CN104159809A - 转向装置 - Google Patents

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Abstract

一种转向装置，通过转向轴(6fL、6fR)的旋转对左右前轮(10fL、10fR)进行转向，向轴(6fR)输入来自方向盘(1)的掌舵力。轴(6fL、6fR)的相互邻接端分别与行星齿轮组(5f)的齿圈及太阳齿轮结合，在行星齿轮组(5f)的行星架上驱动结合转向角调节电机，可变更轴(6fL、6fR)间的转速比。左右后轮(10rL、10rR)通过转向轴(6rL、6rR)的旋转而被转向，向轴(6rR)输入来自转向电机(3r)的掌舵力。轴(6rL、6rR)的相互邻接端分别与行星齿轮组(5r)的齿圈及太阳齿轮结合，在行星齿轮组(5r)的行星架上驱动结合转向角调节电机，可变更轴(6rL、6rR)间的转速比。通过前后的转向角调节电机，既能够满足阿克曼几何关系，又能够将车辆转弯中心设定在任意位置。

Description

转向装置
技术领域
本发明涉及通过对每个车轮而向车宽方向内方延伸设置的转向轴的绕长度方向轴线的旋转而对左右前轮及左右后轮进行转向的转向装置的改进方案。
背景技术
这种转向装置除了可选择仅左右前轮的转向实现的通常的二轮操纵模式以外，还可选择通过使左右前轮和左右后轮反相转向而使车辆急转弯的急转弯模式、或使车辆在当前位置转弯的平转(原地转弯)模式、或使左右前轮及左右后轮的所有车轮同样地转向的平行移动操纵模式等多种操纵模式，对擅长大转向的电动汽车是有用的。
作为这种转向装置，目前提案有例如专利文献1记载的转向装置。
该提案技术是，设有在左右轮转向轴之间切换旋转方向的正反切换机构、将左右轮转向轴的旋转变换成绕左右轮转向主销轴线的旋转并用于左右轮的转向的转向齿轮组，该转向齿轮组由非匀速比转向齿轮构成，并且作为该非匀速比转向齿轮，使用使螺距曲线分两个阶段进行变化的非圆形齿轮。
根据这种转向装置，通过正反切换机构的动作，可选择要请求的车辆操纵模式，即上述的二轮操纵模式、急转弯模式、平转模式、平行移动操纵模式中的一种。
专利文献1：(日本)特开2007－022159号公报
但是，在专利文献1提案的现有转向装置中，以车辆转弯中心存在于后轮轴的延长线上或穿过轴距的中心的车宽方向延长线上的两处的方式设定转向齿轮组的螺距曲线，故而当要将车辆转弯中心设定在任意位置时，左右前轮的转向角及左右后轮的转向角就不满足阿克曼几何关系，具有导致产生轮胎鸣叫或不均匀磨损之类的问题。
另外，当要通过仅左右前轮的大转向角转向来实现急转弯时，前轮大转向时使用的转向齿轮组的螺距曲线就按如下方式进行设定，即，以后轮也转向为前提并以车辆转弯中心位于穿过轴距的中心的车宽方向延长线上的方式设定上述转向齿轮组的螺距曲线，故而左右前轮的转向角不满足阿克曼几何关系，导致产生轮胎鸣叫或不均匀磨损。
这样，当为了解决该问题而要使左右前轮的转向角满足阿克曼几何关系时，会导致限制左右前轮的转向角，其结果，具有不能实现所希望的急转弯之类的问题。
发明内容
本发明是基于下述的事实认定而设立的，所述事实为在现有情况下，因在左右转向轴之间固定了转速比，故而当为了实现各种操纵模式而以将车辆转弯中心设定在任意位置的方式使各轮转向时，不满足阿克曼几何关系而产生上述轮胎鸣叫或不均匀磨损的问题，本发明的目的在于提供一种转向装置，在左右转向轴之间可变更转速比，既满足阿克曼几何关系，又可将车辆转弯中心设定在任意位置，由此，不会产生上述轮胎鸣叫或不均匀磨损的问题，可实现所有的操纵模式。
为了实现该目的，本发明的转向装置如下地构成。
首先，对成为本发明前提的转向装置进行说明，该转向装置是通过对每个车轮向车宽方向内方延伸设置的转向轴的绕长度方向轴线的旋转而对车辆的左右前轮及左右后轮进行转向的转向装置。
本发明的特征在于，在这种转向装置的左右前轮用转向轴的一方及左右后轮用转向轴的一方分别单独地设有响应驾驶员的转向操作而传递掌舵力的掌舵力源，
使差动齿轮组分别单独地介于左右前轮用转向轴的相互邻接端之间及左右后轮用转向轴的相互邻接端之间。
而且，在如下构成上具有特征，即，将这些差动齿轮组中的两个旋转元件分别与对应的左右前轮用转向轴的相互邻接端及左右后轮用转向轴的相互邻接端结合，并且在该差动齿轮组的其余一个旋转元件上分别驱动结合有对应的前轮用转向角调节促动器及后轮用转向角调节促动器。
在上述本发明的转向装置中，通过前轮用转向角调节促动器，经由对应的差动齿轮组可在左右前轮转向轴之间变更转速比，并且通过后轮用转向角调节促动器，经由对应的差动齿轮组可在左右后轮转向轴之间变更转速比。
因此，能够实现既满足阿克曼几何关系又可将车辆转弯中心设定在任意位置那样的左右前轮及左右后轮的转向，不会产生轮胎鸣叫或不均匀磨损的问题，能够实现所有的操纵模式。
附图说明
图1是就选择了仅左右前轮的转向实现的二轮操纵模式的情况而言，表示具备本发明第一实施例的转向装置的电动汽车的前后轮掌舵系统的概略平面图；
图2是就左前轮用车轮转向齿轮组而言，代表性地表示图1的转向装置的车轮转向齿轮组的主要部分剖切立体图；
图3表示图1的转向装置的前轮掌舵系统，(a)是线图性地表示该前轮掌舵系统的主要部分的大致线图，(b)是就左右前轮如图1那样转向的情况而言，表示该前轮掌舵系统的转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系的共线图；
图4表示图1的转向装置的后轮掌舵系统，(a)是线图性地表示该后轮掌舵系统的主要部分的大致线图，(b)是就左右后轮为图1的非转向状态的情况而言，表示该后轮掌舵系统的转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系的共线图；
图5是就通过左右前轮及左右后轮的所有轮同样转向使车辆平行移动的平行移动操纵模式的情况而言，表示具备图1所示的第一实施例的转向装置的电动汽车的前后轮掌舵系统的概略平面图；
图6是表示图5的平行移动操纵模式时的前轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系及后轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系的共线图，(a)是左右前轮如图5那样转向时的前轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(b)是左右后轮如图5那样转向时的后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图；
图7是就通过左右前轮和左右后轮的反相转向而使车辆急转弯的急转弯模式的情况而言，表示具备图1所示的第一实施例的转向装置的电动汽车的前后轮掌舵系统的概略平面图；
图8是表示图7的急转弯模式时的前轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系及后轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系的共线图，(a)是左右前轮如图7那样转向时的前轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(b)是左右后轮如图7那样转向时的后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图；
