由无刷电动机构成。

反作用力补偿用电动机23包括：能够与第一轴5的输出轴5b一同旋转地与之连接的转子23a、和包围该转子23a并固定于壳体31的定子23b。转子23a被固定在能够与输出轴5b一同旋转的保持筒36。保持筒36构成反作用力补偿用电动机23的旋转轴。保持筒36的轴线L5与转向轴3的轴线L1一致。

本实施方式的一个特征在于，作为行星齿轮机构用电动机18的旋转轴的载体22的轴线L4、和作为反作用力补偿用电动机23的旋转轴的保持筒36的轴线L5，都被配置成与转向轴3的轴线L1一致。

上述行星齿轮机构用电动机18及反作用力补偿用电动机23，分别由包括CPU、RAM及ROM的控制部24控制。控制部24经由驱动电路25a与行星齿轮机构用电动机18连接，经由驱动电路25b与反作用力补偿用电动机23连接。

而且，控制部24分别与操舵角传感器26、转矩传感器27、转舵角传感器28、车速传感器29及偏航率(yaw rate)传感器30连接。

从操舵角传感器26输入与第一轴5的输入轴5a的旋转角相关的信号，作为与来自操舵构件2的直进位置的操作量，即操舵角θ1对应的值。从转矩传感器27输入与作用于第一轴5的转矩相关的信号，作为与操舵构件2的操舵转矩T对应的值。从转舵角传感器28输入与第二轴6的旋转角相关的信号，作为与转舵角θ2对应的值。从车速传感器29输入与车速V相关的信号。从偏航率传感器30输入与车辆的偏航率γ相关的信号。

控制部24例如如下那样控制行星齿轮机构用电动机18及反作用力补偿用电动机23的驱动。即，控制部24根据检测出的操舵角θ1运算目标偏航率γT(＝G×θ1。G是规定的传递函数)。并且，根据该目标偏航率γT、转舵角θ2及偏航率γ运算判定值A＝θ2×(γT-γ)。

在判定值A为零、检测偏航率γ与目标偏航率γT相等、车辆处于中性转向(neutral steer)状态的情况下，控制部24按照载体22的旋转速度与第一轴5的输出轴5b的旋转速度一致的方式，驱动行星齿轮机构用电动机18。由此，传递比θ2/θ1被维持为1。

此时，由于操舵角θ1和操舵转矩T的关系不因传递比可变机构8的动作而发生变化，所以，不需要补偿操舵构件2的操舵反作用力，不驱动反作用力补偿用电动机23。

另一方面，在判定值A为负、即由于检测偏航率γ超过了目标偏航率γT使得车辆处于过度转向(over steer)状态，或判定值A为正、即由于检测偏航率γ小于目标偏航率γT使得车辆处于不足转向(under steer)状态的情况下，控制部24按照载体22的旋转速度与第一轴5的旋转速度不同的方式，驱动行星齿轮机构用电动机18。由此，传递比θ2/θ1发生变化。

此时，操舵角θ1和操舵转矩T的关系因传递比可变机构8的动作而变化。因此，需要补偿操舵构件2的操舵反作用力。此时，控制部24驱动反作用力补偿用电动机23。由此，为了补偿操舵反作用力而对第一轴5赋予补偿转矩。反作用力补偿用电动机23不使传递比θ2/θ1变化地产生补偿转矩。

图2是表示图1的主要部分的更具体的构成的剖视图。参照图2，第一轴5、转矩传感器27、第二轴6及行星齿轮机构17等被收纳在壳体31内。壳体31例如是铝合金制的筒状构件，被支承于车体32。

第一轴5的输入轴5a插入在壳体31内，通过由滚柱轴承等构成的第一轴承33被旋转自如地支承在壳体31的支承孔34a。第一轴5的输出轴5b呈筒状，包围输入轴5a的一部分。

输出轴5b通过由单列角接触球轴承等滚动轴承构成的第二轴承35，被旋转自如地支承在壳体31的支承孔34b。第二轴承35其内圈35a嵌合于输出轴5b，外圈35b嵌合于壳体31的支承孔34b。

