CN102050146A - 汽车转向操纵机构、转向传动等速性的改善方法以及汽车 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了一种汽车转向操纵机构,其包括依次连接的方向盘(1)、转向管柱(2)、第一万向节(26)、转向传动轴(3)、第二万向节(27)以及转向器输入轴(17),其中第一万向节(26)的从动叉十字轴轴线与第二万向节的主动叉十字轴轴线之间形成有夹角,该夹角的值严格满足本发明的计算关系式。通过本发明的技术方案,能够在所述汽车转向操纵机构不满足转向传动等速性的公知条件的情形下,使得双十字轴式万向节的不等速性相互抵消,从而显著改善了转向传动的等速性,使得驾驶员对方向盘的操纵准确、及时、平稳地传递到转向轮上,并使得方向盘的手感更加平稳。此外,本发明还公开了一种转向操纵机构的转向传动等速性的改善方法、以及包括所述转向操纵机构的汽车。

Description

汽车转向操纵机构、转向传动等速性的改善方法以及汽车
技术领域
本发明涉及一种汽车转向操纵机构,更具体地,涉及一种包括十字轴式万向节的汽车转向操纵结构,此外,本发明还涉及一种汽车转向操纵机构的转向传动等速性的改善方法以及包括所述转向操纵机构的汽车。
背景技术
目前就国内生产的汽车而言,汽车转向操纵机构普遍采用双十字轴万向节转向操纵机构。在双十字轴万向节转向操纵机构中,要求转向传动的输入端与输出端尽量实现等角速度传动,这样才能将驾驶员对方向盘的操纵准确、及时、平稳地传递到转向轮上,从而使汽车按照驾驶员的操纵意图有效地实现转向动作。相反,如果转向操纵机构的传动不等速,则会产生转向响应不及时、转向力波动等不良后果,从而造成驾驶员操纵手感不平稳,甚至不能有效地实现汽车的转向,引发安全事故。
关于双十字轴万向节转向操纵机构的等角速度传动,公知地需要同时满足两个条件:其一,第一万向节两轴之间的夹角(即转向管柱的轴线和转向传动轴的轴线之间的夹角)与第二万向节两轴间的夹角(即转向传动轴的轴线和转向器输入轴的轴线之间的夹角)相等;其二,第一万向节从动叉与第二万向节主动叉处于同一个平面内(即第一万向节的从动叉十字轴轴线平行于第二万向节的主动叉十字轴轴线)。
在现有的汽车开发设计中,设计人员一般尽量按照上述两个条件来设计汽车转向传动机构。但是,上述两个条件在汽车转向操纵机构的实际设计中常常不能得到满足,其原因在于,对于特定的车型而言,转向管柱、转向传动轴以及转向器输入轴的布置位置受到整车布置空间、尤其是底盘布置结构的限制,这常常使得转向管柱的轴线和转向传动轴的轴线之间的夹角不能布置为与转向传动轴的轴线和转向器输入轴的轴线之间的夹角相等,在此情形下,即使通过万向节的布置而使得第一万向节从动叉与第二万向节主动叉处于同一个平面内(即满足上述第二个条件),转向操纵机构也会因为不满足上述第一个条件而表现出明显的转向传动的不等速性,从而造成转向响应不及时、转向力波动等不良后果,甚至引发安全事故。此时,如果要满足上述第一个条件,则需要更改转向器的安装位置,甚至需要重新设计转向器,以改变转向器输入轴的安装角度,这轻则会引起转向梯形等转向特性的变化而影响汽车操纵的稳定性,重则可能会导致底盘布置结构变化而使得既定的车型无法实现,并因此需要进行整车的重新设计,从而导致开发成本和时间的巨大浪费。
因此,在汽车转向操纵机构受到整车布置空间的限制而不能满足上述转向传动的等速性条件时,如何能够在不改变既有整车布置结构的前提下实现良好的转向传动等速性,这在现有技术中是一个技术难题。
发明内容
本发明所要解决的技术问题是提供一种汽车转向操纵机构,该汽车转向操纵机构能够在转向管柱的轴线和转向传动轴的轴线之间的夹角与转向传动轴的轴线和转向器输入轴的轴线的夹角不相等的情形下实现良好的转向传动的等速性。
此外,本发明还要提供一种汽车转向操纵机构的转向传动等速性的改善方法以及包括上述汽车转向操纵机构的汽车。
为解决上述技术问题,根据本发明的一个方面,本发明提供一种汽车转向操纵机构,该汽车转向操纵机构包括依次连接的方向盘、转向管柱、第一万向节、转向传动轴、第二万向节以及转向器输入轴,所述第一万向节和所述第二万向节为十字轴式万向节,其中,所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间形成有夹角,该夹角的值满足以下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.3