图9是就车辆在当前位置进行转弯的平转模式的情况而言，表示具备图1所示的第一实施例的转向装置的电动汽车的前后轮掌舵系统的概略平面图；
图10是表示图9的平转模式时的前轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系及后轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系的共线图，(a)是左右前轮如图9那样转向时的前轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(b)是左右后轮如图9那样转向时的后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图；
图11表示本发明第二实施例的转向装置的前轮转向系统，(a)是线图性地表示该前轮转向系统的包括前轮转向角调节用差动齿轮组在内的主要部分的大致线图，(b)是就图1所示的仅左右前轮实现的二轮操纵模式的情况而言，表示该前轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系的共线图；
图12是表示第二实施例的转向装置的左右前轮转向齿轮组的传动比相对于左右前轮转向角怎样变化的传动比变化特性图；
图13是线图性地表示图11(a)所示的前轮转向角调节用差动齿轮组的锁定机构的详细情况的大致线图；
图14是图13详细表示的前轮转向角调节用差动齿轮组的锁定机构的纵剖正面图；
图15表示本发明第三实施例的转向装置的前轮转向系统，(a)是线图性地表示该前轮转向系统的包括前轮转向角调节用差动齿轮组在内的主要部分的大致线图，(b)是就前轮转向角调节用差动齿轮组内的锁定机构正在动作的情况而言，表示该前轮转向角调节用差动齿轮组的构件间转速关系的共线图；
图16是线图性地表示本发明第四实施例的转向装置的后轮转向系统的包括后轮转向角调节用差动齿轮组在内的主要部分的大致线图；
图17是具备图16所示的后轮转向系统的第四实施例的转向装置的平行移动操纵模式时的前轮转向角调节用差动齿轮组及后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(a)是前轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(b)是后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图；
图18是第四实施例的转向装置的急转弯模式时的前轮转向角调节用差动齿轮组及后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(a)是前轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(b)是后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图；
图19是第四实施例的转向装置的平转模式时的前轮转向角调节用差动齿轮组及后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(a)是前轮转向角调节用差动齿轮组的共线图，(b)是后轮转向角调节用差动齿轮组的共线图；
图20是线图性地表示本发明第五实施例的转向装置的前轮转向系统的转向柱轴部分的大致线图；
图21是表示设于图20的转向柱轴的断接离合器的详细情况的纵剖正面图。
标记说明
1：方向盘
2f：掌舵传感器(转向操作检测单元)
3f：助力电机(掌舵力源)
3r：后轮转向电机(掌舵力源)
4f：十字轴齿轮
5f、5r：转向角调节差动齿轮组
6fL、6fR、6rL、6rR：转向轴
7fL、7fR、7rL、7rR：转向齿轮组
8：断接离合器(掌舵力断接单元)
10fL、10fR：左右前轮
10rL、10rR：左右后轮
52f、52r：转向角调节电机
54：锁定机构
具体实施方式
以下，基于附图对本发明的实施例进行说明。
实施例1
＜构成＞
图1是表示具备本发明第一实施例的转向装置的电动汽车的前后轮掌舵系统的概略平面图。
图1的电动汽车具备左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR，根据方向盘1的操作(掌舵量及掌舵速度)对所有这些车轮进行转向、掌舵。
此外，在图1中，表示电动汽车仅使左右前轮10fL、10fR转向，且以左右后轮10rL、10rR的车轴延长线上的点O为中心可转弯的状态。
以下，首先对左右前轮10fL、10fR的掌舵系统进行说明。
左右前轮10fL、10fR分别具备从这些车轮向车宽方向内方延伸的左右前轮转向轴6fL、6fR，通过这些转向轴6fL、6fR绕长度方向轴线的旋转而进行转向。
因此，设置将转向轴6fL、6fR的绕长度方向轴线的旋转转变成对应的左右前轮10fL、10fR的绕转向主销轴线的旋转并用于左右前轮10fL、10fR的转向的转向齿轮组7fL、7fR(传动比为ifL、ifR)，经由这些转向齿轮组7fL、7fR分别将左右前轮10fL、10fR可转向地与转向轴6fL、6fR的车宽方向外端结合。
转向齿轮组7fL、7fR为同样的构成，设为如以下参照图2对左前轮转向齿轮组7fL进行说明那样的结构。
左前轮转向齿轮组7fL具备：在左前轮转向轴6fL的外端驱动结合的小齿轮7pfL、配置在左前轮10fL的转向主销轴线Kp上并可绕该轴线旋转的平面齿轮7ffL。
小齿轮7pfL与平面齿轮7ffL啮合，可将转向轴6fL的旋转转变成在平面齿轮7ffL上绕转向主销轴线Kp的旋转，且将左前轮10fL相对于平面齿轮7ffL以可绕转向主销轴线Kp转向的方式结合。
此外，平面齿轮7ffL通过未图示的弹簧等弹性体压靠在小齿轮7pfL上，去除这两个平面齿轮7ffL及小齿轮7pfL之间的齿隙。
而且，左右前轮10fL、10fR以方向盘1及对来自该方向盘1的掌舵力进行助力的动力转向助力电机3f为掌舵力源，使助力电机3f的输出轴通过十字轴齿轮4f而相对于右前轮10fR的转向轴6fR进行十字结合。
另外，使前轮用差动齿轮组5f介于左右前轮转向轴6fL、6fR的车宽方向内侧的相互邻接端之间，经由该差动齿轮组5f使左右前轮转向轴6fL、6fR的相互邻接端如下地关联。
前轮用差动齿轮组5f由如图3(a)所示的单小齿轮型行星齿轮组(单纯行星齿轮组)51f构成，该单小齿轮型行星齿轮组51f由太阳齿轮51sf、齿圈51rf、旋转自如地支承分别与这些齿轮啮合的小齿轮51pf的行星架51cf构成。
太阳齿轮51sf与输入来自方向盘1的掌舵力的一侧的转向轴6fR结合，齿圈51rf与相反侧的转向轴6fL结合，经由减速齿轮53f而在行星架51cf上驱动结合转向角调节电机52f。
此外，图1中的前轮侧的箭头标记是左右前轮10fL、10fR的右掌舵时的各部的旋转方向。
根据图1及图3(a)所示的上述的前轮掌舵系统，来自方向盘1的掌舵力在由助力电机3f放大后，经十字轴齿轮4f、转向轴6fR及转向齿轮组7fR而到达右前轮10fR，能够使该右前轮10fR按方向盘1的掌舵角等效值进行转向。
另一方面，向转向轴6fR的掌舵力通过从太阳齿轮51sf以行星架51cf为反作用力承受体而到达齿圈51rf，其后经过转向轴6fL及转向齿轮组7fL而到达左前轮10fL，能够使该左前轮10fL转向。