输出轴5b被作为圆筒状的筒状构件的保持筒36包围，该保持筒36的中间部和输出轴5b的中间部经由连接部37能够一同旋转地连接。连接部37可以呈环状，也可以呈在输出轴5b的周方向排列多个轮辐(spoke)的形状。

在保持筒36的外周面固定有反作用力补偿用电动机23的转子23a。转子23a是沿着周方向排列配置多个永久磁铁的构件。各永久磁铁分别在连接内径侧和外径侧的方向上被磁化，相互邻接的永久磁铁之间其磁化方向相反。

反作用力补偿用电动机23的定子23b被收纳在壳体31的第一槽38内。壳体31兼作反作用力补偿用电动机23的壳体。反作用力补偿用电动机23的定子23b具备定子铁心41和卷绕于各齿(teeth)40的电磁线圈42，其中，所述定子铁心41包括圆环状的基底部39、和从基底部39向内侧突出的多个(例如6个)齿40(在图2中图示了两个齿40)。

基底部39的外周面39a通过热装(shrinkage fit)等固定在壳体31的第一槽38的环状周面38a。

第二轴6的中间部通过由单列角接触球轴承等滚动轴承构成的第三轴承44，被旋转自如地支承在壳体31的支承孔34c。第三轴承44其内圈44a嵌合于第二轴6，外圈44b嵌合于壳体31的支承孔34c。

行星齿轮机构17的第一中心齿轮19使用单一的构件与第一轴5的输出轴5b形成一体，位于输出轴5b的一端。第二中心齿轮20使用单一的构件与第二轴6形成一体，位于第二轴6的一端。

各行星齿轮21具有：与第一和第二中心齿轮19、20双方啮合的齿部形成部分21a、和从齿部形成部分21a向行星齿轮21的轴向相互相反朝向突出的一对支轴21b、21c。

图3A是单个载体22的侧视图，图3B是沿着图3A的IIIB-IIIB线的剖视图。参照图2、图3A及图3B，载体22形成为在转向轴3的径向R不比行星齿轮21更突出。

该载体22具有：支承各行星齿轮21的一方支轴21b的第一构件45、支承各行星齿轮21的另一方支轴21c的第二构件46、能够使第一构件45及第二构件46一同旋转地与之连接的连接部47。

图4是沿着图2的IV-IV线的剖视图。参照图2及图4，载体22的第一构件45具有能够插通第一轴5的输出轴5b及扭杆7的插通孔48。插通孔48的周面通过由滚柱轴承等滚动轴承构成的第四轴承49，旋转自如地支承输出轴5b的外周面。

在载体22的第一构件45中形成有环状的凸缘部50。该凸缘部50通过由单列角接触球轴承等滚动轴承构成的第五轴承51，被旋转自如地支承在壳体31的支承孔34d。第五轴承51其内圈51a嵌合于凸缘部50，外圈51b嵌合于壳体31的支承孔34d。在转向轴3的轴向S，第五轴承51隔着连接部37与第二轴承35排列。这些第五和第二轴承51、35被配置在保持筒36的径向内方。

在载体22的第一构件45中，在插通孔48的径向外方形成有支轴支承孔52。支轴支承孔52对应于行星齿轮21的个数，例如设置有两个。各支轴支承孔52的周面分别通过对应的第六轴承53旋转自如地支承对应的一方支轴21b、21b。各第六轴承53例如由滚柱轴承构成。

图5是沿着图2的V-V线的剖视图。参照图2及图5，载体22的第二构件46具有能够插通第二轴6的插通孔54。插通孔54的周面通过由滚柱轴承等滚动轴承构成的第七轴承55，旋转自如地支承第二轴6的外周面。

在载体22的第二构件46中形成有环状的凸缘部56。凸缘部56通过由单列角接触球轴承等构成的第八轴承57，被旋转自如地支承在壳体31的支承孔34e。第八轴承57其内圈57a嵌合于凸缘部56，外圈57b嵌合于壳体31的支承孔34e。

在载体22的第二构件46中，在插通孔54的径向外方形成有支轴支承孔58。支轴支承孔58对应于行星齿轮21的个数，例如设置了两个。各支轴支承孔58的周面分别通过对应的第九轴承59旋转自如地支承对应的另一方支轴21c、21c。各第九轴承59例如由滚柱轴承构成。