其中θ为所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间的所述夹角;α1为所述转向管柱的轴线与所述转向传动轴的轴线之间的夹角;α2为所述转向传动轴的轴线与所述转向器输入轴的轴线之间的夹角;φ1为所述转向管柱的转角;φ2为与φ1相对应的所述转向传动轴的转角。
在本发明的汽车转向操纵机构的进一步优选方案中,所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间的所述夹角的值满足如下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0 . 1
根据本发明的另一个方面,本发明提供一种汽车转向操纵机构的转向传动等速性的改善方法,该转向传动等速性的改善方法包括将方向盘、转向管柱、十字轴式第一万向节、转向传动轴、十字轴式第二万向节以及转向器输入轴依次地连接,其中,在连接所述第一万向节和所述第二万向节时,使得所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间形成有夹角,并通过分析计算使得该夹角的值满足如下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.3
其中,θ为所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间的所述夹角;α1为所述转向管柱的轴线与所述转向传动轴的轴线之间的夹角;α2为所述转向传动轴的轴线与所述转向器输入轴的轴线之间的夹角;φ1为所述转向管柱的转角;φ2为与该转向管柱的转角相对应的所述转向传动轴的转角。
作为本发明的转向传动等速性的改善方法的进一步优选方案,在连接所述第一万向节和所述第二万向节时,使得所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间的所述夹角的值满足如下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0 . 1
优选地,在确定所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间的所述夹角的值时,采用如下公式确定所述转向管柱的转角和与该转角相对应的所述转向传动轴的转角:
φ 1 = ∫ 0 t ω 1 dt ;
ω 2 ω 1 = cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 ;
以及
φ 2 = ∫ 0 t ω 2 dt
其中ω1为所述转向管柱的角速度,该ω1取定值;t为时间;ω2为所述转向传动轴的角速度。
更优选地,在确定所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间的所述夹角的值时,通过计算机并采用机械系统动力学自动分析软件或CAE分析软件进行动态计算分析。
根据本发明的又一方面,本发明提供一种汽车,其中,该汽车包括所述的汽车转向操纵机构。
在本发明的上述技术方案中,其主要的原理为:评价转向传动不等速性的指标为(ω31)/ω1的绝对值,即转向操纵机构的输出角速度偏离输入角速度的程度,本发明通过在所述第一万向节的从动叉十字轴轴线与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线之间形成一个夹角,并找到了该指标(ω31)/ω1的绝对值与夹角θ之间存在如下关系式,即:
| ( ω 3 - ω 1 ) / ω 1 | = | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 |
通过该关系式计算出满足0≤(ω31)/ω1的绝对值≤0.3的夹角θ值。因此,通过本发明的技术方案,能够在转向操纵机构受到整车空间布置的限制而不能满足转向传动等速性的上述公知条件时,使得两个万向节的不等速量互相抵消,由此显著改善了转向传动的等速性,较大程度地降低了转角的波动,使驾驶员对方向盘的操纵准确、及时、均匀地传递到转向轮上,并使得方向盘的手感更加平稳,而且提高了汽车行驶的安全性。同时,通过本发明的技术方案,不但改善了转向传动的等速性,而且不需要更改转向器的安装位置以及转向梯形,因此节省了开发时间和费用。
附图说明
下面结合附图详细描述本发明的实施方式,其中:
图1是本发明实施方式的汽车转向操纵机构的安装示意图;
图2是本发明实施方式的转向管柱和第一万向节的示意图;
图3是本发明实施方式的转向传动轴和第二万向节的示意图;
图4是本发明实施方式的转向器和转向器输入轴的示意图;
图5是本发明实施方式的汽车转向操纵机构的立体图,其中突出显示了转向管柱的轴线、第一万向节主动叉的十字轴轴线、第一万向节的从动叉十字轴轴线、转向轴轴线、第二万向节的主动叉十字轴轴线、第二万向节的从动叉十字轴轴线以及转向器输入轴的轴线的相对位置关系;
图6是本发明实施方式的汽车转向操纵机构的简化示意图,其中标示了与该汽车转向操纵机构的传动等速性有关的参数;
图7是普通的汽车转向操纵机构的简化建模示意图,其中第一万向节的从动叉十字轴轴线与第二万向节的主动叉十字轴轴线平行;
图8是图7中简化模型的转向传动等速性分析结果的示意图;
图9是使用本发明的转向传动等速性的改善方法所形成的汽车转向操纵机构的简化建模示意图,其中第一万向节的从动叉十字轴轴线与第二万向节的主动叉十字轴轴线形成有一个夹角;
图10是图9中本发明的汽车转向操纵机构的转向传动等速性分析结果的示意图。
相关标记说明:
1方向盘                         2转向管柱
3转向传动轴                     4转向器
5密封罩                         6仪表板骨架
7车身前围板                     8螺栓
9第一万向节主动叉               10第一万向节从动叉
11第一万向节主动叉的十字轴臂    12第一万向节从动叉的十字轴臂
13第二万向节主动叉              14第二万向节从动叉
15第二万向节主动叉的十字轴臂    16第二万向节从动叉的十字轴臂
17转向器输入轴                  18转向管柱的轴线
19第一万向节主动叉的十字轴轴线
20第一万向节的从动叉十字轴轴线
21转向传动轴的轴线
22第二万向节的主动叉十字轴轴线
23第二万向节的从动叉十字轴轴线
24转向器输入轴的轴线
25平行于第二万向节的主动叉十字轴轴线的辅助线
26第一万向节
27第二万向节
α1转向管柱的轴线与转向传动轴的轴线的夹角
α2转向传动轴的轴线与转向器输入轴的轴线的夹角
θ第一万向节的从动叉十字轴轴线与第二万向节的主动叉十字轴轴线的夹角
ω1转向管柱的角速度
ω2转向传动轴的角速度
ω3转向器输入轴的角速度
φ1转向管柱的转角
φ2转向传动轴的转角
具体实施方式
以下参照附图描述本发明的优选实施方式。
首先参照图1至图4说明本发明实施方式的汽车转向操纵机构的主要结构,在此过程中重点说明该汽车转向操纵机构的相关技术特征的含义,对一些公知的部件仅作简略地描述。
如图1所示,公知地,汽车转向操纵机构安装在汽车的驾驶员位置区,在图1中,所述转向操作机构上部的转向管柱2通过螺栓8连接到仪表板骨架6(图1中虚线所示)上,从而将该转向操作机构的上部固定到整车骨架的一部分上;转向操纵机构的下部主要包括转向传动轴3和转向器输入轴17,其中转向传动轴3穿过密封罩5并由该密封罩5密封,并且通过车身前围板7(图1中虚线所示)或车身前部地板将该转向操纵机构的下部遮盖住。当然,在图1中显示的转向操纵机构在整车上的连接形式仅是示例性,在不同的车型中,所述转向操作结构的连接形式会略有区别。在此需要说明的是,由于转向管柱2采用的是旋转轴(即转向轴)穿过轴套(即转向柱管)的结构,因此如上所述,在转向管柱2的外部轴套固定到仪表板骨架6上时,并不影响转向管柱2内部的旋转轴进行旋转以传递方向盘1的转动。
如图1至图4所示,所述汽车转向操纵机构包括方向盘1、转向管柱2、第一万向节26、转向传动轴3、第二万向节27以及转向器输入轴17,其中,第一万向节26和第二万向节27为十字轴万向节。方向盘1、转向管柱2、第一万向节26、转向传动轴3、第二万向节27以及转向器输入轴17依次地连接,其中转向管柱2安装在转向传动轴3和方向盘1之间,该转向管柱2的轴线与方向盘1的中心线同轴,具体地,转向管柱2的一端通过花键与方向盘连接并采用螺栓或螺母锁紧,另一端通过第一万向节26与转向传动轴3的一端连接。该转向传动轴3的另一端通过第二万向节27与转向器输入轴17的一端,该转向器输入轴17的另一端连接到转向器4上,由此在驾驶员操作方向盘1时,方向盘1的旋转运动依次地通过转向管柱2、第一万向节26、转向传动轴3、第二万向节27以及转向器输入轴17传递到作为转向执行机构的转向器4上,从而驱动转向器4动作,实现汽车的转向。转向器输入轴17一般是转向器4自带的部件,当然也可以是独立的部件。