此时，通过转向角调节电机52f的动作，能够任意地变更转向轴6fL相对于转向轴6fR的转速比，能够将左前轮10fL的转向角相对于右前轮10fR的转向角如图1所示地设定，其他也能够如后详述地任意设定。
为了进行变更转向轴6fL相对于转向轴6fR的转速比时的控制，在与方向盘1一同旋转的转向柱轴上设置检测方向盘1的操作量(掌舵角)及操作速度(掌舵速度)的掌舵传感器2f。
因此，掌舵传感器2f相当于本发明的转向操作检测单元。
接着，以下对左右后轮10rL、10rR的掌舵系统进行说明。
左右后轮10rL、10rR分别具备从这两个车轮向车宽方向内方延伸的左右后轮转向轴6rL、6rR，通过这两个转向轴6rL、6rR的绕长度方向轴线的旋转而进行转向。
因此，设置将转向轴6rL、6rR的绕长度方向轴线的旋转转变成对应的左右后轮10rL、10rR的绕转向主销轴线的旋转并用于左右后轮10rL、10rR的转向的转向齿轮组7rL、7rR(传动比为irL、irR)，经由这两个转向齿轮组7rL、7rR分别将左右后轮10rL、10rR可转向地与转向轴6rL、6rR的车宽方向外端结合。
左右后轮转向齿轮组7rL、7rR分别与就图2所述的左前轮转向齿轮组7fL同样。
而且，左右后轮10rL、10rR以后轮转向电机3r为掌舵力源，使该后轮转向电机3r的输出轴与右后轮10rR的转向轴6rR驱动结合。
另外，使后轮用差动齿轮组5r介于左右后轮转向轴6rL、6rR的车宽方向内侧的相互邻接端之间，经由该差动齿轮组5r使左右后轮转向轴6rL、6rR的相互邻接端如下地关联。
后轮用差动齿轮组5r由如图4(a)所示的单小齿轮型行星齿轮组(单纯行星齿轮组)51r构成，该单小齿轮型行星齿轮组51r由太阳齿轮51sr、齿圈51rr、旋转自如地支承分别与这两个齿轮啮合的小齿轮51pr的行星架51cr构成。
太阳齿轮51sr与输入来自后轮转向电机3r的掌舵力的一侧的转向轴6rR结合，齿圈51rr与相反侧的转向轴6rL结合，在行星架51cr上经由减速齿轮53r而驱动结合转向角调节电机52r。
根据图1及图4(a)所示的上述的后轮掌舵系统，来自后轮转向电机3r的掌舵力能够经转向轴6rR及转向齿轮组7rR而到达右后轮10rR，能够使该右后轮10rR按后轮转向电机3r的旋转角等效值进行转向。
另一方面，向转向轴6rR的掌舵力通过从太阳齿轮51sr以行星架51cr为反作用力承受体而到达齿圈51rr，其后经转向轴6rL及转向齿轮组7rL而到达左后轮10rL，能够使该左后轮10rL转向。
此时，通过转向角调节电机52r的动作，能够任意变更转向轴6rL相对于转向轴6rR的转速比，能够相对于右后轮10rR的转向角任意地设定左后轮10rL的转向角。
此外，在图1中，以左右后轮10rL、10rR都未转向的状态进行了表示。
图3(b)是表示如下情况的差动齿轮组5f的构件间转速关系的共线图，即，通过图3(a)的转向角调节电机52f经由差动齿轮组5f如图1所示地对左前轮10fL赋予不同于右前轮10fR的转向角α的转向角β，由此，左右前轮10fL、10fR的旋转轴线如图1所示地与处于非转向状态的左右后轮10rL、10rR的后轮轴延长线在同一点O交叉。
如图1所示，当设车辆的轮距为W，且设轴距为L时，内外圈10fR、10fL的转向角α、β的关系由阿克曼几何关系通过下式来表示。
W/L＝cotβ－cotα···(1)
在右前轮转向轴6fR以角速度θR旋转时，设右前轮转向齿轮组7fR的传动比为ifR时，右前轮10fR(在图1中为内轮)的转向角速度dα为
dα＝θR/ifR···(2)。
由(1)、(2)式，在右前轮10fR(在图1中为内轮)的转向角速度为dα的情况下，求出满足阿克曼几何关系的左前轮10fL(在图1中为外轮)的转向角速度dβ，当设左前轮转向齿轮组7fL的传动比为ifL时，左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2可通过下式求出。
θL2＝－dβ·ifL···(3)
上述(3)式的右边的符号的“负号”是使左前轮转向轴6fL向右前轮转向轴6fR相反的方向旋转的意思。
通过以左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2满足上述关系的方式由转向角调节电机52f控制行星架51cf的旋转角速度θcf，能够使左右前轮10fL、10fR如图1那样地转向。
图4(b)是表示将图4(a)的后轮转向电机3r及转向角调节电机52r保持为非动作状态而不使左右后轮10rL、10rR如图1那样地一同转向时的、差动齿轮组5r的构件间转速关系的共线图。
在这种情况下，由于左右后轮10rL、10rR不转向，故而差动齿轮组5r的各旋转构件如图4(b)所示地将角速度设为0。
此外，虽未作图示，但显然也可以因这种情况而设置使左右后轮转向轴6rR、6rR不能旋转地固定的制动器。
由以上说明可知，图1的操纵模式是仅左右前轮10fL、10fR转向的二轮操纵模式，但在本实施例中，可选择如下模式：
平行移动操纵模式，如图5、6所示，使左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR这些所有车轮同样地转向，使车辆向所有车轮转向方向平行移动；
急转弯模式，如图7、8所示，通过使左右前轮10fL、10fR和左右后轮10rL、10rR反相转向，从而使车辆急转弯；
平转(原地转弯)模式，如图9、10所示，通过使左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR转向，从而使车辆在当前位置进行转弯。
以下，基于图5、6对平行移动操纵模式进行说明。
如图5所示，当设左右前轮10fL、10fR的转向角分别为βF、αF及左右后轮10rL、10rR的转向角分别为βR、αR时，在平行移动操纵模式中，
αF＝βF＝αR＝βR···(4)。
图6(a)、(b)分别表示图5所示的平行移动操纵模式时的前轮侧差动齿轮组5f(单小齿轮型行星齿轮组51f)的构件间转速关系及后轮侧差动齿轮组5r(单小齿轮型行星齿轮组51r)的构件间转速关系的共线图。
基于图6(a)的共线图对平行移动操纵模式的前轮转向控制进行说明，在右前轮转向轴6fR以角速度θRF进行旋转时，若设右前轮转向齿轮组7fR的传动比为ifR，则右前轮10fR的转向角速度dαF由下式表示。
dαF＝θRF/ifR···(5)
由(4)、(5)式求出左前轮10fL的转向角速度dβF，若设左前轮转向齿轮组7fL的传动比为ifL，则左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2F由下式求出。
θL2F＝－dβF·ifL···(6)
通过以左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2F满足上述关系的方式由转向角调节电机52f控制行星架51cf的旋转角速度θCF，能够使左右前轮10fL、10fR如图5那样地转向。
基于图6(b)的共线图对平行移动操纵模式的后轮转向控制进行说明，若设右后轮转向齿轮组7rR的传动比为irR，则右后轮转向轴6rR的角速度θRR由下式表示。
θRR＝dαR·irR···(7)
通过以右后轮转向轴6rR的角速度θRR满足上述关系的方式控制后轮转向电机3r的转速，能够使右后轮10rR如图5那样地转向。
若设左后轮转向齿轮组7rL的传动比为irL，则左后轮转向轴6rL的旋转角速度θL2R由下式求出。
θL2R＝－dβR·irL···(8)