在载体22的第二构件46的外周面46a，固定有上述行星齿轮机构用电动机18的转子18a。转子18a是沿着周方向排列配置多个永久磁铁的构件。各永久磁铁分别在连接内径侧和外径侧的方向被磁化，相互邻接的永久磁铁之间其磁化方向相反。

行星齿轮机构用电动机18的定子18b收纳在壳体31的第二槽60内。壳体31兼作行星齿轮机构用电动机18的壳体。行星齿轮机构用电动机18的定子18b具备定子铁心63和卷绕于各齿62的电磁线圈64，其中，所述定子铁心63包括圆环状的基底部61和从基底部61向内侧突出的多个(例如6个)齿62。基底部61的外周面61a通过热装等固定在壳体31的第二槽60的环状周面60a。

参照图2，作为滚珠轴承的上述第二和第三轴承35、44被赋予预压。具体而言，在第三轴承44的外圈44b与壳体31的一端部的环状段部65之间，夹设有盘簧等具有弹性的第一施力构件66。该第一施力构件66将第三轴承44的外圈44b向第二轴承35侧施力。

第三轴承44的内圈44a通过被嵌入于第二轴6的槽的限位圈67支承，从而被限制向第二轴承35侧的移动。在第二轴6与第一轴5的输出轴5b之间(第一中心齿轮19与第二中心齿轮20之间)，夹设有摩擦构件68。摩擦构件68例如是使用树脂形成为圆板状的构件，由第一和第二轴5、6保持。

第二轴承35的内圈35a被第一轴5的输出轴5b的环状段部69支承，从而被限制了向第三轴承44侧的移动。第二轴承35的外圈35b被壳体31的环状段部70支承，在轴向S上，被限制了向远离第三轴承44的方向的移动。

根据上述构成，来自第一施力构件66的施加力经由第三轴承44、限位圈67、第二轴6、摩擦构件68及第一轴5的输出轴5b，传递到第二轴承35，由壳体31的段部70承受。

而且，作为滚珠轴承的上述第五及第八轴承51、57被赋予预压。具体而言，在第八轴承57的外圈57b与壳体31的一端部的环状段部71之间，夹设有盘簧等具有弹性的第二施力构件72。该第二施力构件72将第八轴承57的外圈57b向第五轴承51侧施力。

第八轴承57的内圈57a通过形成于载体22的第二构件46的环状段部73支承，从而被限制向第五轴承51侧的移动。第五轴承51的内圈51a被压入固定在载体22的第一构件45的凸缘部50的外周面。第五轴承51的外圈51b被嵌入于壳体31的环状槽的限位圈74支承，在转向轴3的轴向S上，被限制向远离第八轴承57的方向的移动。

根据上述构成，第二施力构件72的施加力经由第八轴承57、载体22的第二构件46、连接部47和第一构件45，传递到第五轴承51，并且通过限位圈74被壳体31承受。

本实施方式的一个特征在于，(i)设置了两个行星齿轮21，(ii)各行星齿轮21、21的齿部形成部分21a使用单一的构件形成为一体，(iii)通过将第一和第二中心齿轮19、20的至少一方(本实施方式中为第一中心齿轮19)设为变位齿轮(profile shifted gear)，使得第一和第二中心齿轮19、20的变位系数x1、x2(profile shift coefficient)相互不同，且(iv)将第一和第二中心齿轮19、20的齿数z1、z2之差设为2。

各行星齿轮21的齿部形成部分21a分别在作为齿向(tooth trace)的转向轴3的轴向S的整个区域，呈同一截面形状。各行星齿轮21通过一次开齿工序而形成。

行星齿轮21，其作为与第一中心齿轮19啮合的部分的齿部形成部分21a的齿数z3、和作为与第二中心齿轮20啮合的部分的齿部形成部分21a的齿数z3相等。

即，与第一中心齿轮19啮合的行星齿轮21的齿数z3、和与第二中心齿轮20啮合的行星齿轮21的齿数z3相等。

图6A是沿着图2的VIA-VIA线的剖视图，表示行星齿轮21与第一中心齿轮19的啮合。图6B是沿着图2的VIB-VIB线的剖视图，表示行星齿轮21与第二中心齿轮20的啮合。