如图2所示,转向管柱2的一端通过第一万向节26与转向传动轴3的另一端连接,如上所述,第一万向节26为十字轴万向节,第一万向节26包括第一万向节主动叉9、十字轴以及第一万向节从动叉10,其中第一万向节主动叉9的一端连接到转向管柱2上,另一端通过所述十字轴与第一万向节从动叉10的一端连接,该第一万向节从动叉10的另一端进而连接到转向传动轴3的一端。其中,所述十字轴是一个由两根轴,即第一万向节主动叉的十字轴臂11和第一万向节从动叉的十字轴臂12结合成的“十”字形轴,第一万向节主动叉的十字轴臂11穿入第一万向节主动叉9一端的安装孔内,第一万向节从动叉的十字轴臂12则穿入第一万向节从动叉10相应一端的安装孔内,从而通过这种连接结构将转向管柱2和转向传动轴3连接起来,在本发明中,为描述方便,将第一万向节主动叉的十字轴臂11的轴线称为第一万向节主动叉的十字轴轴线19,将第一万向节从动叉的十字轴臂12的轴线称为第一万向节的从动叉十字轴轴线20。
如图3所示,转向传动轴3的另一端通过第二万向节27连接于转向器输入轴17上。该第二万向节27的结构与第一万向节26的结构类似,因此不再重复进行描述。需要说明的是,在本发明中,将第二万向节主动叉13的十字轴臂15的轴线称为第二万向节的主动叉十字轴轴线22,将第二万向节从动叉14的十字轴臂16的轴线称为第二万向节的从动叉十字轴轴线23。
以下参照图5和图6说明本发明转向操纵机构改善转向传动等速性的原理。
如图5所示,就转向操作机构中各部件的位置关系而言,公知地,转向管柱的轴线18与方向盘1的中心线同轴;转向管柱的轴线18与第一万向节主动叉的十字轴轴线19垂直;第一万向节主动叉的十字轴轴线19与第一万向节的从动叉十字轴轴线20垂直;转向传动轴的轴线21与第一万向节的从动叉十字轴轴线20垂直;转向传动轴的轴线21与第二万向节的主动叉十字轴轴线22垂直;第二万向节的主动叉十字轴轴线22与第二万向节的从动叉十字轴轴线23垂直;转向器输入轴的轴线24与第二万向节的从动叉十字轴轴线23垂直。需要说明的是,上述转向管柱的轴线18与方向盘1的中心线同轴是一种通常的安装形式,但并不排除方向盘1与转向管柱的轴线18不同轴而带动转向管柱旋转的情形,此外,由于上述部件在实际安装过程中存在一定的安装误差,因此上述相应轴线之间的垂直关系也不一定能够严格保证相应轴线之间的夹角为90°。但是,在实际安装过程中,应当尽量保证垂直关系,建议垂直角度的误差一般不宜超过±1°,误差过大将会降低本发明的改善等速性的效果。
如图5和图6所示,可以看到,在本发明的转向操作机构中,转向管柱的轴线18与转向传动轴的轴线21之间的夹角α1并不等于转向传动轴的轴线21与转向器输入轴的轴线24之间的夹角α2,即汽车转向操纵机构的布置受到整车布置空间的限制不能满足上述的转向等速传动的第一个条件,在此情形下,本发明的转向操纵机构通过使得第一万向节的从动叉十字轴轴线20与第二万向节的主动叉十字轴轴线22形成一个夹角θ(即第一万向节的从动叉与第二万向节的主动叉不再处于同一个平面内)来改善转向传动的等速性,在图5中辅助线25为假想线,其平行于第二万向节的主动叉十字轴轴线22并与第一万向节的从动叉十字轴轴线20相交,以便于标出两者的夹角θ。
该夹角θ的值的确定需要通过运动分析来进行严密的计算,以使得第一万向节26和第二万向节27形成的不等速性相互抵消,
在实际分析中,为简化转向传动机构的运动关系,建立运动关系模型如下:第一万向节主动叉9绕转向管柱的轴线18进行等角速度运动,第一万向节从动叉10的端点与第一万向节主动叉9的端点绕第一万向节26的十字轴中心进行等线速度运动,第一万向节从动叉10绕转向传动轴的轴线21进行等角速动运动;第二万向节主动叉13绕转向传动轴的轴线21进行等角速度运动,第二万向节从动叉14的端点与第二万向节主动叉13的端点绕第二万向节27的十字轴中心进行等线速度运动,第二万向节从动叉14绕转向器输入轴的轴线24进行等角速度运动。