通过以左后轮转向轴6rL的旋转角速度θL2R满足上述关系的方式由转向角调节电机52r控制行星架51cr的旋转角速度θCR，能够使左后轮10rL如图5那样地转向。
以下，基于图7、8对急转弯模式进行说明。
图7、8的急转弯模式是以车辆转弯中心如图7所示地为距后轮轴延长线LR的前方位置的方式使左右前轮10fL、10fR和左右后轮10rL、10rR反相转向而使车辆急转弯的模式。
由阿克曼几何关系可知，右前轮转向角αF、左前轮转向角βF、右后轮转向角αR和左后轮转向角βR通过下式来表示。
W/(L－LR)＝cotβF－cotαF···(9)
cotαF＝(L－LR)/LR)·cotαF···(10)
W/LR＝cotβR－cotαR···(11)
图8(a)、(b)分别表示图7所示的急转弯模式时的前轮侧差动齿轮组5f(单小齿轮型行星齿轮组51f)的构件间转速关系及后轮侧差动齿轮组5r(单小齿轮型行星齿轮组51r)的构件间转速关系的共线图。
基于图8(a)的共线图对急转弯模式的前轮转向控制进行说明，在右前轮转向轴6fR以角速度θRF进行旋转时，若设右前轮转向齿轮组7fR的传动比为ifR，则右前轮10fR的转向角速度dαF由下式表示。
dαF＝θRF/ifR···(12)
由(9)、(12)式求出左前轮10fL的转向角速度dβF，若设左前轮转向齿轮组7fL的传动比为ifL，则左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2F通过下式求出。
θL2F＝－dβF·ifL···(13)
通过以左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2F满足上述关系的方式由转向角调节电机52f控制行星架51cf的旋转角速度θCF，能够使左右前轮10fL、10fR如图7那样地转向。
基于图8(b)的共线图对急转弯模式的后轮转向控制进行说明，由(10)、(12)式求出右后轮10rR的转向角速度dαR，若设右后轮转向齿轮组7rR的传动比为irR，则右后轮转向轴6rR的角速度θRR由下式表示。
θRR＝－dαR·irR···(14)
通过以右后轮转向轴6rR的角速度θRR满足上述关系的方式控制后轮转向电机3r的转速，能够使右后轮10rR如图7那样地转向。
另一方面，由(12)式求出左后轮10rL的转向角速度dβR，若设左后轮转向齿轮组7rL的传动比为irL，则左后轮转向轴6rL的旋转角速度θL2R由下式求出。
θL2R＝dβR·irL···(15)
通过以左后轮转向轴6rL的旋转角速度θL2R满足上述关系的方式由转向角调节电机52r控制行星架51cr的旋转角速度θCR，能够使左后轮10rL如图7那样地转向。
以下，基于图9、10对平转(原地转弯)模式进行说明。
图9、10的平转模式是如图9那样使车辆绕在俯视时位于车身中央的点而原地转弯的操纵模式，可通过使左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR如图9那样以各自的旋转中心线穿过车身中央的点的方式进行转向来实现。
由阿克曼几何关系，图9所示的右前轮转向角αF、左前轮转向角βF、右后轮转向角αR和左后轮转向角βR通过下式来表示。
αF＝βF＝αR＝βR＝tan－1(L/W)···(16)
即，右前轮转向角αF、左前轮转向角βF、右后轮转向角αR及左后轮转向角βR分别由轮距W和轴距L唯一地确定。
图10(a)、(b)分别表示图9所示的平转模式时的前轮侧差动齿轮组5f(单小齿轮型行星齿轮组51f)的构件间转速关系及后轮侧差动齿轮组5r(单小齿轮型行星齿轮组51r)的构件间转速关系的共线图。
基于图10(a)的共线图对平转模式的前轮转向控制进行说明，在右前轮转向轴6fR以角速度θRF旋转时，若设右前轮转向齿轮组7fR的传动比为ifR，则右前轮10fR的转向角速度dαF由下式表示。
dαF＝θRF/ifR···(17)
此时，左前轮10fL需要以与右前轮10fR的转向角速度dαF相同的转向速度进行转向，但是需要向反方向转向。
因此，左前轮转向轴6fL与右前轮转向轴6fR同方向地旋转。
设左前轮转向齿轮组7fL的传动比为ifL时，左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2F通过下式来求出。
θL2F＝dβF·ifL···(18)
通过以左前轮转向轴6fL的旋转角速度θL2F满足上述关系的方式由转向角调节电机52f控制行星架51cf的旋转角速度θCF，能够使左右前轮10fL、10fR如图9那样地转向。
基于图10(b)的共线图对平转模式的后轮转向控制进行说明。
左右后轮10fL、10fR相对于左右前轮侧10rL、10rR而言，转向速度相同，转向方向相反，故而设右后轮转向齿轮组7rR的传动比为irR时，右后轮转向轴6rR的角速度θRR由下式表示。
θRR＝－dαR·irR···(19)
通过以右后轮转向轴6rR的角速度θRR满足上述关系的方式控制后轮转向电机3r的转速，能够使右后轮10rR如图9那样地转向。
另一方面，设左后轮转向齿轮组7rL的传动比为irL时，左后轮转向轴6rL的旋转角速度θL2R通过下式求出。
θL2R＝dβR·irL···(20)
通过以左后轮转向轴6rL的旋转角速度θL2R满足上述关系的方式由转向角调节电机52r控制行星架51cr的旋转角速度θCR，能够使左后轮10rL如图9那样地转向。
＜效果＞
在上述的第一实施例的转向装置中，由于构成为通过前轮用转向角调节电机52f经由对应的差动齿轮组5f在左右前轮转向轴6fL、6fR之间可变更转速比，另外，构成为通过后轮用转向角调节电机52r经由对应的差动齿轮组5r在左右后轮转向轴6rL、6rR之间可变更转速比，故而如之前就图1～9说明地，能够实现既满足阿克曼几何关系又可将车辆转弯中心设定在任意位置那样的左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR的转向，不产生轮胎鸣叫或不均匀磨损的问题，能够实现所有的操纵模式。
因此，设置用于驾驶员通过手动操作或自动地选择车辆的操纵模式的操纵模式选择单元(未图示)、检测转向操作的量及速度的转向操作检测单元2f(参照图1)、检测左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR的转向角的转向角检测单元(未图示)，可以构建如下的转向控制系统，所述转向控制系统基于来自上述单元的信号，促动器控制单元(未图示)以既满足阿克曼几何关系又可实现选择到的操纵模式的方式控制前轮用转向角调节电机52f及后轮用转向角调节电机52r。
此外，当由对每个车轮设置的电机等促动器个别地使车轮转向而要实现所希望的操纵模式时，需要进行取得各轮的同步的复杂的转向控制，并且需要按照车轮的个数设置昂贵的促动器，不仅在控制上，而且在构造上也会产生成本高之类的问题，
由于各轮的掌舵系统未机械地连结，故而需要转向装置的控制系统失效时的故障保护措施，在这一点上，也会产生成本高之类的问题，但根据上述的本实施例的转向装置，所有这些问题都不会产生，在成本上有利，并且在安全上也有利。
实施例2
＜构成＞
图11(a)是表示本发明第二实施例的转向装置的前轮转向系统的转向角调节用差动齿轮组5f的与图3(a)同样的详细图。
在本实施例中，在差动齿轮组5f设有可实现双向制动的锁定机构54，由此构成为可在两旋转方向固定差动齿轮组5f的行星架51cf。