参照图6A及图6B，各行星齿轮21的齿部形成部分21a包括多个齿部80。

在本实施方式中，第一和第二中心齿轮19、20中，仅第一中心齿轮19被设为变位齿轮。例如，第一中心齿轮19被设为齿数z1＝22、变位系数x1＝1.251；第二中心齿轮20被设为齿数z2＝24、变位系数x2＝0。

即，第一中心齿轮19是正变位齿轮(positive shifted gear)，在节圆的直径变大的方向上变位。第二中心齿轮20是标准齿轮(standard gear)。各行星齿轮21例如是齿数z3＝17、变位系数x3＝0的标准齿轮。

在第一及第二中心齿轮19、20中，齿数相对多的第二中心齿轮20的变位系数x2相对小，齿数相对少的第一中心齿轮19的变位系数x1相对大(x2＜x1)。

优选上述第一和第二中心齿轮19、20及行星齿轮21的齿数z1、z2、z3分别在10～30的范围内。

如果各个上述齿数z1、z2、z3分别小于10，则行星齿轮21与对应的第一和第二中心齿轮19、20的各自啮合的冲击变大，使得噪音增大。

另外，如果齿数z1、z2多于30，则载体22和第二中心齿轮20的速度比过大。假设在第一中心齿轮19的齿数z1＝31、第二中心齿轮20的齿数z2＝33的情况下，载体22与第二中心齿轮20的速度比成为1-(z1/z2)＝1-(31/33)≈0.0606≈1/16.5。这样，速度比过大，结果，导致行星齿轮21与第二中心齿轮20等的啮合声音变大。

当各个上述齿数z1、z2、z3分别在10～30的范围时，第一和第二中心齿轮19、20的变位系数x1、x2的差分绝对值为1.0～1.3左右。

而且，优选上述第一及第二中心齿轮19、20的变位系数x1、x2的绝对值分别为1.3以下。如果在正变位后的第一中心齿轮19中变位系数x1超过1.3，则该第一中心齿轮19的齿部81的齿高变得过低。

根据本实施方式，可以起到以下的作用效果。即，可以按照包围转向轴3的方式配置行星齿轮机构用电动机18及反作用力补偿用电动机23双方。由此，可以不隔着转向轴3对置配置各个上述电动机18、23。结果，对于转向轴3的径向R而言，可以减少这些电动机18、23所占有的空间。能够实现车辆用操舵装置1的小型化。

而且，通过使用行星齿轮机构17，可以将来自操舵构件2的转矩经由第一中心齿轮19、行星齿轮21及第二中心齿轮20等传递给转舵轮4L、4R。并且，可以将来自转舵轮4L、4R的反作用力经由第二中心齿轮20、行星齿轮21及第一中心齿轮19等，传递给操舵构件2。

进而，利用行星齿轮机构用电动机18旋转驱动载体22。通过使载体22的旋转速度变化，可以变更传递比θ2/θ1。

而且，收容行星齿轮机构17的壳体31兼作行星齿轮机构用电动机18的壳体。不需要另外设置行星齿轮机构用电动机18的壳体，从而能够实现车辆用操舵装置1的进一步小型化。

并且，上述壳体31兼作反作用力补偿用电动机23的壳体。不需要另外设置反作用力补偿用电动机23的壳体，可以实现车辆用操舵装置1的进一步小型化。

而且，不使载体22在转向轴3的径向R向行星齿轮21的外侧突出。由此，可以减少在径向R行星齿轮机构17所占有的空间。由于不使用包围行星齿轮的环状内齿轮，所以，可以实现车辆用操舵装置1的进一步小型化。

并且，反作用力补偿用电动机23的输出不经由减速器直接传递给第一轴5的输出轴5b。通过使反作用力补偿所需要的转矩不至于过大，从而不需要减速反作用力补偿用电动机23的输出。由此，可以避免设置减速器时产生的转矩变动、驱动音的产生和大型化，而且，可以通过惯性的降低与摩擦阻力的降低，抑制与反作用力补偿相关的控制延迟。

另外，通过在保持反作用力补偿用电动机23的转子23a的保持筒36的径向内方，配置第二及第五轴承35、51，可以缩短车辆用操舵装置1的轴向S的全长，从而能够使车辆用操舵装置1进一步小型化。