在该简化的转向传动机构运动关系模型中,由于转向管柱2与方向盘1连接,在驾驶员操作方向盘1时,转向管柱2产生一个角速度ω1,上述运动关系模型将该角速度ω1建立为等角速度。对此需要说明的是,因为驾驶员在操作方向盘1时,其转动方向盘1的速度无论是急速转动,还是慢速转动,在一次转向操作中,输入的角速度基本是一个定值,即在上述运动关系模型中将角速度ω1建立为等角速度与实际情形基本是相符的。此外,由于在实际操作过程中,驾驶员在不同的情形下的数次转向操作中,其转动方向盘1的速度,即角速度ω1可能均不相同,但在一次转向操作中角速度ω1总体而言是一个定值,因此在转向操作机构的实际设计中,当运用下述各项公式确定夹角θ值时,为简化运用公式计算的复杂程度,可以将ω1设定为1度/秒,这并不影响通过计算分析来确定夹角θ的值。
在上述转向操作机构的运动关系模型中,公知地存在以下公式(1):
ω 2 ω 1 = cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1
其中,ω1为转向管柱2的角速度;ω2为转向传动轴3的角速度;α1为转向管柱的轴线18与转向传动轴的轴线21之间的夹角;φ1为转向管柱2的转角。
通过上述公式,在ω1、α1以及φ1为确定值的条件下,可以计算出ω2在φ1为某一确定转角时(即方向盘1或转向管柱2转动过程中的某一时点时)的值。
在此基础上,本发明人根据该转向操作机构的几何及机械运动原理,并总结、归纳、分析了大量数据,得到如下公式(2):
ω 3 ω 2 = cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ )
其中,ω2为转向传动轴3的角速度;ω3为转向器输入轴17的角速度;α2为转向传动轴的轴线21与转向器输入轴的轴线24之间的夹角;θ为第一万向节的从动叉十字轴轴线20与第二万向节的主动叉十字轴轴线22之间的夹角;φ2为转向传动轴3的转角。
综合上述两个公式,可以得到下列公式(3):
ω 3 ω 1 = cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ )
其中相关参数的含义如上所述。
ω31即为汽车转向操纵机构输入角速度和输出角速度的比值,其是代表着转向传动等速性优劣的参数。相应地,汽车转向操纵机构转向传动的不等速性即为(ω31)/ω1的绝对值,可以由上述公式(3)导出下述公式(3.1):
| ( ω 3 - ω 1 ) / ω 1 | = | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 |
一般而言,(ω31)/ω1的绝对值在0至0.3的范围内一般是能够接受的,更优选地在0至0.1的范围内。
在上述ω31的公式(3.1)中,α1、α2为定值;
φ1为转向管柱2的转角,实际就是方向盘1的输入角度,在一次转向操作过程中,在任一时点φ1均对应有确定的值,而ω1为方向盘1输入的角速度,即转向管柱2的角速度,该转向管柱2的角速度可以人为的确定一个定值(在实际计算中为简化计算,往往确定为1度/秒)。在上述运动关系模型中ω1为等角速度,因此φ1=ω1×t,其中t为运动时间,从而φ1在任一时点均具有对应的确定的值。此外,由于在实际计算中涉及的计算比较繁杂,因此一般通过适当的计算机软件(如CAE分析软件)进行动态分析计算,在采用计算机进行分析计算的情况下,也可采用下述公式(4)作为计算φ1的输入公式(该公式与φ1=ω1×t是等效的):
φ 1 = ∫ 0 t ω 1 dt
φ2为转向传动轴3的转角,在任一时点其同样对应有确定的值。在转向操纵机构的运动模型中,转向传动轴3的角速度ω2被假设为等角速度,需要说明的是,该等角速度ω2与转向管柱2的角速度ω1是不一样的,转向管柱2的角速度ω1是一种与实际情形基本相符的等角速度,而ω2仅是在运动模型中为能够进行一个特定时点的定量分析而假设的一种等角速度,在实际情形中由于单个十字轴万向节传动的不等速性,该ω2的值是变化的,因此为减少计算误差,φ2在不同时点的值需要进行微积分计算,该φ2的值通过下列公式(5)计算:
φ 2 = ∫ 0 t ω 2 dt
在应用该公式(4)时,首先通过φ1=ω1×t计算出某一时点所对应的φ1的值,并通过上述公式(1)计算出该时点的ω2的值,从而在特定的时间t内,通过微积分计算出φ2在经过该特定时间t而到达某一时点的值。