除此以外，将车辆的转向装置构成为与之前就图1所说明的同样。
在本实施例中，在图1所示的仅左右前轮10fL、10fR实现的二轮操纵模式中，使上述的锁定机构54动作而在两旋转方向上固定差动齿轮组5f的行星架51cf。
将此时的差动齿轮组5f的旋转构件间转速关系表示在图11(b)中。
因为由锁定机构54固定行星架51cf，故而如图11(b)所示，行星架51cf的旋转为0。
因此，转向角调节电机52f不发挥功能，为了使左右前轮10fL、10fR的转向角的关系满足上述的(1)式的阿克曼几何关系，需要将左右前轮转向齿轮组7fL、7fR的传动比(速度比)形成为非匀速比。
因此，在本实施例中，作为左右前轮转向齿轮组7fL、7fR，使用具有图12那样的传动比变化特性的非匀速比齿轮组。
图12表示左右前轮转向齿轮组7fL、7fR相对于左右前轮转向齿轮组7fL、7fR的输出侧旋转角即左右前轮转向角的传动比变化特性。
在本实施例中，将左右前轮转向齿轮组7fL、7fR中的成为外轮侧的转向齿轮组7fR或7fL的传动比一定，成为内轮侧的转向齿轮组7fL或7fR的传动比设为满足上述的(1)式那样的非匀速比。
另外，如图11(b)所示，左右前轮转向齿轮组7fL、7fR的输入旋转角即左右前轮转向轴6fL、6fR的旋转角θL2、θL1(θR)在设单小齿轮型行星齿轮组51f的齿数比(＝太阳齿轮齿数/齿圈齿数)为λ时，具有
θL2＝λ·θR···(21)
的关系，故而前轮转向齿轮组7fR、7fL的传动比{ifR(θR)}、{ifL(θL2)}需要满足
{ifL(θL2)}＝λ{ifR(θR)}···(22)
的关系。
上述的锁定机构54例如可如图13、14所示地构成。
图13是将锁定机构54组装到前轮用差动齿轮组5f(单小齿轮型行星齿轮组51f)而表示的概略侧面图，图14是锁定机构54的纵剖正面图。
将锁定机构(双向制动器)54的内圈541与前轮用差动齿轮组5f(单小齿轮型行星齿轮组51f)的行星架51cf结合。
锁定机构(双向制动器)54的外圈542固定于前轮用差动齿轮组5f(单小齿轮型行星齿轮组51f)的壳体。
外圈542的内周滚动面以作为凸轮面发挥功能的方式形成为正多边形，多个滚柱543介于该外圈542的内周滚动面和内圈541的外周面之间。
这些滚柱543通过弹簧544和保持器545在圆周方向等间隔地保持在内外周凸轮面之间。
在保持器545的轴线方向上对向设置有电磁铁548，该电磁铁548在非通电时使保持器545可旋转，在通电时，通过将与保持器545一体的衔铁546吸附于外圈板547，将保持器545固定在中央位置。
在通过电磁铁548的非通电而使保持器545可旋转期间，保持器545可与行星架51cf一同旋转，内外周凸轮面和滚柱543之间的间隙消失，行星架51cf被在两旋转方向上锁定。
在通过电磁铁548的通电而将保持器545固定在中央位置期间，在内外凸轮面和滚柱543之间存在间隙，行星架51cf可双方向旋转。
此外，锁定机构(双向制动器)54也可与上述相反地形成如下的构成，即，在电磁铁548通电时，可使保持器545旋转，在非通电时，将保持器545固定在中央位置。
＜效果＞
在上述的第二实施例的转向装置中，由于构成为通过锁定机构54可固定差动齿轮组5f的行星架51cf，故而在仅左右前轮10fL、10fR实现的二轮操纵模式下，通过利用上述锁定机构54的动作来固定差动齿轮组5f的行星架51cf，从而不依赖转向角调节电机52f的动作，既能够满足阿克曼几何关系，又能够实现二轮操纵模式。
实施例3
＜构成＞
图15(a)是表示本发明第三实施例的转向装置的前轮转向系统的转向角调节用差动齿轮组5f的与图3(a)同样的详细图。
在本实施例中，差动齿轮组5f由行星齿轮组51f构成，但作为该行星齿轮组51f，使用双小齿轮行星齿轮组。
该双小齿轮行星齿轮组是将上述的小齿轮51pf替换为相互啮合的双小齿轮51pfi、51pfo的行星齿轮组，使内侧小齿轮51pfi与太阳齿轮51sf啮合，使外侧小齿轮51pfo与齿圈51rf啮合。
将太阳齿轮51sf与右前轮转向轴6fR的内端结合的构成与上述各实施例同样，但在本实施例中，将双小齿轮51pfi、51pfo的行星架51cf与左前轮转向轴6fL结合。
而且，经由减速齿轮53f将转向角调节电机52f与齿圈51rf驱动结合。
另外，在差动齿轮组5f上设有可实现双向制动的锁定机构54，由此构成为可将差动齿轮组5f的齿圈51rf固定在两旋转方向上。
在本实施例中也如此，锁定机构54通过与之前就图13、14说明的同样的原理，可适当地将齿圈51rf旋转锁定。
因此，将锁定机构54的外圈与齿圈51rf结合，将内圈固定在差动齿轮组5f的壳体。
除此以外，将车辆的转向装置形成为与之前就图1说明的同样的构成。
在本实施例中，在图1所示的仅左右前轮10fL、10fR实现的二轮操纵模式下，使上述的锁定机构54动作而将差动齿轮组5f的齿圈51rf固定在两旋转方向上。
此外，图15(a)的箭头标记是前轮右转弯时的各轴的旋转方向。
将锁定机构54动作时(齿圈51rf固定时)的差动齿轮组5f的旋转构件间转速关系表示在图15(b)中。
由于齿圈51rf由锁定机构54固定，故而如图15(b)所示，齿圈51rf的旋转为0。
因此，转向角调节电机52f不发挥作用，为了使左右前轮10fL、10fR的转向角的关系满足上述(1)式的阿克曼几何关系，需要将左右前轮转向齿轮组7fL、7fR的传动比(速度比)设为非匀速比。
＜效果＞
但是，在本实施例中，由于前轮转向系统的转向角调节用差动齿轮组5f由双小齿轮行星齿轮组51f构成，故而能够容易使其齿数比λ(＝太阳齿轮齿数/齿圈齿数)接近0.5。
因此，能够使左右前轮转向轴6fL、6fR的旋转角θL2、θL1(θR)相同，前轮转向齿轮组7fR、7fL的传动比{ifR(θR)}、{ifL(θL2)}也能够相同。
因而，如果以其齿数比λ成为0.5的方式设计双小齿轮行星齿轮组51f，则左右转向轴6fL、6fR的旋转角θL2、θL1(θR)相同，能够使前轮转向齿轮组7fR、7fL的传动比{ifR(θR)}、{ifL(θL2)}相同。
由此，能够使前轮转向齿轮组7fR、7fL紧凑并且能够实现转向装置的小型化。
实施例4
＜构成＞
图16是表示本发明第四实施例的转向装置的后轮转向系统的与图4(a)同样的详细图。
在本实施例中，后轮转向系统的转向角调节用差动齿轮组5r由行星齿轮组51r构成，但作为该行星齿轮组51r，使用双小齿轮行星齿轮组。
该双小齿轮行星齿轮组是将上述的小齿轮51pr替换为相互啮合的双小齿轮51pri、51pro的行星齿轮组，使内侧小齿轮51pri与太阳齿轮51sr啮合，使外侧小齿轮51pro与齿圈51rr啮合。
将太阳齿轮51sr与右后轮转向轴6rR的内端结合的构成与上述各实施例同样，但在本实施例中，将双小齿轮51pri、51pro的行星架51cr与左后轮转向轴6rL结合。
而且，在齿圈51rr经由减速齿轮53r而驱动结合转向角调节电机52r。
此外，在本实施例中，与之前就图15(a)说明的第三实施例的情况同样，前轮转向系统的转向角调节用差动齿轮组5f由双小齿轮行星齿轮组51f构成。
但是，不一定需要图15(a)的锁定机构54，以下形成为锁定机构54为非动作状态，且齿圈51rf未被锁定的情况，展开说明。
＜作用＞
基于图17～19按操纵模式对上述的第四实施例的转向装置的作用进行说明。
(a)平行移动操纵模式