而且，通过单一的构件一体形成各行星齿轮21的齿部形成部分21a。由此，可减少行星齿轮21的形成所花费的时间。例如，在分别形成了与第一中心齿轮啮合的齿轮构件和与第二中心齿轮啮合的齿轮构件时，需要相互正确地定位这些齿轮构件并进行焊接固定，当通过上述方法不需要如此费事。结果，可以减少部件个数及制造工序，能够进一步降低制造成本。

另外，不需要用于焊接固定上述两个齿轮构件的构成，可以使行星齿轮21小型化。并且，在组装行星齿轮21时，不需要使两个齿轮构件的相位分别和对应的第一及第二中心齿轮的相位一致，可以减少制造所花费的时间。

而且，使齿数z1、z2相互不同的第一及第二中心齿轮19、20的各自变位系数x1、x2相互不同。由此，可以使行星齿轮21与第一中心齿轮19的轴间距离、行星齿轮21与第二中心齿轮20的轴间距离相互一致。结果，可以实现顺畅的啮合。

并且，通过将第一和第二中心齿轮19、20的齿数差设为2，可以使用两个行星齿轮21。由此，能够均等地分配各行星齿轮21的传递力。从而，不仅可以降低行星齿轮机构17的各齿轮19、20、21的各自啮合音，而且能够使第一和第二中心齿轮19、20各自的变位系数x1、x2最佳化，充分确保第一及第二中心齿轮19、20的强度。

即，如果仅使用一个行星齿轮，则施加于行星齿轮的负载大，导致啮合音增大。另外，如果使用三个以上行星齿轮，则必须将第一和第二中心齿轮的齿数差设定为3以上。此时，需要增大这些第一和第二中心齿轮至少一方的变位系数。其结果，如果使用正变位后的中心齿轮(例如变位系数为1.5)，则无法充分确保齿高，如果使用负变位后的中心齿轮(例如变位系数为-1.5)，则难以充分确保齿根的厚度。

另外，通过在行星齿轮机构17中使用第一和第二中心齿轮19、20，可以沿径向使这些中心齿轮19、20小型化，从而使得行星齿轮机构17小型化。

而且，将第一和第二中心齿轮19、20及行星齿轮21的齿数z1、z2、z3分别设为10以上。由此，可以减少行星齿轮21与对应的第一和第二中心齿轮19、20各自的啮合冲击，从而减少噪音。并且，通过将各个上述齿数z1、z2设为30以下，可以使得载体22与第二中心齿轮20的速度比不会过大。其结果，通过利用行星齿轮机构用电动机18旋转驱动载体22，可以抑制变更传递比θ2/θ1时的载体22的转速，从而能够抑制行星齿轮21与第二中心齿轮20的啮合音。

并且，将第一中心齿轮19的变位系数x1的绝对值设为1.3以下。由此，在正变位后的第一中心齿轮19中，可以防止齿高变得过低，并能够充分确保齿根的厚度。

另外，使第一和第二中心齿轮19、20中，齿数相对多的第二中心齿轮20的变位系数x2相对小，齿数相对少的第一中心齿轮19的变位系数x1相对大(x2＜x1)。由此，可以减小第一和第二中心齿轮19、20与行星齿轮21之间的齿隙(back lash)。

本发明不限定于以上实施方式的内容，在权利要求的范围内可以实施各种变更。

例如，可以替代由标准齿轮构成的第二中心齿轮20，如图7A和图7B所示，使用由负变位齿轮(negative shifted gear)构成的第二中心齿轮20A。负变位齿轮在节圆的直径变小的方向上变位。负变位齿轮的变位系数相对于标准齿轮的变位系数和正变位齿轮的变位系数双方要低。在负变位齿轮中，根据变位系数的绝对值减小，称作“变位系数增大”。

优选第二中心齿轮20A的变位系数x2A的绝对值为1.3以下。如果变位系数x2A的绝对值超过1.3，则在负变位后的第二中心齿轮20A中，难以充分确保齿根的厚度。上述变位系数x2A例如设为-0.2，第一中心齿轮19的变位系数x1例如设为1.0。