也就是说,在上述公式(3)中,任一时点(即方向盘1转动过程中达到任一输入角度时所对应的时点)下仅ω3、θ为变量,通过假设θ的值,可以计算出在该θ值下不同时点的ω3的值,因此可以绘制出ω3的值在该θ值下的变化曲线,研究发现,ω3的值在某一θ值下的变化曲线基本是以π(即180°)为周期的周期函数,其中θ值影响该周期函数曲线的变化幅度(参照图8和图10,在图中ω1取1度/秒),当θ取不同的值时,会形成振幅程度不一样的周期函数曲线。在此情形下,θ值的大小需要满足:当ω3的值为周期函数曲线的峰值时,(ω31)/ω1的绝对值应为0至0.3,更优选地为0至0.1。在ω3的值为周期函数曲线的峰值时,如果(ω31)/ω1的绝对值能够达到上述范围,当ω3的值处于峰值以下时,(ω31)/ω1的绝对值自然更能满足上述能够接受的范围或优选范围。
从而,为使得转向操纵机构的转向传动不等速性降低到可接受的程度,即0≤(ω31)/ω1的绝对值≤0.3,由上述用于计算(ω31)/ω1的绝对值的公式(3.1),可以直接得到该θ值需要满足以下关系式(6):
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.3
更优选地,当要求0≤(ω31)/ω1的绝对值≤0.1时,该θ值应当满足以下关系式(7)
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0 . 1
综上,可以确定出满足上述关系式(6)或(7)的θ值,通过将该第一万向节的从动叉十字轴轴线20与第二万向节的主动叉十字轴轴线22之间的夹角θ设置为通过上述运动分析计算所确定的值,能够将第一万向节26和第二万向节27形成的不等速性相互抵消,从而使得本发明转向操纵机构的转向传动等速性显著地改善,较大限度地降低转角的波动,使得驾驶员对方向盘的操纵准确、及时、均匀地反馈到转向轮上,并且降低了扭矩的波动,使方向盘的手感更加平稳。
以下参照图1图6简略地说明本发明实施方式的转向传动等速性的改善方法。
参照图1,将方向盘1、转向管柱2、第一万向节26、转向传动轴3、第二万向节27以及转向器输入轴17依次地连接,在连接过程中,公知地,使得转向管柱的轴线18与方向盘1的中心线同轴;转向管柱的轴线18与第一万向节主动叉的十字轴轴线19垂直;第一万向节主动叉的十字轴轴线19与第一万向节的从动叉十字轴轴线20垂直;转向传动轴的轴线21与第一万向节的从动叉十字轴轴线20垂直;转向传动轴的轴线21与第二万向节的主动叉十字轴轴线22垂直;第二万向节的主动叉十字轴轴线22与第二万向节的从动叉十字轴轴线23垂直;转向器输入轴的轴线24与第二万向节的从动叉十字轴轴线23垂直。再次说明的是,上述转向管柱的轴线18与方向盘1的中心线同轴是一种通常的安装形式,但并不排除方向盘1与转向管柱的轴线18不同轴而带动转向管柱旋转的情形,此外,由于上述部件在实际安装过程中存在安装误差,因此上述相应轴线之间的垂直关系也并不一定能够严格保证为90°。但是,在实际安装过程中,应当尽量保证垂直关系,建议垂直角度的误差一般不宜超过±1°,误差过大会降低本发明通过θ值来改善等速性的效果。但是,即使误差过大,采用本发明的转向传动等速性的改善方法,在同等误差条件下仍然可以起到改善转向传动等速性的效果。
参照图5和图6,在连接第一万向节26和第二万向节27时,使得第一万向节的从动叉十字轴轴线20与第二万向节的主动叉十字轴轴线22之间形成有夹角θ,并通过计算分析以使得该θ的值满足:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.3
其中α1为转向管柱的轴线18与转向传动轴的轴线21之间的夹角;α2为转向传动轴的轴线21与转向器输入轴的轴线24之间的夹角;φ1为转向管柱2的转角;φ2为与φ1相对应的转向传动轴3的转角。
更优选地,通过计算分析以将该θ的值设置为满足:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0 . 1
在计算θ的值,当然可以通过上述公式进行手工计算,但是,由于在计算过程中涉及大量的数据,并且需要在所取的不同θ值下计算较多时点的ω3值以得到ω3的峰值或形成ω3的周期函数曲线,同时还需要进行不同θ值下(ω31)/ω1的绝对值的比较,因此,优选地,通过计算机分析软件,例如CAE软件或ADMS软件(机械系统动力学自动分析软件,美国MSC公司开发)进行计算,并可以分别采用以下公式计算φ1和φ2的值:
φ 1 = ∫ 0 t ω 1 dt
其中,ω1为转向管柱2的角速度,将其设为定值,可以优选地设为1度/秒;t为时间;
ω 2 ω 1 = cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1