图17(a)、(b)是表示如图5所示地使左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR这些所有车轮同样地转向而使车辆向所有车轮转向方向平行移动的平行移动操纵模式的、前轮侧差动齿轮组5f(图15所示的双小齿轮行星齿轮组51f)的构件间转速关系及后轮侧差动齿轮组5r(图16所示的双小齿轮行星齿轮组51r)的构件间转速关系的共线图。
与前轮侧差动齿轮组5f及后轮侧差动齿轮组5r由单小齿轮型行星齿轮组构成的情况同样，控制转向角调节电机52f、52r的旋转，以使其满足上述(4)式。
此外，作为后轮侧差动齿轮组5r，也可以使用图4(a)的单小齿轮型行星齿轮组。
通过转向角调节电机52f、52r的该旋转控制，图17(a)所示的前轮侧差动齿轮组5f的共线图及图17(b)所示的后轮侧差动齿轮组5r的共线图全都相同，能够使左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR的所有车轮同样地转向，从而使车辆向所有车轮转向方向平行移动。
(b)急转弯模式
图18(a)、(b)是表示如图7所示地通过使左右前轮10fL、10fR和左右后轮10rL、10rR反相转向而使车辆绕距后车轴延长线LR的前方位置的中心点急转弯的急转弯模式的、前轮侧差动齿轮组5f(图15所示的双小齿轮行星齿轮组51f)的构件间转速关系及后轮侧差动齿轮组5r(图16所示的双小齿轮行星齿轮组51r)的构件间转速关系的共线图。
与前轮侧差动齿轮组5f及后轮侧差动齿轮组5r由单小齿轮型行星齿轮组构成的情况同样，控制转向角调节电机52f、52r的旋转，以使其满足上述(9)～(11)式。
此外，作为后轮侧差动齿轮组5r，也可以使用图4(a)的单小齿轮型行星齿轮组。
通过转向角调节电机52f、52r的该旋转控制，图18(a)所示的前轮侧差动齿轮组5f的共线图及图18(b)所示的后轮侧差动齿轮组5r的共线图成为夹着转速＝0的基准线而完全对称的形式，能够使左右前轮10fL、10fR和左右后轮10rL、10rR如图7所示地反相转向，从而使车辆急转弯。
(c)平转模式
图19(a)、(b)是表示如图9所示地通过使左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR以各自的旋转中心线穿过车身中央的点的方式转向而使车辆绕该车身中央点原地转弯的平转模式的、前轮侧差动齿轮组5f(图15所示的双小齿轮行星齿轮组51f)的构件间转速关系及后轮侧差动齿轮组5r(图16所示的双小齿轮行星齿轮组51r)的构件间转速关系的共线图。
与前轮侧差动齿轮组5f及后轮侧差动齿轮组5r由单小齿轮型行星齿轮组构成的情况同样，控制转向角调节电机52f、52r的旋转，以使其满足上述(16)式。
此外，作为后轮侧差动齿轮组5r，也可以使用图4(a)的单小齿轮型行星齿轮组。
通过转向角调节电机52f、52r的该旋转控制，图19(a)所示的前轮侧差动齿轮组5f的共线图及图19(b)所示的后轮侧差动齿轮组5r的共线图成为夹着转速＝0的基准线而完全对称的矩形，能够使左右前轮10fL、10fR和左右后轮10rL、10rR如图9所示地转向，从而使车辆平转。
＜效果＞
在本实施例中，通过如上所述地使左右前轮10fL、10fR及左右后轮10rL、10rR以平行移动操纵模式、急转弯模式及平转模式转向，既能够满足阿克曼几何关系，又能够实现各模式，在任一模式下都不会产生轮胎鸣叫或不均匀磨损的问题。
实施例5
＜构成＞
图20、21表示本发明第五实施例的转向装置的转向柱轴。
如图20所示，该转向柱轴在方向盘1及助力电机3f间进行分割，使作为掌舵力断接单元的断接离合器8介于该分割部。
如图21的纵剖正面图所示，断接离合器8同心地具备内圈81及外圈82，使内圈81与方向盘1侧的柱轴分割部结合，且使外圈82通过外圈板87而与助力电机3f侧的柱轴分割部结合。
外圈82的内周滚动面以作为凸轮面发挥作用的方式形成为正多边形，使多个滚柱83介于该外圈82的内周滚动面和内圈81的外周面之间。
这些滚柱83通过弹簧84和保持器85在圆周方向等间隔地保持在内外周凸轮面间。
在保持器85的轴线方向上对向设置有电磁铁88，该电磁铁88在非通电时可使保持器55旋转，在通电时通过将与保持器85一体的衔铁86吸附于外圈板87，从而将保持器85固定在中央位置。
在通过电磁铁88的非通电而使保持器85可旋转期间，保持器85可与外圈板87一同旋转，内外周凸轮面和滚柱83之间的间隙消失，柱轴分割部分相互结合，可将方向盘1的旋转向助力电机3f传递。
在通过电磁铁88的通电而将保持器85固定在中央位置期间，在内外凸轮面和滚柱83之间存在间隙，能够使断接离合器8断开，能够不在柱轴分割部分间传递旋转。
除此以外，将转向装置形成为与第一实施例～第四实施例中的任一实施例同样的构成。
＜效果＞
在本实施例中，在图5那样的平行移动模式(包括90°横向移动)或图9那样的平转模式等与方向盘1的操作不相关联的操纵模式时，将断接离合器8断开。
由此，在与方向盘1的操作不相关联的操纵模式中，即使是车轮转向状态，也能够不使方向盘1旋转，可避免因方向盘1的意外旋转而使驾驶员感到不知所措的情况。
此外，如果将断接离合器8与上述相反地构成为通过电磁铁88的通电而成为断开状态且通过非通电而成为结合状态那样的构成，则在电源失效或不能控制等异常时，断接离合器8形成为结合状态，故而驾驶员能够机械地使车轮转向，不使用复杂的机构或控制就能够具有故障防护功能。
另外，仅在使用频率小的平转模式或90°横向移动模式下，使断接离合器8通过电磁铁88的通电而断开，可抑制该通电导致的电力消耗，在能源效率方面也是有利的。
其他实施例
在上述第一～五实施例中，对前轮侧转向角调节用差动齿轮组5f及后轮侧转向角调节用差动齿轮组5r都由单小齿轮型行星齿轮组构成的情况以及前轮侧转向角调节用差动齿轮组5f及后轮侧转向角调节用差动齿轮组5r都由双小齿轮行星齿轮组构成的情况进行了说明，但显然也可以在前轮侧转向角调节用差动齿轮组5f和后轮侧转向角调节用差动齿轮组5r中，一方由单小齿轮型行星齿轮组构成，另一方由双小齿轮行星齿轮组构成。
另外，也可以将左右前轮的转向齿轮组7fL、7fR设为非匀速比齿轮，且将左右后轮的转向齿轮组7rL、7rR设为匀速比齿轮，其理由如下所述。
后轮侧单独的操纵模式因为使用频率极低，故而几乎不像前轮侧那样地锁定差动齿轮组3r进行使用。
因此，后轮侧的差动齿轮组3r不需要锁定机构，因为左右轮转向角的控制通过转向角调节电机52r来进行，故而左右后轮的转向齿轮组7rL、7rR不必形成非匀速比齿轮，也可以为匀速比齿轮。
这样，在将左右后轮的转向齿轮组7rL、7rR形成为匀速比齿轮的情况下，因为尺寸比非匀速比齿轮小，所以能够实现左右后轮转向齿轮组7rL、7rR的小型化。

Claims (8)

1.一种转向装置，其为车辆的转向装置，通过针对每个车轮，向车宽方向内方延伸设置的转向轴的绕长度方向轴线的旋转而对车辆的左右前轮及左右后轮进行转向，其特征在于，
在所述左右前轮用转向轴的一方及所述左右后轮用转向轴的一方分别单独地设有响应驾驶员的转向操作而传递掌舵力的掌舵力源，
使差动齿轮组分别单独地介于所述左右前轮用转向轴的相互邻接端之间及所述左右后轮用转向轴的相互邻接端之间，
将这些差动齿轮组中的两个旋转元件分别与对应的左右前轮用转向轴的相互邻接端及左右后轮用转向轴的相互邻接端结合，并且在所述差动齿轮组的其余的一个旋转元件上分别驱动结合对应的前轮用转向角调节促动器及后轮用转向角调节促动器。