如上所述，通过将第二中心齿轮20A的变位系数x2A的绝对值设为1.3以下，在由负变位齿轮构成的第二中心齿轮20A中，可以防止齿根的厚度变得过小。再有，第一中心齿轮19也可以是变位系数x1＝0的标准齿轮。

而且，如图8A及图8B所示，可以使用由标准齿轮构成的第一中心齿轮19B，同时使用由负变位齿轮构成的第二中心齿轮20B。

并且，如图9A及图9B所示，可以使用同时由正变位齿轮构成的第一和第二中心齿轮19C、20C。

而且，如图10A和图10B所示，可以使用同时由负变位齿轮构成的第一和第二中心齿轮19D、20D。

并且，可以如图11所示，使用由正变位齿轮构成的行星齿轮21E，也可以如图12所示，使用由负变位齿轮构成的行星齿轮21F。

另外，在各个上述实施方式中，通过更换第一和第二中心齿轮的配置，可以使第一中心齿轮的齿数多于第二中心齿轮的齿数。总之，只要第一和第二中心齿轮中齿数多的中心齿轮的变位系数小即可。

而且，可以替代各个上述第一和第二中心齿轮，使用由环状的内齿轮构成的第一和第二齿轮。

并且，可以将行星齿轮机构用电动机18设为带刷电动机，将反作用力补偿用电动机23也设为带刷电动机。

而且，可以替代行星齿轮机构17，如图13所示，采用使用了第一辊19G、第二辊20G及行星辊21G的牵引驱动机构17G。在牵引驱动机构17G中，行星辊21G与对应的第一和第二辊19G、20G通过薄润滑油膜可传递转矩地卡合。

并且，可以使用图14所示的波动齿轮机构17H作为差动机构。波动齿轮机构17H具备：刚性内齿轮21H(rigid circular spline)；配置在其内侧的可挠性外齿轮20H(flexible spline)；和使该可挠性外齿轮20H挠曲成椭圆形并与刚性内齿轮21H啮合的波动发生器19H(wave generator)。

波动发生器19H作为第一要素而设置，能够与第一轴5的输出轴5b一同旋转地连接。可挠性外齿轮20H作为第二要素而设置，能够与第二轴一同旋转地连接。在刚性内齿轮21H的外周面，固定有作为差动机构用电动机的电动马达的转子18aH。

以上通过具体的方式对本发明进行了详细说明，但了解了上述内容的本领域人员可以容易地想到其变更、改变及等同物。因此，本发明应该设在权利要求的范围和其等同的范围。

本申请对应于2006年5月15日向日本国专利局提出的特愿2006-135319号、及2006年9月25日向日本国专利局提出的特愿2006-259444号，这些申请的全部公开内容都引用组合到本发明中。

Claims (22)

1、一种车辆用操舵装置，其中，具备：

操舵轴，其包括与操舵构件连接的第一部分和与转舵轮连接的第二部分；

传递比可变机构，其能够变更作为所述转舵轮的转舵角相对所述操舵构件的操舵角之比的传递比；和

反作用力补偿用电动机，其用于对所述传递比可变机构的动作引起的所述操舵构件的操舵反作用力进行补偿，

所述传递比可变机构包括能够差动旋转地连接所述第一和第二部分的差动机构、及驱动所述差动机构的差动机构用电动机，

所述差动机构用电动机的旋转轴的轴线及所述反作用力补偿用电动机的旋转轴的轴线双方配置成与所述操舵轴的轴线一致。

2、根据权利要求1所述的车辆用操舵装置，其中，

所述差动机构包括行星传递机构，

所述行星传递机构具有与所述第一部分连接的第一要素、与所述第二部分连接的第二要素、使所述第一和第二要素相互关联的第三要素。

3、根据权利要求2所述的车辆用操舵装置，其中，

所述行星传递机构包括行星齿轮机构，该行星齿轮机构具有：作为所述第一要素的第一齿轮、作为所述第二要素的第二齿轮、作为所述第三要素的行星齿轮、和所述行星齿轮用的载体，