以及
φ 2 = ∫ 0 t ω 2 dt
通过这两个公式动态地计算各个时点(对应于方向盘1或转向管柱2在一次转向操作的转动过程中所经过的各个输入角度)的φ1的值,即计算出转向管柱2转至一定的φ1值时所对应的转向传动轴3的角速度ω2的值,并动态地进行积分计算,从而获得转向管柱2转至一定的φ1值时所对应的转向传动轴3的转角φ2的值。
如上所述,在通过本发明的转向传动等速性的改善方法所布置的转向操纵机构中,能够使得转向传动等速性显著改善,较大限度地降低了转角的波动,使得驾驶员对方向盘1的操纵准确、及时、均匀地传递到转向轮上,并且降低了扭矩的波动,使方向盘的手感更加平稳。
此外,包括本发明的转向操纵机构的汽车同样具有上述优点。
以下参照图7至图10通过比较分析来说明本发明转向操纵机构的优点。
图7是普通的转向操纵机构的简化建模示意图,其中转向管柱的轴线18与转向传动轴的轴线21之间的夹角α1不等于转向传动轴的轴线21与转向器输入轴的轴线24之间的夹角α2,具体地,该α1=19°,α2=20°,在此情形下,使得第一万向节的从动叉十字轴轴线20与第二万向节的主动叉十字轴轴线22平行,即夹角θ=0°,通过上述计算分析方法可以计算出在方向盘1或转向管柱2处于不同输入角度下(即不同时点下)的ω3的各个值(在该对比例中,将ω1的取为1度/秒),从图8中可以看到,ω3的值波动幅度较大,取ω3的峰值,计算出(ω31)/ω1的绝对值为0.7,显然,此时该转向操纵机构的不等速性已经远超过能够接受的范围,在操纵过程中,必然使得转向操纵不及时、不稳定,甚至在汽车行驶时可能引发安全事故。
图9是本发明转向操纵机构的简化建模示意图,其中转向管柱的轴线18与转向传动轴的轴线21之间的夹角α1不等于转向传动轴的轴线21与转向器输入轴的轴线24之间的夹角α2,与图7的情形相同,该α1=19°,α2=20°,并且同样将ω1的取值为1度/秒,在此情形下,通过上述计算分析方法确定出θ=35°,在图10中可以看到,ω3的值波动幅度较小,取ω3的峰值,计算出(ω31)/ω1的绝对值为0.1,显然,此时该转向操纵机构的转向传动的不等速性相对于图7中的普通转向操纵机构已经显著得到优化,从而既保证了转向操纵机构的转向传动的等速性要求,又能够保证整车布置结构的实现。
通过以上描述,可以看出,本发明的转向操纵机构不满足转向传动等速传动的两个公知条件,在此情形下,为了优化本发明转向操纵机构的转向传动的等速性,本发明通过设置第一万向节的从动叉十字轴轴线20与第二万向节的主动叉十字轴轴线22之间的夹角θ的值,从而改善了转向传动等速性,较大限度地降低转向操作时转角的波动,使驾驶员对方向盘的操纵准确、及时、均匀地传递到转向轮上,极大地降低扭矩的波动,使得驾驶员对方向盘的手感更加平稳,从而也保证了汽车行驶过程中转向的灵敏性,使得汽车行驶更安全。
以上参照附图描述了本发明的优选实施方式,但是本发明并不限于上述实施方式,例如,作为本发明技术思想的延伸,当汽车转向操纵系统采用多个十字轴万向节时,同样可以延用上述转向操纵机构的布置原理,以改善汽车转向传动的等速性。此时,如果转向操纵机构包括第三万向节、第四万向节时,其改善转向传动等速性的技术实质仍然是上述技术原理的拓展应用,因此只要其第一万向节26和第二万向节的布置形式与本发明的技术方案相同,就仍然属于本发明的保护范围之内;此外,就φ1、φ2的值而言,本发明可以在转向操纵机构的运动关系和几何关系的基础上通过三角函数表达式、微积分公式进行手动计算以求得φ1、φ2的值,甚至可以通过建立转向操纵机构的实体模型,在运动测试中直接测量出不同方向盘1转角下相对应的φ1、φ2的值,因此在分析计算夹角θ的值时,对公式(6)或公式(7)中各个参数所采用的确定手段或过程并不局限于本发明公开的方法,只要其最终采用上述公式(6)或公式(7)来确定夹角θ的值,均属于本发明的保护范围。同时,需要注意的是,本发明的转向传动等速性的改善方法并不注重步骤的先后顺序,因为转向操纵机构的设计与整车布置密切相关,因此相关的计算分析过程可能在整车设计时就要进行预先计算或通过本发明的方法进行初步分析,但是无论转向操纵机构的布置顺序如何,只要其体现出本发明的转向传动等速性的改善方法的特征,均属于本发明的保护范围。
因此,在不背离本发明精神和实质的前提下,本领域的技术人员能够根据本发明作出各种相应的改变和明显变型,这些改变和变型均不能脱离本发明的保护范围,本发明的保护范围应由权利要求限定。