2.如权利要求1所述的转向装置，其特征在于，
所述两差动齿轮组分别由单纯行星齿轮组构成，将这些单纯行星齿轮组的太阳齿轮及齿圈分别与对应的左右前轮用转向轴的相互邻接端及左右后轮用转向轴的相互邻接端结合，且在行星架上分别驱动结合对应的前轮用转向角调节促动器及后轮用转向角调节促动器。
3.如权利要求2所述的转向装置，其特征在于，具备将所述转向轴的绕长度方向轴线的旋转转变成对应的车轮的绕转向主销轴线的旋转并用于该对应车轮的转向的转向齿轮组，
设有可将所述单纯行星齿轮组的行星架固定在两旋转方向上的锁定机构，
由非匀速比齿轮组构成左右轮的所述转向齿轮组，以在所述锁定机构动作时，使车轮转向角满足阿克曼几何关系。
4.如权利要求1所述的转向装置，其特征在于，
所述两差动齿轮组分别由双小齿轮行星齿轮组构成，将这些双小齿轮行星齿轮组的太阳齿轮及行星架分别与对应的左右前轮用转向轴的相互邻接端及左右后轮用转向轴的相互邻接端结合，且在齿圈上分别驱动结合对应的前轮用转向角调节促动器及后轮用转向角调节促动器。
5.如权利要求4所述的转向装置，其特征在于，具备将所述转向轴的绕长度方向轴线的旋转转变成对应的车轮的绕转向主销轴线的旋转并用于该对应车轮的转向的转向齿轮组，
设有可将所述双小齿轮行星齿轮组的齿圈固定在两旋转方向上的锁定机构，
由非匀速比齿轮组构成左右轮的所述转向齿轮组，以在所述锁定机构动作时，使车轮转向角满足阿克曼几何关系。
6.如权利要求3或5所述的转向装置，其特征在于，
所述左右前轮的所述转向齿轮组由非匀速比齿轮组构成，所述左右后轮的所述转向齿轮组由匀速比齿轮组构成。
7.如权利要求1～6中任一项所述的转向装置，其特征在于，所述左右前轮及左右后轮中的主掌舵轮的所述掌舵力源是与驾驶员操作的方向盘结合的转向柱轴，该转向柱轴与主掌舵轮的所述一方的转向轴机械地驱动结合，
在从所述方向盘经转向柱轴到所述一方的转向轴的掌舵力传递系统上插装有掌舵力断接单元。
8.如权利要求1～7中任一项所述的转向装置，其特征在于，具备：
车辆的操纵模式选择单元；
检测所述转向操作的量及速度的转向操作检测单元；
检测左右前轮及左右后轮的转向角的转向角检测单元；
基于来自上述单元的信号来控制所述前轮用转向角调节促动器及后轮用转向角调节促动器，以既满足阿克曼几何关系又实现选择的操纵模式的促动器控制单元。
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Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104773201A (zh) * 2015-03-17 2015-07-15 北京理工大学 一种用于多轴分布式机电驱动车辆的复合转向辅助系统
CN105946969A (zh) * 2016-05-27 2016-09-21 北京航空航天大学 一种解决平衡摇臂式底盘车辆转向问题的转向机构
CN108016495A (zh) * 2016-10-28 2018-05-11 长城汽车股份有限公司 转向梯形平台化设计方法
CN108016491A (zh) * 2016-10-31 2018-05-11 比亚迪股份有限公司 车辆及其后轮转向控制系统和方法
CN110027619A (zh) * 2019-05-05 2019-07-19 杭州阿博思新能源汽车科技有限公司 一种车轮转向控制方法及车轮转向控制系统
CN110775155A (zh) * 2019-10-25 2020-02-11 北京星航机电装备有限公司 一种基于stm32控制的后轮驱动前轮转向agv的控制方法
CN111232052A (zh) * 2020-02-25 2020-06-05 东南大学 一种用于四轮独立驱动电动汽车的四轮转向方式
CN111867921A (zh) * 2018-03-20 2020-10-30 Ntn株式会社 操舵系统和具有它的车辆
CN112238896A (zh) * 2019-07-18 2021-01-19 上海燧方智能科技有限公司 车用转向方法、系统、行驶机构的转向方法及行驶机构

Families Citing this family (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9434412B2 (en) * 2010-08-23 2016-09-06 Terex South Dakota, Inc. Apparatuses and methods for steering a vehicle
FR3010965B1 (fr) * 2013-09-20 2017-08-18 Exel Ind Ensemble comprenant un chassis pour engin a voie variable tel qu’un engin agricole du type pulverisateur ou engin enjambeur
US9408344B1 (en) * 2013-11-08 2016-08-09 Hydro-Gear Limited Partnership Three wheeled vehicle
JP6382597B2 (ja) 2014-06-27 2018-08-29 Ntn株式会社 車両
US9686273B2 (en) * 2015-02-24 2017-06-20 Avatier Corporation Aggregator technology without usernames and passwords
US10822924B2 (en) 2016-03-07 2020-11-03 National Oilwell Varco, L.P. Multi-well bop cellar trailer
US10293854B2 (en) * 2016-10-05 2019-05-21 Dreco Energy Services Ulc Movable rig and steering system
WO2018156990A1 (en) 2017-02-25 2018-08-30 Pride Mobility Products Corporation Mobility vehicle
CN107651011A (zh) * 2017-10-09 2018-02-02 大连艾欧信息技术有限公司 用于园区的可转向物流送货车
WO2020028969A1 (en) 2018-08-06 2020-02-13 Dreco Energy Services Ulc Drill floor support structures
DE102018127731B3 (de) 2018-11-07 2020-04-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Kraftfahrzeug und Verfahren zum Lenken eines Kraftfahrzeugs
CN110171472B (zh) * 2019-07-11 2023-07-07 吉林大学 一种双模式后轮主动转向装置
US11603723B2 (en) 2019-08-30 2023-03-14 Nov Canada Ulc Cuttings processing unit