所述第一齿轮的轴线和所述第二齿轮的轴线一致，

所述行星齿轮与所述第一齿轮及所述第二齿轮双方啮合，

所述载体支承所述行星齿轮使其能够绕该行星齿轮的轴线旋转，且被支承为能够绕所述第一齿轮的轴线旋转。

4、根据权利要求3所述的车辆用操舵装置，其中，

所述载体由所述差动机构用电动机旋转驱动。

5、根据权利要求4所述的车辆用操舵装置，其中，

通过所述差动机构用电动机变更所述载体的转速，所述传递比被变更。

6、根据权利要求4所述的车辆用操舵装置，其中，

具备收容所述行星齿轮机构的壳体，

所述差动机构用电动机具有能够与所述载体一同旋转的转子、和包围所述转子且被收容于所述壳体的定子。

7、根据权利要求1所述的车辆用操舵装置，其中，

所述第一部分包括：从所述操舵构件输入操舵转矩的输入构件；和通过扭杆与所述输入构件能够相对旋转地连接且将所述操舵转矩输出到所述差动机构的输出构件。

8、根据权利要求7所述的车辆用操舵装置，其中，

具备收容所述差动机构的壳体，

所述反作用力补偿用电动机具有：能够与所述操舵轴的所述第一部分的所述输出构件一同旋转的转子、和包围所述转子且被收容于所述壳体的定子。

9、根据权利要求8所述的车辆用操舵装置，其中，

具备包围所述输出构件并能够与所述输出构件一同旋转的筒状构件，

所述反作用力补偿用电动机的转子固定于所述筒状构件。

10、根据权利要求1所述的车辆用操舵装置，其中，

所述差动机构用电动机和所述反作用力补偿用电动机的至少一方包括无刷电动机。

11、根据权利要求3所述的车辆用操舵装置，其中，

设置有两个所述行星齿轮，

所述第一和第二齿轮的至少一方设为变位齿轮，

所述第一和第二齿轮的变位系数相互不同，其中变位系数包括零，

第一齿轮的齿数与第二齿轮的齿数之差为2。

12、根据权利要求11所述的车辆用操舵装置，其中，

所述第一部分包括将来自所述操舵构件的操舵转矩输出给所述行星齿轮机构的输出构件，

所述第一齿轮使用单一的构件与所述输出构件形成一体，

所述第二齿轮使用单一的构件与所述第二部分形成一体。

13、根据权利要求11所述的车辆用操舵装置，其中，

所述第一和第二齿轮分别包括中心齿轮。

14、根据权利要求11所述的车辆用操舵装置，其中，

所述第一齿轮的所述齿数、所述第二齿轮的所述齿数及所述行星齿轮的齿数分别在10～30的范围内。

15、根据权利要求14所述的车辆用操舵装置，其中，

所述第一中心齿轮的所述变位系数与所述第二中心齿轮的所述变位系数的差分绝对值在1.0～1.3的范围。

16、根据权利要求11所述的车辆用操舵装置，其中，

所述第一和第二齿轮各自的变位系数的绝对值为1.3以下。

17、根据权利要求11所述的车辆用操舵装置，其中，

所述第一和第二齿轮中，齿数相对多的齿轮的所述变位系数相对小，齿数相对少的齿轮的所述变位系数相对大。

18、根据权利要求11所述的车辆用操舵装置，其中，

各个所述行星齿轮与所述第一齿轮啮合，并且与所述第二齿轮啮合，

与所述第一齿轮啮合的所述行星齿轮的齿数和与所述第二齿轮啮合的所述行星齿轮的齿数相等。

19、根据权利要求18所述的车辆用操舵装置，其中，

各个所述行星齿轮的齿部形成部分使用单一的构件形成为一体。

20、根据权利要求18所述的车辆用操舵装置，其中，

各个所述行星齿轮的齿部在齿向的整个区域呈同一截面形状。

21、根据权利要求11所述的车辆用操舵装置，其中，

所述两个行星齿轮在所述操舵轴的周方向隔开等间隔地配置。

22、根据权利要求3所述的车辆用操舵装置，其中，

各个所述行星齿轮包括：齿部形成部分、和从所述齿部形成部分向行星齿轮的轴向相反的方向突出的一对支轴，

所述载体包括：支承所述一对支轴一方的第一构件、支承所述一对支轴另一方的第二构件、和能够一同旋转地连接所述第一和第二构件的连接部。

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