Claims (7)

1.一种汽车转向操纵机构,该汽车转向操纵机构包括依次连接的方向盘(1)、转向管柱(2)、第一万向节(26)、转向传动轴(3)、第二万向节(27)以及转向器输入轴(17),其中所述第一万向节(26)和所述第二万向节(27)为十字轴式万向节,其特征在于,
所述第一万向节(26)的从动叉十字轴轴线(20)与所述第二万向节(27)的主动叉十字轴轴线(22)之间形成有夹角(θ),该夹角(θ)的值满足以下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.3
其中,θ为所述第一万向节的从动叉十字轴轴线(20)与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线(22)之间的所述夹角;α1为所述转向管柱的轴线(18)与所述转向传动轴的轴线(21)之间的夹角;α2为所述转向传动轴的轴线(21)与所述转向器输入轴的轴线(24)之间的夹角;φ1为所述转向管柱(2)的转角;φ2为与φ1相对应的所述转向传动轴的转角。
2.根据权利要求1所述的汽车转向操纵机构,其特征在于,所述第一万向节的从动叉十字轴轴线(20)与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线(22)之间的所述夹角(θ)的值满足如下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.1
3.一种汽车转向操纵机构的转向传动等速性的改善方法,该转向传动等速性的改善方法包括将方向盘(1)、转向管柱(2)、十字轴式第一万向节(26)、转向传动轴(3)、十字轴式第二万向节(27)以及转向器输入轴(17)依次地连接,其特征在于,
在连接所述第一万向节(26)和所述第二万向节(27)时,使得所述第一万向节的从动叉十字轴轴线(20)与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线(22)之间形成有夹角(θ),并使得该夹角(θ)的值满足如下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.3
其中,θ为所述第一万向节的从动叉十字轴轴线(20)与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线(22)之间的所述夹角;α1为所述转向管柱的轴线(18)与所述转向传动轴的轴线(21)之间的夹角;α2为所述转向传动轴的轴线(21)与所述转向器输入轴的轴线(24)之间的夹角;φ1为所述转向管柱(2)的转角;φ2为与φ1相对应的所述转向传动轴的转角。
4.根据权利要求3所述的转向传动等速性的改善方法,其特征在于,在连接所述第一万向节(26)和所述第二万向节(27)时,使得所述第一万向节的从动叉十字轴轴线(20)与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线(22)之间的所述夹角(θ)的值满足如下关系式:
0 ≤ | cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 × cos α 2 1 - sin 2 α 2 cos 2 ( φ 2 + θ ) - 1 | ≤ 0.1
5.根据权利要求3或4所述的转向传动等速性的改善方法,其特征在于,所述转向管柱的转角(φ1)和与该转向管柱的转角(φ1)相对应的所述转向传动轴的转角(φ2)的值通过下述公式计算得到:
φ 1 = ∫ 0 t ω 1 dt ;
ω 2 ω 1 = cos α 1 1 - sin 2 α 1 cos 2 φ 1 ;
以及
φ 2 = ∫ 0 t ω 2 dt
其中ω1为所述转向管柱(2)的角速度,该ω1取定值;t为时间;ω2为所述转向传动轴(3)的角速度。
6.根据权利要求5所述的转向传动等速性的改善方法,其特征在于,在确定所述第一万向节的从动叉十字轴轴线(20)与所述第二万向节的主动叉十字轴轴线(22)之间的所述夹角(θ)的值时,通过计算机并采用机械系统动力学自动分析软件或CAE分析软件进行计算分析。
7.一种汽车,其特征在于,该汽车包括权利要求1或2所述的汽车转向操纵机构。
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