US20220097704A1 (en) * 2020-09-30 2022-03-31 Ford Global Technologies, Llc Crawl operations for four-wheel steering vehicles
CN112849256A (zh) * 2020-12-31 2021-05-28 宿州学院 一种小型农用履带式拖拉机的转向机构
CN113401219B (zh) * 2021-07-29 2022-12-13 松灵机器人(深圳)有限公司 多模态可切换小车
CN115384656B (zh) * 2022-08-18 2023-08-01 湖南工业大学 一种多自由度机器人行走机构

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1576134A (zh) * 2003-07-23 2005-02-09 日产自动车株式会社 车辆转向系统
WO2005101945A2 (en) * 2003-04-02 2005-11-03 Ian James Spark Off road vehicle steering systems
CN201305019Y (zh) * 2008-10-13 2009-09-09 湖北三江航天万山特种车辆有限公司 多级换向转向操纵机构
CN201633774U (zh) * 2010-04-28 2010-11-17 袁洪海 汽车四轮转向控制器

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5143400A (en) * 1989-08-10 1992-09-01 Michelin Recherche Et Technique Active toe adjustment apparatus
US5014802A (en) * 1990-06-04 1991-05-14 General Motors Corporation Rear steer controller
US5402344A (en) * 1993-08-23 1995-03-28 Martin Marietta Energy Systems, Inc. Method for controlling a vehicle with two or more independently steered wheels
AUPR047300A0 (en) * 2000-10-03 2000-10-26 Spark, Ian James Improved off road vehicle
WO2003059720A1 (en) * 2002-01-15 2003-07-24 Terratronics Pty Ltd Vehicle with integrated control of steering and wheel speed
JP4285310B2 (ja) 2004-04-16 2009-06-24 トヨタ自動車株式会社 車両の操舵装置
JP4590568B2 (ja) * 2005-03-10 2010-12-01 国立大学法人 新潟大学 走行形態切換え装置および制御方法
JP4635754B2 (ja) * 2005-07-12 2011-02-23 日産自動車株式会社 ステアリング装置
JP5481022B2 (ja) * 2007-09-25 2014-04-23 富士重工業株式会社 車両の操舵装置
JP5332446B2 (ja) * 2008-09-25 2013-11-06 日産自動車株式会社 ステアリング装置付きサスペンション

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2005101945A2 (en) * 2003-04-02 2005-11-03 Ian James Spark Off road vehicle steering systems
CN1576134A (zh) * 2003-07-23 2005-02-09 日产自动车株式会社 车辆转向系统
CN201305019Y (zh) * 2008-10-13 2009-09-09 湖北三江航天万山特种车辆有限公司 多级换向转向操纵机构
CN201633774U (zh) * 2010-04-28 2010-11-17 袁洪海 汽车四轮转向控制器

Cited By (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104773201A (zh) * 2015-03-17 2015-07-15 北京理工大学 一种用于多轴分布式机电驱动车辆的复合转向辅助系统
CN105946969B (zh) * 2016-05-27 2018-08-31 北京航空航天大学 一种平衡摇臂式底盘车辆转向机构
CN105946969A (zh) * 2016-05-27 2016-09-21 北京航空航天大学 一种解决平衡摇臂式底盘车辆转向问题的转向机构
CN108016495A (zh) * 2016-10-28 2018-05-11 长城汽车股份有限公司 转向梯形平台化设计方法
CN108016491B (zh) * 2016-10-31 2019-11-08 比亚迪股份有限公司 车辆及其后轮转向控制系统和方法
CN108016491A (zh) * 2016-10-31 2018-05-11 比亚迪股份有限公司 车辆及其后轮转向控制系统和方法
CN111867921A (zh) * 2018-03-20 2020-10-30 Ntn株式会社 操舵系统和具有它的车辆
US11459029B2 (en) 2018-03-20 2022-10-04 Ntn Corporation Steering system and vehicle equipped with same
CN110027619A (zh) * 2019-05-05 2019-07-19 杭州阿博思新能源汽车科技有限公司 一种车轮转向控制方法及车轮转向控制系统
CN112238896A (zh) * 2019-07-18 2021-01-19 上海燧方智能科技有限公司 车用转向方法、系统、行驶机构的转向方法及行驶机构
CN110775155A (zh) * 2019-10-25 2020-02-11 北京星航机电装备有限公司 一种基于stm32控制的后轮驱动前轮转向agv的控制方法
CN111232052A (zh) * 2020-02-25 2020-06-05 东南大学 一种用于四轮独立驱动电动汽车的四轮转向方式
CN111232052B (zh) * 2020-02-25 2022-03-04 东南大学 一种用于四轮独立驱动电动汽车的四轮转向方法

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Publication number Publication date
EP2824016A4 (en) 2015-10-07
JP5919900B2 (ja) 2016-05-18
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US9321482B2 (en) 2016-04-26

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